典型裝備靜壓軸承結構、性能分析及試驗

彭林， 袁小陽

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司， 四川德陽， 618000；2.西安交通大學現代設計及轉子軸承系統教育部重點實驗室， 陜西西安， 710049）

0 前言

液體動靜壓軸承因其承載能力大、 摩擦損耗小、 運動精度高， 可以在極端溫度、 極高轉速及極低轉速條件下工作， 而被廣泛應用在航空航天及各種精密設備中[1-4]。目前發達國家對動靜壓軸承的技術研究已經比較成熟[5]，如美國EIEK Precision公司生產的液體動靜壓主軸精度可達徑向跳動<0.03 μm， 軸向跳動<0.1 μm. 國內動靜壓軸承的研究幾乎與國際同步[4]， 西安交通大學[2-3，5-9]對火箭發動機渦輪泵用動靜壓軸承做過較多的理論和實驗研究， 研究表明靜壓軸承節流器參數及潤滑介質對軸承性能有直接影響； 同時， 研究熱點還包括動靜壓軸承的結構優化[10-11]和潤滑膜的三維壓力場和溫度場[9]的分析， 但國內產品在速度、 精度及制造工藝精細程度方面還需進一步提升和完善[4]。

1 典型裝備中靜壓軸承的結構、 性能分析

液體靜壓軸承的設計根據應用場合的不同有所區別， 根據應用目的的不同設計過程中需要考慮的側重點也不同。 對于低速重載裝備如能源領域先進試驗裝備濕蒸汽汽輪機應用靜壓軸承主要考慮其承載能力及潤滑油流量等靜態因素， 對軸承供油系統要求較高； 對于火箭發動機渦輪泵承受劇烈變載荷的工況， 其特點是潤滑介質黏度極低、 轉速高， 需要重點考慮軸承高速時的動壓承載效應及軸承穩定性等因素， 本節以承載能力和油膜剛度為優化目標分析了火箭發動機高速渦輪泵動靜壓軸承； 涉及到精密高剛度場合， 如精密機床滑動主軸高剛度靜壓軸承， 其典型特點是要求主軸系統剛度高、 回轉精度高、 精度保持性好，因此需要重點考慮軸承的剛性以及散熱特性。 圖1為靜壓軸承的一般設計流程， 主要包括設計原始參數的提取， 軸承基本組件構成， 靜態、 動態特性分析， 試制加工及相關測試， 對于精密機床滑動主軸高剛度靜壓軸承等精密軸承還需對軸承運轉過程中的溫升熱變形影響進行分析。

圖1 靜壓軸承一般設計流程圖

1.1 能源領域先進試驗裝備純靜壓軸承結構分析

圖2 為能源領域先進試驗裝備濕蒸汽汽輪機透平內功率測量示意圖， 透平轉子的2 個徑向動壓軸承和1 對軸向動壓推力軸承都設置在1 個浮動套內， 該浮動套通過浮動軸承油腔中油的靜壓力支撐在浮動軸承座上。 在浮動軸承工作時， 水力測功器的外殼和浮動套將一起被浮動軸承托起，在油腔內油的靜壓力作用下可以自由地浮動。 對于這樣的能源領域先進試驗裝備濕蒸汽汽輪機低速純靜壓軸承， 由于主軸轉速較低或者為零， 軸承主要靠靜壓腔之間的壓力差實現承載， 設計中一般取較大的油腔面積， 同時為防止軸承承載過程中油腔之間內流現象導致油膜剛度降低， 相鄰油腔之間應設置回油槽結構。

圖2 濕蒸汽汽輪機透平內功率測量示意圖

1.2 火箭發動機高速渦輪泵動靜壓軸承結構及參數優化分析

火箭發動機渦輪泵是高速輕載典型裝備。 為了適應天地往返運輸系統和可重復使用運載器長壽命高可靠性的需要, 必須研制出長壽命、 高可靠、 可重復使用的液體火箭發動機， 液體火箭發動機渦輪泵中徑向軸承宜采用腔式徑向動靜壓軸承。 為充分發揮動靜壓軸承封油面上的動壓效應，設計時易取較大的封油面尺寸， 軸承在結構上的特點是周向無回油槽， 油腔相對封油面面積小，油腔深度淺， 或采用階梯腔結構， 使動靜壓軸承在高速運轉時具有更高的動壓效應和阻尼效應，同時由于靜壓作用的存在使軸承在轉速下降或停止時不至于產生干摩擦而損壞軸承。 由于火箭發動機渦輪泵軸承結構受空間小制約， 不易采用可變節流形式， 而是采用更為緊湊的結構， 節流器與軸承加工為一體， 采用毛細管節流形式， 其結構參數與運行參數如表1 所示。

表1 火箭發動機渦輪泵動靜壓軸承結構參數與運行參數

設計中分別以軸承承載力、 油膜剛度為優化目標， 確定滑動軸承節流器孔徑的最優值 （工作偏心率0.4）。 在低黏度介質液氮下， 當軸承半徑間隙分別為 20 μm、 30 μm 和 40 μm 時， 可得軸承承載力和油膜等效剛度隨毛細管直徑變化規律，如圖3~4 所示。

