解忠良 焦 見 楊 康 符江鋒 何 濤

(1.西北工業(yè)大學工程力學系 陜西西安 710072；2.西安電子科技大學機電工程學院 陜西西安 710071；3.西北工業(yè)大學動力與能源學院，動力控制裝置性能及可靠性研究所 陜西西安 710072；4.武漢第二船舶設計研究所 湖北武漢 430205)

鉛鉍軸承是新一代核電站二回路主循環(huán)系統(tǒng)重要組成部分，用于支撐整個二回路主循環(huán)系統(tǒng)軸系。鉛鉍軸承是新式合金軸承，與國內現(xiàn)役核電站所用軸承有所不同。鑒于鉛鉍軸承自身結構以及液膜的復雜程度和流體動力學特性尚不清晰，將很大程度上影響整個二回路循環(huán)系統(tǒng)的穩(wěn)定性，抗沖擊性和抗振動性，進而影響整個系統(tǒng)使用壽命。目前國內對鉛鉍軸承的了解尚不深入，對軸承潤滑機制和液膜流體動力學特性尚不清楚。因此，研究該類新型高溫液態(tài)金屬潤滑軸承潤滑機制，豐富流體動壓潤滑理論，可為該類特種軸承設計研發(fā)及國產化提供理論依據(jù)。

國內學者對低黏度介質潤滑滑動軸承進行了大量研究。何陽等人[1]研究了網(wǎng)狀表面織構對水潤滑軸承摩擦性能的影響，發(fā)現(xiàn)在忽略空蝕的條件下，同一轉速下水膜承載能力基本隨著網(wǎng)紋深度的增加先增大后減小。周廣武等[2]建立多溝槽潤滑結構和實際工況邊界條件的水潤滑橡膠合金軸承彈流潤滑數(shù)學模型，計算了有無溝槽以及溝槽半徑對潤滑性能的影響，計算結果表明：在溝槽處膜厚較大，壓力較低，而在承載區(qū)膜厚較小，壓力較高，周向方向上壓力分布不連續(xù)，并且在最小膜厚處軸向方向的入口和出口附近出現(xiàn)了2個壓力峰值；水膜壓力和最小膜厚均隨溝槽半徑的增大而減?。怀休d能力隨偏心率增大而增大，隨溝槽半徑和過渡圓弧半徑的增大而減小；摩擦因數(shù)隨轉速增大而略有增大，隨溝槽半徑的增大顯著增加。王艷真等[3]研究了水潤滑尾軸承數(shù)值計算過程中的邊界條件和潤滑介質的流動狀態(tài)，建立了計入彈性變形的軸承潤滑性能分析方法。張飛等人[4]針對某艉軸工作時出現(xiàn)的下沉現(xiàn)象以及伴隨的強烈刺激噪聲展開研究，通過數(shù)值分析等方法，提出了改進軸承結構、優(yōu)化材料性能的解決方案。XIE等[5]研究了偏差對潤滑性能的影響和水潤滑軸承的潤滑狀態(tài)轉換，結果表明：隨著最大壓力和剪切應力的增大，最小膜厚減小，存在偏差角的8個動態(tài)系數(shù)增大。張凌峰等[6]利用Fluent軟件，研究比較了軸瓦螺旋槽軸承和主軸螺旋槽軸承的性能，探討了螺旋槽頭數(shù)、角度以及槽臺寬比對軸承間隙流域流體的泄漏量、支反力和偏位角的影響，揭示了影響導軸承性能的主要和次要因素。曹金龍[7]研究了液鈉動靜壓軸承的潤滑機制和動態(tài)特性，改進了軸承結構，提高了軸承承載力，減少液鈉泄漏量和泵軸與軸承內壁面直接摩擦造成的劇烈磨損。王曉紅等[8]針對外界異物可能對軸瓦造成損傷，通過建立流體潤滑模型，對比了多種情況下異物磨損對軸承潤滑性能的影響。王占朝等[9]通過建立考慮軸承受到多種因素影響的瞬態(tài)模型，分析探討了多種因素影響下軸承在平衡梁結構與非平衡梁結構的運轉與停止過程，實驗結果給出了解決軸承啟停轉速的最佳方案。陳汝剛等[10]利用ARMD研究了液鈉動靜壓軸承潤滑機制和動態(tài)特性，揭示了鈉泵流體動靜壓混合潤滑軸承潤滑機制的特殊性。裴世源等[11]建立了鈉泵導軸承潤滑分析模型，分析了工況參數(shù)與關鍵結構參數(shù)對潤滑特性的影響。VON GESSENECK等[12]針對軸承在鉛鉍共晶冷卻劑中面臨的工況條件，提出一種遠程監(jiān)測鉛鉍共晶的方法，討論了潤滑不足對軸承工況的影響。HAJRA等[13]提出了一種利用鈦酸鉍、Bi4Ti3O12(BiTiO)/聚二甲基硅氧烷(PDMS)復合薄膜的摩擦電和壓電效應的多單元混合壓電-摩擦電納米發(fā)電機(HNG)；隨后，在3D打印結構和球體的幫助下，構建了一種新的器件結構設計，包括一個多單元HNG器件，分別提供300 V和4.7 μA的電壓和電流輸出；最后，將HNG裝置用于生物力學能量收集，并為LED、計算器和手表等各種電子設備供電。ZHANG等[14]針對加速器驅動系統(tǒng)主冷卻液回路的核心部件——液體鉛鉍泵，設計了一種液體鉛鉍泵，并對其性能和流動特性進行了數(shù)值模擬，研究了輸送介質對泵性能的影響以及對液壓元件的作用力，結果表明，用液體鉛鉍代替水介質，提高了泵的運行性能。

