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    節(jié)流孔數(shù)對空間熱泵徑向氣體軸承承載特性影響分析

    2020-10-31 06:47:38李育隆連華奇徐向華
    載人航天 2020年5期
    關鍵詞:孔數(shù)單排工質

    李育隆,連華奇,徐向華,吳 宏

    (1. 北京航空航天大學能源與動力工程學院,北京100191; 2.清華大學航天航空學院,北京100084)

    1 引言

    隨著航天技術的飛速發(fā)展,航天器規(guī)模和復雜程度與日俱增,導致航天器熱載荷急劇增加。國際空間站的總排熱功率已達到110 kW,要求熱控分系統(tǒng)輻射器的散熱能力達到150 kW。 可以預見,中國未來載人航天器的熱載荷以及熱排散需求必會呈數(shù)量級趨勢增加[1-3]。 如此大的熱排散需求,傳統(tǒng)的環(huán)路熱管、單項流體回路系統(tǒng)難以完全滿足。 以氟利昂為潤滑工質的氣體靜壓軸承作為支承的熱泵系統(tǒng)可以有效提高航天器的熱排散能力,同時又適用于空間微重力環(huán)境[4-5]。

    靜壓氣體軸承的承載力來自外部高壓氣體經(jīng)過節(jié)流器流入軸承間隙后形成的氣膜壓力,在微重力環(huán)境下受到的影響較小[6]。 而將靜壓氣體軸承應用于熱泵系統(tǒng)中,可以用熱泵壓縮機后的高壓氣體作為氣源,即可完成熱泵壓縮機的無油自潤滑,解決了傳統(tǒng)熱泵在微重力條件下的潤滑和密封問題。 然而,由于氟利昂氣體的粘性低于傳統(tǒng)的液體潤滑油,使氣體靜壓軸承的承載力低于傳統(tǒng)的液體潤滑軸承[7],導致熱泵系統(tǒng)的穩(wěn)定性能下降。 載人航天器由于內(nèi)部有乘員,對其熱控系統(tǒng)的安全性、穩(wěn)定性等設計要求都較高[8]。因此,提高靜壓氣體軸承的承載能力以保證空間熱泵壓縮機穩(wěn)定運行是將空間熱泵技術運用到載人航天器上的關鍵。

    提高孔式節(jié)流器的徑向氣體靜壓軸承承載力的方法主要集中在參數(shù)優(yōu)化設計以及結構改進兩方面。 在結構改進方面,一種方法是采用主動控制技術控制節(jié)流,但會大幅度提升系統(tǒng)復雜度,不利于制造與安裝[9]。 而最簡單易行的是開設均壓槽方法,徑向氣體軸承在選用時,對其加工精度要求也稍高,故該方法優(yōu)先應用于止推氣體軸承[10]。 在參數(shù)優(yōu)化設計方面,減小軸承間隙、合理選取節(jié)流孔直徑均可以提高氣體軸承承載力,但是采用此方法的提升效果有限,而且減小軸承間隙對于加工精度的要求過高[11]。 而另一種方法是改變節(jié)流孔數(shù),該方法加工難度小,也不會增加系統(tǒng)復雜度,適合應用于提高徑向氣體軸承承載力。 然而,目前不同節(jié)流孔數(shù)對徑向氣體軸承承載力的影響規(guī)律的研究還較少。 Yang 等[12]對于三孔以及六孔的徑向氣體軸承進行仿真,總結出不同排列方式的2 種氣體軸承的承載特性變化規(guī)律。 Chen 等[13-14]同樣對不同排列方式的三孔以及六孔的徑向氣體軸承進行仿真,研究了孔數(shù)對于氣體軸承穩(wěn)定性的影響規(guī)律。 於陳程等[15]給出了估算節(jié)流孔數(shù)量對軸承靜態(tài)特性影響的一維模型,但是該模型在計算節(jié)流孔數(shù)量較小時的誤差較大。 楊濤等[16]在總結前人的基礎上,建立了空氣平面軸承節(jié)流器陣列的三維仿真模型,對不同節(jié)流孔數(shù)以及不同陣列排布的空氣平面軸承的承載力特性進行了研究。 Nishio 等[17]研究了密集排列的超小節(jié)流孔的止推軸承的承載性能與穩(wěn)定性變化。

    結合以上分析可以發(fā)現(xiàn),改變節(jié)流孔數(shù)是增加徑向氣體軸承承載力的有效方法。 然而現(xiàn)有的研究中,節(jié)流孔數(shù)改變大的研究多是以止推氣體軸承為研究對象,而以徑向氣體軸承為研究對象時,節(jié)流孔數(shù)的變化范圍較小。 而且,對其他潤滑工質,尤其是以氟利昂氣體作為潤滑工質的研究極少。 針對以上問題,本文分別建立單排節(jié)流孔數(shù)N 為4、8、12、16、20 的徑向氣體軸承模型,以空氣和R134a 為工質研究徑向氣體軸承在不同工作狀態(tài)下的承載性能的變化。

