牛春洋，李育隆，于新剛，王德偉，黃 磊

(1.北京空間飛行器總體設計部，北京 100094； 2. 北京航空航天大學，北京 100191)

1 引言

月球是距離地球最近的天體，是人類實現(xiàn)向外層空間拓展的理想基地[1]。美國、俄羅斯、歐空局都已經(jīng)提出了建立載人月球基地的計劃[2]。載人月球基地運行在真空、微重力、低溫背景輻射和較強的太陽輻射共存的多變熱輻射環(huán)境中，月晝時月球表面最高溫度可達390 K以上[3]，而要保證月球基地內(nèi)部生活環(huán)境在常溫300 K左右，如不提高輻射器溫度，則難以散熱。熱泵系統(tǒng)能夠通過提高輻射溫度實現(xiàn)熱量的高效排散，在未來空間應用中的巨大潛力，是未來航天器以及大型地外空間設施的主要熱量排散手段。對于月球基地用熱泵系統(tǒng)，微重力條件下熱泵壓縮機的承載與潤滑技術(shù)是制約其在空間應用的一個重要技術(shù)瓶頸。

為解決微重力條件下壓縮機的潤滑問題，國內(nèi)外學者提出了多種解決方案，主要包括無油潤滑壓縮機[4]、潤滑油制冷劑共循環(huán)壓縮機[5]、磁力軸承壓縮機[6]等。但上述方案存在壽命短、效率低以及重量大等問題無法應用于宇航領域。氣體潤滑是依靠氣體作為潤滑劑的一種潤滑方式[7-8]。以氟利昂為潤滑工質(zhì)的氣浮軸承是解決微重力下熱泵壓縮機潤滑問題的一種重要的方式和手段。G.Hirn首次提出了空氣潤滑劑的概念[9]，這之后氣浮軸承得到迅速發(fā)展。Masaaki用數(shù)值模擬的方法研究了超小型節(jié)流孔的止推軸承的承載特性，發(fā)現(xiàn)超小型節(jié)流孔有利于增大軸承的剛度和阻尼[10]。Belforte等用實驗和數(shù)值計算的方法研究了深孔的小孔節(jié)流器的流量系數(shù)的不同，得到了對于某個集合確定的小孔節(jié)流器，其流量系數(shù)可以通過兩個流量系數(shù)和小孔氣腔邊緣參數(shù)來確定[11]。國內(nèi)對于氣浮軸承的研究也較多，張雯等人通過設計多微通道式靜壓節(jié)流器提高了軸承的承載和剛度[12]。Li等研究了不同幾何參數(shù)的節(jié)流孔對止推軸承的承載力影響[13]。綜合國內(nèi)外的研究可以發(fā)現(xiàn)，目前雖然對氣浮軸承特性的研究較多，但距離實際的空間應用還有差距，而且這些研究基本上都著眼于空氣工質(zhì)，對于適用于空間熱泵系統(tǒng)所采用的氟利昂工質(zhì)的氣浮軸承特性還尚未開展研究。

本文針對月球基地微重力下熱泵壓縮機的承載與潤滑這一核心技術(shù)開展研究，提出基于氣浮軸承的承載與潤滑方案，對其在氟利昂工質(zhì)中的承載特性進行數(shù)值仿真，并開展試驗驗證。

2 微重力下熱泵壓縮機承載與潤滑方案

氣體潤滑是依靠氣體作為潤滑劑的一種潤滑方式。根據(jù)氣浮軸承可實現(xiàn)潤滑過程與重力無關(guān)的特點，采用氣浮軸承可有效解決空間熱泵壓縮機的承載與潤滑問題。同時根據(jù)空間熱泵壓縮機的工作特性，選擇靜壓和動壓效應混合氣浮軸承的承載和潤滑方案，通過在啟動和減速過程中采用靜壓氣浮的方式來克服轉(zhuǎn)子的軸向和徑向載荷，在進入到高速工作運行狀態(tài)后，由轉(zhuǎn)子不平衡產(chǎn)生的偏心而引起動壓效應可以進一步地提高軸承的載荷能力。此外，可采用熱泵系統(tǒng)的制冷劑作為氣浮軸承的工作介質(zhì)，這樣在整個熱泵系統(tǒng)中為單一工質(zhì)密閉系統(tǒng)，同時解決了系統(tǒng)在微重力下潤滑和泄露的問題。

