陳李成，謝振宇，吳 炎，郝建勝

(南京航空航天大學 直升機傳動技術重點實驗室，南京 210016)

磁軸承和氣體軸承是機械支承的兩個重要發(fā)展方向，都有轉速高、節(jié)能、環(huán)保等特點，但是磁軸承需要輔助的保護軸承[1-2]，動壓氣體軸承在低轉速狀態(tài)下會產(chǎn)生接觸摩擦，因此將兩者組合使用可以彌補各自的缺點：一是低轉速狀態(tài)下，磁軸承為轉子提供支承力，防止氣體軸承與轉子產(chǎn)生接觸摩擦；二是在高轉速狀態(tài)下，氣體軸承可以提供一定的附加支承力，有利于提高系統(tǒng)的動態(tài)性能；三是在磁軸承失效時，氣體軸承可以作為保護軸承，減輕轉子直接撞擊造成的損害。因此，磁氣組合軸承是高速旋轉機械的一種理想支承方式。

由于磁氣組合軸承獨特的優(yōu)越性，近年來對此類軸承的研究也越來越多，目前多數(shù)研究的還是基于箔片動壓氣體軸承或者是靜壓氣體軸承的磁氣組合軸承。Swanson等[3]研究了應用于燃氣輪機的箔-磁組合軸承，建立了小型燃氣輪機轉子動力學模擬試驗臺，證實了箔片動壓氣體軸承作為保護軸承的可能性。Pham等[4]研究了箔片動壓氣體軸承與主動磁軸承相結合的箔-磁組合軸承，并建立了箔-磁組合軸承支承的柔性轉子試驗臺，該研究證實了磁氣組合軸承有剛度大，并且節(jié)能的優(yōu)點。樊登柱等[5]研究了箔-磁組合軸承，并將此組合軸承應用于高速永磁同步電動機，有限元分析結果表明，軸承-轉子系統(tǒng)能夠安全升速到額定轉速。李媛媛[6]將混合箔-磁軸承應用于透平膨脹機，試驗結果表明，轉子在升速過程和突然增加載荷的作用下，不會產(chǎn)生較大的振動，組合軸承的支承性能明顯提高。

目前，國內外對于基于螺旋槽型動壓氣體止推軸承(spiral groove gas bearing，SGGB)[7]的磁氣組合軸承研究比較少。解志杰[8]研究了螺旋槽型動壓氣體止推軸承與永磁軸承相結合的軸向磁氣組合軸承，通過搭建磁氣組合軸承試驗臺，驗證了在12 000 r/min的轉速下磁氣組合軸承的承載力達到了126 N，其中氣體軸承承載力的理論計算值為21 N，試驗測試值為3 N。該研究為以螺旋槽型動壓氣體止推軸承作為部件的軸向磁氣組合軸承的可實施性進行了初步驗證，但由于轉速較低和氣膜間隙較大等原因，氣體軸承提供的承載力較小[9]。

與以上研究相比，本文將螺旋槽型動壓氣體止推軸承與主動磁軸承[10]相結合，通過仿真分析和試驗，研究了軸向磁氣組合軸承的相關性能。研究結果表明，引入螺旋槽型動壓氣體止推軸承，有助于提高系統(tǒng)的動態(tài)性能，當軸向磁軸承失效時，氣體軸承可以起到保護軸承的作用，減輕轉子直接撞擊造成的損害。

1 軸向磁氣組合軸承試驗臺與數(shù)學模型

軸向磁氣組合軸承框圖，如圖1所示，其工作原理簡述為：當轉子偏離軸向平衡位置時，傳感器檢測到轉子的軸向位置，控制器將位置信號與參考信號進行比較，并根據(jù)差值產(chǎn)生控制信號，功率放大器根據(jù)控制信號實時改變軸向磁軸承線圈中的電流大小，從而使轉子回到平衡位置；同時，當轉子達到一定轉速后，動壓氣體止推軸承將產(chǎn)生額外支承力，對轉子產(chǎn)生輔助支承作用；另外，當軸向磁軸承失效時，動壓氣體止推軸承還可以作為保護軸承，減小轉子直接碰撞造成的損害。

