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摘要： 以提高油润滑箔片轴承承载力为目的，提出了一种新型带有弹簧弹性支撑结构的多叶箔片轴承；基于卡式定理建立了弹簧支撑箔片结构弹性变形模型，给出了弹性支撑结构与悬臂弯曲梁的整体柔度矩阵；通过有限差分法求解了稳态不可压润滑雷诺方程，获得了给定转速、给定载荷下轴承的静平衡位置；基于扰动法获得了该轴承的动态雷诺方程，并通过数值仿真研究该新型箔片轴承的动力学特性，分析了弹簧支撑结构箔片轴承刚度和阻尼随Sommerfeld系数、载荷的变化规律。搭建了油润滑多叶箔片轴承动态特性的试验台，并开展了相应的实验验证研究。结果表明，随着载荷的增加，主刚度、主阻尼均减小；实验测得的动力特性系数普遍比理论计算值大，趋势相近。关键词： 机械振动； 多叶油润滑箔片轴承； 弹簧支撑； 刚度系数； 阻尼系数
中图分类号： TH113.1； TH133.37文献标识码： A文章编号： 10044523（2013）06080708
引言
随着动力机械向大功率，高能量密度的趋势发展，需要转子工作在更高的转速下。箔片轴承采用柔性表面及弹性支撑结构取代刚性表面，并在支撑结构中引入摩擦、阻尼，使得箔片轴承承载结构会根据转速、载荷的变化做出相应的调整，体现较强的适应性与抗冲击能力。因此箔片轴承具备高转速、高稳定性、抗振动和冲击能力强的特点。箔片轴承通常采用空气作为润滑介质，由于空气的可压缩性，使得空气箔片轴承承载能力较低；油润滑轴承虽然承载能力较大，但是在高速时存在失稳问题；油润滑箔片轴承能够在保证较大承载能力的同时稳定性较好，因此受到研究人员的关注。
2009年，刘占生首次对油润滑的多叶箔片轴承进行实验研究，油润滑可有效地降低对箔片材料和镀层的要求，实验证实了油润滑多叶箔片轴承具有较强稳定性，耐摩擦能力，并具有一定的抗冲击性能[1]。在研究过程中发现，单纯的悬臂多叶箔片结构形式下箔片轴承承载力相对较弱，因此本文提出了弹簧支撑多叶箔片油润滑轴承结构形式。
国内外对油润滑多叶箔片轴承理论研究与实验验证涉及较少，关于气体润滑多叶箔片轴承研究较多。Oh等针对多叶气体箔片轴承结构，考虑箔片弯曲变形、箔片间摩擦等特性后将箔片变形方程与雷诺方程耦合求解，获得了箔片轴承的起飞转速和最小气膜厚度等[2]。Arakere分别在他的博士论文和文献中比较详细地描述了多叶型箔片轴承的几何结构、箔片变形方程及箔片变形与雷诺方程耦合求法，计算并得到多叶箔片轴承的静态、动态特性[3，4]。Reddy等对Arakere的工作做了进一步的延续，将箔片变形与雷诺方程耦合，采用有限元法求解该形式的雷诺方程，迭代求解箔片轴承的静态、动态特性[5]。池长青对箔片顺次自由搭接的多叶箔片轴承的静态特性进行了理论分析[6]。徐华等采用大扰动理论求解了具有一定预紧的箔片轴承，准确得到气膜厚度和箔片变形[7]。耿海鹏等在获得大预紧状态下箔片轴承的最终接触状态后，对多叶箔片轴承进行了完全气弹耦合数值分析[8]。2010年，张金峰对应用于油润滑的多叶箔片轴承进行了理论计算，应用有限差分法求解润滑油、弯曲梁变形耦合作用的雷诺方程，求解其静态、动态特性[9]。
在轴承动态特性试验研究方面， Morton设计了应用于滑动轴承测试实验台，将实验获得的动力系数与理论计算（恒粘）的结果对比，其差值一般在100%，而某些情况下差值高达400%[10]。Diana等应用两个互不相关的谐波激励确定了椭圆轴承的刚度和阻尼系数[11]。通过实验计算得到的动力学参数与理论计算得到的有大概20%的误差。其中阻尼系数计算结果高于理论计算的值。Brockwell和Dmochowski采用同频激励选择振动轨迹方法识别可倾瓦轴承的动力学系数[12]。转子通过两个滚动轴承固定，通过电磁激振器激励被测轴承。测量的刚度、阻尼系数与理论值（考虑支点和自由度）之间的误差大约10%～20%。Flack和Kostrzewsky设计了一个非同频正弦激励的刚性转子实验台[13，14]。激振力作用在轴承上，转子通过两个滚动轴承固定。Adams等应用单频谐波激励测量了动静压混合轴承的刚度、阻尼和惯性系数[15]。应用最小二乘法，通过激振力、响应数据计算轴承的动力学系数。该文献并没用实验结果与理论计算结果的比较，其后文作者比较了理论计算与实验结果，其误差仅有30%，但实验数据的趋势与理论计算不符，部分原因是由于恒粘的轴承模型[16]。
