高速氣體軸承—轉子系統碰磨故障的試驗

付忠廣，邊技超，楊金福

（1.華北電力大學 能源動力與機械工程學院，北京 102206；2.中國科學院工程熱物理研究所，北京 100190）

高速氣體軸承—轉子系統碰磨故障的試驗

付忠廣1，邊技超1，楊金福2

（1.華北電力大學 能源動力與機械工程學院，北京 102206；2.中國科學院工程熱物理研究所，北京 100190）

建立單跨、四圓盤結構的高速氣體靜壓軸承-轉子系統試驗臺，對系統的碰磨故障進行了試驗研究。在試驗過程中，呈現了軸向碰磨與徑向碰磨，低頻引起的碰磨與工頻引起的碰磨等碰磨故障現象，通過分析系統振動信號的頻譜特性、軸心運動軌跡、分岔圖、伯德圖及時間-頻率-幅值三維譜圖等給出了各種碰磨故障的典型特征，并分析了軸向碰磨與徑向碰磨，低頻引起的碰磨與工頻引起的碰磨等碰磨故障之間的特征區別。為碰磨故障的識別與碰磨故障診斷系統的建立提供了一些試驗依據。

振動與波；機械學；氣體軸承轉子；碰磨故障；故障診斷；軸心軌跡

軸承—轉子系統的碰磨故障屬于旋轉機械非線性振動故障之一，碰磨發生時，轉速越高，導致的后果會越嚴重，甚至會導致設備的徹底報廢[1]。碰磨主要分為徑向碰磨和軸向碰磨[2]。

現在對徑向碰磨的研究較多，江波等人建立了局部碰磨轉子的數學模型，通過Lyapunov-Floquet變換的解析方法從理論上分析了局部碰磨轉子的分叉行為[3]。崔淼等人通過制造不同材料的碰磨裝置，對各種材料產生的碰磨行為進行了試驗研究[4]。另外現在對以軸承-轉子系統為核心部件的高速旋轉機械在運行中產生的軸向碰磨現象研究較少，張根勝、丁千和陳予恕等人通過建立軸承—轉子系統考慮徑向碰磨力的運動微分方程，推導出圓盤與封嚴圈之間軸向碰磨力與摩擦力的計算公式，并進一步建立相應振動方程，得到了轉子靜子之間軸向間隙對轉子運動的影響[5，6]。陳虹微[7]通過建立碰摩振動模型，并以實驗驗證，對離心壓縮機運行中的碰摩故障進行了研究，并分析了其影響因素，及改進方法。單穎春等人[8]針對渦輪增壓器出現的轉靜子碰磨故障進行了大量實驗研究，得出了其振動特點，并找出了發生碰磨故障的主要原因。

本文建立單跨、四圓盤結構的高速氣體靜壓軸承-轉子系統試驗臺，對系統的碰磨故障進行試驗研究。在試驗中不僅呈現了徑向碰磨、軸向碰磨，而且發現了徑向碰磨中由低頻振動引起的徑向碰磨與由工頻振動引起的徑向碰磨的不同，對進一步研究碰磨的機理、識別與碰磨故障診斷系統的建立提供了試驗依據。

1 高速氣體軸承—轉子系統試驗臺及測試系統

高速氣體軸承-轉子系統實驗臺及測試系統如圖1所示。試驗臺本體為渦輪和壓氣機同軸、單跨、四圓盤結構。空氣壓縮機能夠提供壓力為0.9 MPa以下、溫度為常溫的高壓氣源，供氣系統可提供0.3 MPa～0.85 MPa的干燥、純凈的軸承支路用氣及驅動氣，振動數據采集與分析系統實時監控試驗過程中的振動情況并提供實驗數據分析平臺。

圖1 氣體軸承轉子系統試驗臺控制及測試系統

在壓氣機與渦輪端部分別布置兩個相互垂直的電渦流傳感器，測量X和Y方向的振動幅值，另外在壓氣機端部布置一個轉速測量傳感器。

2 碰磨試驗結果及分析

2.1 軸向碰磨

圖2是第一次試驗中轉子運行過程中渦輪端水平測點的時間—轉速—幅值三維譜圖，其中橫坐標為頻率，縱坐標為時間，該譜圖顏色的深淺變化代表振幅值大小，顏色越亮表示振幅越大。

由圖2可以看出，A點為軸向碰磨點。A點之前轉子轉速為767.48 Hz/46 049 r/min，A點轉子轉速突變為766 Hz/45 978 r/min，隨后轉速上升，恢復為767.1 Hz/46 026 r/min。另外在發生碰磨的時刻，B點有一頻率為158.65 Hz的低頻，渦輪端水平測點的低頻振動幅值為7.13 μm。