圖1 軸向磁氣組合軸承框圖Fig.1 Block diagram of axial magnetic-gas bearing

1.1 軸向磁氣組合軸承試驗臺設計

軸向磁氣組合軸承試驗臺機械結構圖，如圖2所示。試驗臺實物圖，如圖3所示。

1.左徑向傳感器；2.左徑向磁軸承；3.電機；4.轉子；5.軸向磁軸承；6.右徑向磁軸承；7.右徑向傳感器；8.螺旋槽型動壓氣體止推軸承；9.軸向傳感器。圖2 磁氣組合軸承試驗臺機械結構圖Fig.2 Mechanical structure diagram of magnetic-gas bearing test bench

1.變頻器；2.圖2所示的機械結構；3.電源箱；4.電控箱。圖3 磁氣組合軸承試驗臺實物圖Fig.3 Diagram of magnetic-gas bearing test bed

1.2 軸向磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)數(shù)學模型

1.2.1 軸向磁軸承電磁力分析

單邊軸向磁軸承的電磁力是氣隙與線圈電流的函數(shù)[11]，可寫為

(1)

將式(1)在點i=i0,z=z0的鄰域內按照二元函數(shù)的泰勒級數(shù)展開可得

F(i,z)=F(i0,z0)+ki(i-i0)-kz(z-z0)

(2)

在本文中，軸向磁軸承偏置電流i0的設計值為2 A，軸向磁軸承單邊氣隙z0的設計值為0.25 mm，故可得電流剛度ki=45.37 N/A，位移剛度k2=362.94 N/mm。

采用差動控制策略的軸向磁氣組合軸承轉子受力分析圖，如圖4所示。當轉子向Z軸負方向偏移一定位移z后，為了將轉子拉回平衡位置，磁軸承1的線圈電流減小iz，同時磁軸承2的線圈電流將增加iz。由式(2)得

圖4 軸向磁氣組合軸承轉子受力分析圖Fig.4 Schematic diagram of force to the rotor of axial magnetic-gas bearing

F磁1=F(z0,i0)+ki(i0-iz-i0)-kz(z0-z-z0)

(3)

F磁2=F(z0,i0)+ki(i0+iz-i0)-kz(z0+z-z0)

(4)

則軸向磁軸承的電磁力F磁可表示為

F磁=F磁2-F磁1=2kiiz-2kzz

(5)

1.2.2 軸向組合軸承轉子系統(tǒng)數(shù)學模型的建立

如圖4所示，氣體軸承的承載力可表示為：F氣=F氣2-F氣1，根據(jù)牛頓第二定律可推得

(6)

式(6)即為軸向磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)的數(shù)學模型，其中本文的轉子質量m的設計值為6 kg。

本文為了研究氣體軸承在軸向磁氣組合軸承中所起的作用，將氣體軸承2加工成光面，使得氣體軸承2不產(chǎn)生承載力。當轉子推力盤從中心位置靠近氣體軸承1時，氣體軸承1產(chǎn)生的力F氣1沿Z軸負方向；當轉子推力盤從中心位置遠離氣體軸承1時，氣體軸承1的力逐漸減小，直至為0。此時磁氣組合軸承的數(shù)學模型可以寫為

(7)

對式(7)進行拉普拉斯變換得

(8)

2 螺旋槽型動壓氣體止推軸承的優(yōu)化設計

2.1 氣體軸承的承載力仿真

螺旋槽型動壓氣體止推軸承[12]，如圖5所示。圖5中：α為流入角；β為螺旋角；Ri為軸承內半徑；Ro為軸承外半徑；Rg為槽端半徑；b1為凸臺占比角度；b2為槽的占比角度；另外還有一個參數(shù)槽深h未在圖5中表示。

圖5 螺旋槽型動壓氣體止推軸承Fig.5 The spiral groove gas bearing

在對氣體軸承優(yōu)化設計之前，首要研究的是氣體軸承承載力仿真問題。前人多采用普惠爾不可壓縮理論、準不可壓縮窄槽理論、繆德曼不可壓縮理論、局部可壓縮理論、數(shù)值分析法等對氣體軸承進行研究。由于計算機的快速發(fā)展，本文采用的是Fluent流體仿真軟件[13]對氣體軸承承載力進行更加直觀的仿真。

需要指明的是，文中所有仿真都是在0.03 mm氣膜間隙和30 000 r/min額定轉速下進行。螺旋槽型動壓氣體止推軸承的設計參數(shù)，如表1所示。其中：槽寬比為b1/b2；槽端半徑比為(Ro-Rg)/(Ro-Ri)。

