多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承靜態(tài)特性研究

摘要：對(duì)箔片含有預(yù)變形的多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承進(jìn)行研究,將箔片簡化為彎曲梁,推導(dǎo)出多葉箔片的變形方程和考慮預(yù)變形后的氣膜厚度方程。在此基礎(chǔ)上,運(yùn)用牛頓-拉弗森迭代法以及有限差分法將雷諾方程進(jìn)行離散化,并且將氣膜壓力和多葉箔片的變形進(jìn)行雙向耦合求解。通過數(shù)值計(jì)算研究多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承氣膜厚度和氣膜壓力的分布特點(diǎn)以及轉(zhuǎn)速、偏心率、箔片厚度、長徑比、軸承間隙、預(yù)變形運(yùn)行和結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承承載力的影響。結(jié)果表明:通過減小軸承間隙或增大轉(zhuǎn)速、長徑比、預(yù)變形、偏心率可增大承載力,在箔片厚度為0.10mm時(shí),軸承承載力最大。箔片氣體軸承具有無污染,自適應(yīng)能力強(qiáng),使用壽命長和運(yùn)行穩(wěn)定性良好等諸多優(yōu)點(diǎn),廣泛應(yīng)用于低溫工程、國防和航空航天等領(lǐng)域,并發(fā)揮了重要作用[1-2]。箔片氣體軸承分為波箔型和多葉型(懸臂型)軸承等,多葉型軸承結(jié)構(gòu)簡單,加工工藝要求低,廣泛應(yīng)用在高速旋轉(zhuǎn)的小型輕載機(jī)械上。文獻(xiàn)[3]通過引入輔助分析部件的方法,建立了含有大預(yù)緊效應(yīng)的多葉箔片軸承的非線性接觸模型,并將其進(jìn)行完全的氣彈耦合求解,結(jié)果表明此方法收斂性較好,并能很好地解決彈性箔片的非線性大變形扭曲和復(fù)雜載荷情況下的預(yù)緊問題。文獻(xiàn)[4-5]將多葉箔片軸承結(jié)構(gòu)用到油潤滑箔片軸承中,搭建了針對(duì)多葉箔片軸承的試驗(yàn)臺(tái),對(duì)五葉片油潤滑的箔片軸承進(jìn)行試驗(yàn),在轉(zhuǎn)速30×103

