動壓箔片氣體徑向軸承實驗臺設(shè)計

王明月，肖云峰，張 昊，宋 笛，康宇軒

(1.北京工業(yè)大學環(huán)境與生命學部，北京 100124) (2.北京石油化工學院機械工程學院，北京 102627)

動壓氣體軸承廣泛應(yīng)用于高速渦輪機械、精密工程、微細工程等需要高精度、高轉(zhuǎn)速儀器的領(lǐng)域[1-4]。箔片動壓氣體軸承作為動壓氣體軸承的典型代表，以周圍環(huán)境氣體為工作介質(zhì)，通過氣體在楔形空間內(nèi)產(chǎn)生的壓力氣膜實現(xiàn)自潤滑。同時，其具有特有的彈性支承結(jié)構(gòu)，相對于滾動軸承、滑動軸承以及靜壓氣體軸承，具有轉(zhuǎn)速高、承載力高、環(huán)境限制條件少、穩(wěn)定性和可靠性高等顯著優(yōu)點[5]。模擬動壓氣體軸承在實際機械中的工作狀態(tài)，實時監(jiān)測它的各項數(shù)據(jù)及性能，對氣體軸承的進一步研究與發(fā)展具有至關(guān)重要的作用。我國在這方面的實驗手段尚欠缺，因此有必要研制一種精確且操作方便的新型動壓箔片氣體軸承實驗臺。

本文以氣體軸承為研究對象，設(shè)計并搭建了一種新型動壓箔片氣體徑向軸承實驗臺，優(yōu)化了實驗臺的轉(zhuǎn)子、支撐結(jié)構(gòu)和驅(qū)動部分，對設(shè)計的渦輪盤與主軸進行模態(tài)分析，分析了實驗臺驅(qū)動端和轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性及設(shè)計的合理性，并基于實驗裝置對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行雙面動平衡測試，調(diào)整轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動平衡量，完成了實驗臺轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的雙面動平衡。

1 試驗臺整體設(shè)計方案

實驗臺的功能是模擬動壓箔片氣體軸承在實際機械中的工作狀態(tài)，實時監(jiān)測它的各項數(shù)據(jù)及性能,分析徑向動壓箔片氣體軸承的靜特性、動特性以及溫度場分布等。根據(jù)動壓箔片氣體軸承性能參數(shù)要求，將實驗臺分成4個模塊，分別為供氣模塊、驅(qū)動模塊、加載模塊以及測量模塊。實驗臺系統(tǒng)原理圖如圖 1 所示。

圖1 實驗臺系統(tǒng)原理圖

為實驗臺設(shè)計了軸頸大小不同的實驗盤，以方便測量內(nèi)徑不同的箔片軸承，其結(jié)構(gòu)簡單，拆卸方便，大大提高實驗臺的利用率。供氣模塊由一臺空壓機供氣，既對驅(qū)動端的渦輪盤供氣，又為靜壓氣體軸承提供氣源，實現(xiàn)了“一機兩用”。

為了模擬箔片軸承在真實渦輪機械環(huán)境中的工作狀態(tài)，需要對箔片軸承在高溫、大載荷、高轉(zhuǎn)速的極端工況下進行實驗研究。驅(qū)動模塊的驅(qū)動系統(tǒng)采用沖壓式渦輪驅(qū)動，以解決電機驅(qū)動的實驗臺用聯(lián)軸器連接轉(zhuǎn)子與電機，轉(zhuǎn)子與電機不具有獨立性，導(dǎo)致最終實驗數(shù)據(jù)與箔片軸承真實性能不符的問題[6-9]。動壓氣體軸承與靜壓氣體軸承的不同點在于是否需要外部氣源，靜壓氣體軸承利用外部提供的高速高壓氣體使得主軸懸浮起來，從而實現(xiàn)“零摩擦”。相對于傳統(tǒng)實驗臺中的滾動球軸承，靜壓氣體軸承作為實驗臺的主軸支撐部件更加接近動壓箔片軸承在真實機械環(huán)境中的工作狀態(tài)，因此轉(zhuǎn)子支撐部件選用一對相同的靜壓氣體軸承，放置在一個軸承座中，不但可以解決滾動球軸承不穩(wěn)定、容易使轉(zhuǎn)子發(fā)生輕微偏離的問題[10-11]，而且整體式方式更高效便捷、節(jié)約成本。

