低温氦透平膨胀机中液体动静压轴承的承载特性研究

发布时间：2016-05-13 08:37

第 1 章  绪  论

1.1  课题研究的目的及意义
透平膨胀机多用于低温制冷领域，常见于气液分离装置，当设备需要在低温环境运行时，就需要用透平膨胀机来满足其要求。其主要工作原理是对在封闭空间内的气体进行绝热膨胀，使气体自身快速冷却，进而达到制冷的目的。近年来，随着核物理和超导技术的进一步开发应用，人们越来越迫切的需求开发出高性能氦制冷(或液化)设备。因为在超低温度下，大部分金属和合金的电阻会变得很小，甚至变成超导体。在氨气的凝点温度-195.8  ℃附近，空气中占最大比例的氧气已经液化，其他气体也大都固化，因此可形成真空度很高的真空，基于氦的这个物理特性，人们把氦液化制冷技术应用到国防工业和国民经济的众多领域中去。在种类繁多的氦制冷设备当中，低温氦透平膨胀机的应用最为普遍，其工作效率高、运转稳定的优良性能保证了装置的经济性和长期连续工作的可靠性，因此吸引了各国投入大量资源进行研究[1]。 随着工业和科技技术的发展需要，传统的滚动轴承由于在运转过程中出现零部件之间的干摩擦，导致轴承磨损严重、发热量大、使用寿命低，极大限制了轴承转速和运转稳定性的提升，越来越难以满足日益增多的高速旋转机械的性能要求[2,3]。此时流体悬浮轴承因其高速、稳定、污染小、寿命长以及适应多种恶劣的工作环境而应用广泛，其重要性也不断提高[4]。人们普遍期待高速透平膨胀机能具有良好的热效率和运转稳定性，以保证所配套的动力装置或低温装置能达到预期的动力或制冷效果，因此研制稳定可靠的流体悬浮轴承也成为开发低温制冷机等装置的关注焦点[5]。 动静压轴承的润滑介质可以是气体，也可以是液体，其中气体轴承在具有其独特优越性能的同时[6]，也存在一些问题：因为气体具有可压缩性，而且粘度极小，因此设计时，只能取用较低的供气压力（很少有超过 0.7 MPa），导致气体轴承的承载力普遍很小，同时气膜吸收振动能力较差，容易失稳。相比于气体支撑，液体支撑有如下优点：（1）载荷范围和工作速度更宽；（2）可以产生刚度大阻尼大的油膜，通过设计节流器，可以使轴承在受到变载荷时，轴心的位置变化很小；（3）驱动功率和摩擦系数较低，启动和回转时的摩擦阻力很小；（4）工作寿命长，有更好的吸振性能、静动刚度和稳定性，可以保证更高的主轴回转精度，同时消除了启动、停止时的刚性磨损[7]。 
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1.2  透平膨胀机研究现状
透平膨胀机在国外已有一百多年的发展历史，在 1898 年，英国人 Lauder riley就提出了透平膨胀机的概念设计；1930 年，德国学者 Delin 首次制造出透平膨胀机样机，并试验成功。此后，欧美各国相继发展和应用了面向不用领域的多样化的透平膨胀机。在结构上，现阶段的透平膨胀机主要有轴流式和向心径—轴流式两种，大部分采用的是向心径—轴流式结构，只有在大功率、大流量以及高温条件下采用轴流式。国外一些膨胀机制造商在开发产品的过程中，顺应技术发展潮流的使用了有限元分析软件（ANSYS、ADINA 等）和粘性流场分析软件（CFD 等），以此为技术基础，极大发展和推动了透平膨胀机的研究进程。从概念设计、细节完善、工艺设计、材料选取、加工制造和装配测试等各个方面着手研发，在叶片设计和转子稳定性研究等核心技术上都取得了巨大突破[9]。以下简单介绍国外几个著名透平膨胀机制造商在相关方面的研究现状。美国的 Rotoflow 公司推出了世界上首个天然气压缩机，之后也一直在气体带液技术上处于全球领先地位，该公司制造的透平膨胀机主要采用向心透平式，在某些高温环境下也会采用轴流式结构[10]；美国的 Dresser-Rand 公司所制造的透平膨胀机侧重于能量回收领域的应用，是该领域的顶级供应商[11]；德国 Siemens 公司开发了 PRT 机型透平膨胀机，在中高温领域占有很大市场份额[12]；日本的三井造船同样在高炉炉顶能量回收装置有很强的设计和制造水平，它制造的透平膨胀机可以适应干式和湿式两种不同的工艺[13]；此外，国外一些其他的透平膨胀机供应商也应用了一些先进技术，在各自的领域开发了很多优秀的产品，例如日本的三菱重工、美国埃理奥特公司等。 概因本文来源于 EAST，旨在开发和利用核聚变能，进而解决日益紧张的能源危机[14-16]，因此以下表格只简列国内外数个核聚变装置中氦透平膨胀机的类型。 
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第 2 章  液体动静压轴承静态特性理论