r/min時(shí)軸承仍能穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn),說明油潤滑箔片軸承在高速運(yùn)行時(shí)表現(xiàn)良好,具有較好的抵抗沖擊能力以及良好的穩(wěn)定性和適應(yīng)能力。文獻(xiàn)[6]將多葉箔片油潤滑軸承的剛度引入到軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中,分析了軸承動(dòng)態(tài)剛度對(duì)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的影響,并搭建試驗(yàn)臺(tái)驗(yàn)證其結(jié)果,結(jié)果表明多葉箔片油潤滑軸承對(duì)轉(zhuǎn)子的升速適應(yīng)能力強(qiáng)。文獻(xiàn)[7-9]提出一種帶彈性支持結(jié)構(gòu)的油潤滑多葉箔片軸承,通過卡氏定理建立多葉箔片的變形模型對(duì)其進(jìn)行求解,并搭建多葉箔片油潤滑軸承的試驗(yàn)臺(tái),試驗(yàn)結(jié)果表明帶彈性支持結(jié)構(gòu)的軸承承載力、穩(wěn)定性都優(yōu)于無彈性支持結(jié)構(gòu)的軸承。文獻(xiàn)[10]通過試驗(yàn)研究含波箔的四葉箔片軸承,提出一種確定剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)的頻域識(shí)別方法。文獻(xiàn)[11-12]采用懸臂梁模型建立了考慮相鄰箔片面接觸的動(dòng)力學(xué)模型,運(yùn)用有限元法與加權(quán)余量法對(duì)雷諾方程進(jìn)行耦合求解,并提出一種判斷相鄰箔片是否接觸的算法,但計(jì)算量大,會(huì)出現(xiàn)難收斂的問題,對(duì)網(wǎng)格劃分要求較高,而且未考慮預(yù)緊力對(duì)軸承性能的影響。隨著研究的深入,文獻(xiàn)[13]利用有限元法對(duì)新型三瓣式箔片軸承展開研究,分析了接觸面間庫倫摩擦力下預(yù)載和安裝角度對(duì)軸承靜動(dòng)態(tài)性能的影響,發(fā)現(xiàn)預(yù)載能提高軸承的承載能力,且轉(zhuǎn)速越高承載能力越大。文獻(xiàn)[14]研究潤滑劑和熱蠕變對(duì)氣體軸承的影響,結(jié)果表明選擇摩爾質(zhì)量大的氣體能提高軸承的穩(wěn)定性和承載能力;相對(duì)于沒有熱蠕變的情況,有熱蠕變對(duì)氣體軸承的穩(wěn)定性破壞明顯,但對(duì)承載能力有一定的提高。文獻(xiàn)[15]研究箔片厚度對(duì)波箔型氣體動(dòng)壓軸承承載力的影響,結(jié)果表明箔片厚度與軸承承載力成反比。文獻(xiàn)[4-9]針對(duì)多葉箔片油潤滑軸承進(jìn)行研究，但未對(duì)箔片厚度、軸承間隙進(jìn)行研究；文獻(xiàn)[11-12]未考慮預(yù)變形對(duì)多葉箔片氣體軸承性能的影響。軸承結(jié)構(gòu)對(duì)多葉箔片氣體軸承性能影響的文獻(xiàn)較少,基于文獻(xiàn)[13-15]研究的軸承結(jié)構(gòu)對(duì)波箔型氣體軸承性能的影響,本文針對(duì)有預(yù)變形的多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承,通過理論計(jì)算研究多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承靜態(tài)特性,分析軸承結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)對(duì)承載力的影響,為應(yīng)用箔片氣體動(dòng)壓軸承及優(yōu)化其結(jié)構(gòu)提供參考。1理論分析如圖1所示,多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承由彈性支承和軸承座構(gòu)成,彈性支承與轉(zhuǎn)子之間形成收斂楔。彈性支承由若干個(gè)箔片或箔片組件順次搭建構(gòu)成,且箔片或箔片組件的一側(cè)通過插槽固定在軸承座上,箔片的另一側(cè)搭接在其他箔片上。在多葉箔片軸承工作過程中,軸承的氣膜壓力會(huì)導(dǎo)致箔片形狀發(fā)生變化,從而影響氣膜厚度,最終導(dǎo)致氣膜壓力的變化。圖1多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承實(shí)物圖Fig.1Physicaldrawingofmultileaffoilaerodynamicbearing1.1控制雷諾方程多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承的氣膜間隙遠(yuǎn)小于轉(zhuǎn)子半徑,可以把軸承沿周向展開建立坐標(biāo)系,x為周向,z為軸向,y為氣膜厚度方向,如圖2所示。