雙層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承性能試驗(yàn)研究*

馬 斌 賴 歡蔣國(guó)慶侯 予 賴天偉

（1.中國(guó)空氣動(dòng)力研究與發(fā)展中心；2.西安交通大學(xué)）

0 引言

深冷裝置采用的膨脹機(jī)屬于速度型透平膨脹機(jī)，它利用工質(zhì)流動(dòng)時(shí)速度的變換進(jìn)行能量轉(zhuǎn)化。工質(zhì)在膨脹機(jī)內(nèi)接近于做等熵膨脹，產(chǎn)生焓降，同時(shí)輸出功，消耗能量，增大焓降，使工質(zhì)溫度降低，達(dá)到制冷目的。透平膨脹機(jī)的轉(zhuǎn)速與等熵效率呈對(duì)應(yīng)關(guān)系，因此其運(yùn)行時(shí)面臨的工況多，運(yùn)行范圍寬，但在不同轉(zhuǎn)速下均要求轉(zhuǎn)子能穩(wěn)定運(yùn)行[1-2]。為了滿足高速透平膨脹機(jī)的上述特點(diǎn)，本文在多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體徑向軸承的基礎(chǔ)上，提出多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承。動(dòng)壓止推軸承以空氣為工作工質(zhì)，頂層平箔作為支承表面，鼓泡箔片采用球冠狀凸起陣列作為彈性支承元件。轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于空氣的粘性和楔形的作用，在平箔與轉(zhuǎn)子表面之間產(chǎn)生動(dòng)壓效應(yīng)，使平箔與鼓泡箔片發(fā)生彈性變形，從而將平箔推開(kāi)，使轉(zhuǎn)子處于懸浮狀態(tài)[3-4]。本文將多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承其應(yīng)用于主軸直徑17mm的高速透平膨脹機(jī)，針對(duì)箔片層數(shù)，軸承分片張角對(duì)軸承性能的影響進(jìn)行了試驗(yàn)研究。

1 多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承結(jié)構(gòu)

本文在單層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體徑向軸承研究的基礎(chǔ)上[5]，提出多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承的新型結(jié)構(gòu)。為了增加多層鼓泡箔片止推軸承的剛度范圍，提出了可控剛度多層鼓泡箔片分塊組合形式。上、下層之間的鼓泡排列位置根據(jù)設(shè)計(jì)要求有多種組合方式，圖1給出了四種典型的排列方式。鼓泡箔片可選多種材料，例如：黃銅、磷青銅、鈹青銅、不銹鋼等，箔片的厚度從0.05～0.1mm，可以采用多種厚度組合方式，鼓泡高度范圍為0.2～0.3mm，鼓泡支點(diǎn)圓半徑為0.5～1mm不等，鼓泡箔片扇形張角可以分為60°，90°或120°等，鼓泡箔片層數(shù)可為兩層、三層，甚至更多。

圖1 多層鼓泡箔片組合結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Arrangement of protuberant foils

采用不同的組合形式可以對(duì)多層鼓泡止推軸承進(jìn)行方便有效的剛度調(diào)節(jié)。徑向叉排結(jié)構(gòu)沿止推軸承直徑方向均勻的調(diào)節(jié)了彈性支承的剛度；周向叉排結(jié)構(gòu)在止推軸承周向調(diào)節(jié)了彈性支承剛度；徑向周向混排結(jié)構(gòu)沿著徑向和周向調(diào)節(jié)了彈性支承的剛度；而非均勻排列方式可以有效的根據(jù)彈性元件支承平箔變形的需要來(lái)對(duì)彈性元件支承剛度進(jìn)行局部或者提非均勻調(diào)節(jié)。簡(jiǎn)單有效的剛度調(diào)節(jié)方法充分體現(xiàn)了多層鼓泡彈性結(jié)構(gòu)的特性和優(yōu)點(diǎn)。

2 動(dòng)壓氣體止推軸承試驗(yàn)臺(tái)