为了提高油润滑箔片轴承载力，本文提出了带有弹簧支撑结构的油润滑多叶箔片轴承，通过数值仿真研究其动态特性。建立相应的油润滑多叶箔片轴承实验台，通过动力系数识别方法计算其刚度和阻尼系数，为高速油润滑箔片轴承设计提供基础。
中图分类号： TH113.1； TH133.37文献标识码： A文章编号： 10044523（2013）06080708
引言
随着动力机械向大功率，高能量密度的趋势发展，需要转子工作在更高的转速下。箔片轴承采用柔性表面及弹性支撑结构取代刚性表面，并在支撑结构中引入摩擦、阻尼，使得箔片轴承承载结构会根据转速、载荷的变化做出相应的调整，体现较强的适应性与抗冲击能力。因此箔片轴承具备高转速、高稳定性、抗振动和冲击能力强的特点。箔片轴承通常采用空气作为润滑介质，由于空气的可压缩性，使得空气箔片轴承承载能力较低；油润滑轴承虽然承载能力较大，但是在高速时存在失稳问题；油润滑箔片轴承能够在保证较大承载能力的同时稳定性较好，因此受到研究人员的关注。
2009年，刘占生首次对油润滑的多叶箔片轴承进行实验研究，油润滑可有效地降低对箔片材料和镀层的要求，实验证实了油润滑多叶箔片轴承具有较强稳定性，耐摩擦能力，并具有一定的抗冲击性能[1]。在研究过程中发现，单纯的悬臂多叶箔片结构形式下箔片轴承承载力相对较弱，因此本文提出了弹簧支撑多叶箔片油润滑轴承结构形式。
国内外对油润滑多叶箔片轴承理论研究与实验验证涉及较少，关于气体润滑多叶箔片轴承研究较多。Oh等针对多叶气体箔片轴承结构，考虑箔片弯曲变形、箔片间摩擦等特性后将箔片变形方程与雷诺方程耦合求解，获得了箔片轴承的起飞转速和最小气膜厚度等[2]。Arakere分别在他的博士论文和文献中比较详细地描述了多叶型箔片轴承的几何结构、箔片变形方程及箔片变形与雷诺方程耦合求法，计算并得到多叶箔片轴承的静态、动态特性[3，4]。Reddy等对Arakere的工作做了进一步的延续，将箔片变形与雷诺方程耦合，采用有限元法求解该形式的雷诺方程，迭代求解箔片轴承的静态、动态特性[5]。池长青对箔片顺次自由搭接的多叶箔片轴承的静态特性进行了理论分析[6]。徐华等采用大扰动理论求解了具有一定预紧的箔片轴承，准确得到气膜厚度和箔片变形[7]。耿海鹏等在获得大预紧状态下箔片轴承的最终接触状态后，对多叶箔片轴承进行了完全气弹耦合数值分析[8]。2010年，张金峰对应用于油润滑的多叶箔片轴承进行了理论计算，应用有限差分法求解润滑油、弯曲梁变形耦合作用的雷诺方程，求解其静态、动态特性[9]。
在轴承动态特性试验研究方面， Morton设计了应用于滑动轴承测试实验台，将实验获得的动力系数与理论计算（恒粘）的结果对比，其差值一般在100%，而某些情况下差值高达400%[10]。Diana等应用两个互不相关的谐波激励确定了椭圆轴承的刚度和阻尼系数[11]。通过实验计算得到的动力学参数与理论计算得到的有大概20%的误差。其中阻尼系数计算结果高于理论计算的值。Brockwell和Dmochowski采用同频激励选择振动轨迹方法识别可倾瓦轴承的动力学系数[12]。转子通过两个滚动轴承固定，通过电磁激振器激励被测轴承。测量的刚度、阻尼系数与理论值（考虑支点和自由度）之间的误差大约10%～20%。Flack和Kostrzewsky设计了一个非同频正弦激励的刚性转子实验台[13，14]。激振力作用在轴承上，转子通过两个滚动轴承固定。Adams等应用单频谐波激励测量了动静压混合轴承的刚度、阻尼和惯性系数[15]。应用最小二乘法，通过激振力、响应数据计算轴承的动力学系数。该文献并没用实验结果与理论计算结果的比较，其后文作者比较了理论计算与实验结果，其误差仅有30%，但实验数据的趋势与理论计算不符，部分原因是由于恒粘的轴承模型[16]。
为了提高油润滑箔片轴承载力，本文提出了带有弹簧支撑结构的油润滑多叶箔片轴承，通过数值仿真研究其动态特性。建立相应的油润滑多叶箔片轴承实验台，通过动力系数识别方法计算其刚度和阻尼系数，为高速油润滑箔片轴承设计提供基础。