圖2多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承氣膜展開圖Fig.2Unfoldeddiagramofgasfilmofmultileaffoilaerodynamicbearing穩(wěn)態(tài)時(shí)雷諾方程為(1)式中:p為氣體壓力;h為氣膜厚度;η為氣體動(dòng)力黏度;R為轉(zhuǎn)子半徑;ω為軸徑角速度。通過量綱一化處理,令代入(1)式可得穩(wěn)態(tài)時(shí)量綱一化的雷諾方程,即(2)(3)式中:L為軸承長度;p0為環(huán)境氣壓;C0為軸承半徑間隙;Λx為軸承數(shù)。1.2氣膜厚度模型箔片裝配完成后假定箔片與箔片、轉(zhuǎn)子與箔片為線接觸且無作用力,在安裝前后箔片的曲率半徑保持不變,而且在裝配過程中箔片不變形。多葉箔片的幾何關(guān)系如圖3所示,A為箔片內(nèi)表面的末端點(diǎn),B為轉(zhuǎn)子與箔片的接觸點(diǎn),C為箔片內(nèi)表面上任意一點(diǎn),D為相鄰箔片接觸點(diǎn),O為軸承中心,O′為箔片圓心。圖3多葉箔片的幾何關(guān)系Fig.3Geometricrelationofmultileaffoil在不偏心時(shí)箔片與轉(zhuǎn)子相切,此時(shí)箔片沿周向均勻分布,可得如下關(guān)系(4)根據(jù)余弦定理,在△OO′D和△OO′A中可得到如下關(guān)系(5)式中:n為箔片數(shù)量;Rg為箔片曲率生成圓半徑;ρ0為箔片內(nèi)表面曲率圓半徑;Ra為箔片內(nèi)表面的末端點(diǎn)A構(gòu)成的圓半徑;t為箔片厚度。已知t,Rg,R,根據(jù)(4)—(5)式可計(jì)算Ra,α1,θ1的值。根據(jù)余弦定理,在△OCO′中可得到如下關(guān)系(6)當(dāng)β已知時(shí),可求出O到箔片內(nèi)表面上任意一點(diǎn)C的距離則箔片內(nèi)表面上任意一點(diǎn)C對(duì)應(yīng)的初始?xì)饽ず穸缺磉_(dá)式為(7)當(dāng)箔片受預(yù)緊力影響時(shí),箔片會(huì)發(fā)生變形,變形尺寸遠(yuǎn)小于箔片尺寸,因此可按照徑向變形計(jì)算。箔片初始預(yù)變形采取懸臂梁模型如圖4所示。圖4箔片懸臂梁示意圖Fig.4DiagramoffoilcantileverbeamA點(diǎn)、B點(diǎn)和D點(diǎn)的變形分別表示為[16](8)式中:n1,n2分別為單位寬度上A點(diǎn)、D點(diǎn)受到的接觸力;f為單位寬度上B點(diǎn)受到的預(yù)緊力;ΔB為箔片與轉(zhuǎn)子接觸點(diǎn)的初始預(yù)變形(ζ);ΔA和ΔD為該箔片與相鄰箔片的接觸點(diǎn)(接觸點(diǎn)在該箔片上)發(fā)生的變形;E為彈性模量;I為慣性矩。由箔片對(duì)稱可得ΔA=ΔD,(9)n1=n2。(10)由(8)—(10)式可求出f,則可求任意一點(diǎn)C的變形。當(dāng)C點(diǎn)在B點(diǎn)與D點(diǎn)之間,即x<b時(shí)(11)當(dāng)C點(diǎn)在A點(diǎn)與B點(diǎn)之間,即x≥b時(shí)(12)則初始?xì)饽ず穸刃拚秊?13)根據(jù)多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承結(jié)構(gòu),把箔片簡化為懸臂彎曲梁,并假定相鄰箔片之間無摩擦。因此,每個(gè)箔片只承受徑向力,在變形小的條件下,可利用卡氏定理計(jì)算箔片的變形。如圖5所示,當(dāng)節(jié)點(diǎn)s受到單位法向力F作用時(shí),節(jié)點(diǎn)u的徑向位移(柔度系數(shù))U(K,Ψ)可表示為[12]圖5箔片變形圖Fig.5DeformationoffoilU(K,Ψ)=(14)式中:K為節(jié)點(diǎn)u的圓心角;Ψ為節(jié)點(diǎn)s的圓心角。將箔片簡化為懸臂彎曲梁,研究對(duì)象為箔片中任意一個(gè)箔片,其受力如圖6所示。箔片i的受力狀態(tài)為箔片i-1的接觸力Fi-1、箔片i+1的接觸力Fi+1以及箔片i上節(jié)點(diǎn)j受到的氣膜力Pi,j。Φ為箔片的包角,θi,N為任一點(diǎn)N和O點(diǎn)連線與箔片固定端的夾角,α為箔片重疊區(qū)的角度,θi,j為氣膜力Pi,j與固定端的夾角。圖6箔片受力圖圖6Loaddiagramoffoil兩箔片的接觸點(diǎn)A在箔片i上的徑向位移為FiU(Φ,Φ),(15)同理接觸點(diǎn)A在箔片