表1 螺旋槽型動壓氣體止推軸承的設計參數(shù)Tab.1 Design parameters of spiral groove gas bearing

對該氣體軸承采用Fluent軟件進行流體仿真，其中幾個關鍵步驟[14]為：首先是網(wǎng)格劃分，其類型選擇結構化網(wǎng)格、密度需比較來確定，關鍵部位的網(wǎng)格質量也需保證；然后是邊界條件的設置，螺旋槽氣膜的外環(huán)面設定為pressure-inlet，內環(huán)面設定為pressure-outlet，螺旋槽面設定為固定不動的wall，光滑平面設定為可高速旋轉的moving-wall；其次是Fluent軟件的其他相關設置，模型選用Viscous基于線性的黏性模型，求解器選用Pressure-Based Solver基于壓力的求解器，算法上選用SIMPLE算法，該算法使用壓力和速度之間的耦合關系來促使質量守恒，從而獲得壓力分布場，松弛因子一般選用默認的亞松弛因子；最后計算時注意殘差的收斂情況，一般殘差監(jiān)視器中的能量收斂到1×10-6的數(shù)量級，其他變量收斂到1×10-3的數(shù)量級或者監(jiān)視器中的流動變量都不在發(fā)生明顯變化時，便可以停止迭代。

表1中的型號1氣體軸承仿真后得到的氣體軸承氣膜壓力場分布，如圖6所示。通過此種方法，最終求得該款螺旋槽型動壓氣體止推軸承的承載力與氣膜間隙的關系，如圖7所示。由圖7可知，當氣膜間隙逐漸減小時，氣體軸承的承載力呈現(xiàn)指數(shù)級增加的趨勢，因此推斷，當軸向磁軸承失效時，螺旋槽型動壓氣體止推軸承可以承擔保護軸承功能。

圖6 螺旋槽型動壓氣體止推軸承壓力場分布Fig.6 Pressure field distribution of SGGB

圖7 承載力與氣膜間隙的關系Fig.7 Effect of air film gap on bearing capacity

2.2 氣體軸承結構參數(shù)對承載力的影響

2.1節(jié)已經(jīng)給出了氣體軸承承載力的仿真方法，按照此種方法，通過逐一改變表1中兩組螺旋槽型動壓氣體止推軸承結構參數(shù)的設計值，可分析槽深、槽數(shù)、槽寬比、槽端半徑比和螺旋角等結構參數(shù)對氣體軸承承載力的影響[15]。螺旋槽型動壓氣體止推軸承結構參數(shù)的研究變量，如表2所示。

表2 螺旋槽型動壓氣體止推軸承的結構參數(shù)Tab.2 Structural parameters of SGGB

螺旋槽型動壓氣體止推軸承的承載力與槽深的關系，如圖8所示。由圖8可知：當氣膜間隙為0.03 mm，槽深為0.09～0.10 mm時，承載力較大。

圖8 螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力與槽深的關系Fig.8 Effect of groove depth on bearing capacity

對型號1氣體軸承進行分析，型號2 情況相似，螺旋槽型動壓氣體止推軸承的承載力與槽數(shù)的關系，如圖9所示。由圖9可知：在氣膜間隙為0.03 mm的情況下，當槽數(shù)大于10時，槽數(shù)對于氣體軸承的承載力幾乎沒有影響；在氣膜間隙為0.01 mm的情況下，當槽數(shù)大于16時，槽數(shù)對于氣體軸承承載力的影響也非常小。

圖9 螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力與槽數(shù)的關系Fig.9 Effect of the groove number on the bearing capacity

螺旋槽型動壓氣體止推軸承的承載力與槽寬比的關系，如圖10所示。由圖10可知，氣體軸承的承載力隨著槽寬比的增大逐漸增大，當槽寬比達到0.7左右后，承載力又隨著槽寬比的增大逐漸減小。

圖10 螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力與槽寬比的關系Fig.10 Effect of groove width ratio on bearing capacity

螺旋槽型動壓氣體止推軸承的承載力與槽端半徑比的關系如，圖11所示。由圖11可知，當槽端半徑比為0.7時，氣體軸承承載力最大。槽端半徑比太小會導致槽區(qū)面積減小，不利于動壓階梯效應的產(chǎn)生；槽端半徑比太大會導致氣體軸承內環(huán)封閉區(qū)面積減小，使得氣體容易泄露，削弱了動壓效應。

