小孔节流气体静压轴承气锤振动现象的实验研究

Experimental Study on Pneumatic Hammer ofAerostatie Bearings with Supply HolesKong Zhongke Tao Jizhong Ji Fang Xia Huan(Institute of Mechanical Manufacturing Technology，the Chinese Academyof Engineering Physics，Mianyang Sichuan 621900，China)Abstract：A hypothesis that the pressure fluctuation existed in gas film of the aerostatic bearings was proposed，and wasverified by experiments.The results show that the pressure distribution is extremely uneven，which results in the existenceof redundancy gas in the film，and the flow characteristic in flow area is disturbed.When the system is afected by certaindisturbance，the pressure distribution of film appears the phenomena of fluctuation to form the flow/structure coupling，which causes the pneumatic hammer.The system has a tendency to pneumatic hammer with the increase of supplypressure.The threshold that pneumatic ham mer occurs will reduce when the gas film decreases on a certain range。

Keywords：aerostatic bearings；pressure fluctuation；pneumatic hammer凶节流气体静压止推轴承的节流气腔相当于多余的气容，由于气体的可压缩性很强，当系统内部受到某种干扰，其频率与轴承系统的固有频率相接近时，轴承产生噪声，并伴随剧烈振动，称为 气锤振动现象” 。针对气锤振动现象，国内外学者从不同的角度研究其产生的根源，并提出避免气锤振动的方法。国外学者Powel 首先指出气膜运动 180。相位差是气锤振动产生的主要原因。Talukder等 通过实验方法对气锤振动现象开展了研究，分析获得了气锤振动与气膜厚度、节流孔直径、负载等参数之间的关系，提出稳定设计域的概念。2006年，日本庆应义塾大学 T Aoyama等 研究了气浮支承的微振动，从另-角度阐述了气浮支承结构的振动现象。2009基金项目：科技部重大仪器专项 (J001-11-KJ)。

收稿 日期：2012-12-15作者简介：孔中科 (1987-)，男，硕士研究生，主要研究方向是气体静压支承技术.E-mail：kkxie0624###163.corn。

年，F A1.Bender 总结了用于描述空气静压轴承压力气膜的各种方法，指出谐振扰动可以作为典型的扰动形式用于研究静压轴承的动态特性。国内的郭良斌等” 研究了凶节流静压气体球轴承的承载质量 -气膜系统的振动特性，结果表明：承载质量-气膜系统是-个强非线性的振动系统，从能量传输的角度认为气膜非定常力的负阻尼特性对振动系统作正功，使系统能量积聚，形成气锤自激振动。杜建军等 研究了圆周方向带均压槽的圆盘止推气体静压轴承，获得了气锤自激振动的稳定性判别方程，研究了供气压力、气膜间隙、节流孑L直径等参数与气锤自激的关系。然而气体静压轴承气锤振动产生的机制尚未阐述清楚，未有-个统-合理的理论模型来解释气锤振动现象，实际中产生的诸多问题无法解决，因此无法满足现阶段气浮支承结构设计的需要。

本文作者从现存的问题和工程实际经验出发，基于气膜间隙内部存在压力波动，当压力波动频率接近2013年第7期 孔中科等：凶节流气体静压轴承气锤振动现象的实验研究 67系统固有频率，产生系统振动，导致气锤振动现象的发生这-假设，从实验的角度验证了此假设，进-步研究了气锤振动与气体轴承参数之间的关系。

