半球型動壓氣體軸承陀螺電機設計及性能測試

王京鋒， 劉景林， 閆亞超， 趙 磊

(1.西北工業(yè)大學 自動化學院，西安 710072； 2.中國航天科技九院第16研究所，西安 710100；3.中國航天科技五院第504研究所，西安 710100)

半球型動壓氣體軸承陀螺電機設計及性能測試

王京鋒1, 2， 劉景林1， 閆亞超2， 趙 磊3

(1.西北工業(yè)大學 自動化學院，西安 710072； 2.中國航天科技九院第16研究所，西安 710100；3.中國航天科技五院第504研究所，西安 710100)

針對高精度三浮陀螺用半球型動壓氣體軸承陀螺電機的啟停壽命問題，對半球型動壓氣體軸承的設計理論以及保證軸承在電機工況下能可靠啟停的一些關鍵技術進行研究. 其中軸承間隙和螺旋槽結構參數(shù)是影響軸承可靠啟停以及其力學性能的關鍵因素,將螺旋槽結構參數(shù)作為變量，通過改變變量參數(shù)來分析軸承力學指標的變化趨勢，得出螺旋槽各關鍵參數(shù)與軸承剛度的關系曲線；通過有限元法仿真分析并校核了電機在工況下軸承的穩(wěn)定性，證明了軸承間隙參數(shù)設計合理. 在此基礎上研制了半球型動壓氣體軸承陀螺電機樣機，并進行專項的電機啟停壽命試驗，啟停次數(shù)滿足陀螺不少于3 000次指標要求，滿足高精度三浮陀螺的使用要求.

陀螺電機；半球型動壓氣體軸承；螺旋槽；啟停次數(shù)；壽命

半球型動壓氣體軸承永磁陀螺電機作為高精度三浮陀螺的心臟，主要為陀螺提供動量矩. 電機工作時，轉動部分和靜止部分被氣膜隔離，沒有接觸磨擦，是研制高精度、長壽命陀螺儀表的理想元件.

美國德雷珀實驗室第四代陀螺儀表(fourth generation gyroscope，簡稱“FGG”)采用的就是半球型動壓氣體軸承永磁陀螺電機，成功應用于其MX導彈浮球平臺系統(tǒng)中[1]. 英國Smith公司700系列和2000系列陀螺文獻報導，柱型動壓氣體軸承磁滯同步電機采用熱化學法實施碳化硼表面改性技術，可顯著提高軸承表面質量，減少摩擦系數(shù)，使陀螺電機啟停次數(shù)從10 000次提高到了100 000次[2].

國內從上世紀70年代開始柱型動壓氣體軸承技術攻關，主要采用柱型動壓氣體軸承磁滯同步電機. 進入90年代以來，隨著氣體軸承技術的進步，柱型動壓氣體軸承陀螺電機啟停壽命得到明顯提高，電機啟停次數(shù)可超過3 000次，實現(xiàn)工程應用[3-5]. 近幾年開始研制半球型動壓氣體軸承永磁陀螺電機樣機，先后突破了半球軸承零件的超精密機械加工[6-9]、軸承零件表面改性[10-11]、軸承剛度測試[12]等方面的技術，但仍然存在不少動壓氣體軸承的瓶頸問題亟待研究和突破，其中動壓氣體軸承的啟停壽命是最為突出的一個關鍵問題. 根據(jù)星用高精度三浮陀螺應用要求，陀螺電機啟停次數(shù)須不少于3 000次.

動壓氣體軸承陀螺電機啟停壽命及可靠性問題涉及方面很多，從軸承材料選擇、螺旋槽以及軸承間隙參數(shù)設計、軸承零件加工、部件組合、裝配與試驗到裝至陀螺中，每一步驟、每一環(huán)節(jié)都得細致準確進行[13-16].

本文將針對陀螺電機用半球型動壓氣體軸承的設計理論以及保證軸承在電機工況下能可靠啟停的關鍵技術進行分析研究，在此基礎上研制了半球型動壓氣體軸承陀螺電機(以下簡稱“半球動壓電機”)樣機，并進行專項的電機啟停壽命試驗.