    2 數(shù)值模型

    徑向氣體軸承結構如圖1 所示[18],潤滑氣體先從節(jié)流孔流入軸承與軸的間隙中,再從軸承間隙的兩側流出,形成氣膜薄層分隔軸與軸承。 所研究的徑向氣體軸承選用環(huán)面孔式節(jié)流器以及雙排節(jié)流孔。

    按所設計的實驗臺尺寸,計算中固定以下結構參數(shù):軸承外徑D =28 mm,軸承總長L =28 mm,節(jié)流孔長度l0= 1.5 mm,節(jié)流孔中心線至軸承近端距離l =7 mm,節(jié)流孔直徑d0=0.3 mm,平均軸承間隙h0=25 μm,軸承偏心距e =12.5 μm 以及軸承偏心率ε =e/h0= 0.5。 此外,改變單排節(jié)流孔數(shù)N,分別取N 為4、8、12、16、20 進行建模研究,節(jié)流孔均沿周向平均分布,即相鄰節(jié)流孔的間距ψ 分別為90°、45°、30°、22.5°、18°,圖1(b)是以單排節(jié)流孔數(shù)N = 8 為例的剖面圖。

    圖1 徑向氣體軸承結構示意圖[18]Fig.1 Schematic diagram of journal gas bearing[18]

    對徑向氣體軸承的流道進行建模后,采用結構化網(wǎng)格劃分模型,節(jié)流孔處使用O 型網(wǎng)格提高網(wǎng)格質量,在軸承的節(jié)流口底端與氣膜交界處以及近壁面處加密,同樣以N = 16 為例,如圖2 所示。

    圖2 徑向氣體軸承網(wǎng)格示意圖Fig.2 Mesh diagram of journal gas bearing

    通過網(wǎng)格無關解之后得到的5 個不同節(jié)流孔數(shù)的模型的網(wǎng)格數(shù)量有所差異,如表1 所示。

    表1 徑向氣體軸承網(wǎng)格數(shù)Table 1 Mesh number of journal gas bearing

    潤滑氣體在氣膜薄層中流動時的雷諾數(shù)Re定義公式如式(1)[19]:

    式中:ρ 為潤滑氣體密度;v 為潤滑氣體速度;μ 為潤滑氣體粘性系數(shù);n 為旋轉軸轉速;ω 為轉子角速度。 取n =140 000 r/min, 取潤滑氣體為空氣,得到Re ≈282.1。 旋轉軸轉速n ≤140 000 r/min 時,即在本文計算工況下,潤滑氣體流速遠小于該情況下的氣體流速,可知Re ?282.1,因此選用層流的流動模型。

    研究采用商業(yè)軟件Fluent 計算求解,控制方程選用添加能量方程的三維N-S 方程,考慮粘性耗散,絕熱壁面。 當全場殘差小于10-5時,認為計算收斂至真值,空氣模型選用可壓縮的理想氣體模型,氟利昂氣體模型選用NIST 的真實氣體模型,在計算中物性參數(shù)隨溫度變化而變化[20]。

    在節(jié)流孔的進口處設定壓力和溫度作為進口條件,進口溫度的改變對計算結果的影響遠小于改變單排節(jié)流孔數(shù)的影響,因此固定進口溫度T =300 K。 在氣膜層兩側出口設定背壓為1 atm的出口條件。 仿真計算時,固定旋轉軸轉速n =0 r/min,改變軸承的進氣壓力p =2 ~7 atm,即得到不同節(jié)流孔數(shù)在靜止狀態(tài)的承載特性。 固定軸承的進氣壓力p =6 atm, 改變旋轉軸轉速n =0 ~140 000 r/min,即得到不同節(jié)流孔數(shù)在旋轉狀態(tài)的承載特性。

    3 計算結果分析

    3.1 靜止狀態(tài)的承載特性

    在靜止狀態(tài)下,即當旋轉軸轉速n = 0 r/min時,改變軸承的供氣壓力,得到不同節(jié)流孔數(shù)的徑向氣體軸承隨供氣壓力變化的承載特性曲線。