圖11 螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力與槽端半徑比的關系Fig.11 Effect of groove end radius ratio on bearing capacity

螺旋槽型動壓氣體止推軸承的承載力與螺旋角的關系，如圖12所示。由圖12可知：當螺旋角在74°左右時，氣體軸承承載力最大。螺旋角太小會使氣體不容易進入槽區(qū)，從而削弱了動壓階梯效應；螺旋角太大會使螺旋線環(huán)繞在氣體軸承上，這種情況下，很難利用螺旋槽的邊沿產(chǎn)生比較好的動壓階梯效應。

圖12 螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力與螺旋角的關系Fig.12 Effect of spiral angle on bearing capacity

根據(jù)上述仿真結果，螺旋槽型動壓氣體止推軸承的基本結構參數(shù)優(yōu)化結果為：①相對于0.03 mm的氣膜間隙，槽深取氣膜間隙的3倍左右，即0.09～0.10 mm，本文選用0.1 mm；②槽數(shù)取14～18個比較合適，槽數(shù)太多承載力提升效果不明顯，本文選用16個；③槽寬比取0.5～0.7，本文選用0.7；④槽端半徑比取0.65～0.75，本文選用0.7；⑤螺旋角取72°～76°，本文選用74°。

3 軸向磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)的試驗研究

3.1 磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)的靜動態(tài)特性試驗研究

當磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)靜態(tài)懸浮時，磁軸承線圈電流和轉子位置波形圖，如圖13所示。由圖13可知，轉子在軸向和徑向的設定位置為2.5 V，軸向磁軸承線圈電流約為0.974 mV，換算成實際電流值約為1.461 A，徑向磁軸承線圈電流約為1.7 mV，換算成實際電流值約為2.55 A。

1.軸向磁軸承電流波形圖；2.轉子軸向位置波形圖；3.徑向磁軸承電流波形圖；4.轉子徑向位置波形圖。圖13 靜態(tài)懸浮電流及位移波形圖Fig.13 Waveform of current and displacement during static levitation

當磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)在30 000 r/min高速旋轉時，磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)軸向和徑向的電流及位移波形圖，如圖14所示。由圖14可知：磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)的軸向振動約為100 mV，換算成實際振動量為0.002 mm；徑向振動約為400 mV，換算成實際振動量為0.016 mm。

1.軸向電流；2.軸向位移；3.徑向電流；4.徑向位移。圖14 動態(tài)旋轉電流及位移波形圖Fig.14 Waveform of current and displacement during dynamic rotation

3.2 螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力測試

3.2.1 實際承載力檢測方法

軸向磁氣組合軸承轉子受力分析，如圖15所示。此時將氣軸承推力盤右側的氣體軸承換成無槽盤，以便測試單一氣體軸承的承載力。根據(jù)設計，當磁軸承推力盤處于軸向磁軸承中心位置時，氣軸承推力盤也處于氣體軸承中心位置，此時，磁軸承推力盤與軸向磁軸承的單邊氣隙為0.25 mm，氣軸承推力盤與氣體軸承的單邊氣隙為0.05 mm。

圖15 軸向磁氣組合軸承轉子受力示意圖Fig.15 Schematic diagram of force to the rotor of axial magnetic-gasbearing

當磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)的轉子穩(wěn)定懸浮時，由于轉速為0，螺旋槽型動壓氣體止推軸承還沒有產(chǎn)生承載力，此時，可以測得磁軸承1的線圈電流i1和磁軸承2的線圈電流i2，則根據(jù)式(1)可以得到磁軸承1與磁軸承推力盤的單邊氣隙z1，以及磁軸承2與磁軸承推力盤的單邊氣隙z2。求解公式為

(9)

當磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)高速旋轉時，再次測量磁軸承1的線圈電流i′1和磁軸承2的線圈電流i′2。此時，根據(jù)式(1)可以得到磁軸承1和磁軸承2的磁力大小。求解公式為

(10)

(11)

因此，螺旋槽型動壓氣體止推軸承的承載力可根據(jù)式(10)以及式(11)求得，即

F氣=|F′磁1-F′磁2|

(12)

