微小型渦輪發(fā)動機(jī)圓錐氣體靜壓軸承的特性研究

王犇，王曉力，張小青，張玉言

(1.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081；2.北京工商大學(xué) 材料與機(jī)械工程學(xué)院，北京 100048)

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微小型渦輪發(fā)動機(jī)圓錐氣體靜壓軸承的特性研究

王犇1，王曉力1，張小青2，張玉言1

(1.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081；2.北京工商大學(xué) 材料與機(jī)械工程學(xué)院，北京 100048)

對用于微小型渦輪發(fā)動機(jī)的圓錐氣體靜壓軸承的特性開展了理論及實(shí)驗(yàn)研究.設(shè)計(jì)了圓錐氣體靜壓軸承的結(jié)構(gòu)型式，提出了圓錐氣體靜壓軸承的潤滑模型及其數(shù)值解法，獲得了圓錐氣體軸承承載力和氣體質(zhì)量流量性能，考察了氣膜厚度、供氣壓力和節(jié)流孔數(shù)目對軸承性能的影響.建立了圓錐氣體軸承測試平臺，獲得了軸承的質(zhì)量流量-供氣壓力曲線，為理論模型的驗(yàn)證提供了實(shí)驗(yàn)手段.結(jié)果表明，增加供氣壓力和節(jié)流孔數(shù)目可提高承載力和氣體質(zhì)量流量；圓錐軸承測試結(jié)果與理論結(jié)果趨勢一致，數(shù)據(jù)吻合.

微發(fā)動機(jī)；圓錐氣體靜壓軸承；潤滑模型；虛擬儀器

微小型渦輪發(fā)動機(jī)由于可為微小型汽車、飛機(jī)、泵和武器等機(jī)械提供高功率密度動力源，因而得到廣泛關(guān)注.氣體軸承由于具備低黏度、超低摩擦損耗、幾乎零磨損且無污染等特點(diǎn)，成為支承微小型渦輪發(fā)動機(jī)中旋轉(zhuǎn)部件的理想選擇[1-2].

目前，大多數(shù)微小型渦輪發(fā)動機(jī)中采用了氣體推力軸承和徑向軸承來分別支承其轉(zhuǎn)子的軸向載荷和徑向載荷，但這種方式的軸承結(jié)構(gòu)復(fù)雜，占用空間大，不利于加工和裝配[3-4].圓錐氣體軸承的獨(dú)特之處在于能同時(shí)承受軸向載荷和徑向載荷，具有結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、工藝性好，其推力受離心力的影響小且軸承間隙易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)[5].

文中首先對用于微小型渦輪發(fā)動機(jī)的圓錐氣體靜壓軸承的結(jié)構(gòu)型式進(jìn)行設(shè)計(jì)，提出圓錐氣體靜壓軸承的潤滑模型及其數(shù)值解法，求得圓錐氣體軸承承載力和氣體質(zhì)量流量性能.其次，通過自行研制的微小型圓錐氣體軸承測試平臺對軸承的質(zhì)量流量—供氣壓力曲線進(jìn)行測試，為理論模型的驗(yàn)證提供實(shí)驗(yàn)手段.

1 微小型圓錐氣體靜壓軸承理論分析

如圖1所示，微小型渦輪發(fā)動機(jī)采用兩個(gè)正排列型式布置的圓錐氣體靜壓軸承支承轉(zhuǎn)子，不僅可以為轉(zhuǎn)子提供徑向支承，還可以有效地限制轉(zhuǎn)子的軸向運(yùn)動.

1.1 理論模型

圓錐氣體靜壓軸承及其側(cè)面展開圖如圖2所示.其中，軸承內(nèi)壁有一個(gè)環(huán)形均壓槽和Nh個(gè)節(jié)流小孔.均壓槽可使節(jié)流小孔附近的壓力均勻，從而抑制偏載，保證軸承的穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn).

圖2(b)為圓錐氣體軸承的軸對稱截面，其中r為沿母線方向的坐標(biāo)，α為錐角.圖2(c)為任意r下，平行于圓錐底面的圓截面，在該截面的坐標(biāo)系xO′y中，x=rsin (α/2)cosθ，y=rsin (α/2)sinθ.

圓錐氣體軸承柱坐標(biāo)系形式的Reynolds方程為

(1)

式中：p為氣膜壓力；h為氣膜厚度；μ為氣體動力黏度系數(shù)；ω為轉(zhuǎn)子角速度；t為時(shí)間.