本文作者在前期研究的基礎上[15-17]，采用流體動靜壓潤滑原理，對新一代核電站二回路主循環(huán)系統(tǒng)的鉛鉍軸承進行仿真分析，研究間隙、偏心率、轉速和環(huán)形導流槽等因素對軸承流體動力學特性的影響，厘清了轉速和偏心率與壓力峰值之間的關系，探明了間隙等因素對軸承各項潤滑性能參數(shù)的影響機制，闡明了環(huán)形導流槽對軸承潤滑性能的影響機制；在此基礎上，有效揭示了該類軸承的流體動力學潤滑機制，從而為鉛鉍軸承在國內新一代核電站中的應用提供理論依據(jù)。

1 理論模型

1.1 CFD控制方程

(1)質量守恒方程

單位時間內微小流體六面體單元中質量的增加，與相同時間內流入六面體單元的凈質量相等。轉軸在鉛鉍合金潤滑液環(huán)境中工作，根據(jù)潤滑液的性能，得出方程[18]如下：

(1)

該方程適用于可壓縮流體和不可壓縮流體，其中ρ為流體密度，t為時間，Sm是連續(xù)相的質量。鉛鉍合金潤滑液屬于不可壓縮流體，所以微分方程[18]如下：

(2)

式中：ux、uy、uz為流體模型于t時刻在點(x，y，z)處的速度分量。

(2)能量守恒方程

微小流體六面體單元中能量的增加率為流入微小六面體單元的熱流通量及體積力與表面力的總和。轉軸工作時產生的熱大部分會被潤滑液吸收，只有少部分反作用于自身，微分方程[18]如下：

(3)

式中：U是單位體積內的熱能；mij是表面張力；υ是移動距離；k是熱傳導系數(shù)；q是單位質量的熱量分布函數(shù)；p是單位體積上的壓力。

(3)動量守恒定律

微小流體六面體單元的動量變化率與外界作用在該六面體單元的各種力之和相等。轉軸系統(tǒng)運行過程中，會有微小碰撞沖擊，對鉛鉍軸承造成一定的損傷，其動量守恒方程[18]如下：

(4)

(5)

(6)

式中：?τxx、?τyy、?τzz是應力張量；fx、fy、fz是外部體積力。

1.2 鉛鉍合金潤滑液物性模型

LBE合金的共晶成分為55.5%Bi和44.5%Pb(質量分數(shù))，常壓下，其熔點為125 ℃，沸點為1 677 ℃[19-21]。

鉛鉍軸承流體域為鉛鉍合金潤滑液，液態(tài)鉛鉍的密度計算公式[20]為

ρ=11 096-1.323 6T

(7)

