馬斌,孫皖,賴天偉,鄭越青,2,陳雙濤,侯予

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院, 710049, 西安;2.中國工程物理研究院機(jī)械制造工藝研究所, 621900, 四川綿陽)

波箔箔片動(dòng)壓氣體軸承的實(shí)驗(yàn)研究

馬斌1,孫皖1,賴天偉1,鄭越青1,2,陳雙濤1,侯予1

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院, 710049, 西安;2.中國工程物理研究院機(jī)械制造工藝研究所, 621900, 四川綿陽)

為滿足透平機(jī)械高速可靠運(yùn)轉(zhuǎn)的需求,設(shè)計(jì)了一種波箔型箔片軸承,其基本結(jié)構(gòu)由柔性平箔和支承平箔的彈性波箔組成。在氣體軸承-高速低溫透平膨脹機(jī)實(shí)驗(yàn)臺上對波箔箔片動(dòng)壓氣體軸承進(jìn)行了實(shí)驗(yàn),實(shí)驗(yàn)中采用壓縮空氣驅(qū)動(dòng)透平轉(zhuǎn)子,以功率75 kW的阿特拉斯螺桿壓縮機(jī)作為供氣源,從而獲得了0.1～1.15 MPa、標(biāo)準(zhǔn)工況下最高流量為600 m3/h的壓縮空氣。將波箔厚度為0.05 mm及0.07 mm的2種箔片動(dòng)壓氣體徑向軸承,應(yīng)用于主軸Φ25 mm的標(biāo)準(zhǔn)工況下150 m3/h制氧機(jī)用高速透平膨脹機(jī),研究了箔片支承高速透平轉(zhuǎn)子的振動(dòng)特性及穩(wěn)定性。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明:波箔彈性元件的剛度是軸承性能的重要影響因素之一,0.05 mm波箔剛度小,柔性變形裕度較大,可以抑制轉(zhuǎn)子不穩(wěn)定渦動(dòng),透平膨脹機(jī)轉(zhuǎn)子最高轉(zhuǎn)速達(dá)93 366 r/min;0.07 mm波箔剛度較大,柔性變形裕度相對較小,當(dāng)最高轉(zhuǎn)速達(dá)到93 161 r/min時(shí)轉(zhuǎn)子出現(xiàn)渦動(dòng)。2種波箔厚度的軸承最高轉(zhuǎn)速達(dá)到9.3萬 r/min時(shí)轉(zhuǎn)子的最大振幅均小于20 μm,波箔軸承表現(xiàn)出了良好的剛度和阻尼特性,可有效抑制Φ25 mm的高速透平膨脹機(jī)轉(zhuǎn)子的渦動(dòng)。

動(dòng)壓氣體軸承;箔片;透平膨脹機(jī);實(shí)驗(yàn)研究

為滿足航空航天、能源動(dòng)力工程領(lǐng)域技術(shù)發(fā)展的需求,對高速轉(zhuǎn)子軸承潤滑技術(shù)提出了更高的要求。高轉(zhuǎn)速下油潤滑膜易遭到高溫破壞,加之潤滑油會給系統(tǒng)帶來污染,油潤滑軸承已無法適用眾多應(yīng)用場合。磁軸承造價(jià)高,結(jié)構(gòu)與控制系統(tǒng)復(fù)雜,所以限制了其廣泛應(yīng)用。

箔片動(dòng)壓氣體軸承是一種氣體動(dòng)壓潤滑軸承,1928年由英國Thomoson Houton公司的Pollock首先發(fā)明,經(jīng)過60多年的發(fā)展,箔片軸承的研究取得了顯著的成果[1]。

本文將波箔厚度為0.05 mm和0.07 mm的2種箔片動(dòng)壓氣體徑向軸承應(yīng)用于高速透平膨脹機(jī),研究了其振動(dòng)特性和穩(wěn)定性。

