馬 斌 賴 歡蔣國慶侯 予 賴天偉

（1.中國空氣動力研究與發(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屬于速度型透平膨脹機，它利用工質(zhì)流動時速度的變換進行能量轉(zhuǎn)化。工質(zhì)在膨脹機內(nèi)接近于做等熵膨脹，產(chǎn)生焓降，同時輸出功，消耗能量，增大焓降，使工質(zhì)溫度降低，達到制冷目的。透平膨脹機的轉(zhuǎn)速與等熵效率呈對應(yīng)關(guān)系，因此其運行時面臨的工況多，運行范圍寬，但在不同轉(zhuǎn)速下均要求轉(zhuǎn)子能穩(wěn)定運行[1-2]。為了滿足高速透平膨脹機的上述特點，本文在多層鼓泡箔片動壓氣體徑向軸承的基礎(chǔ)上，提出多層鼓泡箔片動壓氣體止推軸承。動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，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，使轉(zhuǎn)子處于懸浮狀態(tài)[3-4]。本文將多層鼓泡箔片動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，針對箔片層數(shù)，軸承分片張角對軸承性能的影響進行了試驗研究。

1 多層鼓泡箔片動壓氣體止推軸承結(jié)構(gòu)

本文在單層鼓泡箔片動壓氣體徑向軸承研究的基礎(chǔ)上[5]，提出多層鼓泡箔片動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多層鼓泡止推軸承進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對彈性元件支承剛度進行局部或者提非均勻調(diào)節(jié)。簡單有效的剛度調(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。

2 動壓氣體止推軸承試驗臺

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研究對象[6]。為了獨立研究多層鼓泡箔片動壓氣體止推軸承的承載特性，搭建了用于測試動壓氣體止推軸承試驗臺。試驗臺可以對不同軸承分層、軸承張角的軸承進行靜態(tài)剛度，承載力，摩擦力矩、氣膜間隙和軸向位移等參數(shù)的測量，確定影響軸承性能的主要因素。動壓氣體止推軸承試驗臺的建立是止推軸承設(shè)計、性能分析和實現(xiàn)實際應(yīng)用的重要環(huán)節(jié)。

2.1 試驗臺

試驗以直徑17mm透平膨脹機為試驗平臺，采用阿特拉斯雙螺桿壓縮機為高壓氣源，驅(qū)動透平轉(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。試驗用電氣比例閥調(diào)節(jié)渦輪進氣壓力、靜壓徑向軸承壓力和加載活塞軸端面壓力。試驗時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°安裝兩個振動傳感器，來測量轉(zhuǎn)子的振動特性。在箔片止推軸承座上安裝一個振動傳感器測量渦輪轉(zhuǎn)子的軸向振動。圖2為試驗原理圖，圖3為試驗臺實物圖。表1為試驗關(guān)鍵部件的參數(shù)。止推軸承的承載力可通過加載活塞軸的直徑與供氣壓力進行計算：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的要求。

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

圖3 試驗臺實物圖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 試驗臺結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural parameters of the test rig

2.2 試驗件

本文設(shè)計并加工了鼓泡型彈性箔片元件，試驗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)計的止推軸承座上。試驗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為試驗用鼓泡箔片圖，圖5為試驗用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 試驗軸承參數(shù)Tab.2 Parameters of the test thrust bearings

3 試驗結(jié)果與分析

試驗臺對不同軸承分層、不同張角的軸承進行靜態(tài)剛度，承載力，摩擦力矩、氣膜間隙和軸向位移等參數(shù)進行了試驗，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?。┰饺菀自谛⌒巫兞肯芦@得較高剛度。這是因為張角越大，底層彈性結(jié)構(gòu)變形裕度越小，剛度越大。對比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，這是因為0.07mm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 動態(tài)特性

3.2.1 供氣壓力

轉(zhuǎn)子運行時受驅(qū)動力矩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，在對比中忽略。轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速恒定時，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，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，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，供氣壓力提高轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速會隨之提高，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中可以看出雖然會有波動但氣膜間隙隨轉(zhuǎn)速提高而增大，相同轉(zhuǎn)速時，氣膜間隙隨承載力增大而減小。這是由于隨著轉(zhuǎn)速增大，軸承氣膜動壓效應(yīng)增強，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，達到新的受力平衡后穩(wěn)定。相同轉(zhuǎn)速時，承載力增大，氣膜間隙減小，氣膜壓力提高，達到受力平衡后穩(wěn)定。正因為動壓氣體軸承有這一自適應(yīng)的能力，其在高速運行時更加穩(wěn)定。文獻[11]的模擬和試驗結(jié)果也表明隨著承載力增大，潤滑膜厚度會減小。

3.2.3 摩擦力矩

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

啟動初期，動壓氣膜未形成，止推盤與軸承有摩擦，摩擦力矩由于相對運動趨勢增強而變大，隨著轉(zhuǎn)速增大，動壓氣膜形成后，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增大，造成摩擦力矩增大。

高速運行時，轉(zhuǎn)速增大，軸承動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。這是因為相同承載力下，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，要達到相同的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)子需要的供氣壓力必然會提高。較厚的鼓泡軸承剛度較大，也會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時軸承性能對比圖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[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[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降低。文獻[10]的實驗表明隨著轉(zhuǎn)速提高軸承的溫度會明顯上升?？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[2]認(rèn)為潤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長周期、高效運行的關(guān)鍵。

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

4 結(jié)論

1）多層鼓泡箔片動壓氣體止推軸承可為17mm主軸的透平膨脹機提供足夠的止推力，并穩(wěn)定運行在10萬轉(zhuǎn)以上，表明多層鼓泡箔片動壓氣體止推軸承可在工業(yè)中實際應(yīng)用；

2）試驗結(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，軸承承載力會降低。