透平膨胀机中气体动压止推轴承双层鼓泡箔片的结构改进

2021-11-05卢攀强萌

低温工程 2021年4期

卢攀强萌

(1 西安航空学院能源与建筑学院西安 710077)

(2 西安建筑科技大学冶金工程学院西安 710055)

1 引言

随着低温制冷行业的快速发展,要求透平膨胀机的等熵膨胀绝热效率不断提高,因此需要膨胀机的转子-轴承系统在高转速下能具有较好的稳定性和可靠性。由于气体轴承具有旋转速度高、摩擦阻力低、无环境污染、温度适应范围广及运行寿命长等优点,已在高速低温透平膨胀机中被广泛应用[1]。箔片气体止推轴承作为一种弹性支承的自润滑流体动压轴承,主要用于支承旋转部件的轴向荷载,国内外学者先后对其弹性支承结构进行了大量的开发和研究工作[2-5]。鼓泡箔片动压气体止推轴承是由陈汝刚等人近年提出并发展起来的一种新型弹性箔片轴承,具有结构设计简单、制造成本低及易于维护等优点[6]。周权等通过试验比较了在转子转速为1 ×105r/min时,平箔止推轴承、黏弹性止推轴承和鼓泡箔片止推轴承的承载力和稳定性[7]。赖天伟等提出了多层鼓泡箔片支承结构,在转子直径为17 mm 的实验台上对其在加载和卸载瞬态过程中的承载能力进行了研究,并研究了六瓦多层鼓泡箔片支承结构的非恒定刚度与轴承载荷和结构参数的关系[8-9]。高伟等在轴径为25 mm 的高速透平膨胀机上,对全金属鼓泡箔片动压气体轴承在不同转速下的转子涡动进行了试验研究[10]。

目前,对于鼓泡箔片止推轴承的研究,主要集中在通过试验方法研究常规型双层鼓泡箔片在转子高速运转下的动态特性,而很少采用数值模拟方法对其静态结构变形特性进行研究。针对试验中常规型双层鼓泡箔片支承结构的承载小、易毁坏等缺点,本文在文献[8]中试验用常规型双层鼓泡箔片支承结构的基础上,对鼓泡箔片的鼓泡分布进行了改进,并结合有限差分法和有限元法,计算得到了改进前后支承结构各层箔片的弹性变形和应力分布情况,分析了改进后的新型鼓泡箔片支承结构对透平膨胀机轴承-转子系统性能的提升作用。

2 双层鼓泡箔片动压气体止推轴承的结构

图1 为双层鼓泡箔片动压止推轴承的结构示意图,由4 块扇形重叠的3 层箔片和楔形瓦块在圆周方向上均匀布置,并通过定位销在外侧固定于轴承座上。止推轴承工作时,预制的楔形瓦块使得每个扇形支承结构在楔形区产生压力气膜,并在平台区形成较强的高压气膜以支承轴向载荷,轴承止推结构的弹性支承作用主要由顶层平箔片和两层鼓泡箔片提供。在止推轴承工作时,各层箔片的弹性变形和摩擦作用可以缓解转子的振动冲击和不稳定涡动。参照文献[8]试验中双层鼓泡箔片止推轴承的结构,建立了常规型鼓泡径向叉排分布的双层鼓泡箔片支承模型,箔片的鼓泡分布和结构参数如图2。图中所有鼓泡的直径为1.4 mm,高度为0.2 mm,各层箔片均采用厚度为0.05 mm 的铍青铜材料。

图2 常规型双层鼓泡箔片结构参数Fig.2 Structural parameters of conventional double-layer protuberant foil

3 支承结构弹性变形的数值计算

止推轴承工作时,假设轴承间隙内的气体润滑为某温度下稳态定常流动的等温理想气体模型。则控制气膜压力分布、气膜厚度分布和支承结构弹性变形的方程分别如式(1)、式(2)和式(3)所示。

式中:r为轴承径向坐标,θ为圆周方向坐标,h为气膜厚度,P为气膜压力,μ为气体的动力粘性系数,ω为转子旋转角速度,h1为楔形区进口处轴承间隙高度,h2为平台区轴承间隙高度,β为扇形箔片的张角,b为扇形箔片节距比,wd为箔片弹性变形量,Pa为环境压力,α为弹性支承结构轴向的柔度系数。

对上述3 个方程进行无量纲化,并在使用有限差分法的基础上进行离散化后,结合边界条件,采用Newton-Raphson 迭代法通过MATLAB 编程进行流固耦合计算,求解得到在支承结构轴向刚度均匀一致条件下的润滑气膜压力分布。通过有限元软件ANSYS workbench 建立支承结构的数值模型,并使用Mechanical 工具在保证计算结果的精确性的情况下进行自适应的网格划分。再将上述计算得到的气膜压力分布施加在顶层平箔片上,通过求解得到各层箔片的弹性变形和应力分布情况。