通過調節(jié)轉子的軸向懸浮位置，即可調整氣體軸承推力盤與氣體軸承之間的氣隙，根據(jù)式(12)從而獲得不同氣隙處的氣體軸承實際承載力大小。

3.2.2 氣體軸承承載力與氣膜間隙的關系試驗

氣體軸承承載力與氣膜間隙關系的試驗數(shù)據(jù)，如表3所示。表中電流i1，i2，i′1和i′2對應式(9)～式(11)推導中的電流。將各個氣膜間隙下所對應的電流代入式(9)～式(12)，得到螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力的大小，此時轉子轉速為30 000 r/min。

表3 氣體軸承承載力與氣膜間隙關系的試驗數(shù)據(jù)Tab.3 Test data on the effect of air film gap on bearing capacity of gas bearing

考慮到轉子振動量，為安全起見，氣膜間隙最小可調整到0.02 mm。利用軟件MATLAB曲線擬合工具箱將試驗所測得的數(shù)據(jù)進行擬合，得到如式(13)所示的曲線擬合方程

F氣=92.53×e-61.36h0

(13)

式中：F氣為氣體軸承承載力；h0為氣膜間隙。

根據(jù)擬合曲線，將0.003 mm，0.010 mm，0.020 mm，0.030 mm，0.040 mm，0.050 mm的氣膜間隙代入式(13)可得氣體軸承承載力與氣膜間隙的擬合關系結果。

氣體軸承承載力與氣膜間隙關系的擬合結果和試驗結果，如圖16所示。由圖16可知，試驗結果所測得的4個點與擬合結果基本一致，據(jù)此可認為擬合曲線能夠近似表示實際承載力與氣膜間隙的關系。由擬合曲線可知，隨著氣膜間隙的變小，螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力呈現(xiàn)近似指數(shù)級的增長趨勢。

圖16 氣體軸承承載力與氣膜間隙的關系(1)Fig.16 Effect of air film gap on bearing capacity of gas bearing (1)

氣體軸承承載力與氣膜間隙關系的擬合結果和仿真結果，如圖17所示。由圖17可知，擬合結果與仿真結果存在一定誤差，但趨勢基本一致，承載力隨著氣膜間隙的變小都呈現(xiàn)了近似指數(shù)級的增長趨勢。

圖17 氣體軸承承載力與氣膜間隙的關系(2)Fig.17 Effect of air film gap on bearing capacity of gas bearing (2)

由于螺旋槽型動壓氣體止推軸承表面與氣體軸承推力盤表面存在平行度和平面度誤差，因此擬合結果與仿真結果存在誤差。氣體軸承與氣軸承推力盤不平行，此時通過百分表測量的氣膜間隙為點a到氣軸承推力盤的距離，然而實際氣膜間隙要大于試驗測量記錄的氣膜間隙，根據(jù)圖17的仿真結果，當實際氣膜間隙較大時，動壓氣體軸承的實際承載力會減小很多，即使平行度超過0.005 mm，仿真結果與試驗結果也會產(chǎn)生較大的誤差，如圖18所示。

圖18 氣體軸承推力盤與氣體軸承的平行度Fig.18 Parallelism of gas bearing thrust disc and gas bearing

3.2.3 氣體軸承承載力與轉速的關系試驗

氣體軸承承載力與轉速關系的試驗數(shù)據(jù)，如表4所示。表中電流i1，i2，i′1以及i′2對應式(9)～式(11)推導中的電流。將各個轉速下所對應的電流代入式(9)～式(12)，得到螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力的大小，此時氣體軸承氣膜間隙為0.02 mm。

表4 氣體軸承承載力與轉速關系試驗記錄Tab.4 Test data on the effect of speed on bearing capacity of gas bearing

氣體軸承承載力與轉速關系的試驗結果和仿真結果，如圖19所示。由圖19可知，隨著轉速的提高，氣體軸承承載力呈現(xiàn)近似線性增長的趨勢。試驗結果與仿真結果存在一定誤差，產(chǎn)生誤差的原因與3.2.2節(jié)的分析相同。

圖19 氣體軸承承載力與轉速的關系Fig.19 Effect of speed on bearing capacity of gas bearing

3.2.4 氣體軸承作為保護軸承的試驗驗證

無槽盤跌落試驗過程為：①用無槽盤代替螺旋槽型動壓氣體止推軸承，并裝配到試驗臺的相應位置；②利用磁軸承使轉子懸浮到平衡位置，并打開變頻器將轉子加速到30 000 r/min；③切斷軸向磁軸承電源，氣體軸承推力盤和無槽盤急速摩擦，轉子約在5 s后停轉。