1 波箔箔片軸承的結(jié)構(gòu)及應(yīng)用

波箔箔片軸承是箔片軸承的代表,基本結(jié)構(gòu)如圖1所示,由柔性平箔和支承平箔的彈性波箔組成。彈性波箔箔片突起且沿周向分布,突起的高度和節(jié)距一致,平箔與波箔突起頂端貼合,兩者均為一端固定,另外一端自由伸展。

圖1 波箔箔片軸承

波箔箔片軸承具有良好的穩(wěn)定性和可靠性,可對高速轉(zhuǎn)子不平衡渦動(dòng)進(jìn)行有效抑制,同時(shí)具有抗微小顆粒污染、抗轉(zhuǎn)子沖擊載荷等特點(diǎn),在現(xiàn)代工業(yè)中應(yīng)用前景廣泛,如空氣制冷系統(tǒng)(ACMs)、高速低溫透平膨脹機(jī)、高速渦輪壓縮機(jī)、汽車和飛機(jī)用微小型高速燃?xì)馔钙健⒏咚俚蜏赝钙綑C(jī)械等[2]。目前,圍繞波箔箔片徑向動(dòng)壓氣體軸承的研究主要包括軸承靜特性參數(shù)、動(dòng)態(tài)特性參數(shù)的理論與實(shí)驗(yàn),軸承的穩(wěn)定性、啟停性,軸承的熱力性能,高速軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性等[3-7]。

2 波箔箔片軸承實(shí)驗(yàn)與分析

西安交通大學(xué)制冷低溫研究所在氣體軸承及高速透平膨脹機(jī)方面的研究工作已系統(tǒng)地開展了30余年,先后成功開發(fā)了15萬 r/min(主軸直徑D為25 mm)、20萬 r/min(D為17 mm)、30萬 r/min(D為12 mm)的系列高速箔片動(dòng)壓氣體軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)及透平膨脹機(jī)。本文針對波箔箔片軸承轉(zhuǎn)子的振動(dòng)特性及高速穩(wěn)定性進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究,并將波箔箔片動(dòng)壓氣體徑向軸承應(yīng)用于D為25 mm的工業(yè)用高速低溫透平膨脹機(jī)。

圖2 實(shí)驗(yàn)用高速低溫透平膨脹機(jī)及部件

實(shí)驗(yàn)中透平轉(zhuǎn)子由壓縮空氣驅(qū)動(dòng),并以功率為75 kW的阿特拉斯螺桿壓縮機(jī)作為供氣源,由此可獲得0～1.15 MPa、標(biāo)準(zhǔn)工況下最高流量為600 m3/h的壓縮空氣。高速透平實(shí)驗(yàn)臺在西安交通大學(xué)研制開發(fā)的標(biāo)準(zhǔn)工況下150 m3/h制氧機(jī)用透平膨脹機(jī)(PLK-8.33×2/20-5)的基礎(chǔ)上進(jìn)行了改造,實(shí)驗(yàn)用高速低溫透平膨脹機(jī)及部件如圖2所示。透平膨脹機(jī)包括轉(zhuǎn)子、徑向軸承、止推軸承、殼體、噴嘴環(huán)、渦殼等,工作參數(shù)如表1所示。改造前透平膨脹機(jī)工作在中壓工況,改造后的透平膨脹機(jī)根據(jù)不同氣量(供氣壓力)和制動(dòng)功率而工作在0～90 000 r/min之間。止推軸承上采用靜壓單排小孔為止推軸承供氣,止推軸承和徑向軸承如圖3所示,供氣壓力為0.50～0.65 MPa。高速透平軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)如圖4所示。

表1 高速透平膨脹機(jī)工作參數(shù)

注:D1為風(fēng)機(jī)輪外徑;D2為工作輪外徑;Dout為止推盤外徑;Din為止推盤直徑;lN為軸承跨距;L為主軸總長;Gm為主軸質(zhì)量。

圖3 徑向軸承和止推軸承

圖4 高速透平軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)