圖3 承載力隨毛細管直徑變化趨勢

從圖3 可以看出， 在同一半徑間隙下， 隨著毛細管直徑的增大軸承承載力先增加后減小的趨勢變化； 對于不同半徑間隙， 軸承最大承載力所對應的毛細管直徑隨半徑間隙的增大而增大； 從圖4 可以看出， 在同一半徑間隙下， 隨著毛細管直徑的增大軸承等效剛度按先增加后減小的趨勢變化。 當軸承半徑間隙為 20 μm、30 μm 和 40 μm時， 選擇相應的毛細管直徑為0.35 mm、 0.40 mm、0.45 mm， 軸承具有較大的承載能力和油膜剛度。

圖4 等效剛度隨毛細管直徑變化趨勢

1.3 精密機床滑動主軸高剛度靜壓軸承結構及溫升熱變形仿真分析

對于精密機床滑動主軸用高剛度靜壓軸承，設計中首先考慮主軸系統高剛度要求， 其次分析靜壓軸承的溫升熱變形。 精密機床滑動主軸徑向軸承采用均布四油腔帶軸向回油槽結構的靜壓軸承， 此類靜壓軸承能承受任意方向的載荷， 承載能力及油膜剛度的方向性不顯著； 為保證主軸前端有較大的剛度， 宜取較大的軸承寬徑比， 表2為采用小孔節流的精密機床滑動主軸前徑向軸承結構參數。

表2 精密機床高剛度靜壓軸承（小孔節流）結構參數

利用商業軟件ANSYS 對水和油潤滑介質下的軸承溫升和熱變形進行仿真計算。 圖5 和圖6 為轉速為4 500 r/min 時， 潤滑介質分別為水和油時軸承體溫度場及熱變形云圖。

圖6 n=4 500 r/min， 精密機床靜壓軸承軸瓦熱變形

由圖5 可知最高溫升出現在承載腔兩側端面，其中， 水潤滑時約為5.1 ℃， 油潤滑時約為30.4℃， 這是因為進入油腔的水（油）介質， 經過主軸轉動導致的摩擦發熱升溫后由承載腔軸向封油面流出。 根據圖6 可知， 軸瓦熱變形分布情況與軸承溫度場分布情況基本一致， 最大熱變形量出現在軸承承載腔周向封油面兩側， 其中水潤滑時約為 0.96 μm， 相當于軸承設計半徑間隙（30 μm）的3.2%， 而油潤滑時最大熱變形量約為11.7 μm， 接近軸承設計半徑間隙的1/3， 說明靜壓水膜軸承受水膜溫升影響較小， 而溫升熱變形對油潤滑的軸承系統影響很大。

從仿真計算結果可以看出軸承最大溫升及熱變形量均發生在軸承承載腔兩側端面， 變形后軸承輪廓與常用軸承形式不同， 形式較為復雜， 對靜壓軸承熱彈變形應重點分析軸承兩側端面的情況。 目前常用的軸承膜厚表達形式有圓柱軸承形式、 橢圓軸承形式、 多油葉軸承形式。 對軸承熱變形后的端面輪廓進行分析， 確定軸承熱彈變形的模式類型。 對于模式的識別方法， 主要有曲線擬合及觀察法， 對于定性分析主要采用觀察法。

2 靜壓電主軸試驗

在靜壓電主軸試驗臺上識別小孔節流靜壓軸承的油膜剛度， 測量方法包括錘擊法和自激勵法，前者較為常用， 后者是最近發展的一種識別軸承油膜剛度的新方法， 本文中不作詳細介紹。 試驗軸承為四油腔深腔結構， 采用小孔節流定壓供油。

在供油壓力為2.5 MPa 時， 對11 組不同轉速（280~4 160 r/min）的主軸振動情況進行數據采集，通過對轉軸施加瞬態激勵后由振動衰減響應曲線可識別軸承剛度。 圖7 為主軸前端剛度、 水平與垂直方向1 倍頻振幅隨轉速變化趨勢圖。 從圖中曲線可知， 主軸剛度隨轉速的增加而減小， 原因是隨著主軸轉速增加主軸偏心率逐漸減小， 主軸軸心受到小位移擾動時油膜力增量減小， 即油膜剛度降低。圖中主軸前端垂直與水平方向振幅隨轉速增加先緩慢減小后急劇增大，對應4 160 r/min 時水平方向振幅可達10.1 μm。 試驗中提高軸承供油壓力時可減小主軸振動振幅， 使靜壓主軸達到很高的回轉精度， 工頻時（50 Hz）主軸前端垂直方向振幅將低于1.8 μm。

圖7 剛度和振幅隨轉速變化趨勢

3 總結

本文研究了典型裝備靜壓軸承結構、 性能分析及試驗， 主要結論如下：

（1）能源領域先進試驗裝備低速純靜壓軸承，相鄰油腔之間應設置回油槽結構。

（2）火箭發動機渦輪泵中徑向軸承宜采用腔式徑向動靜壓軸承。 宜采用毛細管節流形式并優化其節流孔徑。

（3）精密機床滑動主軸徑向軸承宜采用均布四油腔帶軸向回油槽結構的靜壓軸承， 宜取較大的軸承寬徑比。 基于ANSYS 的分析表明軸承最大溫升及熱變形量均發生在軸承承載腔兩側端面， 對靜壓軸承熱彈變形應重點分析軸承端面的情況。

（4）在靜壓電主軸試驗臺上采用錘擊法識別小孔節流靜壓軸承的油膜剛度， 結果表明主軸剛度隨轉速的增加而逐漸減小， 主軸前端垂直與水平方向振幅隨轉速的增加先緩慢減小后急劇增大，不剔除形位誤差的主軸回轉精度高達1.8 μm, 具有國內先進水平。