某滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)次同步失穩(wěn)機(jī)理分析及試驗(yàn)研究

黃金平，杜大華，王偉

（1.西安航天動(dòng)力研究所,陜西西安710100；2.液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)國(guó)防科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，陜西西安710100）

某滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)次同步失穩(wěn)機(jī)理分析及試驗(yàn)研究

黃金平1,2，杜大華1，王偉1

（1.西安航天動(dòng)力研究所,陜西西安710100；2.液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)國(guó)防科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，陜西西安710100）

通過(guò)簡(jiǎn)化的軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型，分析了次同步失穩(wěn)機(jī)理，給出了次同步失穩(wěn)解決方案。在試驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行了5葉可傾瓦滑動(dòng)軸承支承的柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)，當(dāng)工作轉(zhuǎn)速處于2和3階臨界轉(zhuǎn)速之間時(shí)，觀察到了明顯的次同步失穩(wěn)現(xiàn)象，獲得了失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速，分析得出軸承中環(huán)形流體周向平均速度系數(shù)。通過(guò)修改轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，提高低階橫向彎曲臨界轉(zhuǎn)速，有效消除了次同步失穩(wěn)，實(shí)現(xiàn)了試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的超高速穩(wěn)定運(yùn)行。

滑動(dòng)軸承；轉(zhuǎn)子系統(tǒng)；次同步;穩(wěn)定性

0 引言

滑動(dòng)軸承具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、承載能力強(qiáng)、噪聲小、壽命長(zhǎng)等諸多優(yōu)點(diǎn)[1－2]，廣泛應(yīng)用于航空、航天、石化、電力等各類(lèi)旋轉(zhuǎn)機(jī)械中。油膜失穩(wěn)是滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)最常見(jiàn)的故障之一。由于轉(zhuǎn)子失穩(wěn)具有突發(fā)性，且失穩(wěn)后振動(dòng)量級(jí)在短時(shí)間內(nèi)會(huì)急劇增大，可能對(duì)軸系及支承系統(tǒng)造成極大的破壞，因此在升高速和超速運(yùn)行過(guò)程中，除進(jìn)行軸系振動(dòng)、軸承工作狀態(tài)及軸承受力監(jiān)測(cè)和分析外，還必須進(jìn)行專(zhuān)門(mén)的穩(wěn)定性分析。隨著旋轉(zhuǎn)機(jī)械技術(shù)指標(biāo)要求的不斷提高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、大長(zhǎng)細(xì)比已成為高速軸系結(jié)構(gòu)發(fā)展的趨勢(shì)，這種發(fā)展趨勢(shì)必然造成轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速降低、軸系不穩(wěn)定區(qū)擴(kuò)大，因而更容易發(fā)生油膜失穩(wěn)[3－4]。本文在理論分析的基礎(chǔ)上，結(jié)合試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的升高速運(yùn)行過(guò)程，對(duì)滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性進(jìn)行了研究。

1 滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)次同步失穩(wěn)機(jī)理

考慮如圖1所示的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)：一無(wú)質(zhì)量的彈性軸段左端支承于剛度無(wú)限大的軸承上，右端有集中質(zhì)量，該集中質(zhì)量處安裝有滑動(dòng)軸承?；瑒?dòng)軸承油膜在集中質(zhì)量M質(zhì)心處產(chǎn)生的徑向等效剛度為K。軸頸和軸承殼體間充滿(mǎn)粘性潤(rùn)滑油，軸頸的高速運(yùn)轉(zhuǎn)會(huì)帶動(dòng)潤(rùn)滑油沿周向運(yùn)動(dòng)，其運(yùn)動(dòng)過(guò)程及機(jī)理十分復(fù)雜，為了說(shuō)明問(wèn)題的方便，對(duì)潤(rùn)滑油的運(yùn)動(dòng)過(guò)程進(jìn)行簡(jiǎn)化。假定潤(rùn)滑油周向運(yùn)動(dòng)平均速度vˉ與軸頸轉(zhuǎn)速Ω滿(mǎn)足式(1)的關(guān)系[5]：

流體周向平均速度系數(shù)λ∈(0,0.5)為一常數(shù)，其值與軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及運(yùn)行工況密切相關(guān)，r為集中質(zhì)量M質(zhì)心處徑向振動(dòng)位移矢量。

滑動(dòng)軸承對(duì)該轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的徑向力FB和切向力FT可表示為[5]：

