基于FLUENT的径向滑动轴承油膜压力仿真_黄首峰

基于 FLUENT 的径向滑动轴承油膜压力仿真 * 黄首峰郭 红张绍林岑少起 （郑州大学 机械工程学院， 郑州 450001 ） Static Characteristics Simulation of Journal Sliding Bearing Based on FLUENT HUANG Shou-feng， GUO Hong， ZHANG Shao-lin， CEN Shao-qi （School of Mechanical Engineering， Zhengzhou University， Zhengzhou 450001， China ） 文章编号： 1001-3997 （2012 ） 10-0248-02 【摘要】目前， 对于不同结构形式的滑动轴承， 通常采用差分法或者有限元法来研究轴承的静、 动 态特性， 在建立数学模型时要进行很多简化， 往往忽略惯性项、 油膜曲率等因素的影响， 并且差分法不 易对复杂形状的轴承进行特性计算。 以外部供油的径向滑动轴承为研究对象， 从原始的 N-S 方程出发， 基于 CATIA 建立了油膜的流场模型，通过 FLUENT 仿真得到了不同偏心率和不同转速下轴承油膜的 压力分布。仿真结果表明： 在偏心率一定的情况下， 轴承压力值随着转速的增加而增加； 在转速一定的 情况下， 轴承压力值随着偏心率的增加而增加。FLUENT 仿真结果与文献中数值计算结果相吻合， 为进 一步研究滑动轴承的其他性能提供了一种新的方法。 关键词： 径向滑动轴承； FLUENT； 油膜压力分布； 偏心率 【Abstract】Now domestic and overseas scholars usually use the finite difference method or the finite element method to research the static and dynamic characteristics of the different structure journal bearings. In order to simplify the mathematical models， these methods often neglect the influence of other factors such as inertia source term and oil film curvature and so on， in addition， research on characteristics of complex shape bearing is very difficult through the finite difference method.Based on original N-S equations and CATIA fluid models， the fluid pressure distribution and static characteristics of externally pressurized jour nal bearing under different eccentricity and different rotational speed was established through FLUENT simulation.It can be seen from the results that the pressure values increase with the increment of rotational speed and eccentricity ratio.FLUENT simulation results are close to the numerical calculation of references. A theoretical basis for the further study of the sliding bearing performance is provided. Key Words： Journal Sliding Bearing； FLUENT； Film Pressure Distribution； Eccentricity ? ? ? ? 中图分类号： TH16； TH133.3文献标识码： A 来稿日期： 2011-12-26基金项目： 国家自然科学基金项目 （510773 ） 1 引言 随着旋转机械向着高速和重载的方向发展，机械行业对轴 承的性能要求也越来越高。目前， 国内外大多数学者用数值法求 解雷诺方程来研究轴承的静动态特性，但是雷诺方程是 N-S 方 程的简化， 忽略了惯性项等因素的影响1-2； 并且对于形状复杂的 轴承通过编写程序来求静动态特性是非常费时费力的。 计算机流 体动力学 （CFD ） 通过数值计算和图像显示对流体系统进行仿真 分析。CFD 的基本思想： 用一系列有限单元对在时间域和空间域 上连续的物理量场进行离散， 并且建立这些离散点上变量的代数 方程组， 然后求解这些代数方程组获得变量的近似解3-4。 近年来， 如 PHOENICS、 CFX、 FIDIP、 FLUENT 等多个商用 CFD 软件在流 场计算中得到了广泛应用，其中 FLUENT 软件是目前功能最全 面、 适应性最广的 CFD 软件之一。 基于 FLUENT 建立了径向滑动 轴承在不同偏心率下的模型，分析了不同转速下压力场分布情 况， 为进一步研究滑动轴承的其他性能提供了一种新的方法。 2 控制方程 2.1 连续性方程 坠 坠t （v軆） =0 （1 ） 式中： v軆速度矢量， 密度。 此质量守恒方程表述为：单位时间内流体微元体中质量的 增加等于同一时间间隔内流入该微元体的净质量。 