双层鼓泡箔片动压气体止推轴承性能试验研究*

2021-01-15欢蒋国庆侯赖天伟

风机技术 2020年5期

马斌赖欢蒋国庆侯予赖天伟

（1.中国空气动力研究与发展中心；2.西安交通大学）

0 引言

深冷装置采用的膨胀机属于速度型透平膨胀机，它利用工质流动时速度的变换进行能量转化。工质在膨胀机内接近于做等熵膨胀，产生焓降，同时输出功，消耗能量，增大焓降，使工质温度降低，达到制冷目的。透平膨胀机的转速与等熵效率呈对应关系，因此其运行时面临的工况多，运行范围宽，但在不同转速下均要求转子能稳定运行[1-2]。为了满足高速透平膨胀机的上述特点，本文在多层鼓泡箔片动压气体径向轴承的基础上，提出多层鼓泡箔片动压气体止推轴承。动压止推轴承以空气为工作工质，顶层平箔作为支承表面，鼓泡箔片采用球冠状凸起阵列作为弹性支承元件。转子高速旋转时，由于空气的粘性和楔形的作用，在平箔与转子表面之间产生动压效应，使平箔与鼓泡箔片发生弹性变形，从而将平箔推开，使转子处于悬浮状态[3-4]。本文将多层鼓泡箔片动压气体止推轴承其应用于主轴直径17mm的高速透平膨胀机，针对箔片层数，轴承分片张角对轴承性能的影响进行了试验研究。

1 多层鼓泡箔片动压气体止推轴承结构

本文在单层鼓泡箔片动压气体径向轴承研究的基础上[5]，提出多层鼓泡箔片动压气体止推轴承的新型结构。为了增加多层鼓泡箔片止推轴承的刚度范围，提出了可控刚度多层鼓泡箔片分块组合形式。上、下层之间的鼓泡排列位置根据设计要求有多种组合方式，图1给出了四种典型的排列方式。鼓泡箔片可选多种材料，例如：黄铜、磷青铜、铍青铜、不锈钢等，箔片的厚度从0.05～0.1mm，可以采用多种厚度组合方式，鼓泡高度范围为0.2～0.3mm，鼓泡支点圆半径为0.5～1mm不等，鼓泡箔片扇形张角可以分为60°，90°或120°等，鼓泡箔片层数可为两层、三层，甚至更多。

图1 多层鼓泡箔片组合结构图Fig.1 Arrangement of protuberant foils

采用不同的组合形式可以对多层鼓泡止推轴承进行方便有效的刚度调节。径向叉排结构沿止推轴承直径方向均匀的调节了弹性支承的刚度；周向叉排结构在止推轴承周向调节了弹性支承刚度；径向周向混排结构沿着径向和周向调节了弹性支承的刚度；而非均匀排列方式可以有效的根据弹性元件支承平箔变形的需要来对弹性元件支承刚度进行局部或者提非均匀调节。简单有效的刚度调节方法充分体现了多层鼓泡弹性结构的特性和优点。

2 动压气体止推轴承试验台

致使止推轴承失效的原因有很多，为确保止推轴承处于健康状态，主要以功率损耗、气膜厚度、轴承温度和气膜压力等为试验研究对象[6]。为了独立研究多层鼓泡箔片动压气体止推轴承的承载特性，搭建了用于测试动压气体止推轴承试验台。试验台可以对不同轴承分层、轴承张角的轴承进行静态刚度，承载力，摩擦力矩、气膜间隙和轴向位移等参数的测量，确定影响轴承性能的主要因素。动压气体止推轴承试验台的建立是止推轴承设计、性能分析和实现实际应用的重要环节。

