徑向箔片空氣軸承靜態(tài)特性研究

李振平，高中亞

(北京動(dòng)力機(jī)械研究所，北京 100074)

箔片空氣軸承是以周圍環(huán)境中的空氣為潤(rùn)滑劑并采用箔片為彈性支承零件的一種動(dòng)壓軸承，主要有懸臂型、纏繞型、波箔型和外楔型等[1]。與傳統(tǒng)靜壓空氣軸承的剛性表面不同，一般采用金屬箔片構(gòu)成彈性表面，靠彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑機(jī)理工作，使軸承工作時(shí)能隨工作條件的變化自動(dòng)建立不同的氣膜厚度，因而能夠承受轉(zhuǎn)子與軸承軸線不平行產(chǎn)生的角偏差，且隨轉(zhuǎn)速的變化而建立不同的剛度。箔片空氣軸承結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的阻尼效應(yīng)大大抑制了轉(zhuǎn)子的振動(dòng)，使軸承具有穩(wěn)定性高，耐振動(dòng)沖擊性好，啟停性能好，裝配對(duì)中要求低的優(yōu)點(diǎn)，相比于油潤(rùn)滑軸承，空氣軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)幾乎不需要維護(hù)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，還可提高轉(zhuǎn)子的極限轉(zhuǎn)速，主要應(yīng)用于空氣壓縮機(jī)、微型燃?xì)廨啓C(jī)、空氣制冷機(jī)等高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械中。

徑向箔片空氣軸承的設(shè)計(jì)首先要考慮承載力?？諝廨S承本身理論研究十分復(fù)雜，文獻(xiàn)[1]憑經(jīng)驗(yàn)提出了計(jì)算承載力的公式，其中影響承載力的參數(shù)是箔片的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、軸的轉(zhuǎn)速、軸承內(nèi)徑d和軸向長(zhǎng)度L，但缺少相應(yīng)的承載力試驗(yàn)研究。靜態(tài)特性是徑向箔片氣體軸承彈性結(jié)構(gòu)在徑向壓力作用下的形變特性，靜態(tài)特性試驗(yàn)是獲取空氣軸承承載力的重要手段，通過(guò)靜態(tài)特性圖可估算出軸承剛度特性(剛度是軸承承載力的直接體現(xiàn))。本文以力學(xué)仿真與試驗(yàn)相結(jié)合的方法對(duì)某徑向箔片空氣軸承的靜態(tài)特性(氣膜剛度涉及的動(dòng)態(tài)剛度不在本文的研究范圍)進(jìn)行分析，以期得到軸承的結(jié)構(gòu)剛度及承載力。

1 徑向箔片空氣軸承結(jié)構(gòu)

徑向箔片空氣軸承通常由軸承套、彈性箔片、頂層箔片組成：頂層箔片表面有耐磨涂層，用于抵抗啟停階段的摩擦；彈性箔片是支承結(jié)構(gòu)，提供一定的剛度和阻尼，與頂層箔片配合在高速旋轉(zhuǎn)過(guò)程中提供穩(wěn)定的氣膜；軸承套為彈性箔片和頂層箔片提供安裝基礎(chǔ)。

在高轉(zhuǎn)速工況下，徑向箔片空氣軸承的彈性支承結(jié)構(gòu)和動(dòng)壓氣膜共同對(duì)轉(zhuǎn)子提供支承作用,其組合剛度對(duì)軸承承載力有重要的影響。動(dòng)壓氣膜的剛度會(huì)隨著轉(zhuǎn)速發(fā)生很大的變化，而彈性支承結(jié)構(gòu)的剛度則不會(huì)，且高轉(zhuǎn)速時(shí)動(dòng)壓氣膜的剛度往往大于彈性支承結(jié)構(gòu)的剛度，所以徑向箔片空氣軸承的靜態(tài)剛度主要由彈性支承的結(jié)構(gòu)決定[2]。

本文研究的徑向箔片空氣軸承結(jié)構(gòu)如圖1所示，軸承外徑41.30 mm、內(nèi)徑31.75 mm、寬度38.00 mm，在軸承套的內(nèi)圓上均布3套彈性箔片和頂層箔片，其優(yōu)點(diǎn)是支承剛度沿著徑向和軸向均勻分布，轉(zhuǎn)子運(yùn)行穩(wěn)定。