氣軸承跌落試驗過程為：①將無槽盤取下，裝上螺旋槽型動壓氣體止推軸承，并換上新的氣體軸承推力盤；②利用磁軸承使轉子懸浮到平衡位置，并打開變頻器將轉子加速到30 000 r/min；③切斷軸向磁軸承電源，氣軸承推力盤和螺旋槽型動壓氣體止推軸承高速摩擦，轉子約在10 s后停轉。

跌落試驗結果分析如下。

(1)從表面磨損程度分析：無槽盤做跌落試驗的表面磨損情況，如圖20所示。無槽盤的表面有一圈磨損比較嚴重的痕跡，且表面材料出現(xiàn)了剝落情況，這是因為無槽盤表面因為轉子瞬間跌落，在高速摩擦下產(chǎn)生的高溫所引起的。螺旋槽型動壓氣體止推軸承做跌落試驗的表面磨損情況，如圖21所示。氣體軸承表面只出現(xiàn)了輕度摩擦痕跡，這是因為轉子跌落瞬間，氣體軸承和氣體軸承推力盤之間的氣膜間隙瞬間變小，再結合高速旋轉的作用，氣體軸承瞬間產(chǎn)生了非常大的支承力，進而阻止了氣體軸承推力盤與螺旋槽型動壓氣體止推軸承的嚴重摩擦，直到轉子轉速下降至一定值時，氣體軸承推力盤才和氣體軸承產(chǎn)生接觸摩擦，因此損傷程度較小。

圖20 無槽盤表面磨損圖Fig.20 Surface wear diagram of grooveless disk

圖21 氣體軸承表面磨損圖Fig.21 Surface wear diagram of gas bearing

(2)從轉子停轉時間分析：裝上無槽盤的轉子，在高速跌落后約5 s便停轉；裝上螺旋槽型動壓氣體止推軸承后，轉子在高速跌落后約10 s才停轉。據(jù)此可以判斷，在轉子跌落的初期，螺旋槽型動壓氣體止推軸承產(chǎn)生了非常大的支承力，使得轉子在空氣動壓的作用下繼續(xù)旋轉，直到轉子轉速下降至一定值時，轉子上的氣體軸承推力盤才和氣體軸承產(chǎn)生接觸摩擦，使得轉子停止轉動。

4 結 論

(1)對螺旋槽型動壓氣體止推軸承的結構參數(shù)進行了仿真優(yōu)化，優(yōu)化的結果為槽深取0.1 mm、槽數(shù)取16個、槽寬比取0.7、槽端半徑比取0.7、螺旋角取74°。

(2)研究了軸向磁氣組合軸承轉子系統(tǒng)的靜動態(tài)特性，當徑向自由度采用磁軸承并且軸向自由度采用磁氣組合軸承時，系統(tǒng)能夠穩(wěn)定懸浮，并且安全運行至工作轉速30 000 r/min，達到工作轉速時，轉子的徑向振動為0.016 mm，軸向振動為0.002 mm。

(3)測試了螺旋槽型動壓氣體止推軸承承載力與氣膜間隙和轉速之間的關系，隨著氣膜間隙的減小，氣體軸承承載力呈現(xiàn)近似指數(shù)級的提高，隨著轉速的增加，氣體軸承承載力呈現(xiàn)近似線性增長的趨勢。當轉速為30 000 r/min、氣膜間隙為0.02 mm時，氣體軸承承載力的測試結果為26.83 N。由試驗結果擬合預測0.003 mm氣膜間隙下，氣體軸承承載力可達到76.97 N。

(4)通過轉子高速跌落試驗，驗證了螺旋槽型動壓氣體止推軸承作為保護軸承的有效性。螺旋槽型動壓氣體止推軸承，因其承載力與氣膜間隙以及轉速的特有關系，在高轉速小氣膜間隙條件下，能夠產(chǎn)生較大的承載力，減輕轉子直接撞擊造成的嚴重損害；在低轉速條件下，動壓氣體軸承承載力迅速降低，轉子和動壓氣體軸承會產(chǎn)生損傷程度較小的接觸摩擦。