均压槽参数对空间热泵止推气体轴承性能的影响分析

连华奇，李育隆，容诚钧，吴 宏

(北京航空航天大学能源与动力工程学院，北京 100191)

1 引言

随着载人航天、深空探测等航天事业的不断发展，未来航天器的规模日益增大，器载设备的功耗也日益增大，这使得航天器热排散的需求也越来越大。国际空间站的总排热功率已达到110 kW，要求热控分系统辐射器的散热能力达到150 kW[1]。可以预见，为了满足大型航天器舱内的温度控制需求，数百千瓦数量级及以上的高热量的传输与排散是航天器热控制中的一个重要挑战[2]。

航天器的主要散热途径是热辐射方式，采用空间热泵技术提高辐射散热温度是解决大功率的热排散需求的有效途径之一[3]。然而，空间用热泵压缩机为旋转部件，在空间微重力条件下存在润滑问题，会对热泵系统的长期运行可靠性带来影响[4]，也成为热泵技术在航天工程领域应用的瓶颈之一[5]。将氟利昂静压气体轴承作为支承元件，可以统一热泵循环工质与轴承润滑工质，是解决空间热泵润滑与密封问题的有效途径，对提高热泵系统长期运行的可靠性具有重要意义[6-7]。静压气体轴承的承载力来自于外部高压气体经过节流器流入轴承间隙后形成的气膜压力，在微重力环境下受到的影响较小，适合作为热泵压缩机的支承元件[8]。然而，气体的粘性远低于液体，导致气体轴承的承载力低于传统的液体润滑轴承[9]。低承载力在系统工况改变时易导致系统失稳，因此，有必要提高静压气体轴承的承载能力，以确保空间用热泵压缩机的长期稳定运行。

开设均压槽是经济、有效地提高气体轴承承载力的方法，研究表明周向均压槽可以增加30%以上的承载力[10]。众多学者研究了开设均压槽后，气体轴承承载性能的变化规律。Nakamura等[11]建立了开设均压槽的矩形止推轴承的计算模型，发现开设均压槽后止推轴承的刚度提高了40%；Belforte[12]设计了一个带周向均压槽的止推轴承实验台，并建立数学模型仿真轴承的动态承载性能，发现槽深必须小于20 mm，否则容易产生气锤激振现象，即气体轴承在工作时出现的一种伴随着高频啸叫的自激振动现象；Stanev等[13]建立了结合人字形槽与节流孔的轴承模型，发现该复合节流器在轴承高速运行(n=120 000 r/min)时仍具有较好的稳定性；杜建军等[14-16]建立了径向轴承的数值计算模型，发现了径向轴承开设轴向均压槽能更有效提升承载，最高承载力可提升至3.5倍等规律，同时建模分析了止推气体轴承开设周向均压槽时出现气锤激振现象的影响因素，发现小供气压力、小气膜间隙、小内外径比等条件可以降低气锤激振出现概率；陈学东等[17]对开设矩形和椭圆形的均压槽的气体轴承进行建模仿真，研究了气体润滑剂在节流孔与均压槽交界处的流动以及轴承承载性能的影响；李树森等[18]建立了矩形、三角形以及椭圆形三种均压槽计算模型，仿真分析了不同结构参数的三类均压槽对轴承承载性能的影响，发现矩形均压槽是最佳槽型；于普良等[19]设计了一种辐射状的均压槽，不同于传统的径向均压槽，其径向截面呈扇形，新型均压槽在气膜间隙小于7 μm时能够有效提高气体轴承的承载力；赵晓龙等[20-21]改良了均压槽的形式，通过设置会产生形变的金属薄板来设计均压槽形状会相应改变的弹性均压槽，并建模计算了弹性均压槽的动态承载性能，弹性均压槽在有效提升承载的同时也大幅增加了轴承的加工复杂度与难度。

综上所述，开设均压槽能够有效提升轴承的承载性能，然而现有的研究注重于以空气为润滑工质的气体轴承的新型均压槽的开设形式以及对承载性能的影响，缺乏其他润滑工质尤其是以氟利昂气体为润滑工质的研究。因此，本文针对开设周向均压槽的止推气体轴承建立计算模型，重点分析槽深与槽宽的影响，对比研究工质分别为空气与R134a时的轴承承载特性变化规律。

2 数值模型

开设周向均压槽的止推气体轴承如图1所示，润滑气体首先从节流孔流入均压槽中，然后从均压槽中流入轴承与止推盘的间隙中，最后从轴承间隙的两侧流出，形成气膜薄层分隔止推盘与气体轴承。作为研究对象的止推气体轴承选用的是环面孔式节流器以及单排节流孔。