式中：T為液體LBE介質溫度，K。

液態(tài)鉛鉍的動力黏度計算公式[20]為

μ=4.94×10-4×e754.1/T

(8)

液態(tài)鉛鉍的比熱容計算公式[20]為

cp=159-2.72×10-2T+7.12×10-6T2

(9)

液態(tài)鉛鉍的熱導率計算公式[20]為

(10)

液態(tài)鉛鉍的表面張力計算公式[20]為

f=0.437-6.6×10-5T

(11)

液態(tài)鉛鉍的絕熱彈性模量計算公式[20]為

Bs=(35.18-1.541×10-3T-9.191×10-6T2)×109

(12)

計算模型中的鉛鉍合金潤滑液工作溫度為額定工況溫度310 ℃，代入得：ρ=10 324.14 kg/m3，μ=1.8×10-3Pa·s，cp=145.56 J/(kg·K)，λ=12.3 W/(m·K)，f=0.39 N/m，Bs=3.12×1010Pa。

2 CFD模型

2.1 軸承結構

鉛鉍軸承是新型立式軸承，其模型結構如圖1所示。區(qū)別于傳統(tǒng)軸承，鉛鉍軸承內壁面周向均勻分布8個工作腔室，每個腔室中央開有導向孔，其可將鉛鉍合金潤滑液引入腔室中。內壁面底端有環(huán)形導流槽Ⅰ和環(huán)形導流槽Ⅱ，在軸承支撐轉軸運行時起到泄壓作用。外壁面均勻分布8條螺旋槽，每條螺旋槽與內壁面工作腔室導向孔相對應，對應序號為：1-9、2-10、3-11、4-12、5-13、6-14、7-15、8-16。螺旋槽可循環(huán)地將合金潤滑液由工作腔室輸送到軸承底端環(huán)形導流槽處。

圖1 鉛鉍動靜壓軸承結構

通過SolidWorks構建鉛鉍軸承液膜模型，實際模型如圖2(a)所示。已有研究表明，外部螺旋槽對軸承性能影響較小[15]。因此，根據(jù)模型特性，對其進行合理簡化。得到圖2(b)所示簡化后的液膜模型，表1給出了簡化后液膜模型具體結構參數(shù)。

2.2 邊界條件及網(wǎng)格劃分

鉛鉍軸承區(qū)別于其他軸承之處在于：潤滑入口端為8個工作腔室，如圖3。8個溝槽沿外壁面均勻分布，入口即為圖中箭頭垂直指向溝槽面處，一共8個入口，鉛鉍合金潤滑液由此進入，液膜內壁面為旋轉面，外壁面為靜止面，液膜上下端面為出口端。

圖3 邊界條件示意

網(wǎng)格質量的高低與數(shù)量的多少決定著計算的精度和效率。與四面體網(wǎng)格相比，六面體網(wǎng)格質量相對較好，計算速度快、精度高、收斂性好。對液膜模型進行網(wǎng)格劃分，首先進行面的修補和邊界條件的定義，其次建立塊結構，通過O-grid劃分，實現(xiàn)每個溝槽與塊的對應，最后進行點映射和線映射，以及全局網(wǎng)格尺寸的定義，最終得到整體網(wǎng)格。沿流體膜厚度方向劃分5層網(wǎng)格，網(wǎng)格數(shù)量達到1 266 860，最小網(wǎng)格平均質量為0.976。經過6組網(wǎng)格劃分對比試驗后表明，在出、入口端劃分5層網(wǎng)格時，液膜壓力趨于穩(wěn)定且在此時網(wǎng)格數(shù)量相對較少。圖4給出了網(wǎng)格劃分完成后整體六面體網(wǎng)格示意圖，從圖中可見，出口端面有5層網(wǎng)格，整體均是六面體網(wǎng)格，具體網(wǎng)格參數(shù)如表2所示。

圖4 鉛鉍軸承液膜網(wǎng)格示意

表2 網(wǎng)格參數(shù)