本文設(shè)計(jì)、加工了波箔箔片,結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)尺寸如圖5所示。用小孔定位銷釘將波箔和平箔固定在自行設(shè)計(jì)的動(dòng)壓徑向軸承座上,箔片材料為鈹青銅,鈹青銅的厚度為0.07 mm,波箔箔片結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示。實(shí)驗(yàn)中采用了不同內(nèi)徑參數(shù)的5副黃銅軸承座,徑向軸承座內(nèi)徑D3分別為25.76、25.78、25.84、25.86、25.88 mm。

圖5 波箔箔片結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)尺寸

定義名義氣膜間隙為D3-D-2(h+0.07 mm),針對2種規(guī)格的波箔箔片分別以不同名義氣膜間隙進(jìn)行實(shí)驗(yàn),實(shí)驗(yàn)軸承組合編號及參數(shù)如表3所示。實(shí)驗(yàn)中,由于0 μm名義氣膜間隙時(shí)最高穩(wěn)定轉(zhuǎn)速均達(dá)到93 000 r/min,因此本文著重對比0 μm名義氣膜間隙時(shí)2種波箔軸承的動(dòng)態(tài)性能。

表2 波箔箔片結(jié)構(gòu)參數(shù)

表3 實(shí)驗(yàn)軸承組合編號及參數(shù)

(a)t為0.05 mm時(shí)

(b)t為0.07 mm時(shí)

透平膨脹機(jī)轉(zhuǎn)子升速瀑布圖如圖6所示。從圖6可以看出,轉(zhuǎn)子低頻時(shí)渦動(dòng)很小,轉(zhuǎn)速較高時(shí)依然非常穩(wěn)定,整個(gè)啟動(dòng)過程表現(xiàn)出了良好的穩(wěn)定性,穩(wěn)定轉(zhuǎn)速達(dá)到了93 000 r/min以上。從圖6還可以看出,轉(zhuǎn)子振幅隨轉(zhuǎn)速的升高而增大,但增大趨勢逐漸減小,表明轉(zhuǎn)子振幅受不平衡質(zhì)量影響隨轉(zhuǎn)速的升高而增大,轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速提高后箔片軸承彈性支撐發(fā)生適應(yīng)性形變而產(chǎn)生更大的阻尼,從而抑制了轉(zhuǎn)子振幅的過度增大,使轉(zhuǎn)子處于一個(gè)相對穩(wěn)定的運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)。

波箔厚度t為0.05 mm時(shí)軸承轉(zhuǎn)子升速的軸心軌跡如圖7所示。從圖7可以看出,啟動(dòng)初期(n=10 290 r/min),轉(zhuǎn)子軸心軌跡與其之后的軸心軌跡基本一致,表明此時(shí)已經(jīng)形成有效的動(dòng)壓氣膜。當(dāng)轉(zhuǎn)速在60 000 r/min附近時(shí),轉(zhuǎn)子軸心軌跡開始發(fā)散,隨著轉(zhuǎn)速的升高,軸心軌跡發(fā)散趨勢并不明顯,即使在最大轉(zhuǎn)速(n=93 366 r/min)時(shí)也是如此,表明軸心軌跡發(fā)散情況得到抑制;當(dāng)轉(zhuǎn)速高于93 366 r/min時(shí),轉(zhuǎn)子軸心軌跡出現(xiàn)明顯變形,該轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動(dòng)的時(shí)域、頻域及軸心軌跡如圖8所示。