式中：KB為軸承徑向支承剛度；C為滑動(dòng)軸承的阻尼系數(shù)；復(fù)數(shù)符號(hào)j表示切向力FT與轉(zhuǎn)子徑向振動(dòng)位移矢量r正交；jCλΩ為軸承的切向剛度。

彈性軸段產(chǎn)生的徑向力FS可表示為：

式 (15)給出了滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速與其低階臨界轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系。

轉(zhuǎn)子失穩(wěn)大多發(fā)生在升速或超速運(yùn)行過(guò)程中。當(dāng)滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)升速到一定轉(zhuǎn)速Ω時(shí)，由于滑動(dòng)軸承油膜而產(chǎn)生的渦動(dòng)頻率 (轉(zhuǎn)速)為λΩ，隨著轉(zhuǎn)速升高，渦動(dòng)頻率 (轉(zhuǎn)速)隨之升高，當(dāng)渦動(dòng)頻率 (轉(zhuǎn)速)升高至低階臨界轉(zhuǎn)速ωn時(shí)，產(chǎn)生共振，轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值會(huì)劇烈增大，當(dāng)外阻尼較小時(shí)，系統(tǒng)可能發(fā)生次同步失穩(wěn)。次同步失穩(wěn)發(fā)生后，轉(zhuǎn)子振動(dòng)將被“鎖頻”，始終保持等于轉(zhuǎn)子的低階固有頻率ωn，不再隨轉(zhuǎn)速的升高而變化。

ωn一般為轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速 (固有頻率)，實(shí)際中由于系統(tǒng)非線(xiàn)性的影響，發(fā)生次同步失穩(wěn)后，轉(zhuǎn)子振動(dòng)頻譜中除可明顯觀察到一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的突頻外，某些情況下，二階甚至三階彎曲臨界轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的突頻也有所反映。

2 滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)次同步失穩(wěn)解決方案

在使用滑動(dòng)軸承的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中，為了保證轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性，必須提高轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速Ωth至最高工作轉(zhuǎn)速以上。由式 (14)和(15)，可采取兩種方法來(lái)提高失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速：

1)提高轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的橫向彎曲剛度 (提高轉(zhuǎn)子的彎曲臨界轉(zhuǎn)速)

提高轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的橫向彎曲剛度一般通過(guò)改變轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)尺寸 (增大徑向尺寸、減小軸向尺寸等方法)來(lái)實(shí)現(xiàn)。

2)減小軸承內(nèi)環(huán)形流體的周向流速 (減小系數(shù))

減小軸承內(nèi)環(huán)形流體的周向流速一般需采用不同的軸承或密封結(jié)構(gòu)，需對(duì)軸承或密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行重新設(shè)計(jì)修改。不同結(jié)構(gòu)形式的軸承對(duì)應(yīng)的系數(shù)λ列于表1中，僅從穩(wěn)定性角度看，流體靜壓軸承最好、橢圓瓦和可傾瓦軸承次之，平面圓柱軸承的穩(wěn)定性最差。系數(shù)λ與軸承結(jié)構(gòu)形式、轉(zhuǎn)靜件表面的粗糙度、油液粘度、油液溫度、軸承預(yù)載等多種因素有關(guān)，其精確值一般需通過(guò)試驗(yàn)獲得。

表1 不同結(jié)構(gòu)形式的軸承對(duì)應(yīng)的λ系數(shù)Tab.1 λ coefficients corresponding to different bearing configurations

在保持軸承結(jié)構(gòu)不變的情況下，采取反旋流措施也可減小流體的周向流速，即在軸承或密封環(huán)形流體中導(dǎo)入一股與原始流體旋轉(zhuǎn)方向相反的流體以抵消腔內(nèi)的流動(dòng)形態(tài)。反旋流方法對(duì)改善軸系穩(wěn)定性有一定效果，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、設(shè)計(jì)制造難度大[6]，實(shí)際應(yīng)用并不多見(jiàn)。

3 滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)次同步失穩(wěn)試驗(yàn)

3.1 次同步失穩(wěn)現(xiàn)象

圖2所示試驗(yàn)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，其通過(guò)鈦合金空心聯(lián)軸器與齒輪箱高速輸出端剛性連接，支承采用5個(gè)葉的可傾瓦滑動(dòng)軸承。該轉(zhuǎn)子前三階臨界轉(zhuǎn)速分別為5 242 rpm，18 350 rpm和3 7873 rpm，對(duì)應(yīng)的振型均為橫向彎曲振型，若轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在30 000 rpm附近運(yùn)行，屬于典型柔性轉(zhuǎn)子 (超臨界轉(zhuǎn)子)系統(tǒng)，運(yùn)行過(guò)程中存在很大的失穩(wěn)風(fēng)險(xiǎn)。