1 实验部分1.1 实验装置气体静压止推轴承气锤振动测试实验平台，旨在验证气膜压力波动这-假设，获得止推轴承工艺参数和结构参数与气锤振动发生条件的规律性认识，为进- 步提高气锤振动产生的门槛阈值或者避免气锤振动发生的方法奠定基矗1.止推面 2.偏心位置加速度传感器 3.中心位置传感器4.位移传感器 5.节流器 6.压力传感器图l 气锤振动测试实验平台结构示意图Fig 1 The experimental platform to test pneumatic hammer实验测试系统如图1所示，其中包括：气体静压止推轴承止推工作面、节流器、气膜间隙调整垫块、振动传感器 (频率响应20 kHz，灵敏度 100 mv/g)、压力传感器 (频率响应20 kHz，精度0.1%)、电感位移传感器 (分辨率0.01 m，精度0.02 tzm)、砝码、测试系统等。稳压气柜提供压力可调的洁净高压气体，气体经过节流器节流孑L进入气膜间隙浮起上、下节流器；位移传感器测试初始上、下气膜间隙的大小，压力传感器检测获得初始止推面不同位置的压力值；添加负载砝码，微弱调整节流器，直到产生强烈的振动现象，即气锤振动现象，采集系统检测气膜内部压力变化与系统振动量，位移传感器记录开始振动时的上、下气膜间隙，获得特定气膜间隙和负载量下系统振动的特征量和此时的系统供气压力。数据分析后，获取系统气锤振动的发生阈值和特征表征参数。

1.2 买验 方法实验时，通过探究气锤振动发生的初始状态，获得气锤振动时的气源供气压力、上、下止推面的气膜间隙、压力传感器检测气膜内部压力信号以及振动传感器检测系统振动的加速度信号；通过调整负载质量，研究气膜间隙偏心率 (负载)与气锤振动的关系；通过调整气源供气压力，分析不同供气压力时系统产生气锤振动的条件；通过调整初始气膜间隙，分析不同初始气膜间隙时，系统产生气锤振动的条件；通过不同节流孔布局的节流器的实验，检测未发生振动时气膜内部的压力分布，分析节流孔不同布局时气膜内部高压区域的差异，以及不同节流孔布局的节流器引发气锤振动现象的条件。

0.1 MPa，空气动力黏度 r/1.84×10-Pa·s。气体常数R288 J/(kg·K)。供气压力为评判气锤振动产生的条件阈值，以具体节流器类型发生气锤振动现象所需的气源压力为初始供气压力。

凶节流器结构参数：轴承止推面直径为 100mm，节流孔直径为 0.15 mm，无均压腔≮流器节流孔数和节流孔布局 (如图2所示)均是需要研究气锤振动发生条件和规律的重要参数，尺寸待定≮流器自身质量为l0.4 kg。

(a)双排 12孔节流器 (b)单排12孔节流器图2 实验节流器结构示意图Fig 2 The experimental orifce compensated of structure2 实验结果与分析2.1 双排 12节流孔 空气静压止推轴承 的气锤振动实验以每排均布6个节流孔的双排节流孔的节流器进行气锤振动实验研究，节流孔分别均匀布置于4，50 ITlm和4，30 mil的圆周上，其结构如图2(a)所示。实验的双边初始气膜间隙为35 m，气源供气压力为0.5 MPa。在负载载荷0～600 N下分别研究了系润滑与密封 第 38卷统低频振动和高频气锤振动的系统振动和气膜内部压力的变化。

图3示出了载荷为250 N时的系统低频振动信号测试结果∩以发现：气膜间隙内部的压力呈现强烈的周期性变化规律 ，出现明显的波动 ，且偏心位置加速度传感器振动幅值大于中心位置加速度传感器振动幅值；FFT频谱分析表明，压力波动信号的频率与振动信号的频率相-致，并且与系统-阶、二阶振动频率相吻合，即气膜间隙内部压力产生波动，频率与系统低阶振动频率相同，诱发系统振动，而且系统偏心振动大于中心振动，说明系统低频-阶、二阶振动为偏摆或者俯仰。