i+1上的徑向位移為Fi+1U(α,Φ),(16)由于箔片i與箔片

i+1在A點(diǎn)接觸,所以δi,A=δi+1,A,(17)化簡可得-Fi-1U(Φ,α)+Fi[U(α,α)+U(Φ,Φ)]-(18)本文研究的多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承有6個(gè)箔片,按照i=2→6→1的順序書寫矩陣,即AF=PU,(19)F=[F1

F2

F3

F4

F5

F6]T,式中:A,U為柔度矩陣;F為節(jié)點(diǎn)接觸力矩陣;P為氣膜壓力矩陣。由(19)式求出箔片間的作用力,即可得到整個(gè)箔片的受力狀態(tài),進(jìn)而得到箔片所有點(diǎn)變形的大小,選擇箔片i為研究對(duì)象,則任意點(diǎn)N的位移為δi,N=-Fi-1U(θi,N,Φ)+FiU(θi,N,α)-(20)軸承正常運(yùn)行時(shí)氣膜厚度由轉(zhuǎn)子的偏心量、氣膜厚度的初始量以及箔片變形量構(gòu)成,則氣膜厚度為h=h0+ecos(θ-φ0)+uf,(21)式中:h0為初始?xì)饽ず穸?e為偏心量;θ為氣膜圓周方向坐標(biāo);φ0為偏位角;uf為箔片的變形量。1.3離散雷諾方程將牛頓-拉弗森迭代公式代入(3)式中并化簡得(22)各階中心差分得整理得Ai,jδi-1,j+Bi,jδi+1,j+Ci,jδi,j-1+Di,jδi,j-1+Ei,jδi+1,j=-Fi,j,(23)n=0,1,2,…,1.4網(wǎng)格劃分及邊界條件多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承每個(gè)箔片的邊界條件都相同,可先通過單獨(dú)求解每個(gè)箔片,然后通過整體組裝計(jì)算軸承的靜態(tài)特性。對(duì)箔片進(jìn)行網(wǎng)格劃分,如圖7所示。圖7箔片的網(wǎng)格劃分Fig.7Meshingoffoil軸承軸向兩端與大氣相通,且軸承相鄰箔片搭建處最小氣膜厚度遠(yuǎn)小于箔片厚度,所以可將箔片搭建處和軸承軸向兩端的壓力等同于大氣壓力。則環(huán)境邊界條件為p=p0,(24)計(jì)算區(qū)域取軸向的一半,則氣壓變化梯度在中間軸面時(shí)為零,則對(duì)稱邊界條件為(25)收斂條件為(26)1.5計(jì)算流程氣壓分布會(huì)引起箔片變形,箔片變形會(huì)改變膜厚的分布,進(jìn)而改變氣壓分布,將氣壓分布和箔片變形不斷進(jìn)行迭代求解,當(dāng)滿足收斂條件時(shí),計(jì)算停止。數(shù)值計(jì)算流程如圖8所示。圖8數(shù)值計(jì)算流程圖Fig.8Flowchartofnumericalcalculation2計(jì)算程序驗(yàn)證為確定計(jì)算以及程序編寫的準(zhǔn)確性,采用本文方法計(jì)算不考慮預(yù)緊力以及預(yù)緊力為0.1Pa時(shí)文獻(xiàn)[17]中多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承的承載力,結(jié)果如圖9所示:當(dāng)不考慮預(yù)緊力時(shí),本文理論計(jì)算的承載力與文獻(xiàn)計(jì)算的基本一致,驗(yàn)證了本文方法的正確性以及程序編寫無誤。在預(yù)緊力為0.1Pa時(shí),軸承承載力比無預(yù)緊的大,因?yàn)轭A(yù)緊力會(huì)使箔片在軸承工作前發(fā)生變形,承載力會(huì)有所增大,與實(shí)際一致。因此本文計(jì)算模型正確。圖9本文與文獻(xiàn)[17]軸承承載力的計(jì)算結(jié)果對(duì)比Fig.9ComparisonofloadcapacitycalculationresultsinthispaperandRef.[17]3結(jié)果分析本文計(jì)算的多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承的結(jié)構(gòu)和其他參數(shù)見表1。表1多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承結(jié)構(gòu)和其他參數(shù)Tab.1Structuralandotherparametersofmultileaffoilaerodynamicbearing3.1多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承氣膜壓力的分布當(dāng)偏心率ε為0.2,轉(zhuǎn)速n為40×103

r/min時(shí),多葉箔片氣體動(dòng)壓軸承氣膜壓力和氣膜厚度的分布如圖10所示:氣膜壓力和氣膜厚度中出現(xiàn)了6個(gè)明顯的波谷和波峰,且箔片3和箔片4壓力明顯大于其余箔片的,這主要是由于偏心的作用,軸承主要承載區(qū)在箔片3和箔片4處,且對(duì)應(yīng)的氣膜厚度最小。

