0 引言

我國在可壓縮氣體潤滑與彈性箔片軸承技術研究方面相對較晚

，且前期未得到重視，導致發(fā)展較為緩慢

。隨著彈性箔片軸承在小型渦輪機械上發(fā)揮出巨大優(yōu)勢，并在航天航空及民用領域的應用價值日益顯著

，彈性箔片軸承逐漸成為我國多所高校及研究機構的研究重點。尤其是對軸承低載荷高穩(wěn)定性的要求日益增加，對適用于輕載高速機械設備上的多箔片氣體動壓徑向軸承的研究成為一項重要的課題。

本次調查的主要目標是了解當前非英語專業(yè)大學生自主學習英語的積極性與目的，以及英語學習的效率和在自主粗惡習過程中存在的問題與不足。因此本次調查主要圍繞以下幾個問題展開：

由于軸承間隙內的氣膜厚度在微米級

，利用現(xiàn)有的CFD流體仿真軟件，無法完全準確的反映出動壓氣膜的特性，本文將基于多箔片氣體動壓徑向軸承靜特性的分析理論

，編制多箔片氣體動壓徑向軸承靜特性求解程序，計算分析動壓軸承的靜特性，主要從軸徑轉速方面對動壓軸承的氣膜壓力、箔片變形、承載力和姿態(tài)角的影響展開研究，探討多箔片氣體動壓徑向軸承靜特性變化規(guī)律。

1 氣體動壓箔片軸承數(shù)學模型

將廣義牛頓粘性定律代入動量傳遞方程，并將各個應力分量

消掉可以得到

-

方程，即

-

方程矢量表達式為：

(1-1)

本文所研究的氣體動壓箔片軸承的特性可以認為是窄間隙潤滑的問題，因為動壓氣膜的厚度遠遠小于其它方向上的尺寸，并且數(shù)量級的差異在10

，為

-

方程的簡化提供了可能性，簡化主要是通過舍去高階小量以及對窄間隙潤滑問題的假設

。

(1)在程序開始階段輸入計算的初始參數(shù)，包括軸承的基本尺寸參數(shù)、波箔的結構參數(shù)、氣體介質參數(shù)、旋轉角速度和偏心率等。

(1-2)

由上式可得：

采用Newton-Raphson方法：

(1-3)

可以看出，很多學者在降低并聯(lián)機構整機位姿誤差方面進行了大量研究，但針對定位器類并聯(lián)機構位姿誤差與結構誤差的相關研究較少。已有的關于定位器類并聯(lián)調姿托架的研究存在以下不足：①未將全部約束方程納入誤差模型，導致所建誤差模型無法識別單個主驅動的定位器主動移動副角度誤差，對本并聯(lián)調姿托架而言，如果采用已有方式建模，將不能使用誤差模型辨識大部分主動移動副角度誤差；②文獻[2]采用方式組成結構誤差項系數(shù)矩陣辨識結構誤差，該方陣為奇異矩陣，采用正則化方法消除矩陣奇異性會導致誤差項系數(shù)發(fā)生變化，降低結構誤差辨識精度。

(1-4)

圖8給出了微通道分支數(shù)n=3，質量流率=3g/s，熱流密度分別為25、35、45、55W/cm2時熱沉熱應力云圖。

(1-5)

(1-6)

將差分后的式子代入到(2-3)中，可以得到：

,

-1,

+

,

+1,

+

,

,

+

,

,-1

+

,

,+1

=-

,

(1-7

對Reynolds方程的求解轉換成了對系數(shù)矩陣的求解，即迭代求解，迭代收斂條件為：

(1-8)

圖2是偏心率ε=0.4軸承轉速分別在ω=45000rpm、ω=65000rpm、ω=85000 rpm情況下，箔片數(shù)n=5的多箔片氣體動壓徑向軸承的氣膜壓力分布圖從圖中可以看到隨著軸頸轉速從45000rpm增加到85000rpm的過程中，無量綱氣膜壓力也在升高，最小氣膜厚度也會逐漸變小。

2 靜特性計算流程

本文選用的計算平臺為Matlab，具有強大的數(shù)學計算能力。在對多箔片氣體動壓徑向軸承靜特性進行求解時采用該平臺，可以得到較為準確的結果。靜特性的計算流程如圖1所示，

(2)在迭代程序中，對每個箔片劃分好網(wǎng)格，并設置好邊界條件(包括對稱邊界條件和大氣邊界條件)，先計算出軸向平均氣膜壓力，以及對初始氣膜厚度進行循環(huán)求解，最后耦合求解氣膜壓力和氣膜厚度矩陣方程。進而根據(jù)變形系數(shù)法計算出每個箔片的變形量。

(3)最后輸出迭代完成的氣膜厚度和氣膜壓力以及箔片變形量，根據(jù)程序中的公式積分求出靜特性參數(shù)，包括姿態(tài)角、載荷、氣膜厚度和壓力分布等。