由于圓錐氣體靜壓軸承的承載力不依賴于轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)速度，且節(jié)流孔所在環(huán)面開有均壓槽，因此氣膜壓力p與周向坐標(biāo)θ無關(guān).在穩(wěn)態(tài)且轉(zhuǎn)子不偏心的情況下，氣膜厚度h在除節(jié)流孔和均壓槽外的潤滑區(qū)域中相等且不隨時(shí)間改變.因此，適用于圓錐氣體靜壓潤滑的Reynolds方程可化簡為

求知欲是兒童思維的原動力。根據(jù)兒童的心理特征。教學(xué)中，我們更應(yīng)該創(chuàng)設(shè)誘發(fā)學(xué)習(xí)動機(jī)的教學(xué)情境，把學(xué)生的不隨意注意吸引到參與學(xué)習(xí)的興趣上來，引導(dǎo)他們對數(shù)學(xué)問題積極思考與探索，從而達(dá)到掌握知識、發(fā)展智能的目的。

(2)

式(2)的邊界條件為

(3)

式中：pa為環(huán)境壓力；pd為節(jié)流小孔出口區(qū)壓力；R1、R2和R為軸承尺寸參數(shù).

根據(jù)式(2)(3)可得到圓錐氣體靜壓軸承的氣膜壓力分布為

(4)

于是，圓錐氣體靜壓軸承的承載力為

(5)

圓錐氣體靜壓軸承的潤滑氣體由節(jié)流小孔提供，經(jīng)軸承端面流出.流過潤滑間隙的流量qmf為

(6)

式中ρ為氣體密度.

通過圓錐氣體靜壓軸承節(jié)流小孔的流量與節(jié)流小孔的供氣壓力p0和出口區(qū)壓力pd有關(guān)，單個(gè)小孔節(jié)流的流量qmh為[6]

(7)

(8)

式中：A0為節(jié)流小孔的截面積；ρ0為供氣壓力p0下的氣體密度；φ為考慮到真實(shí)流量與理論值差異的常數(shù)；k為氣體的比熱比，對于空氣，取k=1.4；pc為臨界壓力；βk為臨界壓力比，可以表示為

(9)

根據(jù)氣體力學(xué)可知，當(dāng)節(jié)流小孔的出口壓力pd與入口壓力p0相等時(shí)，流量qmh為0；當(dāng)pd逐漸減小時(shí)，qmh將逐漸增加；當(dāng)pd下降至臨界壓力pc時(shí)，qmh達(dá)到最大值，此時(shí)的氣流速度為當(dāng)?shù)氐穆曇羲俣?，馬赫數(shù)為1；當(dāng)pd繼續(xù)下降到比pc低時(shí)，由于小孔出流的氣流速度已是音速，氣流下游的壓力變化將不能沿氣流上溯達(dá)到節(jié)流孔的另一側(cè)，即節(jié)流后的壓力變化將不能影響氣體的流出速度，致使氣流的流速保持不變.

1.2 數(shù)值求解方法

由式(4)可知，圓錐氣體靜壓軸承的氣膜壓力分布p僅與供氣壓力p0和軸承尺寸參數(shù)有關(guān)，而與潤滑區(qū)的氣膜厚度h無關(guān).然而實(shí)際上，由于節(jié)流小孔處的氣流出口壓力pd與節(jié)流孔類型、節(jié)流孔尺寸、供氣壓力和氣流流量有關(guān)，而通過節(jié)流孔的氣流流量又與潤滑膜厚度有關(guān).因此，潤滑膜中的壓力分布與潤滑膜厚度間接相關(guān).

在求解圓錐氣體靜壓軸承特性參數(shù)時(shí)，如果供氣壓力p0與潤滑膜厚度h為已知，但節(jié)流小孔的出口壓力pd未知，不能根據(jù)式(4)直接求出潤滑膜中的壓力p，而是需要根據(jù)節(jié)流小孔的流量qmh及流過潤滑間隙的流量qmf的相對大小進(jìn)行數(shù)值迭代計(jì)算.具體的計(jì)算流程如圖3所示.

1.3 結(jié)果與討論

用于微小型渦輪發(fā)動機(jī)的圓錐氣體靜壓軸承的具體參數(shù)為：錐角α=100°，展開面中參數(shù)R1=27.4 mm，R2=3.3 mm和R=18.3 mm，節(jié)流小孔直徑和數(shù)目分別為d=0.16 mm和Nh=4，空氣動力黏度系數(shù)μ=1.8×10-5Pa·s，環(huán)境壓力pa=1.013 25×105Pa.