根據(jù)上述方案，設計了氣浮軸承系統(tǒng)原理樣機，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。其中徑向氣浮軸承長為28 mm，直徑為28 mm，雙排節(jié)流孔，孔排間距為14 mm，每排孔為8個，孔徑為0.3 mm，氣浮間隙為單邊25 μm，如圖2(a)所示；止推氣浮軸承止推盤有效內(nèi)外徑分別為29 mm、65 mm，節(jié)流孔數(shù)目為8，分布圓直徑為45.5 mm，孔徑為0.3 mm，氣膜厚度為25 μm，如圖2(b)所示；另外，為了更好保障同心度和垂直度及裝配的精密度，將氣浮系統(tǒng)另一側(cè)的徑向氣浮軸承與止推氣浮軸承設計為一體式，即為徑向止推混合氣浮軸承，如圖2(c)所示。

圖1 氣浮軸承系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of gas thrust bearing

圖2 氣浮軸承三維模型Fig.2 3D Model of gas thrust bearings

3 承載與潤滑特性數(shù)值仿真分析

3.1 徑向氣浮軸承特性仿真分析

徑向氣浮軸承計算模型結(jié)構(gòu)尺寸如表1所示，工質(zhì)分別選擇空氣和氟利昂(R134a)進行分析。計算得到平均軸承間隙為25 μm時承載力隨節(jié)流孔徑變化曲線如圖3所示，從圖中可以看出承載力都會隨著d的增大而呈現(xiàn)出先增大后減小的趨勢。對于空氣，承載力的極大值點為d=0.5 mm時，承載力的極大值約為79.35 N；對于R134a，承載力的極大值點為d=0.9 mm時，承載力的極大值約為65.98 N。

表1 徑向氣浮軸承模型結(jié)構(gòu)尺寸

不同節(jié)流孔徑下承載力隨軸承間隙的變化如圖4所示，可以看出，對于氟利昂介質(zhì)，承載力大體上隨軸承間隙呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，只有當節(jié)流孔徑為0.3 mm時承載力隨軸承間隙的增大呈現(xiàn)單調(diào)減小的趨勢。找到最大承載力對應的軸承間隙和節(jié)流孔徑的組合，為軸承的設計提供依據(jù)。對于氟利昂R134a，最佳的組合為h=10～15 μm以及d=0.3～0.5 mm。在最佳的平均軸承間隙和節(jié)流孔直徑的范圍內(nèi)，選取合適的節(jié)流孔結(jié)構(gòu)形式，將獲得較好的徑向氣浮軸承靜態(tài)承載特性。

圖3 徑向氣浮軸承靜態(tài)承載力隨節(jié)流孔徑的變化Fig.3 Changes of static bearing capacity of journal bearing with throttle aperture

圖4 徑向軸承靜態(tài)承載力隨平均軸承間隙的變化Fig.4 Changes of static bearing capacity of journal bearing with average gap of bearings

3.2 止推氣浮軸承特性仿真分析

止推氣浮軸承為環(huán)面型平板止推軸承，軸承計算模型結(jié)構(gòu)尺寸如表2所示，工質(zhì)選擇氟利昂(R134a)進行分析，模擬的氣浮軸承工作狀態(tài)為：供氣壓力Ps=0.6 MPa，環(huán)境壓力Pa=0.1 MPa，工作轉(zhuǎn)速為0 rpm。對節(jié)流孔直徑d=0.3～0.9 mm，平均氣膜厚度h=5～45 μm的止推氣浮軸承進行靜態(tài)承載特性分析。計算得到承載力隨節(jié)流孔徑和氣膜厚度的變化如圖5所示，從圖中可以看出承載力都隨節(jié)流孔徑的增大而增大，隨氣膜厚度的減小而增大，并且氣膜厚度對承載力的影響程度遠大于節(jié)流孔徑。因此對于止推軸承的設計可通過減小氣膜厚度來實現(xiàn)較大的承載力。

表2 止推氣浮軸承模型結(jié)構(gòu)尺寸

圖5 止推軸承承載力隨節(jié)流孔徑和氣膜厚度的變化Fig.5 Changes of bearing capacity of thrust bearing with throttle aperture and average gap of bearings

4 高速氣浮軸承承載與潤滑特性的試驗研究

在氣浮軸承數(shù)值仿真分析的結(jié)果基礎上，建立高速氣浮軸承試驗系統(tǒng)，對氣浮軸承的靜態(tài)和動態(tài)特性進行深入的研究。高速氣浮軸承試驗系統(tǒng)示意圖如圖6所示，包含了氣浮軸承試驗段、氟利昂制冷劑氣瓶、數(shù)據(jù)測量及采集系統(tǒng)、空氣壓縮機、各種輔助調(diào)節(jié)閥門及相關(guān)管路等，該系統(tǒng)能夠完成以空氣或不同制冷工質(zhì)為潤滑工質(zhì)的氣浮軸承特性研究。其中氣浮試驗段采用第2節(jié)所述的包含徑向軸承、止推軸承和混合軸承的氣浮軸承系統(tǒng)方案。

轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動后的軸心的振動波形以及軸心軌跡變化規(guī)律是軸承的動態(tài)性能中較為重要的特性。因此，在對軸承的動態(tài)特性進行試驗時，主要觀察在不同轉(zhuǎn)速下，軸心位置的振動波形以及軸心軌跡。

圖6 高速氣浮軸承試驗系統(tǒng)示意圖Fig.6 Schematic diagram of high speed gas thrust bearings experiment system

圖7 軸心兩方向位置、供氣壓力與轉(zhuǎn)速波形圖(平均轉(zhuǎn)速為23 096 rpm)Fig.7 Wave shapes of axes site, air supply pressure and rotation speed (23 096 rpm average rotation speed)

圖7中由上及下依次為平均轉(zhuǎn)速為23 096 rpm時的轉(zhuǎn)軸垂直方向位置波形圖、轉(zhuǎn)軸水平方向位置波形圖、近渦輪端徑向軸承供氣壓力波形圖、遠渦輪端徑向軸承供氣壓力波形圖以及轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速波形圖。從圖中可以看出，轉(zhuǎn)軸軸心位置的振動幅度呈現(xiàn)出周期性變化；兩方向的軸心位置的波形變化均出現(xiàn)一個同步，而這個周期與供氣壓力的變化周期相同。同時，轉(zhuǎn)速也出現(xiàn)相同周期性的變化。

圖8(a)～(d)是根據(jù)圖7展現(xiàn)的軸心位置的周期性，提取出的一個周期內(nèi)的四個具有特征性的軸心軌跡。圖8(a)和圖8(d)是軸心位置振動幅度最大時的軸心軌跡，此時，軸心軌跡顯示出明顯的周期性，轉(zhuǎn)軸振動是一種周期性狀態(tài)。圖8(b)是轉(zhuǎn)軸振動幅度最小時的軸心軌跡，此時，軸心軌跡沒有特定的規(guī)律，轉(zhuǎn)軸振動處于一種混沌狀態(tài)。而圖8(c)是介于幅值最大處與最小處的過渡段，此時，雖然軸心軌跡也顯示出周期性，屬于周期性狀態(tài)。

圖8 轉(zhuǎn)速23 096 rpm時軸心軌跡Fig.8 Axes path with 23 096 rpm rotation speed

圖9 軸心兩方向位置、供氣壓力與轉(zhuǎn)速波形圖(平均轉(zhuǎn)速為48 529 rpm)Fig.9 Waveshape of axes site, air supply pressure and rotation speed (48 529 rpm average rotation speed)

平均轉(zhuǎn)速為48 529 rpm時轉(zhuǎn)軸垂直方向位置波形圖、轉(zhuǎn)軸水平方向位置波形圖、近渦輪端徑向軸承供氣壓力波形圖、遠渦輪端徑向軸承供氣壓力波形圖以及轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速波形如圖9所示?？梢钥闯鲛D(zhuǎn)速為48 529 rpm時軸心位置的振動波形與供氣壓力的波形變化仍然同步，只是，由于轉(zhuǎn)速升高，軸心位置的振動變得更加復雜，可能處于擬周期狀態(tài)或混沌狀態(tài)，但軸心位置的振動幅值最大也只有3 μm，可以認為轉(zhuǎn)軸在此轉(zhuǎn)速下十分穩(wěn)定。

通過動態(tài)試驗研究發(fā)現(xiàn)，轉(zhuǎn)軸直到轉(zhuǎn)速在48 529 rpm時依然保持穩(wěn)定，在接近40 000 rpm時振動相對較大，此時極有可能處于轉(zhuǎn)軸的臨界轉(zhuǎn)速附近。而對于轉(zhuǎn)速一定時，其軸心軌跡也并不確定，可能會處在周期性狀態(tài)，也可能會處在混沌狀態(tài)，與供氣壓力的變化有關(guān)。

5 結(jié)論

1) 針對月球基地微重力環(huán)境下熱泵壓縮機的承載與潤滑問題提出了采用靜壓和動壓效應混合的氣浮軸承的承載和潤滑方案。

2) 通過數(shù)值仿真分析和試驗獲取了高速氣浮軸承的靜態(tài)和動態(tài)承載特性。證明所提出的采用氣浮軸承的承載與潤滑技術(shù)可實現(xiàn)微重力下以氟利昂工質(zhì)的熱泵壓縮機高速穩(wěn)定運行。