本章首先分析了液体轴承工作原理，然后从基本润滑理论出发，对本文研究的液体动静压轴承进行建模分析，提出假设条件，重点定义约束情况，选取合适的边界条件，在此基础上去推导液体润滑的基本方程并做简化处理，可以得到无量纲化的雷诺方程，为第三章和第四章进行编程计算打下基础。

2.1  液体动静压轴承的基本工作原理
取沿周向均匀分布的四油腔液体静压轴承为例，各油腔的包角、节流孔、封油边、回油槽的结构参数都相等，由节流孔供应等流量或等压力的润滑油，流经油腔，再经过封油边流入大气或者回油槽中。当轴承转子有一定偏心的时候，油膜上各压力点的厚度发生变化，进而引起图 2-1 中所示的油腔压力 P1 和 P2 不相等，各油腔相对应的封油边油膜各点压力也不在相等，轴承承载力由此压力差提供，对压力差沿轴承面积积分即可求得。 动压工作原理基于流体动力学的楔形效应。既在一定的假设条件下，当粘性流体以一定速度通过楔形截面，并且由间隙大的一侧流入间隙小的一侧，会产生沿速度方向渐变的流体压力[41]，速度分布和压力分布如图 2-2 所示，这就是楔形效应原理。 动静压轴承则是结合了静压轴承和动压轴承的工作原理。当转速为零的时候，是一个纯静压轴承，提供承载的是静压效应，有了一定转速之后，则动压效应与静压效应耦合叠加，共同提供承载，但是需要注意的是，动静压轴承运转情况不是动压和静压的线性叠加，而是耦合，是一个复杂的过程。 
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2.2  液体润滑基本理论
纳维-斯托克斯方程是研究粘性流体力学最基本的方程，概括了加速度、摩擦力和压力之间的平衡关系，但是除了在强加边界条件和特定的初始条件下，很难求得精确通解。因此，在工程计算中往往在对结果影响不大的情况下对此方程做简化处理，得到雷诺方程（文献[33]），简化条件[42]如下： （1）液体为层流，忽略流动过程中的漩涡和紊流； （2）相较于粘性力和剪切力，忽略质量力和体积力； （3）运动过程为等温过程； （4）油膜厚度相对于轴承直径是小量，忽略其曲率，且在油膜厚度方向忽略 流速，不考虑密度? 、油膜压力P 和粘度的变化； （5）轴承表面与流体无相对滑动； （6）液体为牛顿流体。上文提到在等压力供油的情况下，无论是静压效果还是动压效果，都依赖于楔形油膜，若轴承轴心与转子轴心重合，则每处油膜厚度相等，不能满足形成楔形效应的前提条件。
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第 3 章  液体动静压轴承静态特性分析 ....... 18 
3.1  液体动静压轴承静态基本性能参数计算 ......... 18 
3.1.1  建立求解流程 .......... 18 
3.1.2  承载力 ........ 20 
3.1.3  姿态角 ........ 21 
3.2  计算结果与实验值比较 ......... 22 
3.3  静态特性分析 .... 23 
3.4  本章小结 ..... 33 
第 4 章  液体动静压轴承动态特性分析 ....... 34 
4.1  小扰动法求解扰动方程 ......... 34 
4.1.1  任意扰动量下油膜力和油膜厚度 ...... 34 
4.1.2  扰动方程推导 .......... 35 
4.1.3  差分法求解雷诺方程 ..... 37 
4.2  求解动态特性系数 .......... 39 
4.2.1  动态特性系数的积分 ..... 39 
4.2.2  坐标系转换和有量纲化处理 ....... 40
4.2.3  积分求解动态特性系数 ........ 40
4.3  计算结果与分析 ....... 41
4.4  本章小结 ..... 47 