2.1 试验台

试验以直径17mm透平膨胀机为试验平台，采用阿特拉斯双螺杆压缩机为高压气源，驱动透平转子，并为转子、加载活塞轴所用静压径向气体轴承以及加载活塞轴供气。试验用电气比例阀调节涡轮进气压力、静压径向轴承压力和加载活塞轴端面压力。试验时维持静压径向轴承供气压力恒定，调节涡轮供气压力可以改变涡轮转速，调节加载活塞轴端面压力可以改变止推轴承承载力，因此在不同转速下可以确定止推轴承的最大承载力。在涡轮转子中部呈90°安装两个振动传感器，来测量转子的振动特性。在箔片止推轴承座上安装一个振动传感器测量涡轮转子的轴向振动。图2为试验原理图，图3为试验台实物图。表1为试验关键部件的参数。止推轴承的承载力可通过加载活塞轴的直径与供气压力进行计算：F=Pπd2/4，其中F为承载力，单位N，P为供气压力，单位Pa，d为活塞轴直径，尺寸为17mm。由于活塞轴中间由静压轴承支撑可以认为加载的力完全作用在轴承和止推盘之间。活塞轴端面最高供气压力可达1MPa，理论上可提供226N止推载荷，完全满足止推轴承大载荷试验的要求。

图2 试验原理图Fig.2 Process diagram of gas-driven thrust bearing test rig

图3 试验台实物图Fig.3 Gas-driven thrust bearing test rig and tested foils

图4 鼓泡箔片结构图（单位：mm）Fig.4 Geometrical structure of protuberant foil

表1 试验台结构参数Tab.1 Structural parameters of the test rig

2.2 试验件

本文设计并加工了鼓泡型弹性箔片元件，试验箔片元件为模具一次冲压成型，利用小孔定位销钉将鼓泡箔片和平箔安装在自行设计的止推轴承座上。试验用鼓泡箔片原材料厚度为0.07mm的铍青铜箔片，采用0.05mm厚度铍青铜箔片作为平箔元件。图4为试验用鼓泡箔片图，图5为试验用120°、90°和60°平箔和鼓泡箔片。静压径向轴承采用周向环形排列、轴向双排小孔供气轴承。图6是双层鼓泡箔片止推轴承三维示意图。表2为试验轴承参数。

图4 顶箔与鼓泡箔片Fig.4 Top foil and protuberant foils

图5 箔片止推轴承三维示意图Fig.5 Three dimensional diagram of the protuberant foil thrust bearings

表2 试验轴承参数Tab.2 Parameters of the test thrust bearings

3 试验结果与分析

试验台对不同轴承分层、不同张角的轴承进行静态刚度，承载力，摩擦力矩、气膜间隙和轴向位移等参数进行了试验，确定影响轴承性能的主要因素。

3.1 静态刚度

从图6中可以看出，张角度数越大（分片数越小）越容易在小形变量下获得较高刚度。这是因为张角越大，底层弹性结构变形裕度越小，刚度越大。对比0.05mm鼓泡箔片轴承和0.07mm鼓泡箔片轴承的刚度，可以明显看出，0.07mm鼓泡箔片轴承容易在小形变量下获得较高刚度，这是因为0.07mm箔片比0.05mm箔片更厚，其结构刚度较大。

图6 轴承刚度与载荷变形图Fig.6 Bearing stiffness with load-deflection

3.2 动态特性

3.2.1 供气压力

转子运行时受驱动力矩Tew，止推轴承摩擦力矩Tb，止推轴承气体摩擦力矩Tgf，静压气体径向轴承的供气压力保持恒定，可认为其摩擦力矩为定值，在对比中忽略。转子转速恒定时，有Tew=Tb+Tgf。供气压力反映了转子系统的功耗，转子转速相同时，供气压力的差异反映了轴承功耗的差异。

从图7中可以看出供气压力提高转子转速提高，且随着转速增大，转速随供气压力的增幅逐渐降低，相同转速时，轴承承载力越大需要的供气压力越高。转子由气体驱动，供气压力提高转子转速会随之提高，而随着转速增大，转速随供气压力的增幅降低，表明止推轴承功耗随转速增大而增大，从侧面证明了轴承转速增大轴承产热增多，导致轴承承载力降低。