2 支撐結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)子設(shè)計

2.1 靜壓氣體軸承設(shè)計

實驗臺采用小孔節(jié)流徑向-止推一體式靜壓氣體軸承[12]。一體設(shè)計有利于軸承運行的穩(wěn)定，無需考慮二者的相互影響，使實驗數(shù)據(jù)更加準確。靜壓軸承的剛度至關(guān)重要，它與表壓比密切相關(guān)，表壓比太大或者太小都會使其受到影響，根據(jù)軸承承載力的大小，選取表壓比為0.6。靜壓氣體軸承流量取決于軸承直徑和節(jié)流小孔的數(shù)量[13-17]，根據(jù)需要，在靜壓徑向軸承上設(shè)計兩排節(jié)流小孔，每排8個，共計16個小孔。靜壓徑向軸承的結(jié)構(gòu)圖如圖2所示，其設(shè)計參數(shù)如下：1)軸承長度為36.5 mm，直徑為53 mm，長徑比為0.68；2)節(jié)流小孔直徑為0.2 mm，節(jié)流器直徑為2.5 mm。

圖2 靜壓徑向軸承結(jié)構(gòu)圖

靜壓氣體止推軸承同樣采用小孔節(jié)流的方法，主軸上設(shè)計兩個左右對稱的止推盤，每個軸承面與相應(yīng)的止推盤配合，單個軸承面上環(huán)形分布8個節(jié)流小孔，兩個軸承共計16個節(jié)流小孔。兩個軸承左右分布、受力相反從而固定主軸，避免主軸前后移動，提高了主軸的回轉(zhuǎn)精度。靜壓止推軸承結(jié)構(gòu)圖如圖3所示，止推軸承結(jié)構(gòu)尺寸如下：1)軸承內(nèi)徑Da為25 mm，外徑Db為53 mm；2)節(jié)流孔位半徑Rc=(Da/2+Db/2)/2=19.5 mm；3)為方便設(shè)計和加工，節(jié)流孔直徑相同，均為0.2 mm；4)供氣壓力為6.08×105Pa，大氣壓力為1.01×105Pa。

圖3 靜壓止推軸承結(jié)構(gòu)圖

2.2 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)設(shè)計與分析

轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如圖4所示，主軸左端為渦輪盤，右端為實驗盤，設(shè)計主軸總長度為254 mm，靜壓氣體軸承支撐軸頸為25 mm，中心距離為114 mm。

圖4 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)圖

實驗臺主軸的設(shè)計精度要求極高，表面粗糙度Ra需達到0.4～0.6 μm，基于加工難度和精度要求，將主軸設(shè)計成階梯軸，渦輪盤和軸承實驗盤分別安裝在主軸的左、右兩端，且與主軸都采用過盈配合的方式連接。因為當轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時受安裝間隙的影響很大，所以每個零部件之間必須保證高度配合。主軸中間左右對稱的兩塊凸起相當于推力盤，推力盤與轉(zhuǎn)子一體化的設(shè)計避免了推力盤與其他零部件之間的摩擦，從而保證轉(zhuǎn)子的平穩(wěn)運行。渦輪盤作為實驗臺的動力源，工作時處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)，為了保證實驗臺的安全運轉(zhuǎn)，渦輪盤和實驗盤都與主軸采用螺紋連接方式，且螺紋旋轉(zhuǎn)方向與轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動的方向一致。由于主軸本身為對稱設(shè)計，且渦輪盤與實驗盤的形狀和大小不同，因此渦輪盤和實驗盤采用不同材質(zhì)以平衡整個軸系的載荷。渦輪盤材質(zhì)為鋁合金，實驗盤材質(zhì)為合金鋼。轉(zhuǎn)子采用42CrMo且表面鍍鉻，以保護主軸、延長其使用壽命，增加潤滑度，更利于軸承達到起飛轉(zhuǎn)速。

3 渦輪盤設(shè)計

沖壓式渦輪附加推力較小，為了進一步減小附加推力的產(chǎn)生，噴嘴采用平放的方式，如圖5所示。

根據(jù)渦輪盤設(shè)計要求，對渦輪進行設(shè)計點的熱力計算，當氣體在理想狀態(tài)下流動時，由熱力學公式求得氣流速度v：

圖5 實驗臺渦輪盤結(jié)構(gòu)示意圖

(1)

式中：v為理想狀態(tài)下的氣流速度，m/s；K為空氣絕熱指數(shù)；g為重力加速度；R為氣體常數(shù)，其值為29.27 N·m/(N·K)；T為噴嘴入口處氣體的絕對溫度，K；P為噴嘴入口處壓力，Pa；P0為噴嘴出口處壓力，Pa。

由氣體狀態(tài)方程、連續(xù)方程和速度三角形關(guān)系建立控制方程如下：

(2)

式中：Q為渦輪質(zhì)量流量，m3/s；γ為噴嘴進口處氣流重度，N/m2;γH為標況下氣體重度，N/m2；f為摩擦系數(shù)，取0.02～0.08;W為軸承載荷，N；Rb為軸承徑向間隙，為0.02～0.08 mm;η為渦輪效率，取0.7；φ為流速損耗系數(shù)，取0.92 ～ 0.98；ξ為速度效率，取值為0.47～0.60；n為渦輪轉(zhuǎn)速,r/min；α0為渦輪氣流出口角度,(°)。