致使止推軸承失效的原因有很多，為確保止推軸承處于健康狀態(tài)，主要以功率損耗、氣膜厚度、軸承溫度和氣膜壓力等為試驗(yàn)研究對(duì)象[6]。為了獨(dú)立研究多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承的承載特性，搭建了用于測(cè)試動(dòng)壓氣體止推軸承試驗(yàn)臺(tái)。試驗(yàn)臺(tái)可以對(duì)不同軸承分層、軸承張角的軸承進(jìn)行靜態(tài)剛度，承載力，摩擦力矩、氣膜間隙和軸向位移等參數(shù)的測(cè)量，確定影響軸承性能的主要因素。動(dòng)壓氣體止推軸承試驗(yàn)臺(tái)的建立是止推軸承設(shè)計(jì)、性能分析和實(shí)現(xiàn)實(shí)際應(yīng)用的重要環(huán)節(jié)。

2.1 試驗(yàn)臺(tái)

試驗(yàn)以直徑17mm透平膨脹機(jī)為試驗(yàn)平臺(tái)，采用阿特拉斯雙螺桿壓縮機(jī)為高壓氣源，驅(qū)動(dòng)透平轉(zhuǎn)子，并為轉(zhuǎn)子、加載活塞軸所用靜壓徑向氣體軸承以及加載活塞軸供氣。試驗(yàn)用電氣比例閥調(diào)節(jié)渦輪進(jìn)氣壓力、靜壓徑向軸承壓力和加載活塞軸端面壓力。試驗(yàn)時(shí)維持靜壓徑向軸承供氣壓力恒定，調(diào)節(jié)渦輪供氣壓力可以改變渦輪轉(zhuǎn)速，調(diào)節(jié)加載活塞軸端面壓力可以改變止推軸承承載力，因此在不同轉(zhuǎn)速下可以確定止推軸承的最大承載力。在渦輪轉(zhuǎn)子中部呈90°安裝兩個(gè)振動(dòng)傳感器，來(lái)測(cè)量轉(zhuǎn)子的振動(dòng)特性。在箔片止推軸承座上安裝一個(gè)振動(dòng)傳感器測(cè)量渦輪轉(zhuǎn)子的軸向振動(dòng)。圖2為試驗(yàn)原理圖，圖3為試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物圖。表1為試驗(yàn)關(guān)鍵部件的參數(shù)。止推軸承的承載力可通過(guò)加載活塞軸的直徑與供氣壓力進(jìn)行計(jì)算：F=Pπd2/4，其中F為承載力，單位N，P為供氣壓力，單位Pa，d為活塞軸直徑，尺寸為17mm。由于活塞軸中間由靜壓軸承支撐可以認(rèn)為加載的力完全作用在軸承和止推盤之間?；钊S端面最高供氣壓力可達(dá)1MPa，理論上可提供226N止推載荷，完全滿足止推軸承大載荷試驗(yàn)的要求。

圖2 試驗(yàn)原理圖Fig.2 Process diagram of gas-driven thrust bearing test rig

圖3 試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物圖Fig.3 Gas-driven thrust bearing test rig and tested foils

圖4 鼓泡箔片結(jié)構(gòu)圖（單位：mm）Fig.4 Geometrical structure of protuberant foil

表1 試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural parameters of the test rig

2.2 試驗(yàn)件

本文設(shè)計(jì)并加工了鼓泡型彈性箔片元件，試驗(yàn)箔片元件為模具一次沖壓成型，利用小孔定位銷釘將鼓泡箔片和平箔安裝在自行設(shè)計(jì)的止推軸承座上。試驗(yàn)用鼓泡箔片原材料厚度為0.07mm的鈹青銅箔片，采用0.05mm厚度鈹青銅箔片作為平箔元件。圖4為試驗(yàn)用鼓泡箔片圖，圖5為試驗(yàn)用120°、90°和60°平箔和鼓泡箔片。靜壓徑向軸承采用周向環(huán)形排列、軸向雙排小孔供氣軸承。圖6是雙層鼓泡箔片止推軸承三維示意圖。表2為試驗(yàn)軸承參數(shù)。

圖4 頂箔與鼓泡箔片F(xiàn)ig.4 Top foil and protuberant foils

圖5 箔片止推軸承三維示意圖Fig.5 Three dimensional diagram of the protuberant foil thrust bearings

表2 試驗(yàn)軸承參數(shù)Tab.2 Parameters of the test thrust bearings

3 試驗(yàn)結(jié)果與分析

試驗(yàn)臺(tái)對(duì)不同軸承分層、不同張角的軸承進(jìn)行靜態(tài)剛度，承載力，摩擦力矩、氣膜間隙和軸向位移等參數(shù)進(jìn)行了試驗(yàn)，確定影響軸承性能的主要因素。