4 计算结果及分析

4.1 支承结构轴向均匀刚度对轴承性能的影响

利用有限差分法计算气膜压力时,假设支承结构在轴向上的刚度分布均匀一致,取h1=0.05 mm,h2=0.02 mm,β=π/2,b=0.5,α=0.003,μ=18.5 ×10-6Pa·s(25 ℃常压空气),网格数为80 ×80,则在转子转速ω=1.6 ×105r/min 下耦合计算得到轴承间隙内润滑气膜的压力分布,如图3 所示。由图可见,沿圆周方向,气膜压力在楔形区进口处开始形成并快速增大,并在瓦块周向中心线处达到最大,随后在平台区缓慢减小,高压气膜主要集中在平台区并得以保持,因此,平台区的高压气膜对轴向载荷起主要的支承作用。

图3 润滑气膜压力分布Fig.3 Pressure distribution of lubricating gas film

气膜压力在径向中线处的分布如图4 所示。由图可见,当支承表面为刚性时,即α=0,气膜压力最大,平台区的气膜压力分布曲线最陡,当α>0 时,气膜压力曲线在平台区的分布较为平缓,高压气膜分布的均匀性较强,轴承运行时的稳定性也较好。此外,随着轴向柔性系数的增大,平台区气膜压力不断降低,气膜压力的分布越来越平缓,使得止推轴承的承载能力不断降低,运行稳定性不断增强。因此,寻求在止推轴承运行时平台区气膜压力较大且分布较为平缓的弹性支承结构对提升止推轴承性能具有较大意义。

图4 径向中线处气膜压力的分布Fig.4 Film pressure distribution at radial center line

4.2 双层鼓泡箔片支承结构的弹性变形及应力分布

为了使支承结构在轴向的非均匀刚度分布更加适应气膜压力的分布,根据单个鼓泡在轴向的变形特性[11],对常规型鼓泡径向叉排分布的双层鼓泡箔片进行了改进,对在气膜压力分布较大的区域增加鼓泡箔片的鼓泡密度以承载较大的压力,其中,在常规型第一层鼓泡箔片的平台区增加了3 个鼓泡,在第二层鼓泡箔片的平台区增加了5 个鼓泡,两层箔片新增鼓泡的位置参数如图5 所示。

图5 新型双层鼓泡箔片结构参数Fig.5 Structural parameters of new double-layer protuberant foil

将有限差分法计算求得的气膜压力分别施加在通过ANSYS workbench 建立的常规型和新型双层鼓泡支承结构的顶层平箔片表面,在进行网格划分和添加固定约束后,求解得到各层箔片的弹性变形及顶层平箔片的应力分布情况,分别如图6、图7 所示。由图可见,在常规型和新型支承结构中,各层箔片的最大变形量及变形区域的面积均表现出:平箔片>第一层鼓泡箔片>第二层鼓泡箔片。常规型和新型支承结构的平箔片最大变形量分别为第一层鼓泡箔片最大变形量的3.8 和3.1 倍,为第二层鼓泡箔片最大变形量的115.6 和79.4 倍。结合平箔片的应力分布可知,在止推轴承工作时,平箔片较大的变形量和局部应力集中使其相比于鼓泡箔片更容易被磨损,且不利于轴承工作的稳定性,这与文献[8]中箔片磨损的试验结果一致。因此,在双层鼓泡箔片止推轴承的设计中应增加平箔片的厚度或选用强度更高的金属材料。在两层鼓泡箔片的变形中,第一层鼓泡箔片变形的区域不仅包含鼓泡,还有大面积的平面部分,而第二层鼓泡箔片的变形主要集中在鼓泡的局部位置,表明第一层鼓泡箔片在双层鼓泡箔片支承结构中起主要弹性支承作用。

图6 双层鼓泡箔片支承结构的变形Fig.6 Deformation of support structure with double-layer protuberant foil

图7 支承结构平箔片的应力分布Fig.7 Stress distribution of flat foil in support struture

在相同轴承结构参数、转速和承载力下,新型支承结构各层箔片的变形量和变形区域面积均小于常规型。常规型支承结构的顶层平箔片、第一层鼓泡箔片和第二层鼓泡箔片的最大变形量分别为新型结构的2.5、2.0 和1.8 倍,表明新型双层鼓泡箔片支承结构能够有效降低各层箔片的磨损,提高支承结构使用寿命。此外,对转子起主要支承作用的平台区域,新型支承结构各层箔片的变形分布均匀且变形量较小。这是由于在新型鼓泡箔片的平台区增加了鼓泡分布的密度,使得支承结构的非均匀性刚度分布能够较好的适应气膜压力的分布。因此,新型鼓泡支承结构比常规型结构具有更好的支承作用,在低温透平膨胀机双层鼓泡箔片止推轴承的设计中可优先采用。