某次升速過(guò)程中測(cè)量面S1和S2處徑向振動(dòng)位移的全頻段及1X量級(jí)曲線(xiàn)如圖3所示。該試驗(yàn)轉(zhuǎn)子可順利越過(guò)二階臨界轉(zhuǎn)速至21 000 rpm，21 000 rpm后全頻段振動(dòng)位移幅值在小范圍內(nèi)出現(xiàn)波動(dòng)，轉(zhuǎn)速29 500 rpm時(shí)振動(dòng)量級(jí)逐漸增大，接近30 000 rpm時(shí)振動(dòng)量級(jí)急劇增大，實(shí)施了緊急停機(jī)。1X幅值在29 000 rpm以后變化并不明顯，說(shuō)明量級(jí)突然增大與不平衡關(guān)系不大。升速過(guò)程中轉(zhuǎn)速1X分量幅值平穩(wěn)，且量級(jí)較小，29 500 rpm時(shí)出現(xiàn)了87.5 Hz的突頻，該突頻對(duì)應(yīng)的峰值接近40 μm，遠(yuǎn)大于轉(zhuǎn)速1X幅值，如圖4所示。轉(zhuǎn)速30 000 rpm時(shí)，主要突頻頻率仍為87.5 Hz，對(duì)應(yīng)的幅值已達(dá)470 μm，此時(shí)1X幅值基本被淹沒(méi)。振動(dòng)突頻87.5 Hz與實(shí)測(cè)的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)一階臨界轉(zhuǎn)速頻率87.37 Hz(5 242 rpm)基本吻合，從振動(dòng)特點(diǎn)上可確定轉(zhuǎn)子系統(tǒng)發(fā)生了次同步振動(dòng)失穩(wěn)，且失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速Ωth1=30 000 rpm。

由式 (15)可得該軸承中環(huán)形流體周向平均速度系數(shù)：

3.2 次同步失穩(wěn)治理措施

與試驗(yàn)轉(zhuǎn)子相比，可傾瓦滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且影響軸承工作特性的參數(shù)較多，重新設(shè)計(jì)修改難度較大，因此采取改變轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)、提高臨界轉(zhuǎn)速的方法消除失穩(wěn) (提高失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速至最高工作轉(zhuǎn)速以上)。

在現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試和理論分析的基礎(chǔ)上重新設(shè)計(jì)了一新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子，新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子安裝現(xiàn)場(chǎng)示意圖如圖5所示。與原試驗(yàn)轉(zhuǎn)子相比，新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子只對(duì)軸正中位置600 mm長(zhǎng)的軸段外徑進(jìn)行了增大，由原來(lái)的通徑36 mm修改為兩段長(zhǎng)度275 mm的100 mm軸段和一段長(zhǎng)度50 mm的150 mm軸段。軸段其它部分外徑、轉(zhuǎn)子總長(zhǎng)度及軸承均未做改動(dòng)。結(jié)構(gòu)修改后，轉(zhuǎn)子的一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速由5 242 rpm提高到13 000 rpm。圖6～圖8給出了新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)測(cè)試結(jié)果曲線(xiàn)，雖然在3 900 rpm(65 Hz)附近出現(xiàn)了“圓柱形”剛性臨界轉(zhuǎn)速，同樣出現(xiàn)了次同步振動(dòng)現(xiàn)象，次同步振動(dòng)的頻率正好等于一階“圓柱形”臨界轉(zhuǎn)速，但由于軸承對(duì)轉(zhuǎn)子剛性模態(tài)的阻尼較大，限制了次同步振動(dòng)幅值的進(jìn)一步增大，避免了次同步振動(dòng)導(dǎo)致的轉(zhuǎn)子失穩(wěn)。