对带均压槽的止推气体轴承的流道进行建模后，采用结构化网格划分模型，如图2左图所示。节流孔处使用O型网格提高网格质量，节流口底端与均压槽交界处以及近壁面处加密，如图2右图所示。通过网格无关解之后得到模型的网格数量为140万。

图2 带均压槽的止推气体轴承网格示意图Fig.2 Calculation model of journal gas bearing

润滑气体在气膜薄层中流动时的雷诺数Re定义公式如式(1)[22]。

(1)

式中：ρ为润滑气体密度，v为润滑气体速度，μ为润滑气体粘性系数，n为转轴转速，ω为转子角速度。若取n=100 000 r/min，按润滑气体为空气，得到Re≈302.38。因此，n=0 r/min下，由于转速n≪100 000 r/min，且润滑气体流速远小于高转速下的气体流速，可知Re≪302.38，因此选用层流的流动模型。同理，工质更换为R134a，在n=0 r/min时，润滑气体的Re数较小，选用层流的流动模型进行仿真。

选用Fluent进行求解，控制方程选用添加能量方程的三维N-S方程，考虑粘性耗散，绝热壁面。当全场残差小于10-5时，认为计算收敛至真值。空气模型采用理想气体模型，氟利昂气体模型采用真实气体模型，在计算中物性参数随温度变化而变化[23]。

3 计算结果分析

3.1 承载特性随均压槽宽的变化规律

图3 不同均压槽宽的止推气体轴承的承载性能(空气)Fig.3 Characteristics of thrust gas bearing with different pressure-equalizing groove width (air)

图3(a)表明，供气压力相同时，随着均压槽宽的增加，止推气体轴承的承载力略有增加，但是增加幅度不明显，在计算范围内，承载力的最大变化幅度约为4%。相对地，增大供气压力对承载力的增加幅度较为明显。当供气压力增大1 atm时，承载力的增长幅度最小也达到13.5%(当p=6 atm时)。图3(b)表明，均压槽宽对质量流量的影响规律也相同。综上所述，以空气为工质时，均压槽宽对止推气体轴承的承载性能基本无影响。

工质更换为R134a后的承载性能如图4所示。从图中可以看出，相同槽宽与供气压力条件下，止推气体轴承的承载力约降低至以空气为工质时的43%～53%，而质量流量是以空气为工质时的1.9～2.7倍，但是均压槽宽变化对两者的最大改变幅度约为5%，因此同样可以认为槽宽对两者基本无影响。

以R134a为工质时，相邻节流孔之间均压槽中线上的压力分布如图5所示。可以看出，随着均压槽宽的增加，相邻节流孔之间的压力增大，但是增大幅度极小。从节流孔流出的高压气体通过均压槽向相邻节流孔流动，而增加均压槽宽会增强高压气体向相邻节流孔的流动趋势。因此，增加均压槽宽会导致节流孔附近的高压区向相邻节流孔扩展。从图中同样可以发现，高压气体向相邻节流孔流动的增强幅度较小，由此可知，高压区向相邻节流孔的扩展幅度并不大。图6展示了以R134a为工质时，经过节流孔圆心的径向压力分布规律，从图中可见，随着均压槽宽的增加，径向压力分布基本无变化。这说明均压槽宽的增加并不会导致节流孔附近的高压区域径向上的扩展。

图5 相邻节流孔间均压槽中线压力分布图Fig.5 Pressure distribution along the middle line of the pressure-equalizing groove between adjacent feed orifices

综上所述，随着均压槽宽的增加，节流孔附近的高压区域仅周向扩展，且扩展幅度不明显，可忽略不计。这也是止推气体轴承的承载力随着均压槽宽的增加变化极小、可忽略不计的原因。

3.2 承载特性随均压槽深的变化规律

图7 不同均压槽深的止推气体轴承的承载性能(空气)Fig.7 Characteristics of thrust gas bearing with different pressure-equalizing groove depth (air)

图8 不同均压槽深的止推气体轴承的承载性能(R134a)Fig.8 Characteristics of thrust gas bearing with different pressure-equalizing groove depth (R134a)

略大于承载力的增大幅度。

图9 节流孔圆心处径向截面流场图Fig.9 Flow field at the radial cross section passing the feed orifice

图10 节流孔圆心处径向截面流场图Fig.10 Flow field at the radial cross section passing the feed orifice

4 结论

1)增加均压槽宽会使轴承的承载力与质量流量略微增长，但是远小于改变供气压力后带来的变化。因此，认为均压槽宽对于轴承的承载性能基本没有影响。

3)增加均压槽深时，均压槽内的低压通道涡区域增大，使气膜层内压力波动增强，导致系统的微振动幅度增大，诱发气锤激振的可能性增大。