分析氣體軸承的靜態(tài)特性，需要確定好箔片軸承的基礎參數(shù)，表1是多箔片氣體動壓徑向氣體軸承運行參數(shù)。

12月17日，兵團聚焦聚力總目標持續(xù)深化“訪惠聚”駐連（村）工作會議在三師圖木舒克市召開。自治區(qū)政協(xié)副主席、兵團黨委副書記孔星隆出席會議并講話。兵團工會駐三連“訪惠聚”工作隊在會上作了交流發(fā)言。□

在編譯好的Matlab靜特性程序軟件中輸入上述參數(shù)，進入求解模塊得出結果，最后對結果進行整理和分析。通過改變箔片數(shù)目、軸承運行條件、波箔結構分析多箔片氣體動壓徑向軸承靜特性變化規(guī)律，從而更加了解這種形式的氣體動壓軸承的內在特性。

3 軸頸轉速對靜特性的影響

3.1 氣膜壓力和箔片變形

對網(wǎng)格節(jié)點間的壓力差進行求解，與之前的壓力值疊加起來，更新網(wǎng)格節(jié)點上的壓力分布，再進行迭代求解，直到滿足迭代收斂精度，輸出積分壓力值。

以上種種，所謂“字如其人”，其實說的就是一個人的筆跡與其個性和心理狀態(tài)的關系問題。在筆跡面前，不管你隱藏得有多么高深莫測，只要有你正常書寫的一頁筆跡，你就沒有神秘感可言。甚至可以說，筆跡會讓你一絲不掛。

圖3表示的是軸頸轉速在ω=45000 rpm、ω=65000rpm、ω=85000rpm情況下箔片變形量的分布，從圖中可以分析出轉子轉速越大，多箔片氣體動壓徑向軸承的變形量越大，這是由于轉速的增加，使得氣體動壓效果增強，在氣膜力的擠壓下隨之而來的箔片變形量也會增加，并且從圖中可以看到氣膜壓力和箔片變形趨勢是相一致的，這是符合實際情況的。

3.2 承載力和姿態(tài)角

圖4是多箔片氣體動壓徑向軸承的承載力隨轉速ω的變化曲線，承載力是衡量氣體動壓軸承好壞最主要的表征，分析圖可知在相同的偏心率下，隨著軸頸轉速越大，軸承的承載力也會提高，這是因為在動壓效應的作用下，高轉速會產生較高的氣膜壓力，而承載力受氣膜壓力影響較大，所以對于多箔片氣體動壓徑向軸承來說，轉速越高承載力也會越高，當ε=0.8時，承載力從24N增加到了59N，增幅達到145%。但從圖中可以看到，在低轉速時承載力增長速率較快，后來趨于平緩，說明隨著轉速的提高，軸承間隙內的氣體流動損失在增加，在一定程度上制約著承載力的提高。

2.2 測定方法 用卷尺測定樹高、冠幅、干高，用角度尺測量枝條開張角度；處理組和對照組骨干枝上選取飽滿度一致的側芽134個，調查萌發(fā)率、抽生新梢類型；處理組和對照組各選取134條中短枝，調查頂花芽數(shù)量；全樹采果測定產量。

圖5表示的是多箔片氣體動壓徑向軸承的姿態(tài)角隨軸頸轉速的變化曲線，較小的姿態(tài)角是多箔片氣體動壓徑向軸承中的理想特征，因為它表示平行于載荷方向的軸頸位移和不穩(wěn)定的交叉耦合效應較小，是代表氣體軸承—轉子系統(tǒng)運行穩(wěn)定性的表征，并且多箔片氣體動壓徑向軸承的最小氣膜厚度的位置由姿態(tài)角確定。從圖中可以分析出轉子轉速越大，多箔片氣體動壓徑向軸承的姿態(tài)角越小，即轉子運行的越穩(wěn)定，這是由于轉速的增加，使得氣體動壓效果增強，在相同偏心率下，在周向方向產生壓差更大。這也說明了多箔片氣體動壓徑向軸承在高速時具有較強的抗干擾能力，使整個轉子—軸承系統(tǒng)運行的更穩(wěn)定。但是當偏心率ε=0.7時，這時隨著轉速的升高，多箔片氣體動壓軸承的姿態(tài)角變化趨勢趨于平緩，當ε=0.8時，隨著轉速的升高，姿態(tài)角反而是升高的，說明此時在高轉速下軸承—轉子系統(tǒng)運行趨向不穩(wěn)定。

4 結論

本文根據(jù)假設條件，從Navier-stokes方程推導出廣義Reynolds方程，在等溫條件下，采用中心差分法、Reynolds迭代法對壓力控制下的Reynolds方程進行無量綱化和離散，給出箔片變形下的氣膜厚度方程，對兩方程進行耦合求解；利用Matlab平臺編譯多箔片氣體動壓徑向軸承靜特性軟件，計算得到多箔片氣體動壓徑向軸承的靜特性結果。發(fā)現(xiàn)在轉速 ω=15000rpm-ω=105000rpm過程中，軸承的氣膜壓力和箔片變形都會有明顯的變化；軸承的承載力在低轉速時增加幅度較大承載力最高提升了3倍；在高轉速下軸承具有較小的姿態(tài)角，即軸承運行穩(wěn)定性較強。

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