3.2.2 气膜厚度

从图8中可以看出虽然会有波动但气膜间隙随转速提高而增大，相同转速时，气膜间隙随承载力增大而减小。这是由于随着转速增大，轴承气膜动压效应增强，气膜压力提高，将止推盘推离轴承，气膜间隙增大，气膜间隙增大后，气压下降，达到新的受力平衡后稳定。相同转速时，承载力增大，气膜间隙减小，气膜压力提高，达到受力平衡后稳定。正因为动压气体轴承有这一自适应的能力，其在高速运行时更加稳定。文献[11]的模拟和试验结果也表明随着承载力增大，润滑膜厚度会减小。

3.2.3 摩擦力矩

从图9中可以明显的看出在启动阶段摩擦力矩随转速增大明显增大，当转速升高开始形成动压气膜后摩擦力矩随转速升高而降低，当动压气膜完全形成后，摩擦力矩随转速增大但增大趋势不明显。启动阶段，承载力越大轴承的启动摩擦力矩和起飞转速越大。轴承高速运行时，相同转速条件下，轴承承载力大摩擦力矩大。

启动初期，动压气膜未形成，止推盘与轴承有摩擦，摩擦力矩由于相对运动趋势增强而变大，随着转速增大，动压气膜形成后，止推盘与轴承分离，轴承摩擦力矩下降。承载力增大，止推盘和轴承的摩擦力也会增大，造成摩擦力矩增大。

高速运行时，转速增大，轴承动压气膜速度和压力梯度增大，气膜粘滞力随之增大，摩擦力矩增大。承载力增大，轴承气膜减小，轴承动压气膜压力梯度增大，气膜粘滞力随之增大，摩擦力矩增大。

图7 轴承供气压力图Fig.7 Supply pressure with rotational speed

图8 轴承气膜厚度图Fig.8 Film thickness with rotational speed

图9 摩擦力矩图Fig.9 Torque with rotational speed

3.2.4 轴承结构参数对轴承性能的影响

从图10中可以看出轴承张角角度增加，轴承摩擦力矩增大，气膜间隙减小，供气压力提高，轴向窜动减小。0.05mm鼓泡轴承摩擦力矩、供气压力略小于0.07mm鼓泡轴承，气膜间隙大于0.07mm鼓泡轴承。这是因为相同承载力下，增大轴承张角，轴承顶箔变形和轴承气膜分布均匀性下降，轴承变形不均匀，会出现轴承内部压力的泄露，造成气膜减薄，而且容易出现止推盘与轴承的摩擦，轴承摩擦力矩随之增大，因此造成转子系统功耗增大，要达到相同的转速，转子需要的供气压力必然会提高。较厚的鼓泡轴承刚度较大，也会造成轴承顶箔变形和气膜分布的均匀性降低。因此减小轴承张角角度，使用较薄的鼓泡箔片有利于提高轴承的承载力、降低轴承的功耗。

图10 承载力10.4N时轴承性能对比图Fig.10 Friction torque of the bearings under load of 10.4 N

可以从图11中看出，在达到轴承的最大承载力之前，轴承承载力随转速提高，当达到该种轴承的最大承载力后，轴承承载力不受转速影响，随转速继续增大轴承承载力下降。文献[8]认为径向轴承的承载力随转速增大而下降的原因是轴承产热造成了轴承承载力性能的下降。文献[9-10]让冷空气流入止推轴承中心，随着冷空气流量的增大，相同转速下轴承承载力增大，但随着转速增大轴承承载力仍会降低。文献[10]的实验表明随着转速提高轴承的温度会明显上升。可以看出承载力的关系是60°＞90°＞120°，相同张角的轴承，0.05mm鼓泡轴承承载力大于0.07mm鼓泡轴承。这是刚度较大的轴承功耗大，发热量高，容易造成轴承承载力下降，发生轴承失效。文献[2]认为润滑膜厚度是制约轴承温度的主要原因，而轴承温度是影响膨胀机长周期、高效运行的关键。