2.3 仿真過程

圖5給出了鉛鉍軸承整體計算流程。從劃分網(wǎng)格、對液膜進行初始值賦予開始，從而進行液膜流動狀態(tài)的判斷以便選擇求解模型。設置邊界條件和求解液膜連續(xù)性方程，最終得到液膜的極值壓力、承載力和摩擦因數(shù)等。

圖5 鉛鉍軸承液膜計算流程

3 結果與討論

在對鉛鉍軸承流體動力學模型進行分析時，作如下假設：

(1)由于溫度一定時，液態(tài)金屬合金隨著流速的變化，物理性能參數(shù)與水非常接近，所以液態(tài)金屬合金為牛頓流體；

(2)滿足界面無滑移條件；

(3)分析鉛鉍軸承僅考慮其徑向運動，膜厚和壓力由于軸向梯度變化忽略不計，僅分析各自徑向梯度變化。

3.1 環(huán)形導流槽對潤滑性能的影響規(guī)律

圖6和圖7分別給出了偏心0.2、間隙0.2 mm，考慮環(huán)形導流槽和不考慮環(huán)形導流槽2種情況下的壓力云圖。可明顯看出，當考慮環(huán)形導流槽時，正壓承載區(qū)域和負壓承載區(qū)域聚集在溝槽上方，即環(huán)形導流槽所在區(qū)域，如圖8所示。而不考慮環(huán)形導流槽的正、負壓承載區(qū)，動壓效應則集中在溝槽間。造成這一區(qū)別的主要原因是環(huán)形導流槽與壓力入口處的導向孔相同，可以引導壓力入口處的鉛鉍合金潤滑液，從而達到泄壓作用。此外，根據(jù)圖7所示，在間隙和偏心率較小時，動壓效應尚未完全形成。在此過程中，又因溝槽的阻斷，正、負壓承載區(qū)被分開，從而造成了圖7所示的動壓效應不穩(wěn)定情形。

圖6 考慮環(huán)形導流槽的壓力云圖

圖7 不考慮環(huán)形導流槽的壓力云圖

圖8 環(huán)形導流槽液膜與軸承對應圖

為研究環(huán)形導流槽對潤滑性能的影響規(guī)律，選取典型工況參數(shù)：間隙0.2 mm、偏心率0.2，比較有、無環(huán)形導流槽情況下，轉速對各項參數(shù)的影響。圖9所示是考慮有、無環(huán)形導流槽情況下，轉速對極壓、承載和摩擦因數(shù)的影響。從圖9(a)、(b)可看出，環(huán)形導流槽存在與否，最大壓力都隨轉速增大而增大，最小壓力隨轉速增大而減小。但轉速在100～500 r/min范圍內，考慮環(huán)形導流槽的最大壓力大于不考慮環(huán)形導流槽，500～1 000 r/min時情況相反。圖9(b)中，轉速在100～200 r/min時，無環(huán)形導流槽最小壓力大于有環(huán)形導流槽，200 r/min之后，無環(huán)形導流槽的最大負壓逐漸減小，有環(huán)形導流槽最大負壓減小趨勢比較緩慢。圖9(a)中，考慮環(huán)形導流槽壓力云圖隨轉速增加時，溝槽上部的正、負承載區(qū)逐漸向溝槽間轉移，對應了環(huán)形導流槽的泄壓作用。圖9(c)、(d)分別給出了有、無環(huán)形導流槽情況下轉速對承載力和摩擦因數(shù)的影響?？煽闯?，考慮環(huán)形導流槽對承載力和摩擦因數(shù)的影響遠遠小于不考慮環(huán)形導流槽。無環(huán)形導流槽時，承載力和摩擦因數(shù)隨轉速呈指數(shù)型增長；考慮環(huán)形導流槽時，承載力和摩擦因數(shù)隨轉速幾乎線性增長。由此可見，簡化環(huán)形導流槽對承載力和摩擦有著較大影響，摩擦增大的同時承載也得到大幅度提升。這對提高軸承抗振緩沖性能具有重要啟發(fā)作用，并為后續(xù)工作進一步開展奠定基礎。