當(dāng)供氣壓力p0為6個(gè)標(biāo)準(zhǔn)大氣壓、氣膜厚度h=15 μm時(shí)，圓錐氣體靜壓軸承氣膜中的壓力分布如圖4(a)所示，沿圓錐母線方向的壓力值如圖4(b)所示.可以看出，節(jié)流孔及均壓槽所在半徑處的壓力最大.

圖5為一定供氣壓力p0下時(shí)，不同節(jié)流孔數(shù)所對應(yīng)的氣膜厚度對承載力W和氣體質(zhì)量流量qm的影響.圖5(a)表明，隨著h的增加，承載力逐漸下降，并且下降的趨勢是先迅速再緩慢，當(dāng)Nh=2、h>40 μm時(shí)，承載力削減了98.80%，說明較小的氣膜厚度才可以提供較大的承載力；在同一氣膜厚度處，承載力隨Nh的增加而增加.圖5(b)表明，隨著h的增加，流經(jīng)軸承的氣體質(zhì)量流量先迅速增加；當(dāng)h達(dá)到一定值時(shí)，質(zhì)量流量達(dá)到臨界值；當(dāng)h繼續(xù)增加時(shí)，質(zhì)量流量保持不變.質(zhì)量流量達(dá)到某一值時(shí)不再變化，說明此時(shí)通過節(jié)流孔的氣體流速已達(dá)到音速，節(jié)流孔后壓力變化對氣體質(zhì)量流量不再影響.由圖5(b)還可以看出，在同一氣膜厚度處，Nh越大，氣體質(zhì)量流量越大.因此，在加工條件允許的情況下，應(yīng)盡量減小軸承間隙，以提供較大的承載力，并有效減小氣體質(zhì)量流量，從而減少氣體損耗.

圖6為一定氣膜厚度h下時(shí)，不同節(jié)流孔數(shù)所對應(yīng)的供氣壓力對承載力W和氣體質(zhì)量流量qm的影響.圖6表明，軸承的承載力和氣體質(zhì)量流量隨著供氣壓力的增加而增加，并且在同一供氣壓力下，Nh越大，承載力和氣體質(zhì)量流量越大.因此，增加供氣壓力和節(jié)流孔數(shù)可以有效提高軸承的承載力，但同時(shí)會使氣體質(zhì)量流量增加，從而使軸承的耗氣量上升.

2 圓錐氣體軸承實(shí)驗(yàn)研究

文中自行研制了可用于微小型渦輪發(fā)動機(jī)的圓錐氣體軸承系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)平臺，將所測試的質(zhì)量流量供氣壓力曲線與理論模型的預(yù)測結(jié)果進(jìn)行對比.

2.1 圓錐氣體軸承工作原理及測試原理

圖7為圓錐氣體軸承系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及其虛擬儀器測試平臺，其中，軸承系統(tǒng)主要由轉(zhuǎn)子、主渦輪、上推力軸承和被測圓錐氣體靜壓軸承等部分組成，測試平臺主要由氣路控制模塊、參數(shù)測量模塊，以及數(shù)據(jù)采集與處理模塊三部分組成.

如圖7所示，圓錐氣體靜壓軸承的氣膜由作用于轉(zhuǎn)子下部的壓縮氣體產(chǎn)生，除了對轉(zhuǎn)子提供軸向向上的支承力外，還提供徑向支承力.上推力軸承的氣膜由作用于轉(zhuǎn)子頂部的壓縮氣體產(chǎn)生，為轉(zhuǎn)子提供向下的支承力，防止錐形轉(zhuǎn)子與封蓋碰撞而導(dǎo)致軸承失效.在供氣操作時(shí)，需要先給靜壓推力軸承供氣通道和圓錐氣體靜壓軸承通道供氣，以使轉(zhuǎn)子處于懸浮狀態(tài)，脫離與靜結(jié)構(gòu)的接觸；之后再給透平供氣，使驅(qū)動氣體從上蓋板進(jìn)入，經(jīng)由導(dǎo)氣槽、靜葉片改變氣流方向并被壓縮，作用在動葉片上形成驅(qū)動轉(zhuǎn)矩，從而實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)子的運(yùn)轉(zhuǎn).光電傳感器被直接放置于轉(zhuǎn)子微渦輪中心出口處的反光片結(jié)構(gòu)(本裝置共有兩個(gè)反光片)上方，光電信號經(jīng)PCI總線傳入計(jì)算機(jī)中.在LabVIEW軟件中，處理光電信號獲得轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，同時(shí)將壓力變送器和質(zhì)量流量傳感器測得的氣流壓力和流量，以及轉(zhuǎn)速記錄在計(jì)算機(jī)中.