2.2 动量守恒方程 坠 坠t（v 軆） （v軆v軆） =- + （軆 軋 ） +F 軋 （2 ） 軆 軋= v軆+ v軆 T 軋軋- 2 3 v軆軋 軋 I （3 ） 式中： P流体微元体上的压力；F軋外部体积力；軆 軋应力张量； I单位张量。 此质量守恒方程表述为： 微元体中流体的动量对时间的变 化率等于外界在该微元体上各种力之和。 2.3 能量守恒方程 坠 （T ） 坠t +div （v 軆T ） =div k Cp grad 軋軋 T +ST（4 ） 式中： Cp是比热容； k流体的传热系数； ST耗散项。 3 圆柱滑动轴承模型的建立 3.1 物理模型的建立及其网格的划分 以径向滑动轴承为研究对象， 轴承直径 D1=80mm， 轴承宽度 MachineryDesignManufacture 机械设计与制造 第 10 期 2012 年 10 月248 B=80mm， 进油口直径 D2=2mm， 半径间隙 c=0.025mm， 偏心率 1= 0.3， 如图 1 所示。 2=0.6； 采用软件 CATIA 建立轴瓦和轴颈之间油 膜的三维模型， 然后导入到前处理软件 GAMBIT 进行网格划分， 采用六面体网格单元划分油膜， 由于油膜厚度与半径和长度相比 为极小量， 易造成网格扭曲和最小单元体积为负值而影响计算结 果错误5， 考虑网格质量和计算机内存综合因素， 滑动轴承网格总 数量为 800000 为宜， 可以得到较好的计算结果6-7， 网格划分， 如 图 2 所示。 进油孔 轴 轴承 油腔 进油孔 图 1 滑动轴承结构示意图 图 2 油膜网格结构图 3.2 计算模型的假设及边界条件 模型假设：（1 ） 在轴承间隙内流体被看成不可压缩的三维定 常流动8；（2 ） 润滑油的惯性力忽略不计并且润滑油与轴颈无相对 滑动9；（3 ） 临界雷诺数 Re=U*ha*/， 经计算小于 2300， 油膜按层 流计算，式中： U轴颈圆周速度， ha平均油膜厚度， 润滑油 动力粘度， 润滑油密度。 边界条件： 油密度 =891kg/m3， 润滑油动力粘度 =0.02Pa s， 润滑前润滑油平均温度 25， 润滑后润滑油平均温度为 50； 进 油压力 p= （0.100.12 ） MPa， 出油压力 p=0.10MPa， 从两侧进油口 进油， 轴承两端出油， 轴颈转速设置 n1=6000r/min， n2=30000r/min。 4 计算结果及其分析 首先计算滑动轴承偏心率为 0.3 时的静平衡位置， 初始偏位 角设定为 45， 计算得到油膜承载力 Fx、 Fy， 检查是否满足|Fx/Fy| 0.01， 然后不断调整偏位角直到满足条件， 最后得到静平衡偏位 角为 55.5 （偏心率为 0.6 时静平衡位置偏位角为 40.8 ） 。不同偏 心率和不同转速下油膜压力分布图， 如图 3图 6 所示。比较图 3 和图 4 （或者图 5 和图 6 ） 可知， 在偏心率一定的情况下， 轴承压力 值随着转速的增加而增加； 比较图 3 和图 5 （或者图 4 和图 6 ） 可 知， 在转速一定的情况下， 轴承压力值随着偏心率的增加而增加。 2.43e-07 2.31e-07 2.19e-07 2.07e-07 1.95e-07 1.83e-07 1.70e-07 1.58e-07 1.46e-07 1.34e-07 1.22e-07 1.10e-07 9.74e-06 8.52e-06 7.30e-06 6.09e-06 4.87e-06 3.65e-06 2.43e-06 1.22e-06 0.00e-00 图 3 油膜压力分布图 （1=0.3， n1=6000r/min ） 1.22e-08 1.16e-08 1.10e-08 1.03e-08 9.74e-07 9.13e-07 8.52e-07 7.91e-07 7.30e-07 6.69e-07 6.09e-07 5.48e-07 4.87e-07 4.26e-07 3.65e-07 3.04e-07 2.43e-07 1.83e-07 1.22e-07 6.09e-06 0.00e-00 图 4 油膜压力分布图 （1=0.3， n2=30000r/min ） 8.46e-07 8.04e-07 7.62e-07 7.19e-07 6.77e-07 6.35e-07 5.93e-07 5.50e-07 5.08e-07 4.66e-07 4.23e-07 3.81e-07 3.39e-07 2.96e-07 2.54e-07 2.12e-07 1.69e-07 1.27e-07 8.46e-06 4.23e-06 0.00e-00 图 5 油膜压力分布图 （2=0.6， n1=6000r/min ） 4.12e-08 3.91e-08 3.71e-08 3.50e-08 3.29e-08 3.09e-08 2.88e-08 2.68e-08 2.47e-08 2.26e-08 2.06e-08 1.85e-08 1.65e-08 1.44e-08 1.24e-08 1.03e-08 8.24e-07 6.18e-07 4.12e-07 2.06e-07 0.00e-00 图 6 油膜压力分布图 （2=0.6， n2=30000r/min ） 在不同偏心率和不同转速下采用 FLUENT 仿真得到的最大 压力值和文献中数值计算的最大压力值对比表， 如表1所示。由表 1 可知， 在偏心率比较小的情况下， FLUENT 仿真结果和文献中数 值计算结果偏差小于 3%;在偏心率比较大的情况下， FLUENT 仿真 结果和文献中数值计算结果偏差小于 10%， FLUENT 仿真结果与 文献中数值计算结果基本吻合。 