1—軸承套；2—彈性箔片；3—頂層箔片

頂層箔片如圖2所示，涂有耐磨涂層，啟動(dòng)時(shí)與轉(zhuǎn)軸直接接觸。彈性箔片如圖3所示，由一組縫隙寬度逐漸減小的U形槽構(gòu)成，其安裝在軸承套的圓弧形定位槽內(nèi)，周向產(chǎn)生逐漸變化的彈力，同時(shí)形成動(dòng)壓空氣軸承需要的楔形結(jié)構(gòu)。彈性箔片U形槽的尺寸精度和位置精度直接影響軸承的剛度和阻尼，現(xiàn)對(duì)彈性箔片進(jìn)行力學(xué)仿真分析和靜態(tài)特性試驗(yàn)以獲得軸承剛度。

圖2 頂層箔片F(xiàn)ig.2 Top foil

圖3 彈性箔片F(xiàn)ig.3 Complaint foil

2 徑向箔片空氣軸承力學(xué)仿真分析

2.1 彈性箔片力學(xué)模型簡(jiǎn)化

圖3所示的彈性箔片比較復(fù)雜，需要對(duì)其進(jìn)行力學(xué)模型簡(jiǎn)化。彈性箔片有若干排支承單元，且每排支承單元采用大小漸變?cè)O(shè)計(jì)(圖4的A到F)。支承單元由2個(gè)等腰梯形組成，屬于典型的等強(qiáng)度梁設(shè)計(jì)，可將支承單元簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支梁進(jìn)行分析，如圖5所示，中間受到集中力的作用，其反作用力施加給頂層箔片，使頂層箔片與轉(zhuǎn)軸之間的氣膜厚度保持在一定范圍內(nèi)。正常工作狀態(tài)下,空氣軸承的轉(zhuǎn)軸存在偏心，會(huì)形成楔形氣膜，沿周向的壓力并不是均勻分布，因此彈性箔片的支承單元沿周向亦成漸變形式?？赏ㄟ^(guò)分析單個(gè)支承單元的承載力得到整個(gè)彈性箔片的承載力，進(jìn)一步推導(dǎo)出支承剛度。

圖4 彈性箔片支承單元結(jié)構(gòu)Fig.4 Structure of supporting unit for complaint foil

圖5 支承單元簡(jiǎn)化后受力圖Fig.5 Force diagram of supporting unit after simplification

2.2 有限元分析

支承單元有限元模型如圖6所示，采用殼單元建模。彈性箔片材料為0Cr17Ni7Al，厚度為0.125 mm的帶材，彈性模量為199 GPa，泊松比為0.3,熱處理后抗拉強(qiáng)度σb達(dá)1 720 MPa，屈服強(qiáng)度σ0.2達(dá)1 320 MPa。

圖6 支承單元有限元模型Fig.6 Finite element model of supporting unit

支承單元受力變形后最終會(huì)接觸到軸套內(nèi)壁，此時(shí)無(wú)法產(chǎn)生彈性變形而導(dǎo)致彈性支承失效；另外，當(dāng)受力變形后其等效應(yīng)力達(dá)到材料強(qiáng)度極限，也會(huì)導(dǎo)致彈性支承失效;以二者作為支承單元最大承載力的判據(jù)，軸承套內(nèi)曲面及支承單元跨距已知，通過(guò)幾何解析方法可確定最大許用變形量。

A到F的計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表1，隨著支承單元A到F外形尺寸的減小，承載力依次減小，等效應(yīng)力基本在塑性范圍內(nèi)。A型支承單元的變形量和等效應(yīng)力分別如圖7和圖8所示。

表1 支承單元?jiǎng)偠扔邢拊?jì)算結(jié)果Tab.1 Finite element calculated results of supporting unit stiffness

圖7 A型支承單元變形圖Fig.7 Deformation of A type supporting unit

圖8 A型支承單元等效應(yīng)力圖Fig.8 Von-mises of A type supporting unit

彈性箔片總的承載力為所有單元承載力之和，即143.95 N(單元數(shù)量×承載力)，通過(guò)變形量與承載力得到每種單元的支承剛度，所有單元求和后得到軸承支承剛度為745 N/mm。

3 徑向箔片空氣軸承靜態(tài)特性試驗(yàn)

3.1 靜態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)

在靜態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)上通過(guò)對(duì)軸承施加一定的力測(cè)量位移響應(yīng)，經(jīng)過(guò)數(shù)據(jù)分析得到軸承的力學(xué)特性，估算出軸承支承剛度。

