透平膨脹機中氣體動壓止推軸承雙層鼓泡箔片的結構改進

盧 攀 強 萌

(1 西安航空學院能源與建筑學院 西安 710077)

(2 西安建筑科技大學冶金工程學院 西安 710055)

1 引言

隨著低溫制冷行業的快速發展,要求透平膨脹機的等熵膨脹絕熱效率不斷提高,因此需要膨脹機的轉子-軸承系統在高轉速下能具有較好的穩定性和可靠性。由于氣體軸承具有旋轉速度高、摩擦阻力低、無環境污染、溫度適應范圍廣及運行壽命長等優點,已在高速低溫透平膨脹機中被廣泛應用[1]。箔片氣體止推軸承作為一種彈性支承的自潤滑流體動壓軸承,主要用于支承旋轉部件的軸向荷載,國內外學者先后對其彈性支承結構進行了大量的開發和研究工作[2-5]。鼓泡箔片動壓氣體止推軸承是由陳汝剛等人近年提出并發展起來的一種新型彈性箔片軸承,具有結構設計簡單、制造成本低及易于維護等優點[6]。周權等通過試驗比較了在轉子轉速為1 ×105r/min時,平箔止推軸承、黏彈性止推軸承和鼓泡箔片止推軸承的承載力和穩定性[7]。賴天偉等提出了多層鼓泡箔片支承結構,在轉子直徑為17 mm 的實驗臺上對其在加載和卸載瞬態過程中的承載能力進行了研究,并研究了六瓦多層鼓泡箔片支承結構的非恒定剛度與軸承載荷和結構參數的關系[8-9]。高偉等在軸徑為25 mm 的高速透平膨脹機上,對全金屬鼓泡箔片動壓氣體軸承在不同轉速下的轉子渦動進行了試驗研究[10]。

目前,對于鼓泡箔片止推軸承的研究,主要集中在通過試驗方法研究常規型雙層鼓泡箔片在轉子高速運轉下的動態特性,而很少采用數值模擬方法對其靜態結構變形特性進行研究。針對試驗中常規型雙層鼓泡箔片支承結構的承載小、易毀壞等缺點,本文在文獻[8]中試驗用常規型雙層鼓泡箔片支承結構的基礎上,對鼓泡箔片的鼓泡分布進行了改進,并結合有限差分法和有限元法,計算得到了改進前后支承結構各層箔片的彈性變形和應力分布情況,分析了改進后的新型鼓泡箔片支承結構對透平膨脹機軸承-轉子系統性能的提升作用。

2 雙層鼓泡箔片動壓氣體止推軸承的結構

圖1 為雙層鼓泡箔片動壓止推軸承的結構示意圖,由4 塊扇形重疊的3 層箔片和楔形瓦塊在圓周方向上均勻布置,并通過定位銷在外側固定于軸承座上。止推軸承工作時,預制的楔形瓦塊使得每個扇形支承結構在楔形區產生壓力氣膜,并在平臺區形成較強的高壓氣膜以支承軸向載荷,軸承止推結構的彈性支承作用主要由頂層平箔片和兩層鼓泡箔片提供。在止推軸承工作時,各層箔片的彈性變形和摩擦作用可以緩解轉子的振動沖擊和不穩定渦動。參照文獻[8]試驗中雙層鼓泡箔片止推軸承的結構,建立了常規型鼓泡徑向叉排分布的雙層鼓泡箔片支承模型,箔片的鼓泡分布和結構參數如圖2。圖中所有鼓泡的直徑為1.4 mm,高度為0.2 mm,各層箔片均采用厚度為0.05 mm 的鈹青銅材料。

圖2 常規型雙層鼓泡箔片結構參數Fig.2 Structural parameters of conventional double-layer protuberant foil

3 支承結構彈性變形的數值計算

止推軸承工作時,假設軸承間隙內的氣體潤滑為某溫度下穩態定常流動的等溫理想氣體模型。則控制氣膜壓力分布、氣膜厚度分布和支承結構彈性變形的方程分別如式(1)、式(2)和式(3)所示。

式中:r為軸承徑向坐標,θ為圓周方向坐標,h為氣膜厚度,P為氣膜壓力,μ為氣體的動力粘性系數,ω為轉子旋轉角速度,h1為楔形區進口處軸承間隙高度,h2為平臺區軸承間隙高度,β為扇形箔片的張角,b為扇形箔片節距比,wd為箔片彈性變形量,Pa為環境壓力,α為彈性支承結構軸向的柔度系數。

對上述3 個方程進行無量綱化,并在使用有限差分法的基礎上進行離散化后,結合邊界條件,采用Newton-Raphson 迭代法通過MATLAB 編程進行流固耦合計算,求解得到在支承結構軸向剛度均勻一致條件下的潤滑氣膜壓力分布。通過有限元軟件ANSYS workbench 建立支承結構的數值模型,并使用Mechanical 工具在保證計算結果的精確性的情況下進行自適應的網格劃分。再將上述計算得到的氣膜壓力分布施加在頂層平箔片上,通過求解得到各層箔片的彈性變形和應力分布情況。

4 計算結果及分析

4.1 支承結構軸向均勻剛度對軸承性能的影響

利用有限差分法計算氣膜壓力時,假設支承結構在軸向上的剛度分布均勻一致,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 ℃常壓空氣),網格數為80 ×80,則在轉子轉速ω=1.6 ×105r/min 下耦合計算得到軸承間隙內潤滑氣膜的壓力分布,如圖3 所示。由圖可見,沿圓周方向,氣膜壓力在楔形區進口處開始形成并快速增大,并在瓦塊周向中心線處達到最大,隨后在平臺區緩慢減小,高壓氣膜主要集中在平臺區并得以保持,因此,平臺區的高壓氣膜對軸向載荷起主要的支承作用。