圖7 t為0.05 mm時(shí)軸承轉(zhuǎn)子升速軸心軌跡

圖8 93 366 r/min時(shí)轉(zhuǎn)子振動(dòng)的時(shí)域、頻域及軸心軌跡

t為0.07 mm時(shí)軸承轉(zhuǎn)子升速軸心軌跡如圖9所示。從圖9可以看出,啟動(dòng)初期(n=9 690 r/min),轉(zhuǎn)子尚未形成有效的動(dòng)壓氣膜,軸承軸心軌跡振幅明顯大于其他轉(zhuǎn)速,甚至大于最高轉(zhuǎn)速(n=93 161 r/min)下存在渦動(dòng)時(shí)的振幅。當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到40 000 r/min時(shí),軸承軸心軌跡逐漸出現(xiàn)規(guī)律性的變化,表明此時(shí)已經(jīng)形成有效的動(dòng)壓氣膜;當(dāng)轉(zhuǎn)速在70 000 r/min附近時(shí),軸承軸心軌跡開始發(fā)散,轉(zhuǎn)速在77 000 r/min左右時(shí)這種發(fā)散更為明顯。這是由于隨著轉(zhuǎn)速的升高,軸承軸心軌跡在X和Y方向的振幅逐漸增大,高轉(zhuǎn)速下軸承軸心軌跡呈現(xiàn)出發(fā)散性,但具有一定的規(guī)律。當(dāng)轉(zhuǎn)速高于93 161 r/min時(shí),軸承軸心軌跡發(fā)散趨勢最為嚴(yán)重,該轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動(dòng)的時(shí)域、頻域及軸心軌跡如圖10所示。從圖10可以看出,軸承軸心軌跡十分清晰,渦動(dòng)受到了有效抑制,軸承表現(xiàn)出良好的運(yùn)轉(zhuǎn)特性與穩(wěn)定性。

圖9 t為0.07 mm時(shí)軸承轉(zhuǎn)子升速軸心軌跡

圖10 93 161 r/min時(shí)轉(zhuǎn)子振動(dòng)的時(shí)域、頻域及軸心軌跡

對比圖7、9可見,波箔軸承表現(xiàn)出了良好的剛度和阻尼特性,有效抑制了轉(zhuǎn)子的渦動(dòng),但也表現(xiàn)出一定的差異性。t為0.05 mm時(shí)的剛度小于t為0.07 mm時(shí),作為彈性元件,有利于受壓變形形成壓力氣膜。具體表現(xiàn)為,啟動(dòng)初期,轉(zhuǎn)子在較低轉(zhuǎn)速下易形成有效的動(dòng)壓氣膜,在較高轉(zhuǎn)速下對渦動(dòng)的抑制能力更強(qiáng),如t為0.05 mm時(shí)軸承軸心軌跡在高轉(zhuǎn)速下發(fā)散程度小于t為0.07 mm時(shí)的情況。高轉(zhuǎn)速、重載荷時(shí),轉(zhuǎn)子對軸承的沖擊較大,t為0.05 mm的軸承在轉(zhuǎn)速達(dá)到93 366 r/min時(shí),相比轉(zhuǎn)速為77 021 r/min及t為0.07 mm的軸承在轉(zhuǎn)速為93 161 r/min時(shí),軸心軌跡發(fā)生內(nèi)凹變形,而t為0.07 mm時(shí)軸承性能較為穩(wěn)定,在產(chǎn)生有效動(dòng)壓氣膜后軸心軌跡并未明顯變形,表明剛度高的彈性元件具有的承載力更大。

3 結(jié) 論

在搭建的氣體軸承高速低溫透平膨脹機(jī)實(shí)驗(yàn)臺上對自主開發(fā)的波箔箔片動(dòng)壓氣體軸承開展了實(shí)驗(yàn)研究,實(shí)驗(yàn)透平膨脹機(jī)最高轉(zhuǎn)速達(dá)到了9.3萬 r/min,轉(zhuǎn)子最大振幅小于20 μm。實(shí)驗(yàn)中該軸承表現(xiàn)出了良好的剛度和阻尼特性,有效抑制了轉(zhuǎn)子D為25 mm的高速透平膨脹機(jī)的渦動(dòng)。鑒于國內(nèi)目前尚沒有箔片軸承自主設(shè)計(jì)開發(fā)并成功應(yīng)用的案例,本文的研究工作對于具有自主知識產(chǎn)權(quán)的高速動(dòng)壓箔片氣體軸承的進(jìn)一步研究與應(yīng)用具有重要的參考價(jià)值。

[1] 侯予, 熊聯(lián)友, 王瑾, 等. 箔片式動(dòng)壓徑向氣體軸承的發(fā)展 [J]. 潤滑與密封, 2000(2): 2-5. HOU Yu, XIONG Lianyou, WANG Jin, et al. The development of aerodynamic foil journal bearing [J]. Lubrication Engineering, 2000(2): 2-5.