圖10量綱一的氣膜壓力和氣膜厚度Fig.10Dimensionlessgasfilmpressureandgasfilmthickness3.2轉(zhuǎn)速和偏心率的影響轉(zhuǎn)速和偏心率對(duì)軸承承載力的影響如圖11所示,當(dāng)偏心率不斷增大時(shí),承載力也將增大,且轉(zhuǎn)速越高承載力越大。這是由于轉(zhuǎn)速升高會(huì)導(dǎo)致氣體流速變快,進(jìn)而增強(qiáng)了軸承的氣體動(dòng)壓效應(yīng),氣膜壓力變大,所以承載力增大。圖11轉(zhuǎn)速和偏心率對(duì)軸承承載力的影響Fig.11Influenceofrotationalspeedandeccentricityonloadcapacityofbearing3.3箔片厚度的影響當(dāng)偏心率不變時(shí),若使軸承結(jié)構(gòu)的幾何尺寸不變,僅箔片厚度變化,相當(dāng)于對(duì)軸承預(yù)緊。因此本文保持軸承結(jié)構(gòu)的幾何尺寸不變,讓箔片厚度與軸套內(nèi)半徑Rb對(duì)應(yīng)變化,具體見表2。表2箔片厚度與軸套內(nèi)半徑的對(duì)應(yīng)關(guān)系Tab.2Correspondencebetweenfoilthicknessandinnerradiusofbushingmm箔片厚度對(duì)軸承承載力的影響如圖12所示,當(dāng)偏心率為0.2和0.4時(shí),承載力隨箔片厚度的增大而增大,且箔片厚度超過0.10mm時(shí),承載力的增大量越來越小,這是因?yàn)楫?dāng)箔片厚度增大時(shí),箔片剛度將會(huì)增大,有利于承載;當(dāng)偏心率超過0.6時(shí),隨著箔片厚度逐漸增大,承載力呈先增大后基本不變或減小的趨勢,且拐點(diǎn)在箔片厚度為0.10mm時(shí),這是因?yàn)椴穸仍龃髮?dǎo)致軸承氣膜厚度增大,進(jìn)而使承載力減小。由計(jì)算結(jié)果可知,箔片厚度選取0.10mm,有利于軸承承載。圖12箔片厚度對(duì)軸承承載力的影響Fig.12Influenceoffoilthicknessonloadcapacityofbearing綜上所述,箔片厚度增大的同時(shí)使箔片支承剛度和氣膜厚度增大,這2種效果的共同作用影響承載力大小。當(dāng)偏心率為0.2和0.4時(shí),箔片厚度增大使支承剛度變大占主導(dǎo);當(dāng)偏心率超過0.6時(shí),箔片厚度增大使氣膜厚度增大占主導(dǎo)。3.4長徑比的影響轉(zhuǎn)子直徑D為定值,通過改變軸承長度

L使長徑比L/D為0.5～1.2。長徑比對(duì)軸承承載力的影響如圖13所示,當(dāng)偏心率不變時(shí),隨著軸承長徑比的不斷增大,承載力也會(huì)增大。這是由于當(dāng)軸承的長徑比不斷增大時(shí),有效的軸承承載區(qū)域會(huì)變大,會(huì)使承載力增大。但長徑比增大對(duì)提高承載力的作用較小,當(dāng)長徑比從0.6增大至1.2,即長徑比增大1倍時(shí),承載力將提高0.5倍左右。圖13長徑比對(duì)軸承承載力的影響Fig.13Influenceoflength-diameterratioonloadcapacityofbearing3.5軸承間隙的影響保持軸承其他結(jié)構(gòu)不變,軸承間隙C的大小僅由軸套內(nèi)半徑?jīng)Q定(C=Rb-R-2t),具體見表3。表3軸承間隙與軸套內(nèi)半徑的對(duì)應(yīng)關(guān)系Tab.3Correspondencebetweenbearingclearanceandinnerradiusofbushingmm軸承間隙對(duì)軸承承載力的影響如圖14所示:當(dāng)偏心率不變時(shí),隨著軸承間隙的不斷增大,軸承承載力減小,這是因?yàn)楫?dāng)軸承間隙增大時(shí),氣膜厚度增大,進(jìn)而使動(dòng)壓效應(yīng)減弱,承載力減小;當(dāng)偏心率為0.8,軸承間隙從0.05mm增大到0.06mm時(shí),承載力減小40%,軸承間隙從0.07mm增大到0.08mm時(shí),承載力減小28%。說明多葉箔