3.1 靜態(tài)剛度

從圖6中可以看出，張角度數(shù)越大（分片數(shù)越小）越容易在小形變量下獲得較高剛度。這是因?yàn)閺埥窃酱?，底層彈性結(jié)構(gòu)變形裕度越小，剛度越大。對(duì)比0.05mm鼓泡箔片軸承和0.07mm鼓泡箔片軸承的剛度，可以明顯看出，0.07mm鼓泡箔片軸承容易在小形變量下獲得較高剛度，這是因?yàn)?.07mm箔片比0.05mm箔片更厚，其結(jié)構(gòu)剛度較大。

圖6 軸承剛度與載荷變形圖Fig.6 Bearing stiffness with load-deflection

3.2 動(dòng)態(tài)特性

3.2.1 供氣壓力

轉(zhuǎn)子運(yùn)行時(shí)受驅(qū)動(dòng)力矩Tew，止推軸承摩擦力矩Tb，止推軸承氣體摩擦力矩Tgf，靜壓氣體徑向軸承的供氣壓力保持恒定，可認(rèn)為其摩擦力矩為定值，在對(duì)比中忽略。轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速恒定時(shí)，有Tew=Tb+Tgf。供氣壓力反映了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的功耗，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速相同時(shí)，供氣壓力的差異反映了軸承功耗的差異。

從圖7中可以看出供氣壓力提高轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速提高，且隨著轉(zhuǎn)速增大，轉(zhuǎn)速隨供氣壓力的增幅逐漸降低，相同轉(zhuǎn)速時(shí)，軸承承載力越大需要的供氣壓力越高。轉(zhuǎn)子由氣體驅(qū)動(dòng)，供氣壓力提高轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速會(huì)隨之提高，而隨著轉(zhuǎn)速增大，轉(zhuǎn)速隨供氣壓力的增幅降低，表明止推軸承功耗隨轉(zhuǎn)速增大而增大，從側(cè)面證明了軸承轉(zhuǎn)速增大軸承產(chǎn)熱增多，導(dǎo)致軸承承載力降低。

3.2.2 氣膜厚度

從圖8中可以看出雖然會(huì)有波動(dòng)但氣膜間隙隨轉(zhuǎn)速提高而增大，相同轉(zhuǎn)速時(shí)，氣膜間隙隨承載力增大而減小。這是由于隨著轉(zhuǎn)速增大，軸承氣膜動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)，氣膜壓力提高，將止推盤推離軸承，氣膜間隙增大，氣膜間隙增大后，氣壓下降，達(dá)到新的受力平衡后穩(wěn)定。相同轉(zhuǎn)速時(shí)，承載力增大，氣膜間隙減小，氣膜壓力提高，達(dá)到受力平衡后穩(wěn)定。正因?yàn)閯?dòng)壓氣體軸承有這一自適應(yīng)的能力，其在高速運(yùn)行時(shí)更加穩(wěn)定。文獻(xiàn)[11]的模擬和試驗(yàn)結(jié)果也表明隨著承載力增大，潤(rùn)滑膜厚度會(huì)減小。

3.2.3 摩擦力矩

從圖9中可以明顯的看出在啟動(dòng)階段摩擦力矩隨轉(zhuǎn)速增大明顯增大，當(dāng)轉(zhuǎn)速升高開(kāi)始形成動(dòng)壓氣膜后摩擦力矩隨轉(zhuǎn)速升高而降低，當(dāng)動(dòng)壓氣膜完全形成后，摩擦力矩隨轉(zhuǎn)速增大但增大趨勢(shì)不明顯。啟動(dòng)階段，承載力越大軸承的啟動(dòng)摩擦力矩和起飛轉(zhuǎn)速越大。軸承高速運(yùn)行時(shí)，相同轉(zhuǎn)速條件下，軸承承載力大摩擦力矩大。

啟動(dòng)初期，動(dòng)壓氣膜未形成，止推盤與軸承有摩擦，摩擦力矩由于相對(duì)運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)增強(qiáng)而變大，隨著轉(zhuǎn)速增大，動(dòng)壓氣膜形成后，止推盤與軸承分離，軸承摩擦力矩下降。承載力增大，止推盤和軸承的摩擦力也會(huì)增大，造成摩擦力矩增大。