中心位置加速～ /度测试结果偏心位置加速/度测试结果压力传感器/检测结果 ，删 W州 V 删 - 500mv - ∞0mv - dmv镕； 8 I 8 s蠢 l 戳 图3 250 N负载系统低频振动信号Fig 3 Low equency vibrant signal of system with load of 250 N改变供气压力和负载，实验研究不同供气气压下的系统低频振动，获得不同供气压力和负载与系统振动特征量 (频率和幅值百分比)的变化关系，如图4，5所示。供气压力的变化对系统振动频率的影响不大，而随着负载的增加，系统频率逐渐降低。随着供气压力增大，系统发生低频振动所承受的负载能力增加；供气压力为0.4 MPa且承受450 N负载时，系统仍然会产生振动；供气压力为 0.5 MPa且承受550 N负载，以及供气压力为0.6 MPa且承受600 N负载时，均可产生振动，超出上述负载，系统振动消失。压力波动幅值随供气压力的提高变化趋势也不明显，基本维持在 15% -35%之间，且气压较低时，压力波动幅值稍高，而最大承受载荷所对应的压力波动幅值均呈现下降趋势。

454035302520151O5O200 400负载piN图4 不同气压系统低频振动频率与负载关系曲线Fig 4 Relationship between low vibrantequeneyand load under diferent pressure导泄馨需鲻0 tOO 7，00 300 400 500 600 700负载p/N图5 不同气压的压力波动幅值百分比与负载关系曲线Fig 5 Relationship between pressure fluctuation amplitudeand load with diferent pressure以上研究表明，不同供气压力和负载时，系统振动特征量和气膜压力均呈现较-致的变化趋势。出现此种现象，主要由于安装压力传感器前端产生了凹陷，使得气体经节流孔进入气膜内部，气体在凹陷区域堆积，产生了冗余气体。当系统受到某种扰动时，使这部分冗余气体自身发生振动，导致气膜压力波动，此波动频率与系统低频频率相-致，诱使系统发生振动，而气体本身的振动却与供气压力无关，从而产生了不同供气压力的系统振动频率相-致的结果。

调整节流器与止推面的位置关系，给予微小的扰动，系统发出低鸣的嗡嗡声，随着系统能量的积累，系统振动声音强度增加，产生气锤振动现象。调整测试系统，记录气锤振动时的信号，负载250 N的测试结果如图6所示∩以看出：系统发生气锤振动的振动强度比较剧烈，出现明显的振动波动，特别是系统承受中等载荷，气锤振动的加速度信号更加明显。比较中心位置加速度信号和偏心位置加速度信号，两者2013年第7期 孔中科等：凶节流气体静压轴承气锤振动现象的实验研究 69的振动幅值基本相近，频谱分析两者的振动频率-致，说明此时气锤振动为系统竖直方向的振动，为系统的固有振动。

j 中心位置加速- - --- ～ 。 - - ～ - - - - - . . - - - - 度测试结果f/髂n 镶- n JN-v - - N。·。ml 脯5e .Ok /l qlP l-6Oemv图6 负载250 N系统气锤振动测试信号Fig 6 Testing signal of pneumatic hammer with load of 250 N将气锤振动的测试信号进行频谱分析，获取气锤振动的振动频率，并与系统固有频率进行对比，其结果如图7所示。随着负载的增加，系统的固有频率和振动频率曲线均呈现下降的趋势，且两者的大熊接近，验证了气锤振动为系统的共振现象，以及由系统低频振动压力波动进-步推断获得高频气膜压力波动，诱使系统发生共振，产生气锤振动现象。

0 50 100 150 200 250 300负载p/N图7 气压为Q 5 MPa时系统固有频率和振动频率与负载之间的关系Fig 7 Relationship between inherent and vibrant frequencyand load with pressure of 0.5 MPa实验检测了不同供气压力和负载时，系统发生气锤啸叫振动的特征信号，经过数据处理，获取频率特征量，如图8所示。供气压力为0.4 MPa时，改变负载量，系统均未产生气锤啸叫，即供气压力为0.4MPa时，系统不会发生气锤振动现象；供气压力为0.5和0.6 MPa时，系统均发生了气锤振动现象。