1 半球動壓電機的基本結構

半球型動壓氣體軸承永磁陀螺電機主要包括電機定子、轉子、動壓氣體軸承以及永磁無刷電機控制器4個部分. 其中動壓氣體軸承是陀螺電機的關鍵技術. 半球型動壓氣體軸承與柱型結構相比，其姿態(tài)角小，電機垂直啟動性能較好. 因此對于高精度三浮陀螺儀表最好選用半球型動壓氣體軸承.

半球動壓電機本體結構如圖1所示. 其中左半球、右半球、轉子蓋是半球型動壓氣體軸承的關鍵零件，結構圖分別如圖2、3所示.

圖1 半球動壓電機結構示意圖

圖2 左(右)半球的結構圖 圖3 轉子蓋結構圖

Fig.2 Left(right) hemisphere Fig.3 Rotor cover

2 動壓氣體軸承的設計和仿真

動壓氣體軸承設計是半球動壓電機的關鍵技術.

2.1 動壓氣體軸承材料選擇

動壓氣體軸承材料的性能關系到軸承能否正常工作，進而決定軸承的壽命. 本文研制的半球型動壓氣體軸承選用GT-35鋼結硬質合金材料.

GT-35是以碳化鈦為硬質相，鐵粉、鉻、鉬等元素為鋼基體粘結劑的一種硬質合金. 它具有一般合金工具鋼的可加工、可熱處理、可鍛造、可焊接的性能，又具有硬質合金的高硬度(淬火后)、高耐磨等特點，精加工表面光潔度可達到13以上. 但是這種材料表面孔隙率不夠穩(wěn)定，常有麻點及疏松孔，也不耐腐蝕. 因此在實際應用時與其他材料相比驗收要求更嚴格一些，尤其是孔隙度和淬火硬度.

2.2 動壓氣體軸承的基本方程

基于球面螺旋槽近似理論、惠普爾平行槽對稱壓力分布理論，動壓潤滑在膜內的流動過程接近于等溫過程，為簡化計算，假定氣體為等溫、等粘度理想氣體，氣體潤滑表面是不變形的剛體表面. 軸承間隙內的氣體流動可由如下非定常可壓縮Reynolds 方程描述為

(1)

式中：p為氣膜壓力，Pa；h為軸承間隙，m；ω為轉子轉速，rad/s；μ為氣體粘度，Pa·s；t為時間，s；x、z為坐標.

式(1)等式左邊是氣膜壓力沿x、z方向的分布，是二維關系式；等式右邊第1項為運動潤滑表面旋轉的速度，第2項為氣體支承的兩潤滑表面在氣膜法向上的相對速度所引起的擠壓膜作用.

對氣體軸承的穩(wěn)態(tài)條件下性能進行分析，因此對式(1)的求解將舍去非定常項(時間項)，得到定常可壓縮Reynolds 方程為

(2)

引入無量綱量:

P=p/Pa,H=h/h0,X=x/l,Z=z/l.

其中Pa、h0、l為無量綱式所取的參考量.

將上面無量綱量代入式(2)，則得到軸承的無量綱Reynolds 方程為

(3)

式中：∧為壓縮數(shù)或軸承數(shù)，是判斷軸承壓縮效應及切向速度影響的特性數(shù)，∧=6μωl/Pah02.

半球型動壓氣體軸承表面具有球面或者球冠結構，因此在計算過程中，采用球坐標系求解Reynolds方程是較好的選擇. 球坐標系如圖4所示，采用(r、θ、φ)表示空間中一點的坐標，坐標轉換關系式為x=rsinθcosφ,y=rsinθsinφ,z=rcosθ, 那么球坐標系中對置式半球型氣體軸承內的定常可壓縮Reynolds方程為

(4)

圖4 球面坐標系示意圖

可見軸承內氣膜的Reynolds 方程為一非線性二階偏微分方程，建立半球型動壓軸承的有限元分析模型，將影響軸承性能的主要參數(shù)作為變量，通過改變變量參數(shù)來分析半球軸承力學指標的變化趨勢. 分析認為在軸承半徑確定前提下，軸承機械間隙和螺旋槽結構參數(shù)是影響軸承力學性能的關鍵因素[14]. 軸承間隙一般要求盡可能小，以保證軸承剛度最大，但又受制于精密機械加工精度和陀螺電機特殊工況下軸承各種微變形的限制，所以動壓氣體軸承機械間隙2 μm是否合理，這需要重點分析.