第 4 章  液体动静压轴承动态特性分析

在转子—轴承系统中，轴承油膜无疑起着至关重要的作用，不仅有着前文所说的提供负载、消除磨损和减小摩擦等作用，从整个系统来看，它也对动力特性有着很大的影响，例如转子系统的稳定性、不平衡引起的振幅和共振等。因此，计算轴承油膜的动力系数精确值对于系统动力学的设计和研究是很有必要的。 在上述问题中，油膜具有粘性，可以吸收振动和能量，起着弹簧和阻尼器的作用。考虑到轴承运转过程中，油膜厚度变化较小，，因此可以将油膜近似看做是具有刚度和阻尼等特性的线性化弹簧，其动态特性通常由八个动力系数来表示，四个是刚度系数，另外四个是阻尼系数。本章在计算得到的静态特性的基础上，采用小扰动法和有限差分法求解雷诺方程，使用 MATLAB 编程，求得稳态时候的压力分布和扰动压力，进而完成动态特性系数计算[49]，研究了轴承油膜初始厚度、偏心率和轴承转速对动态特性的影响。

4.1  小扰动法求解扰动方程

上文求得油膜节点压力后可以采用多种积分方法求得油膜压力，本文采用Simpson 复化积分法对式（4-23）和式（4-24）分别进行轴向和周向进行两次数值积分[52]，求得刚度系数和阻尼系数，Simpson 复化积分法过程简单，比较适用于本文中对离散节点的数值积分，求解低次幂多项式的时候，可以得到精确解，具体过程不在一一详述。由式（4-2）、式（4-23）和式（4-24）可知，液体动静压轴承的动态特性系数都是与涡动比无关的[53]，所以只研究刚度系数和阻尼系数随轴承转速、偏心率和轴承油膜初始厚度的变化。 为验证液体动静压轴承动态特性求解程序的正确性，本文与文献[48]中进行了对比，轴承结构参数如表 3-1，长径比变为 1，经比较，在偏心率 0.4，轴承转速10  000  rpm 时，轴承竖直方向主刚度为 574  N/μm（实验数据约 600  N/μm），误差4.33%，证明程序可靠。 本文计算的液体动静压轴承的计算参数如表 4-1 所示，其他未注明参数参考表3-1。下面内容对轴承的八个动态特性性能参数进行研究，分析了偏心率、轴承转速和油膜初始厚度对这些参数的影响。 

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结   论

液体动静压轴承虽然已经发展了数十年，已经相当成熟，但是在某些工程应用中大都采用一些简单的基础理论和原始的计算公式，因此开发精细务实的算法来完善计算理论，指导工程实践是很有必要的。鉴于此，本文针对液体动静压轴承进行了系统的研究，基于流体润滑理论推导了适用于计算液体动静压轴承动静特性的 Reynolds 方程，研究了其稳态和非稳态时的轴承性能，分析了轴承在不同参数下对动静特性的影响规律，并与实验数据做了比较验证。主要取得以下几个研究成果：
（1）建立了液体动静压轴承力学计算模型，提出在迭代过程中持续更新边界条件，进而求解 Reynolds 方程，通过与其他文献中的实验对比验证了新的算法的正确性。
（2）求解得到了稳态时轴承承载力、姿态角、轴承流量和各油腔节流比等静态特性参数，研究了油膜初始厚度和转速在不同偏心率下对以上参数的影响，得知选取合适的结构参数和运行参数有利于提高轴承的承载特性，可以依据不同设计准则来选取最佳油膜厚度和定义合适的工作转速范围。
（3）小扰动法推导了动态 Reynolds 方程，求解了轴承的刚度系数和阻尼系数，分析了油膜初始厚度和转速在不同偏心率下对轴承动特性的影响。研究表明：小的油膜间隙可以提高轴承的运转稳定性，提高转速也可以提高轴承的刚度和阻尼。
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参考文献(略)  

本文编号：44478