2.2 質(zhì)量流量測試

利用上述測試平臺，測試了質(zhì)量流量隨供氣壓力變化的曲線，并與第1.3節(jié)中理論模型的預(yù)測結(jié)果進(jìn)行了比較，如圖8所示.

測試時(shí)，環(huán)境溫度為23.2 ℃，濕度為39%，環(huán)境壓力為1.001 15×105Pa.

從圖8中可以看出，本文中的數(shù)值模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果趨勢一致、數(shù)值接近，從而驗(yàn)證了理論模型的正確性.

2.3 轉(zhuǎn)速測試

本文中對圓錐氣體軸承轉(zhuǎn)速n進(jìn)行了測試.實(shí)驗(yàn)過程如下：首先，通入圓錐氣體靜壓軸承氣流和推力軸承氣流，對裝置底面和頂面提供法向力，使轉(zhuǎn)子懸浮于合適的位置處；通入驅(qū)動氣流，通過渦輪葉片驅(qū)動轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)；逐漸升高驅(qū)動氣流壓力，提升轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速；隨著轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動，光電傳感器輸出一個(gè)50%占空比的方波，頻率為渦輪轉(zhuǎn)速的2倍，通過在LabVIEW軟件中對光電信號進(jìn)行快速傅里葉變換(FFT)實(shí)時(shí)計(jì)算轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速n，并記錄于計(jì)算機(jī)中.本裝置的最大轉(zhuǎn)速可達(dá)20 000 r/min，如圖9所示.

圖9 圓錐氣體軸承轉(zhuǎn)速測試 Fig.9 Speedtestoftheaerostaticconicalbearing 3 結(jié) 論

提出了將圓錐氣體軸承應(yīng)用于高功率密度微小型渦輪發(fā)動機(jī)的構(gòu)想，設(shè)計(jì)并制作了能為微小型轉(zhuǎn)子提供徑向和軸向聯(lián)合支承的圓錐軸承.在加工條件允許的情況下，應(yīng)盡量減小軸承間隙，以獲得較大的承載力.圓錐軸承的承載力和氣體質(zhì)量流量均隨供氣壓力和節(jié)流孔數(shù)的增加而增加.建立了圓錐氣體軸承測試平臺，所測得的質(zhì)量流量-供氣壓力曲線與理論計(jì)算吻合.

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(責(zé)任編輯：孫竹鳳)

Study on the Characteristics of the Aerostatic Conical Bearing for Micro Turbine Engines

WANG Ben1，WANG Xiao-li1，ZHANG Xiao-qing2，ZHANG Yu-yan1

(1.School of Mechanical Engineering，Beijing Institute of Technology，Beijing 100081，China;2.School of Material and Mechanical Engineering，Beijing Technology and Business University，Beijing 100048，China)

The characteristics of the aerostatic conical bearing were studied theoretically and experimentally for micro turbine engines which can support the load of both axial and radial direction.Firstly, the configuration of the aerostatic conical bearing was designed.A lubrication model for the aerostatic conical bearing was built and then a numerical method was developed to obtain the load capacity and the gas mass flow.The effect of the gas film thickness, the supply pressure and the number of the supply orifices on the performance of the bearing was inspected.Secondly, a test platform for the gas conical bearing was developed, which offers an experimental method for verifying the theoretical model, meanwhile the gas mass flow as a function of the supply pressure could be measured.The results show that the conical bearing can support the load in both axial and radial directions and larger supply pressure and more orifices can increase the load capacity and the gas mass flow.These results have a good agreement with the experimental data.

micro turbine engine;aerostatic conical bearing;lubrication model;virtual instrument

2014-09-19

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51275046，11472046)

王犇(1985—)，女，博士生，E-mail:wangben1985@126.com.

王曉力(1965—)，女，博士，教授，博士生導(dǎo)師，E-mail:xiaoli_wang@bit.edu.cn.

TH 117.2

A

1001-0645(2016)03-0221-06

10.15918/j.tbit1001-0645.2016.03.001