2.3 動壓氣體軸承螺旋槽設計

半球型動壓氣體軸承采用球面螺旋槽，其主要由軸承轉子和定子兩部分組成，轉子凸半球零件表面上開有一定數(shù)量的螺旋槽，螺旋槽由槽區(qū)和臺區(qū)組成，如圖5所示.

螺旋槽型的基本結構如圖6 所示. 一般開泵進型螺旋槽，使氣流由與環(huán)境相通的一端向軸承間隙內流動，氣流在軸承面光滑處被節(jié)流，構成壓力升高，半球型動壓氣體軸承的剛度決定著軸承的抗力學環(huán)境能力和轉子的回轉精度，進而影響了電機轉子動量矩的穩(wěn)定性. 半球動壓氣體軸承的剛度與軸承表面螺旋槽結構參數(shù)有很大關系.

半球型動壓軸承陀螺電機的球面螺旋槽參數(shù)仿真分析時，分別將圖6中螺旋槽傾角ψGD、半球小端止角、螺旋槽小端止角ψGC、螺旋槽深、螺旋槽槽臺比值(槽區(qū)和臺區(qū)寬度之比Ag/Ar)作為參變量，以軸承軸向剛度、徑向剛度作為輸出量.

圖5 半球動壓氣體軸承剖面示意圖

圖6 半球螺旋槽型結構圖

圖7是以螺旋槽傾角為變量的軸承分析結果. 由圖可知，螺旋槽傾角對半球軸承的軸、徑向剛度影響是呈非線性的，主要影響軸承的軸向承載能力，螺旋傾角在20°左右時對軸承力學能力貢獻最大. 在傾角較小時，若轉子轉速一定，則螺旋槽的進氣量相對較小，造成軸承潤滑面壓力區(qū)增壓受限，剛度很低；當傾角很大時，螺旋槽槽口沿轉子旋轉方向的有效截面很小，同樣造成進氣量小，內部升壓不夠，從而影響軸承力學能力.

(a)軸向剛度 (b)徑向剛度

圖8為以半球小端止角為變量的軸承分析結果，圖中半球小端止角對軸承力學性能基本呈現(xiàn)線性的影響規(guī)律. 分析可知，半球小端止角主要影響軸承的潤滑面積以及軸承出氣口的流量，當夾角越小軸承潤滑面積越大，軸承增壓區(qū)域越大，同時在相同進氣量的情況下，軸承潤滑面氣體體積越大，造成壓力升高，剛度增加.

(a)軸向剛度 (b)徑向剛度

圖9為以螺旋槽小端止角為變量的軸承分析結果，圖中螺旋槽小端止角對軸承的軸、徑向剛度影響是呈非線性的，其有一極值點，通常螺旋槽槽底是軸承壓力最高區(qū)域. 然而當螺旋槽小端角度很大時，造成槽底位置與軸承出口壓力區(qū)接近，使得軸承壓力卻很快降到電機外部壓力，這樣在整個軸承潤滑面的壓力積分將會很小.

(a)軸向剛度 (b)徑向剛度

圖10是以螺旋槽深度為變量的軸承分析結果，當螺旋槽的深度很小時，雖然有助于軸承的力學能力，但是考慮到動壓氣體軸承渦動效應的存在，一般選擇大于軸承間隙(2 μm)的區(qū)間. 隨著螺旋槽深度的增加，軸承剛度也在增加，直到不再增長，如果繼續(xù)增加槽深，軸承剛度便開始出現(xiàn)下降趨勢，這主要是因為槽深影響軸承進氣量，當槽深超過最大值時，軸承內部壓縮系數(shù)會急劇降低，導致軸承不能承載.

(a)軸向剛度 (b)徑向剛度

圖11為以螺旋槽槽臺比為變量的軸承分析結果. 當軸承的結構尺寸一定時，其槽臺比對軸承剛度的影響如圖11所示，當槽臺比值在1左右(槽寬比值此時為0.5)時，即螺旋槽槽區(qū)和臺區(qū)寬度相等，此時動壓氣體軸承的軸、徑向剛度達到最大值.

(a)軸向剛度 (b)徑向剛度

綜合以上分析結果，就可進一步確定出半球型動壓氣體軸承螺旋槽的各參數(shù).