高速運(yùn)行時(shí)，轉(zhuǎn)速增大，軸承動(dòng)壓氣膜速度和壓力梯度增大，氣膜粘滯力隨之增大，摩擦力矩增大。承載力增大，軸承氣膜減小，軸承動(dòng)壓氣膜壓力梯度增大，氣膜粘滯力隨之增大，摩擦力矩增大。

圖7 軸承供氣壓力圖Fig.7 Supply pressure with rotational speed

圖8 軸承氣膜厚度圖Fig.8 Film thickness with rotational speed

圖9 摩擦力矩圖Fig.9 Torque with rotational speed

3.2.4 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承性能的影響

從圖10中可以看出軸承張角角度增加，軸承摩擦力矩增大，氣膜間隙減小，供氣壓力提高，軸向竄動(dòng)減小。0.05mm鼓泡軸承摩擦力矩、供氣壓力略小于0.07mm鼓泡軸承，氣膜間隙大于0.07mm鼓泡軸承。這是因?yàn)橄嗤休d力下，增大軸承張角，軸承頂箔變形和軸承氣膜分布均勻性下降，軸承變形不均勻，會(huì)出現(xiàn)軸承內(nèi)部壓力的泄露，造成氣膜減薄，而且容易出現(xiàn)止推盤與軸承的摩擦，軸承摩擦力矩隨之增大，因此造成轉(zhuǎn)子系統(tǒng)功耗增大，要達(dá)到相同的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)子需要的供氣壓力必然會(huì)提高。較厚的鼓泡軸承剛度較大，也會(huì)造成軸承頂箔變形和氣膜分布的均勻性降低。因此減小軸承張角角度，使用較薄的鼓泡箔片有利于提高軸承的承載力、降低軸承的功耗。

圖10 承載力10.4N時(shí)軸承性能對(duì)比圖Fig.10 Friction torque of the bearings under load of 10.4 N

可以從圖11中看出，在達(dá)到軸承的最大承載力之前，軸承承載力隨轉(zhuǎn)速提高，當(dāng)達(dá)到該種軸承的最大承載力后，軸承承載力不受轉(zhuǎn)速影響，隨轉(zhuǎn)速繼續(xù)增大軸承承載力下降。文獻(xiàn)[8]認(rèn)為徑向軸承的承載力隨轉(zhuǎn)速增大而下降的原因是軸承產(chǎn)熱造成了軸承承載力性能的下降。文獻(xiàn)[9-10]讓冷空氣流入止推軸承中心，隨著冷空氣流量的增大，相同轉(zhuǎn)速下軸承承載力增大，但隨著轉(zhuǎn)速增大軸承承載力仍會(huì)降低。文獻(xiàn)[10]的實(shí)驗(yàn)表明隨著轉(zhuǎn)速提高軸承的溫度會(huì)明顯上升?？梢钥闯龀休d力的關(guān)系是60°＞90°＞120°，相同張角的軸承，0.05mm鼓泡軸承承載力大于0.07mm鼓泡軸承。這是剛度較大的軸承功耗大，發(fā)熱量高，容易造成軸承承載力下降，發(fā)生軸承失效。文獻(xiàn)[2]認(rèn)為潤(rùn)滑膜厚度是制約軸承溫度的主要原因，而軸承溫度是影響膨脹機(jī)長(zhǎng)周期、高效運(yùn)行的關(guān)鍵。

圖11 軸承承載力對(duì)比圖Fig.11 Load capacities of the thrust bearings

4 結(jié)論

1）多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承可為17mm主軸的透平膨脹機(jī)提供足夠的止推力，并穩(wěn)定運(yùn)行在10萬(wàn)轉(zhuǎn)以上，表明多層鼓泡箔片動(dòng)壓氣體止推軸承可在工業(yè)中實(shí)際應(yīng)用；

2）試驗(yàn)結(jié)果表明軸承摩擦力矩和氣膜間隙隨轉(zhuǎn)速增大而增大；采用較薄的箔片、增加軸承分片（減小張角）有利于降低軸承摩擦力矩和功耗，增大軸承氣膜間隙，從而提高軸承承載力；

3）軸承承載力有最大值，初期承載力隨轉(zhuǎn)速增大而增大，當(dāng)軸承轉(zhuǎn)速持續(xù)增大，發(fā)熱量增大，軸承承載力會(huì)降低。