0.5 MPa供气压力时，负载位于50～500 N之间，有气锤啸叫，系统产生 气锤失稳”现象 ；0.6 MPa供气压力时，负载位于 100～550 N之间，产生气锤啸叫，导致系统失稳。由此可知：供气压力的高低是气锤振动发生的先决条件，气压越高，发生气锤振动的概率越大。但气源气压达到气浮支承系统发生 气锤失稳”现象时，气浮支承所承受的负载又是影响气锤振动产生的条件之-，负载过序者过大，系统均不容易发生气锤振动现象。

300250H 200l50l005000 100 200 300 400 500 600负载piN图8 不同气压的系统气锤振动信号频率与负载关系曲线Fig 8 Relationship between pneumatic hammer signalSfrequency and load under different pressure保持其他条件均相同，调整双面气膜间隙之和分别为35，25，15 m，检测获得气体轴承发生气锤振动的阈值与系统振动特征量的变化规律，结果如图9所示∩知：气膜间隙为35 m时，系统产生气锤振动负载范围为50～400 N；气膜间隙为25 m，系统发生气锤现象的负载范围为90～250 N；而当气膜间隙为15 m时，外界施加任何扰动量时，系统均未产生气锤振动现象。因此 ，随着气膜间隙的减小 ，气体轴承发生气锤振动的概率越来越小，需要的阈值条件也逐渐增大，或者是-定情况下，系统均不会产生气锤振动现象。即节流孔径与气膜间隙匹配时，气膜间隙越小，系统越不会发生气锤现象。

2.2 单排12节流孔空气静压止推轴承的气锤振动实验 测试将节流器换成单排 12个节流孔的结构 (如图2(b)所示)，经过反复地加载，甚至给予外界扰动，。 。 。 。 。 。 。 L N 罨 斛70 润滑与密封 第 38卷其始终不会产生高频的气锤振动现象。

300250H 200150l005000 100 200 300 400 500负载p/N图9 不同气膜间隙的气锤振动系统频率随负载变化曲线Fig 9 Relationship between pneumatic hammer signalSfrequency and load under diferent film clearance为分析单排孔不发生气锤振动的原因，实验研究了节流孔数量相等，供气压力为0.7 MPa时，系统静态时止推面的压力分布情况，结果如表 1所示∩知，单排孔止推面中心气膜压力为0.2 MPa，双l：fL止推面 中心 0.26 MPa，且 四孔之间的压力高达0.34 MPa。显然，双排孔内部形成了很高的压力气室，即高压腔。局部高压腔的存在，极易导致气膜内部压力分布的不均匀 ，更因系统载荷偏置的影响，也可使气膜间隙内部压力分布不均匀，同时引起气膜间隙分布不均匀，在某种扰动下，气膜内部压力产生波动，其频率接近系统固有频率时，诱导气锤振动现象的发生。

表 1 0.7 MPa供气压力时不同节流孔布局的止推面气膜压力分布Table 1 Pressure distribution in thrust face with diferentposition orifice under pressure of 0.7 MPa3 结论(1)气浮支承系统气膜间隙内部压力存在波动，当系统受到某种内部或者外部扰动时，气膜压力波动幅值增加，波动频率接近系统固有频率，产生系统共振，诱使气浮支承系统发生气锤振动现象。

(2)供气压力的提高，使得系统产生气锤振动现象的阈值降低；气膜间隙减小，气锤振动发生的概率降低，使得气浮支承系统在较小气膜间隙下能够保持较高供气压力而稳定工作，获取优良的静态性能。

(3)气膜间隙内部高压气腔的存在，使得内部产生冗余气体，流场的流动特性受到干扰。当系统受到某种扰动时，气膜间隙内部流潮剧紊乱，引起局部湍流效应，产生拟序结构的流动，形成流固耦合，导致系统发生共振，诱使气锤振动现象的产生。