圖9 不同轉速下環(huán)形導流槽對最大和最小壓力、承載力、摩擦因數(shù)的影響

3.2 溝槽數(shù)目對潤滑性能的影響規(guī)律

為研究溝槽數(shù)目對潤滑性能的影響規(guī)律，選取典型溝槽數(shù)目：6溝槽和8溝槽進行分析?？紤]到鉛鉍軸承結構的復雜性，綜合分析鉛鉍軸承對轉軸性能的影響，針對鉛鉍軸承整體結構進行簡化，以期實現(xiàn)與原軸承結構的對比，從而完善對鉛鉍軸承的研究。建立簡化后的鉛鉍軸承模型如圖10所示。圖10與圖1相比，簡化了螺旋槽、環(huán)形導流槽以及多個導向孔，工作腔室由原來8個減少到6個，加大了軸承厚度。由于動壓效應主要形成并集中于溝槽間，所以對液膜模型進行合理簡化，簡化后的液膜模型在結構上遠沒有原模型復雜，減少了導向孔。詳細參數(shù)信息如表3所示。

表3 液膜模型結構參數(shù)

圖10 鉛鉍動靜壓軸承結構(簡化后)

圖11所示是8溝槽與6溝槽在不同偏心下極壓、承載和摩擦因數(shù)的變化曲線。如圖11(a)所示，相同間隙下，最大壓力隨偏心率增大而增大；不同間隙下，最大壓力與偏心率之間亦呈正相關關系。間隙為0.4 mm時最大壓力隨偏心增長最快，當間隙大于0.4 mm時，最大壓力隨偏心率增長的趨勢逐漸緩慢。同一偏心下，最大壓力隨間隙增大而減?。幌噜弮蓷l折線間的壓力差也隨偏心增大而逐漸拉開差距。此外，從圖中可知，8溝槽最大壓力遠大于6溝槽，并且6溝槽偏心率與最大壓力的規(guī)律與8溝槽相似。從壓力云圖可知，隨著偏心的增大，8溝槽和6溝槽液膜的動壓效應逐漸形成，正、負壓承載區(qū)各自向一處集中。圖11(b)中，相同間隙下，最小壓力與偏心率呈負相關關系，最小壓力隨偏心率增大而減小。不同間隙條件下的最小壓力隨偏心增大而減小的速率差異較大，間隙越大最小壓力減小越緩慢。8溝槽時，相鄰兩條曲線的壓力差隨偏心率的增大而增大，且偏心率越大壓力差越大。8溝槽與6溝槽的最小壓力都隨偏心率的增大而減小，且6溝槽最小壓力整體比8溝槽大。8溝槽時，最小壓力隨偏心率減小的同時又隨間隙的增大而增大。在圖11(c)中，相同間隙下，承載力隨偏心率增大而增大，當偏心較低時(0.4～0.5)，承載力緩慢增長，偏心較高時(0.5～0.6)，承載力則以較快趨勢增長。不同間隙下，相鄰兩條曲線的承載力之差隨偏心增大而逐漸拉開差距；同一偏心下，承載力隨著間隙的增大而減小。間隙較小時(如0.4 mm)，承載力減小較快；間隙較大時(如0.6 mm)，承載力則緩慢減小。此外，6溝槽整體承載曲線遠低于8溝槽。如圖11(d)所示，相同間隙下摩擦因數(shù)隨偏心率增大而增大；同一偏心率下，摩擦因數(shù)隨間隙增大而減小，相似的規(guī)律亦在不同偏心率情況下體現(xiàn)。8溝槽摩擦因數(shù)遠大于6溝槽，8溝槽摩擦因數(shù)隨間隙增大而均勻增長，6溝槽摩擦因數(shù)隨間隙增大而增長得較快。

綜上分析，8溝槽和6溝槽承載力和摩擦因數(shù)皆隨偏心率增大而增大，但8溝槽承載力和摩擦因數(shù)曲線整體大于6溝槽。因此，對溝槽數(shù)目而言，存在較大的優(yōu)化設計空間使得軸承性能達到增載減阻、減振降噪最優(yōu)，這也是后續(xù)研究的重點。