    圖3 是以空氣為工質時,不同節(jié)流孔數(shù)的徑向氣體軸承在靜止狀態(tài)下的承載力和質量流量隨供氣壓力的變化曲線圖。 其中,徑向氣體軸承的靜承載力是將軸承氣膜層內(nèi)壁面壓力進行曲面積分得到,直觀反映了徑向軸承的承載性能。 從圖3(a)可以看出,當徑向氣體軸承的工質為空氣時,徑向氣體軸承的承載力并不是隨節(jié)流孔數(shù)的增加而單向增加的。 當軸承的供氣壓力較小時,取N =12,軸承的承載力最大,增加或減小節(jié)流孔數(shù),其承載力均會下降。 隨著供氣壓力的增加,使軸承承載力達到極大值的節(jié)流孔數(shù)也隨之增加。 在仿真計算的范圍內(nèi),當N >12 時,增加節(jié)流孔數(shù)對軸承承載力的提升效果較差。 在理想情況下,取單排節(jié)流孔數(shù)為無限大,則節(jié)流孔連成一條狹縫,即為狹縫節(jié)流,此時的承載力也達到最大值。 結合圖3(a)展現(xiàn)的規(guī)律可知,圖3(a)中展現(xiàn)的使軸承承載力達到極大值的節(jié)流孔數(shù),即為使軸承承載力達到最大值所需的最小節(jié)流孔數(shù)。而圖3(a)中展現(xiàn)的繼續(xù)增加節(jié)流孔數(shù)會導致承載力出現(xiàn)微量下降的規(guī)律,是由于數(shù)值仿真存在數(shù)值誤差和不確定度。 圖3(b)中表明,隨著供氣壓力和節(jié)流孔數(shù)的增加,徑向氣體軸承所需的質量流量隨之增加。 綜上所述,若為了得到較高的承載力,可以提高供氣壓力,以及增加節(jié)流孔數(shù);而為了增加氣體軸承的經(jīng)濟性,則應盡量取氣體軸承的單排節(jié)流孔數(shù)N =8 ~12。

    圖3 工質為空氣時氣體軸承的承載性能(靜止狀態(tài))Fig.3 Characteristics of gas bearing with air (static)

    圖4 是以R134a 為工質時,不同節(jié)流孔數(shù)的徑向氣體軸承在靜止狀態(tài)下的承載力和質量流量隨供氣壓力的變化曲線圖。 圖4 表明,以R134a為工質時,增加節(jié)流孔數(shù)必定能夠增大承載力。同樣地,當N >12 后,承載力的增大幅度減小,但是其質量流量的增大幅度并未有明顯的減小。 綜上所述,選用R134a 作為工質時,為了在獲得較大承載力的同時,消耗盡量少的質量流量,同樣應取N =8 ~12。

    圖4 工質為R134a 時氣體軸承的承載性能(靜止狀態(tài))Fig.4 Characteristics of gas bearing with R134a(static)

    3.2 旋轉狀態(tài)的承載特性

    固定徑向軸承的進氣壓力p =6 atm,改變軸承的旋轉軸轉速,得到不同節(jié)流孔數(shù)的徑向氣體軸承隨轉速變化的承載特性曲線。

    圖5 是以空氣為工質時,不同節(jié)流孔數(shù)的徑向氣體軸承在旋轉狀態(tài)下的承載力和質量流量隨轉速的變化曲線圖。 從圖5(a)中可以發(fā)現(xiàn),當轉速增加時,軸承的承載力也隨之增加。 這是由于徑向軸承存在偏心,其氣膜厚度在周向上存在變化;旋轉軸轉動,潤滑氣體在軸承間隙中隨旋轉軸流動,產(chǎn)生動壓效應。 此時軸承不止依靠靜壓效應提供承載,也依靠動壓效應提供承載,且隨著轉速的增加,動壓效應也相應增強。

    此外,可以看出當轉速n ≤20 000 r/min,當單排節(jié)流孔數(shù)N =20 時,氣體徑向軸承的承載力達到最大;而20 000 r/min <n ≤100 000 r/min 時,取N =16, 軸承的承載力達到最大;而當轉速n >100 000 r/min 時,取N =12,軸承的承載力達到最大。N =8 以及N =4 時的承載力一直都是最低的,但轉速增加后,其承載力與節(jié)流孔數(shù)增多后的承載力的差距減小。 由此表明,在低轉速工況下,節(jié)流孔數(shù)的增加會增加軸承的承載力;在高轉速工況下,在節(jié)流孔數(shù)達到某一特定值后,增加節(jié)流孔數(shù)反而會使軸承的承載力降低。

    而從圖5(b)中發(fā)現(xiàn),以空氣為工質,且供氣壓力固定時,影響氣體軸承質量流量的最主要因素是單排節(jié)流孔數(shù)。 單排節(jié)流孔數(shù)越大,徑向氣體軸承所需的氣體的質量流量就越大。 隨著轉速的增加,徑向氣體軸承所需的質量流量雖然會降低,但下降幅度極小。

    圖5 工質為空氣時氣體軸承的承載性能(旋轉狀態(tài))Fig.5 Characteristics of gas bearing with air (rotating)