[2] 朱朝輝, 熊聯(lián)友, 侯予, 等. 彈性箔片動(dòng)壓氣體軸承在高速透平機(jī)械中的應(yīng)用 [J]. 深冷技術(shù), 2002(2): 6-9. ZHU Zhaohui, XIONG Lianyou, HOU Yu, et al. Application of aerodynamic foil bearings in high speed turbomachinery [J]. Cryogenic Technology, 2002(2): 6-9.

[3] RUBIO D, SAN A L. Bump-type foil bearing structural stiffness: experiments and predictions [J]. ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 2006, 128(3): 653-660.

[4] ANDRES L S, RUBIO D, KIM T H. Rotordynamic performance of a rotor supported on bump type foil gas bearings: experiments and predictions [J]. ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 2007, 129(3): 850-857.

[5] ANDRES LS, KIM T H. Forced nonlinear response of gas foil bearing supported rotors [J]. Tribology International, 2008, 41(8): 704-715.

[6] LE L S, ARGHIR M, FRENE J. A new foil bearing dynamic structural model [C]∥Proceedings of the ASME/STLE International Joint Tribology Conference. New York, USA: ASME, 2008: 993-995.

[7] HOWARD S A, ANDRES L S. A new analysis tool assessment for rotor dynamic modeling of gas foil bearings [J]. ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 2011, 133(2): 022505.

(編輯 苗凌)

ExperimentalStudyonGasLubricatedHydrodynamicBumpTypeFoilBearing

MA Bin1,SUN Wan1,LAI Tianwei1,ZHENG Yueqing1, 2,CHEN Shuangtao1,HOU Yu1

(1. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China; 2. Institute of Mechanical Manufacturing Technology, China Academy of Engineering Physics, Mianyang, Sichuan 621900, China)

A bump type gas foil bearing was designed to meet the requirements of reliability and stability of high speed turbomachinery employed in engineering and an experimental investigation into the bump type gas foil bearing was carried out on a gas bearing high speed turbo-expander rotor test rig. The bump type gas foil bearing mainly consists of compliant top plate foil and bottom bump foil layers. In the experiment, the turbo-expander rotor was driven by compressed air with the pressure of 0.1-1.15 MPa and a volume flow rate of up to 600 m3/h (under standard conditions) from a 75 kW Atlas scroll compressor. Two bump type gas foil bearings having the foil 0.05 mm and 0.07 mm in thickness were applied in an industrial 150 m3/h (under standard conditions) oxygen high speed turbo-expander in which the diameter of the rotor is 25 mm. The vibration characteristics and the stability were examined. The results show that stiffness was one of the most important factors in bearing performance. The good stiffness characteristic of the 0.05 mm foil promoted effectively the vibration performance of the bearing, and the maximum rotational speed reached 93 366 r/min. In comparison, the larger stiffness of 0.07 mm foil caused the instable rotation of the rotor at 93 161 r/min. When the maximum rotating speed of the turboexpander rotor was 93 000 r/min, the present bump type gas foil bearing had good stiffness and damping performance. In addition, the maximum vibration amplitudes were smaller than 20 μm, thus effectively inhibiting the rotor whir in the high speed turbo-expander.

gas bearing; foil; turboexpander; experimental study

10.7652/xjtuxb201401020

2013-03-21。 作者簡介: 馬斌(1984—),男,博士生;侯予(通信作者),男,教授,博士生導(dǎo)師。 基金項(xiàng)目: 國家自然科學(xué)基金委員會和中國工程物理研究院聯(lián)合基金資助項(xiàng)目(11176023);中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助項(xiàng)目;中國科學(xué)院低溫工程學(xué)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放課題(CRYO201226)。

時(shí)間: 2013-10-17 網(wǎng)絡(luò)出版地址: http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20131017.0814.004.html

TH117.2

:A

:0253-987X(2014)01-0118-05