3.3 轉速對潤滑性能的影響規(guī)律

選取典型工況參數(shù)：間隙0.3～0.7 mm、偏心率0.8以及轉速100～1 000 r/min，研究轉速對極壓、承載和摩擦因數(shù)的影響，如圖12所示。

從圖12(a)中可以看出，相同間隙時，最大壓力隨轉速增大而增大；轉速低于500 r/min時，最大壓力幾乎呈線性增長，轉速高于500 r/min，最大壓力則呈指數(shù)型急劇增長。間隙不同時，小間隙(如0.3 mm)下最大壓力隨轉速增長速率比大間隙(如0.7 mm)快。同一轉速下，最大壓力隨間隙增大而減小，相鄰兩條曲線的壓力之差隨間隙增大而減小，并且在0.3～0.5 mm間隙范圍內壓力差減小幅度比在0.5～0.7 mm間隙范圍內大。這是由于隨著間隙增大，液膜最小膜厚變小、最大膜厚變大，動壓效應主要在膜厚較小側形成，而膜厚越小泄壓作用越強，壓力隨之減小。轉速不同時，相鄰兩條曲線間的壓力差隨轉速升高而顯著增大。從圖12(b)中可看出，在相同間隙條件下，最小壓力與轉速呈負相關，最小壓力隨轉速增大而減小。不同間隙條件下，最小壓力隨轉速增大而減小的速率差異較大，間隙越大最小壓力減小速率越緩慢。同一轉速情況下，最小壓力隨著間隙的增大而增大。在0.3～0.5 mm間隙范圍內的最小壓力，其增長速率比在0.5～0.7 mm間隙范圍內快。如圖12(c)所示，同一間隙下，承載力隨轉速增大而增大，高轉速(大于500 r/min)下的承載力增長速率比低轉速(小于500 r/min)下快。間隙不同時，相鄰2條曲線的承載力之差隨轉速增大而逐漸增大。相同轉速下，承載力隨著間隙的增大而減??；在0.3～0.5 mm間隙范圍內的承載力，其減小速率比在0.5～0.6 mm間隙范圍內快。如圖12(d)所示，相同間隙條件下，摩擦因數(shù)隨轉速增大而增大，且整體增長速率較快。相同轉速下，摩擦因數(shù)隨間隙增大而減小，當間隙較小時(間隙小于0.5 mm)，摩擦因數(shù)減小的速率較快，間隙較大時(間隙大于0.5 mm)，摩擦因數(shù)減小的速率則十分緩慢。此外，隨著轉速的升高，達到飽和的正、負壓承載區(qū)，其動壓效應向鄰側轉移，這也是壓力隨轉速升高而增大的原因。

3.4 偏心率對潤滑性能的影響規(guī)律

選取典型間隙0.4～0.8 mm，典型轉速600 r/min，研究偏心率分別為0.2、0.4、0.6、0.8和0.9時壓力、承載力和摩擦因數(shù)的變化規(guī)律，如圖13所示。

從圖13(a)中可看出，相同間隙情況下，最大壓力隨偏心增大而增大，偏心率為0.2、0.4、0.6時的壓力增加速率遠沒有偏心率為0.8、0.9時快。同一偏心率下，最大壓力隨間隙增大而減小。間隙為0.4、0.5和0.6 mm時的最大壓力減小幅度大于間隙為0.7和0.8 mm時。如圖13(b)所示，相同間隙條件下，最小壓力隨偏心增大而減??；并且偏心不同，最小壓力減小速率也不同。偏心率較小時(小于 0.6)，最小壓力隨著偏心率的增大而緩慢減小，其壓差梯度幾乎保持不變，二者呈線性關系。偏心率較大時(大于0.6)，最小壓力隨著偏心率的增大而急劇減小，其壓差梯度呈現(xiàn)增大的態(tài)勢，二者呈非線性關系。偏心率相同時，隨著間隙增大，最小壓力也在增大，相鄰2條曲線的壓力之差隨間隙增大而減小。如圖13(c)所示，在相同間隙條件下，承載力隨偏心率增大而增大，并且偏心率不同，承載力增大速率也不同。小偏心率下(偏心率小于0.6)的承載力增長速率遠低于大偏心率下(偏心率大于 0.6)。相同偏心率下，承載力隨間隙增大而減小，相鄰2條曲線間的承載力之差也隨間隙的增大而增大。如圖13(d)所示，相同間隙下，摩擦因數(shù)隨著偏心率的增大而增大，并且由于偏心率的不同，摩擦因數(shù)增大速率與承載力相似，在此不再贅述。同一偏心率下，相鄰2條曲線間的摩擦因數(shù)之差也與上述承載力之差相似。