    綜上所述,徑向氣體軸承以空氣為工質時,在高轉速( n ≥80 000 r/min)工況下,選用較小的單排節(jié)流孔數(shù)N 可以得到較好的承載性能;在低轉速工況( n <80 000 r/min)下,選用較大的單排節(jié)流孔數(shù)N 可以得到較好的承載性能,即系統(tǒng)的工作轉速越高,則設計階段選用的單排節(jié)流孔數(shù)N 越小。

    觀察轉速n =120 000 r/min 時,徑向氣體軸承沿軸承長度方向的中心對稱面上的壓力分布如圖6 所示,隨著節(jié)流孔數(shù)的增多,軸承在周向上任意位置的壓力均會升高。 從壓力分布曲線上可以得知,不同節(jié)流孔數(shù)的徑向氣體軸承均在周向80°~120°范圍內(nèi)達到氣膜內(nèi)部壓力的極大值。對于徑向氣體軸承而言,其承載力主要來源于氣膜層上下兩部分的壓力差,即0°~180°區(qū)域的壓力矢量和與180°~360°的壓力矢量和。 在0°~180°的高壓區(qū),壓力值隨節(jié)流孔數(shù)增大的幅度相對較小,但180°~360°的低壓區(qū)域,壓力值隨節(jié)流孔數(shù)增大的幅度較大,使得節(jié)流孔數(shù)增加后,上下表面壓差反而減小,最終導致在該轉數(shù)下,在節(jié)流孔數(shù)達到某一特定值N =12 后,增加節(jié)流孔數(shù)反而會使軸承的承載力降低。

    圖6 當n=120 000 r/min 時軸承長度方向對稱線上的壓力周向分布Fig.6 Pressure distribution on symmetry line in the direction of bearing length when n=120 000 r/min

    對比分析工質為R134a 時徑向氣體軸承的承載性質,發(fā)現(xiàn)與工質為空氣時存在很大不同。圖7 是以R134a 為工質時,不同節(jié)流孔數(shù)的徑向氣體軸承在旋轉狀態(tài)下的承載力和質量流量隨轉速的變化曲線圖。 從圖7(a)中發(fā)現(xiàn),無論是高轉速還是低轉速下,徑向氣體軸承的承載力均隨節(jié)流孔數(shù)的增大而增大。

    圖7 工質為R134a 時氣體軸承的承載性能(旋轉狀態(tài))Fig.7 Characteristics of gas bearing with R134a (rotating)

    軸承承載力隨節(jié)流孔數(shù)的增長率定義如式(2)所示。

    式中,W1為單排節(jié)流孔數(shù)為N 時的承載力,W2為單排節(jié)流孔數(shù)為N +4 時的承載力,得到的η 認為是單排節(jié)流孔數(shù)為N 時的承載力增長率。

    從表2 可以得知,同一轉速下,節(jié)流孔數(shù)越多,增加節(jié)流孔數(shù)后,承載力增長率越小,即增加節(jié)流孔數(shù)量得到的效益越低。 而在同一節(jié)流孔數(shù)下,隨著轉速的增加,承載力增長率也不斷減小。這表明,隨著轉速增加,節(jié)流孔數(shù)少的氣體軸承與節(jié)流孔數(shù)多的軸承的承載力更接近,即節(jié)流孔數(shù)越小,其承載力隨轉速增大的幅度越大,其動壓效應越明顯。

    表2 不同轉速下的承載力增長率表Table 2 Increase rate of bearing capacity at different rotation speed

    結合圖7(b)所顯示的節(jié)流孔數(shù)越多,其質量流量越大的性質。 綜合分析得到,當徑向氣體軸承以R134a 為工質時,同樣滿足轉速越高,則設計階段選用的單排節(jié)流孔數(shù)N 越小的原則。

    4 結論

    本文針對以空氣和氟利昂氣體為潤滑工質的徑向氣體軸承,采用數(shù)值模擬的方法研究了不同節(jié)流孔數(shù)以及工作狀態(tài)對徑向氣體軸承的靜承載力、質量流量特性的影響,得到了以下結論:

    1) 對靜止狀態(tài)的徑向氣體軸承,其承載力隨著節(jié)流孔數(shù)的增加而增加,但節(jié)流孔數(shù)越多,增加節(jié)流孔數(shù)后承載力提高的幅度越小。

    2) 本文轉速研究范圍內(nèi)的旋轉徑向氣體軸承,低轉速( n <80 000 r/min)工況下,應選用較大的節(jié)流孔數(shù)( N >12)以獲得較好的承載力性能;高轉速( n ≥80 000 r/min)工況下,應選用較小的節(jié)流孔數(shù)( N ≤12)以獲得較好的承載力性能。 因此,取N =12, 可以兼顧靜態(tài)和動態(tài)的軸承承載力。

    3) 徑向氣體軸承的質量流量會隨著節(jié)流孔數(shù)的增加而增加,同時也會隨進氣壓力的增加而增加,而轉速對于其質量流量的影響較小。

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