可以看出，新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子與原試驗(yàn)轉(zhuǎn)子振動(dòng)有本質(zhì)的區(qū)別：新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子振動(dòng)突頻主要表現(xiàn)為同步分量 (1X)，該同步振動(dòng)不會(huì)在轉(zhuǎn)子上產(chǎn)生交變應(yīng)力，對(duì)結(jié)構(gòu)沒(méi)有破壞性的影響，且可通過(guò)轉(zhuǎn)子的高速動(dòng)平衡將同步分量減小到許可范圍內(nèi)；而原試驗(yàn)轉(zhuǎn)子振動(dòng)突頻主要為低階彎曲共振頻率，為明顯的次同步分量 (0.175X)，該次同步振動(dòng)由滑動(dòng)軸承油膜渦動(dòng)引起，在轉(zhuǎn)子上會(huì)產(chǎn)生交變應(yīng)力，過(guò)大的次同步振動(dòng)會(huì)對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)產(chǎn)生破壞性的影響。次同步振動(dòng)不能通過(guò)轉(zhuǎn)子平衡進(jìn)行消除或減弱，必須進(jìn)行轉(zhuǎn)子或軸承結(jié)構(gòu)修改才能消除次同步振動(dòng)的根源。

由于軸承結(jié)構(gòu)及潤(rùn)滑油參數(shù)保持穩(wěn)定，系數(shù)應(yīng)基本保持不變。若新轉(zhuǎn)子的失穩(wěn)與一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速有關(guān)，則失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速滿(mǎn)足如下關(guān)系：

式中：ωn2=13 000 rpm，為新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速。

經(jīng)過(guò)高速動(dòng)平衡，該試驗(yàn)轉(zhuǎn)子可穩(wěn)定運(yùn)行到50 000 rpm，如圖9所示。

4 結(jié)論

1)滑動(dòng)軸承交叉油膜剛度引起的轉(zhuǎn)子次同步失穩(wěn)存在一失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速，該失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)子的低階臨界轉(zhuǎn)速及軸承結(jié)構(gòu)形式有關(guān)，失穩(wěn)時(shí)轉(zhuǎn)子的徑向振動(dòng)突頻主要表現(xiàn)為低階 (一般為一階)彎曲臨界轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的頻率。

2)可通過(guò)提高轉(zhuǎn)子系統(tǒng)低階臨界轉(zhuǎn)速或改變軸承結(jié)構(gòu)形式來(lái)提高失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速，以確保工作轉(zhuǎn)速下和超速過(guò)程中轉(zhuǎn)子工作的穩(wěn)定性。

3)在不改變軸承結(jié)構(gòu)形式的前提下，通過(guò)修改轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，提高其低階彎曲臨界轉(zhuǎn)速，有效地消除了次同步導(dǎo)致的轉(zhuǎn)子失穩(wěn)。

4)對(duì)于本文的5葉可傾瓦滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速Ω與軸頸中心渦動(dòng)速度 (轉(zhuǎn)速)ω滿(mǎn)足關(guān)系：Ω=0.175ω。根據(jù)運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)獲得的臨界轉(zhuǎn)速，預(yù)測(cè)得到新試驗(yàn)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的失穩(wěn)門(mén)檻轉(zhuǎn)速為74 286 rpm，通過(guò)動(dòng)平衡實(shí)現(xiàn)了該轉(zhuǎn)子至50 000 rpm的高速穩(wěn)定運(yùn)行。

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（編輯：陳紅霞）

Analysis and experimental research on sub-synchronous destabilization mechanism of rotor system in a sliding bearing

HUANG Jinping1,2,DU Dahua1,WANG Wei1
（1.Xi’an Aerospace Propulsion Institute,Xi’an 710100,China 2.National Key Laboratory of Science and Technology on Liquid Rocket Engines,Xi’an 710100,China）

The sub-synchronous destabilization mechanisms of rotor system in a sliding bearing have been investigated according to a simplified model of bearing rotor system.A destabilization solution method is also proposed.A running test of a flexible sliding bearing rotor system with 5 tilting-pads was conducted on the rotor experiment platform.During the test,an obvious sub-synchronous destabilization was occurred when the operating speed rose from the 2nd to the 3rd critical speed.The threshold speed of destabilization was obtained.By analyzing the experimental results,the average circumferential velocity of the circular fluid in the bearing was derived.By modifying the rotor configuration,the lower critical speed of lateral bending has been raised,and the destabilization has been eliminated.The steady ultrahigh-speed operating of the new test rotor was carried out.

sliding bearing;rotor system;sub-synchronous stability;destabilization mechanism analysis

V434-34

A

1672-9374(2017)04-0007-07

2016-08-15；

2016-12-24

國(guó)家重大基礎(chǔ)研究項(xiàng)目 (613821)

黃金平（1977—），男，博士，高級(jí)工程師，研究領(lǐng)域?yàn)檗D(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)及旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障診斷