根據(jù)曲線中云圖所示，隨著偏心率的增大，動壓效應從無到有、從弱到強、從小到大。同一偏心率下，隨著間隙的增大動壓效應也在增強。綜上可知，在轉速為600 r/min時，大偏心率、大間隙對動壓效應的形成起到積極作用。

3.5 間隙對潤滑性能的影響規(guī)律

選取典型偏心率0.8，在轉速600～1 000 r/min下，研究承間隙分別為0.3、0.4、0.5、0.6、0.7 mm 時壓力、承載力和摩擦因數(shù)的變化規(guī)律，如圖14所示。

如圖14(a)所示，相同轉速條件下，最大壓力隨間隙增大而減小。小間隙(間隙小于0.5 mm)下的最大壓力減小速率大于大間隙(間隙大于0.5 mm)下。相同間隙下，轉速增大，最大壓力隨之增大，相鄰曲線間的壓力差隨間隙增大而逐漸減小。如圖14(b)所示，轉速相同時，最小壓力隨間隙增大而增大，間隙小于0.5 mm的壓力增長速率比間隙大于0.5 mm的快。不同轉速情況下，壓力與間隙之間的規(guī)律與前述規(guī)律相似。相同間隙下，轉速增大而最小壓力減小，相鄰2條曲線間的壓力差隨間隙的增大而減小。如圖14(c)所示，同一轉速條件下，承載力隨間隙增大而減小。當間隙較小時(間隙小于0.5 mm)，承載力減小速率較快，間隙較大時(間隙大于0.5 mm)，承載力以緩慢趨勢減??；同一間隙下，承載力隨著轉速的增大而增大，相鄰曲線間的承載力之差隨間隙增大而減小。如圖14(d)所示，同一轉速下摩擦因數(shù)隨間隙增大而減小，整體減小速率較平緩。同一間隙下，摩擦因數(shù)隨轉速的增大而增大，相鄰曲線間的摩擦因數(shù)之差幾乎保持不變。

此外，間隙為0.3 mm時動壓效應已經形成，隨著間隙逐漸增大，正、負壓承載區(qū)向周圍區(qū)域轉移部分壓力，并且間隙越大轉移趨勢越強。

4 結論及展望

針對新一代核電站二回路主循環(huán)系統(tǒng)中的鉛鉍軸承存在的動力學特性和潤滑機制尚不清晰等問題，研究了間隙、轉速、偏心率和有無環(huán)形導流槽等因素對鉛鉍軸承流體動力學特性的影響。得到如下結論：

(1)環(huán)形導流槽對承載力和摩擦因數(shù)的影響遠小于無環(huán)形導流槽。

(2)最大壓力隨著轉速、偏心率的增大而增大，隨著間隙的增大而減小。

(3)最小壓力隨著轉速、偏心率的增大而減小，隨著間隙的增大而增大。

(4)相同間隙和偏心條件下，隨著轉速的升高，達到飽和的正、負壓承載區(qū)，其動壓效應向鄰側轉移。

(5)相同間隙和轉速條件下，隨著偏心的增大，動壓效應從無到有、從弱到強、從小到大。

此外，研究表明，鉛鉍軸承8溝槽模型摩擦雖然比6溝槽大，但其承載亦遠大于6溝槽。因此，在摩擦和承載之間存在一個最優(yōu)平衡范圍，使得鉛鉍軸承達到增載減阻性能最優(yōu)化，這也是下一階段重點研究內容。文中研究成果為新一代核主泵系統(tǒng)鉛鉍軸承設計研發(fā)及國產化奠定了堅實基礎。