圖3 潤滑氣膜壓力分布Fig.3 Pressure distribution of lubricating gas film

氣膜壓力在徑向中線處的分布如圖4 所示。由圖可見,當支承表面為剛性時,即α=0,氣膜壓力最大,平臺區的氣膜壓力分布曲線最陡,當α>0 時,氣膜壓力曲線在平臺區的分布較為平緩,高壓氣膜分布的均勻性較強,軸承運行時的穩定性也較好。此外,隨著軸向柔性系數的增大,平臺區氣膜壓力不斷降低,氣膜壓力的分布越來越平緩,使得止推軸承的承載能力不斷降低,運行穩定性不斷增強。因此,尋求在止推軸承運行時平臺區氣膜壓力較大且分布較為平緩的彈性支承結構對提升止推軸承性能具有較大意義。

圖4 徑向中線處氣膜壓力的分布Fig.4 Film pressure distribution at radial center line

4.2 雙層鼓泡箔片支承結構的彈性變形及應力分布

為了使支承結構在軸向的非均勻剛度分布更加適應氣膜壓力的分布,根據單個鼓泡在軸向的變形特性[11],對常規型鼓泡徑向叉排分布的雙層鼓泡箔片進行了改進,對在氣膜壓力分布較大的區域增加鼓泡箔片的鼓泡密度以承載較大的壓力,其中,在常規型第一層鼓泡箔片的平臺區增加了3 個鼓泡,在第二層鼓泡箔片的平臺區增加了5 個鼓泡,兩層箔片新增鼓泡的位置參數如圖5 所示。

圖5 新型雙層鼓泡箔片結構參數Fig.5 Structural parameters of new double-layer protuberant foil

將有限差分法計算求得的氣膜壓力分別施加在通過ANSYS workbench 建立的常規型和新型雙層鼓泡支承結構的頂層平箔片表面,在進行網格劃分和添加固定約束后,求解得到各層箔片的彈性變形及頂層平箔片的應力分布情況,分別如圖6、圖7 所示。由圖可見,在常規型和新型支承結構中,各層箔片的最大變形量及變形區域的面積均表現出:平箔片>第一層鼓泡箔片>第二層鼓泡箔片。常規型和新型支承結構的平箔片最大變形量分別為第一層鼓泡箔片最大變形量的3.8 和3.1 倍,為第二層鼓泡箔片最大變形量的115.6 和79.4 倍。結合平箔片的應力分布可知,在止推軸承工作時,平箔片較大的變形量和局部應力集中使其相比于鼓泡箔片更容易被磨損,且不利于軸承工作的穩定性,這與文獻[8]中箔片磨損的試驗結果一致。因此,在雙層鼓泡箔片止推軸承的設計中應增加平箔片的厚度或選用強度更高的金屬材料。在兩層鼓泡箔片的變形中,第一層鼓泡箔片變形的區域不僅包含鼓泡,還有大面積的平面部分,而第二層鼓泡箔片的變形主要集中在鼓泡的局部位置,表明第一層鼓泡箔片在雙層鼓泡箔片支承結構中起主要彈性支承作用。

圖6 雙層鼓泡箔片支承結構的變形Fig.6 Deformation of support structure with double-layer protuberant foil

圖7 支承結構平箔片的應力分布Fig.7 Stress distribution of flat foil in support struture

在相同軸承結構參數、轉速和承載力下,新型支承結構各層箔片的變形量和變形區域面積均小于常規型。常規型支承結構的頂層平箔片、第一層鼓泡箔片和第二層鼓泡箔片的最大變形量分別為新型結構的2.5、2.0 和1.8 倍,表明新型雙層鼓泡箔片支承結構能夠有效降低各層箔片的磨損,提高支承結構使用壽命。此外,對轉子起主要支承作用的平臺區域,新型支承結構各層箔片的變形分布均勻且變形量較小。這是由于在新型鼓泡箔片的平臺區增加了鼓泡分布的密度,使得支承結構的非均勻性剛度分布能夠較好的適應氣膜壓力的分布。因此,新型鼓泡支承結構比常規型結構具有更好的支承作用,在低溫透平膨脹機雙層鼓泡箔片止推軸承的設計中可優先采用。

5 結論

結合有限差分法和Newton-Raphson 迭代法,對支承結構在軸向剛度均勻一致條件下的氣膜壓力分布進行數值求解,并將求解得到的氣膜壓力分別施加于常規型和新型雙層鼓泡箔片支承結構表面,再通過有限元法求解得到各層箔片的實際變形情況。主要結論如下:

(1)隨著軸向均勻柔性系數的增大,平臺區氣膜壓力的數值不斷減小,壓力分布的均勻性不斷增強,有利于提高止推軸承運行的穩定性,但不利于承載能力的提升。

(2)當鼓泡箔片和平箔片選用相同材料和厚度時,平箔片具有較大的變形量和應力分布,易造成頂層平箔片在運行中被磨損。第一層鼓泡箔片的變形量和變形區域面積相比第二層鼓泡箔片大很多,在雙層鼓泡箔片止推軸承的彈性變形中起主要作用。

(3)新型支承結構各層箔片的變形量和變形區域面積均遠小于常規型,其非均勻的軸向剛度能夠在平臺區較好地適應氣膜壓力的分布,可有效地降低各層箔片的磨損,提高透平膨脹機箔片動壓止推軸承的承載能力和運行穩定性。