靜態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)如圖9所示，由固定支架支承測(cè)量主軸，主軸一端安裝徑向箔片空氣軸承，軸承外部設(shè)有套筒，螺旋微分頭與套筒連接，通過(guò)旋進(jìn)螺旋微分頭施加徑向力，通過(guò)力傳感器與位移傳感器測(cè)量力與位移數(shù)據(jù)，經(jīng)信號(hào)處理得到載荷-變形曲線。

1—固定支架；2—螺旋微分頭；3—力傳感器；4—套筒(內(nèi)含徑向箔片空氣軸承);5—主軸；6—位移傳感器圖9 靜態(tài)特性試驗(yàn)臺(tái)組成Fig.9 Composition of static characteristics test rig

3.2 靜態(tài)特性試驗(yàn)

試驗(yàn)通過(guò)緩慢旋轉(zhuǎn)螺旋微分頭對(duì)軸承加載，加載過(guò)程中不能反向旋轉(zhuǎn)微分頭。當(dāng)加載力達(dá)到100 N時(shí)停止加載，開(kāi)始反方向旋轉(zhuǎn)微分頭進(jìn)行卸載，軸承受到的壓力逐漸減小到零時(shí)完成1個(gè)加載-卸載循環(huán)。進(jìn)行多次加載-卸載循環(huán)，從中選取1組數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。由于徑向箔片空氣軸承由3組箔片組成，因此分別對(duì)圓周3個(gè)方向進(jìn)行試驗(yàn)，得到典型的載荷-變形曲線如圖10所示，圖中虛線的斜率為軸承支承剛度，3個(gè)方向下軸承的加載-卸載循環(huán)曲線基本一致，擬合40～80 N穩(wěn)定區(qū)間的數(shù)據(jù)曲線，結(jié)果為753 N/mm，與仿真計(jì)算結(jié)果745 N/mm相近，驗(yàn)證了仿真模型的正確性，可以用于軸承支承剛度的計(jì)算。

圖10 載荷-變形曲線Fig.10 Curve of load-deflection

4 實(shí)例計(jì)算

某微型燃?xì)廨啓C(jī)高速轉(zhuǎn)子如圖11所示，主要部件包括渦輪轉(zhuǎn)子、離心葉輪、主軸、電動(dòng)機(jī)軸、聯(lián)軸節(jié)等，其額定工作轉(zhuǎn)速區(qū)間為(4.5～10.0)×104r/min，由3套徑向箔片空氣軸承(圖1)支承。現(xiàn)以本文計(jì)算所得軸承剛度對(duì)其進(jìn)行校核。

圖11 某微型燃?xì)廨啓C(jī)高速轉(zhuǎn)子Fig.11 High-speed rotor of micro gas turbine

采用SAMCEF Rotor進(jìn)行轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)計(jì)算，有限元模型如圖12所示，軸承剛度設(shè)為750 N/mm(文中計(jì)算結(jié)果取整)，輸出的坎貝爾圖(與國(guó)內(nèi)軟件不同，其縱坐標(biāo)為轉(zhuǎn)速)如圖13所示，計(jì)算得到前5階臨界轉(zhuǎn)速分別為5 530，7 648，11 290，30 119，191 080 r/min。實(shí)際該微型燃?xì)廨啓C(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為(4.5～10.0)×104r/min，位于第4,5階臨界轉(zhuǎn)速之間的穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)區(qū)域，證明該軸承的剛度設(shè)計(jì)合理，可滿足轉(zhuǎn)子運(yùn)行需求。

圖12 高速轉(zhuǎn)子有限元模型Fig.12 Finite element model of high-speed rotor

圖13 坎貝爾圖Fig.13 Campbell diagram

5 結(jié)束語(yǔ)

采用仿真計(jì)算和試驗(yàn)測(cè)試相結(jié)合的方法對(duì)徑向箔片空氣軸承承載力和支承剛度進(jìn)行研究，結(jié)果表明支承剛度試驗(yàn)結(jié)果與仿真計(jì)算結(jié)果基本一致。并將支承剛度作為輸入應(yīng)用于以空氣軸承支承的某高速轉(zhuǎn)子進(jìn)行動(dòng)力學(xué)特性計(jì)算，得到其各階臨界轉(zhuǎn)速，證明了其結(jié)構(gòu)的合理性。