2.4 陀螺電機工況下軸承微變形仿真分析

動壓氣體軸承定子、轉子之間的機械間隙非常重要，如選取不合適，會導致在電機工作中出現(xiàn)軸承接觸、卡滯等故障模式. 下面將通過有限元方法主要對電機轉子在高速離心作用下產生的微變形以及在陀螺工作溫度下軸承零件工作面的微變形等進行仿真分析，以避免出現(xiàn)軸承定、轉子在同步運轉工況下產生接觸卡滯的問題.

2.4.1 高速運轉離心作用下的轉子變形

如圖12所示，在有限元軟件中建立轉子分析模型，設置轉子的軸承蓋材料為GT35，轉子殼體為1J50，螺釘為TC4，轉子磁鋼為釤鈷永磁合金，軸承設計工作間隙理論為2 μm. 以轉子磁鋼內表面為參考面，設置轉子沿轉子軸向的旋轉角速度30 000 r/min，設置轉子各零件接觸面的約束.

圖12 轉子力學約束

圖13是轉子在承受30 000 r/min的轉速下，軸承轉子蓋上的變形情況，在軸承轉子蓋與轉子殼體配合處的變形量為0.137 μm，在軸承轉子蓋工作面上的變形量為0.143 μm，軸承轉子蓋最大變形發(fā)生在轉子蓋端部外圓處，約為0.204 μm.

圖13 轉子蓋的變形

由于一般半球動壓電機的軸承零件形位精度都設計在0.3 μm左右，再加上在高速離心作用下其軸承工作面的結構變形是通過質心沿著軸向產生的.

由此可見，本文設計的半球型動壓氣體軸承陀螺電機在30 000 r/min同步運轉離心作用下產生的微變形對軸承的機械間隙影響很小，不會帶來軸承定、轉子間隙為零或過盈的情形.

2.4.2 熱變形仿真分析

半球動壓電機是處于常溫條件下進行測試和裝配，然而在陀螺環(huán)境中，電機工作環(huán)境溫度為65 ℃，加上電機本身的發(fā)熱，電機內部形成一定的溫度梯度. 電機在工作溫度場達到穩(wěn)態(tài)的情況下，電機內部的溫度分布情況如圖14所示.

圖14 陀螺電機溫度分布

從圖中可以看出，電機定子的電樞繞組部分的溫度最高，其次是定子軸、左右半球、轉子蓋，在溫度場達到穩(wěn)態(tài)的情況下，電機定子繞組位置的最高溫度達到73.7 ℃.

計算電機的熱通量，如圖15所示，可以看到電機最大熱通量發(fā)生在半球與軸的配合面處，最大熱通量為14 240 W/m2.

將電機的熱穩(wěn)態(tài)分析結果作為邊界條件，對電機的應力變形情況進行分析，如圖16所示，可以看到電機在軸承工作面附近位置，其應力變形在0.4～0.7 μm之內，并且轉子蓋的變形量比半球的變形量大0.1 μm左右，這樣可得出動壓陀螺電機在工作溫度下其軸承工作面的變形最大在0.6 μm左右，因此不會帶來軸承定、轉子間隙為零或過盈的情形.

圖15 電機熱通量分布

圖16 陀螺工作溫度下的電機熱變形情況

Fig.16 Heat distortion diagram of the gyro motor at the operating temperature

根據(jù)以上對半球型動壓氣體軸承永磁陀螺電機軸承材料選用、螺旋槽關鍵參數(shù)的設計以及保證電機可靠啟停的各種工況下軸承微變形仿真分析結果來看，半球動壓電機各項參數(shù)設計合理，不會帶來軸承定、轉子間隙為零或過盈的情形.

3 半球動壓電機的驗證試驗

某型半球動壓電機軸承主要設計參數(shù)：半球半徑為7.8 mm，軸承間隙為2 μm，螺旋槽數(shù)為12，半球小端止角為26°，螺旋槽小端止角為57°，螺旋槽傾角為27°，槽深3 μm，槽寬比為0.5. 研制的3塊半球型動壓氣體軸承陀螺電機樣機(編號為1#、2#、3#)實物如圖17所示.