由式(2)算得渦輪質(zhì)量流量為0.059 663 m3/s，據(jù)此供氣模塊選用額定氣流量為3.7 m3/min，即0.061 67 m3/s的空氣壓縮機，設(shè)計的渦輪符合要求。

4 主軸與渦輪盤模態(tài)分析

4.1 主軸模態(tài)分析

為模擬真實轉(zhuǎn)子的工作狀態(tài)，判斷其在試驗臺運轉(zhuǎn)時是否發(fā)生共振，使用ANSYS Workbench自帶的modal模塊(模態(tài)分析模塊)，導(dǎo)入主軸模型，賦予材料屬性，進行模態(tài)分析。經(jīng)振動響應(yīng)計算，主軸固有頻率和臨界轉(zhuǎn)速計算結(jié)果見表1。得到實驗臺主軸的一階臨界轉(zhuǎn)速為190 944 r/min，遠高于其設(shè)計最高轉(zhuǎn)速30 000 r/min，因此主軸設(shè)計符合要求，不會產(chǎn)生共振，保證了加工精度和實驗的準確性。

表1 主軸固有頻率和臨界轉(zhuǎn)速

4.2 渦輪盤模態(tài)分析

渦輪在超高速運行時，周圍氣體流動比較復(fù)雜，對渦輪盤進行模態(tài)分析可求出其固有頻率和振型，并以此判斷在實際情況中是否會發(fā)生共振，以及振幅的大小，從而預(yù)防渦輪盤因發(fā)生共振降低使用壽命，甚至危及人員安全的情況出現(xiàn)[18]。渦輪盤的前六階固有頻率見表2，可以看出渦輪盤的固有頻率較高，說明渦輪盤剛度較高，其中第一階振動頻率為12 242 Hz，遠高于實驗臺主軸以及相關(guān)零部件(如靜壓軸承座)的振動頻率，說明渦輪盤不會發(fā)生共振。

表2 渦輪盤振型頻率表

5 實驗臺搭建與動平衡測試

確定實驗臺整體方案后，用SolidWorks對實驗臺整體進行三維建模，實驗臺三維模型圖與實物如圖6、圖7所示。

圖6 實驗臺三維模型圖

由于材質(zhì)不均勻以及制造、安裝誤差等原因，

圖7 實驗臺實物圖

實際轉(zhuǎn)子的中心或多或少地偏離其旋轉(zhuǎn)軸線，使得轉(zhuǎn)子不平衡，機器產(chǎn)生振動和噪聲，加速軸承、轉(zhuǎn)子等零部件的磨損，降低機器的工作效率，嚴重時甚至會使元件斷裂，從而引起各種事故。為了改善實驗臺工作狀況，對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行動平衡測試。

完成實驗臺設(shè)計加工后，將未做動平衡的轉(zhuǎn)子裝配到實驗臺進行試轉(zhuǎn)，當轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速達到 12 000 r/min 時振動劇烈，經(jīng)分析，是不平衡量太大導(dǎo)致，因此基于該實驗裝置對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行雙面動平衡測試，在兩個校正面上加上配重調(diào)整轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動平衡量，消除了不平衡量產(chǎn)生的影響。根據(jù)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的實際結(jié)構(gòu), 設(shè)定第一支撐平面到第一校正平面之間的距離a=40 mm，兩個校正平面之間的距離b=185 mm，第二支撐平面到第二校正平面之間的距離c=40 mm，第一校正平面的校正半徑R1=13 mm，第二校正平面的校正半徑R2=13 mm。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在實現(xiàn)動平衡前、后不平衡量參數(shù)見表3。為了便于了解轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在轉(zhuǎn)速從零到工作轉(zhuǎn)速整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)所有的振動情況，對平衡后的轉(zhuǎn)子做降速測試，得到轉(zhuǎn)子平衡前、后的波特圖，如圖8所示。從圖8可以看到，轉(zhuǎn)子平衡前、后臨界轉(zhuǎn)速振幅降低了70%以上，達到了很好的平衡效果。

表3 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動平衡前、后的剩余不平衡量

6 結(jié)束語

相較于傳統(tǒng)氣體軸承實驗臺，本文設(shè)計的新型軸承實驗臺能更好地模擬動壓箔片徑向軸承在實際機械中的工作環(huán)境，可在一定程度上提高實驗精度，且簡化了實驗臺結(jié)構(gòu)，使實驗操作更為便捷高效，對氣體軸承的進一步研究與發(fā)展具有重要意義。本實驗臺可用于動壓箔片徑向軸承的靜特性——承載力、溫度變化、起飛轉(zhuǎn)速等影響因素的實驗研究，對于軸承動特性的實驗研究還需要對實驗臺稍作改進。

圖8 動平衡前后轉(zhuǎn)子的波特圖