表 1不同模型下 F L U E N T仿真与文献 数值计算最大压强值对比表 FLUENT 仿真 最大压强/MPa 文献数值计算 最大压强/MPa 1=0.3， n1=6000r/min24.124.5 1=0.3， n1=30000r/min121122.5 2=0.6， n1=6000r/min84.677.3 2=0.6， n1=30000r/min412385 5 结论 （1 ） 采用 FLUENT 方法得到了滑动轴承的压力场， 揭示滑动 轴承油膜沿轴向和周向压强分布规律， 解决了由于油膜厚度很薄 第 10 期黄首峰等： 基于 FLUENT 的径向滑动轴承油膜压力仿真249 导致轴承内部压力值无法直接测试的问题，此方法可缩短研发周 期， 节省试验费用。 （2 ） 在偏心率一定的情况下， 轴承压力值随着转 速的增加而增加； 在转速一定的情况下， 轴承压力值随着偏心率的 增加而增加。（3 ） FLUENT 仿真结果与文献中数值计算结果基本吻 合， 为后续研究轴承的动态特性提供了一种新的研究方法。 参考文献 1GuoHong， LaiXinmin， WuXiaoling， Andsoon.PerformanceofFlatCapi- llaryCompensatedDeep/ShallowPocketsHydrostatic/HydrodynamicJou- rnal-thrust Floating Ring Bearing J .Tribology Transcations， 2009， 52 （2 ） :204-212. 2GUO Zeng-lin， Toshio Hirano， Gordon Kirk.Application of CFD Analysis for Rotating Machinery-PartI： Hydrodynamic， Hydrostatic Bearings and Squeeze Film Damper J .Journal of Engineering for Gas Turbines and Power， 2005 （127 ） ： 445451. 3江帆.FLUENT 高级应用与实例分析 M .北京:清华大学出版社出版， 2009:161-195. 4温正.FLUENT流体计算应用教程 M .北京:清华大学出版社出版， 2008： 205-249. 5高庆水.基于 CFD 方法的液体动压滑动轴承动特性研究 J .润滑与密 封， 2008， 33 （9 ） :6567. 6马涛.基于 FLUENT 的液体动静压轴承数值模拟 J .东华大学学报自 然科学版.2010 （3 ） ： 76-78. 7涂林.基于 FLUENT 的动压滑动轴承油膜稳定性研究 D .山西： 太原 科技大学， 2011. 8饶河清.FLUENT 软件的多孔质静压轴承的仿真与实验研究 D .黑龙 江:哈尔滨工业大学.2006. 9于桂昌， 刘淑莲， 郑水英.基于 CFD 的滑动轴承动力特性的数值计算 方法 J .振动与冲击， 2010 （5 ） ： 34-36. 10张直明.滑动轴承流体动力润滑理论 M .北京:高等教育出版社， 1986： 1-79. 鼓式制动器低频振动的模型研究 * 郑广平娄玉印谢 斌杨龙宝许 枭 （广西大学 机械工程学院， 南宁 530004 ） Research on the Model of Low Frequency Vibration for Drum Brake ZHENG Guang-ping， LOU Yu-yin， XIE Bin， YANG Long-bao， XU Xiao （College of Mechanical Engineering， Guangxi University， Nanning 530004， China ） 文章编号： 1001-3997 （2012 ） 10-0250-03 【摘要】为研究汽车制动过程中鼓式制动器的低频振动， 建立了系统非线性数学模型， 基于对制 动蹄的惯性力的考虑， 推导了鼓式制动器五自由度数学模型， 对汽车制动器进行了力学分析和系统稳 定性分析， 并利用数值分析软件 Matlab 得出汽车制动器的摩擦系数和特征值、 频率的关系。结果表明： 制动蹄的惯性力对法向合力的位置没有影响， 压力中心的位置只与制动器的结构参数有关。即使考虑 恒定的摩擦系数， 鼓式制动器的失稳现象也可能发生。失稳时的频率在低频振动的频率范围内， 在一定 程度上验证了模型的正确性。 关键词： 鼓式制动器； 振动； 稳定性 【Abstract】To study the low-frequency vibration of drum brake of automobile in the course of apply ing brake， a non-linear equation of 5-degree of freedom is established， considering the inertia force of brake shoe.By the force analysis of drum brake model and stability of the system, and making use of the numerical analysis software MATLAB， the relationship of automobile brake friction coefficient, eigenvalue and the fre quency is achieved.The result shows that the inertia force of brake shoe has no influence on the location of pressure and the loc