圖17 半球動壓電機樣機實物圖

陀螺電機樣機在電氣參數(shù)測試情況如表1所示. 表中H方向是指陀螺電機的動量矩方向，要求啟動電流IA0、IB0、IC0均小于750 mA，啟動功率小于10 W，同步時間小于30 s，工作電流IA、IB、IC均要小于150 mA，工作功率小于3.8 W，慣性時間大于70 s，其中動壓氣體軸承的靜摩擦力矩主要通過反力矩測試儀設備來完成測試，圖18為電機反力矩測試的力矩與時間關系曲線.

圖18 實測電機力矩與時間關系

編號IA0/mAIB0/mAIC0/mAIA/mAIB/mAIC/mA啟動功率/W同步時間/s工作功率/W慣性時間/s靜摩擦力矩/(g·cm)1#5925915901451441437.41203.77743.822#5885915901441451467.44193.72763.793#5935925931401411437.42203.72783.76

將陀螺電機裝入試驗專用的密封罐內，然后將裝有電機專用密封罐放置在高溫箱內，高溫箱供電，使箱內溫度達到(65±2)℃，保溫30 min，啟動電機，電機同步后，運轉30～50 s，斷開電機電源，電機完全停轉后，再對電機進行下一次啟、停. 試驗方向按電機動量矩水平方向進行.

3臺試驗電機目前已完成了3 000次的啟停試驗，試驗過程中電機性能正常，無啟停故障記錄. 試驗后電機測試數(shù)據(jù)如表2所示，其工作功率、慣性時間等參數(shù)均無明顯變化. 目前啟停壽命試驗仍繼續(xù)進行，已完成4 663次，從目前試驗數(shù)據(jù)和結果可得出，半球動壓電機樣機可滿足高精度三浮陀螺儀表提出的不少于3 000次的啟停次數(shù)要求.

表2 3臺陀螺電機啟停試驗后H水平測試情況

4 結 論

研制了半球型動壓氣體軸承永磁陀螺電機,支承采用對置半球型動壓氣體軸承. 通過對關鍵的動壓氣體軸承螺旋槽參數(shù)和軸承工作間隙進行設計、仿真優(yōu)化分析，進一步保證了半球動壓電機能可靠啟停. 研制的半球動壓電機樣機通過了專項的啟停試驗驗證，試驗數(shù)據(jù)表明提出的半球動壓電機以及動壓氣體軸承設計方法正確可行，這些都為后續(xù)半球型動壓氣體軸承陀螺電機的工程化提供了參考價值.

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Designandperformancetestingofhemisphericaerodynamicbearinggyromotor

WANG Jingfeng1, 2，LIU Jinglin1，YAN Yachao2，ZHAO Lei3

(1.School of Automation, Northwestern Polytechnical University, Xi’an 710072, China; 2.The 16th Institute，China Aerospace Times Electronics Corporation，Xi’an 710100, China;3.The 504th Institute，China Aerospace Science and Technology Corporation，Xi’an 710100, China)

Based on present study status of the start and stop life of hemispheric aerodynamic bearing gyro motor which was used for the heart of the high precision and long-life three-bearing gyroscope, designing theoretical and key technical means of hemispheric aerodynamic bearing were studied in this paper. Spiral groove parameters and bearing gap which affected the gas bearing performance and start and stop reliability were two key factors. Groove parameters were used as variables, and variation trends of gas bearing mechanical properties were analyzed by variables. Curves of relation between designing parameters of spiral groove and stiffness of gas bearing were drawn up. Distortions of gas bearing parts in the work at a high speed and at the operating temperature were simulated, and the gap of aerodynamic bearing was sure to be designed reasonably. A hemispheric aerodynamic bearing permanent magnetic gyro motor was invented in this paper and finished start and stop times no less than 3 000 in the start-stop experiment. It indicates that these designing technical means were feasible and suitable for utilization in the high precision and long-life gyroscope .

gyro motor; hemispheric aerodynamic bearing; spiral groove; start and stop times; life

10.11918/j.issn.0367-6234.201701041

V441

A

0367-6234(2017)09-0144-07

2017-01-10

總裝裝備預先研究課題(51309010603)

王京鋒(1981—)，男，高工，博士研究生;劉景林(1964—)，男，教授，博士生導師

王京鋒，jf3313345@sina.com

(編輯魏希柱)