圖2 渦輪端水平測點碰磨過程三維譜圖

圖3—圖5為軸向碰磨過程前后的軸心軌跡及頻譜分析圖。圖3為碰磨發生前轉速為46 049 r/min時刻的軸心軌跡，可以看出此時的軸心軌跡以周期一運行；圖4為發生碰磨轉速為45 978 r/min時刻的幅頻特征及軸心軌跡。由圖可以看出此時刻渦輪端軸心軌跡基本按周期一運行，工頻頻率振幅為766.83 Hz/77.35 μm，低頻頻率振幅為158.65 Hz/ 7.13 μm。壓氣機端軸心軌跡出現明顯突變現象，工頻頻率振幅為766.83 Hz/12.77 μm，低頻頻率振幅為158.65 Hz/8.69 μm，在此頻率附近存在一低頻頻帶。且如壓氣機端的頻譜圖B區域可以看出，碰磨時刻出現幅值突躍現象，這也是由于止推面與軸承端面的軸向碰磨產生；圖5為碰磨發生前后轉速為46 026 r/min時刻的軸心軌跡，可以看出此時的軸心軌跡恢復為周期一運行。

圖3 碰磨前渦輪端軸心軌跡

由圖6可以看出，壓氣機端軸承有供氣孔的軸承端面存在明顯劃痕，在止推面上存在明顯黑色印記，在轉子運行過程中兩者發生了碰磨。

圖4 碰磨點A渦輪與壓氣機端幅頻特征及軸心軌跡

圖5 碰磨后渦輪端軸心軌跡

圖6 壓氣機端軸承碰磨示意圖

根據上述分析，可以看出，在軸承轉子系統發生軸向碰磨時，三維譜圖上沒有出現徑向碰磨常見的寬頻帶振動情況，軸心軌跡與頻譜結構沒有徑向碰磨常見的削峰現象，但是存在突變情況。

2.2 徑向碰磨

圖7為第二次試驗中轉子碰磨過程中渦輪端水平測點的時間-轉速-幅值三維譜圖，可以看出，在碰磨發生前，存在頻率為163.46 Hz的低頻振動現象，對應的軸心軌跡如圖8所示，可以判斷為低頻振蕩現象。隨后進入第一次碰磨區域，嚴重碰磨點為圖7中A點所示，此時工頻頻率為804.75 Hz；區域C為此時刻出現的低頻頻帶，隨著轉速繼續降低，進入第二次碰磨區域，嚴重碰磨點為圖7中B點所示，此時工頻頻率為555.11 Hz，沒有低頻振動現象。

圖7 渦輪端水平碰磨過程三維譜圖

圖8 碰磨前典型軸心軌跡

圖9為降速碰磨過程分岔圖，結合圖7的三維譜圖分析，可以看出第一次碰磨在41 313 r/min左右結束，其中嚴重碰磨點A的軸心軌跡及頻譜圖如圖10與圖11所示。

由圖10與圖11可以看出，此時刻兩端的軸心軌跡呈現混沌狀態，但是渦輪端水平方向有明顯限位現象，這是典型的徑向碰磨特征，由頻譜圖可以看出，此時低頻振幅相對較小，都存在較寬頻帶的低頻、高頻振動，且低頻幅值相較工頻幅值很大，時域波形出現削峰現象且比較紊亂。可以判斷在第一次碰磨區域只有渦輪端產生徑向碰磨，壓氣機端軸心軌跡呈現的混沌狀態是由于渦輪端碰磨導致的，其進一步發展可能導致碰磨。

圖9 渦輪端水平測點分岔圖

圖10 碰磨點A渦輪端軸心軌跡及頻譜圖

圖11 碰磨點A壓氣機端軸心軌跡及頻譜圖

另外，可以判斷該次碰磨是由于低頻振動導致的徑向碰磨。由于低頻振蕩發展成為混沌，導致系統失穩，從而使得低頻幅值與工頻幅值耦合導致了通頻幅值過大，使得轉子產生了碰磨。

圖9為降速碰磨過程分岔圖，結合圖7的三維譜圖分析，可以看出第二次碰磨在36 181 r/min左右開始，其中嚴重碰磨點B的軸心軌跡及頻譜圖如圖12與圖13所示。

圖12 碰磨點B渦輪端軸心軌跡及頻譜圖

圖13 碰磨點B壓氣機端軸心軌跡及頻譜圖

由圖12與圖13可以看出，渦輪端軸心軌跡在水平和垂直端都呈現限位現象，時域波形有突變，判斷發生了徑向碰磨。壓氣機端軸心軌跡呈現擬周期運行，偏離中心位置。但是兩端的振動以工頻振動為主，基本不存在低頻振動現象。

可以判斷在第二次碰磨區域同樣只有渦輪端產生徑向碰磨，而壓氣機端則沒有產生碰磨，且壓氣機端時域波形及軸心軌跡嚴重偏離中心的現象是由于渦輪端嚴重碰磨導致的。渦輪端蝸殼與透平輪劃痕、軸承與轉軸表面劃痕見圖14與圖15。

圖14 渦輪端蝸殼與透平輪劃痕

另外，可以判斷該次碰磨是由于工頻振動導致的徑向碰磨。由于工頻頻率的幅值過大導致了通頻幅值的過大而引起碰磨。

另外，根據第一次與第二次試驗的伯德圖，也可以看出，在發生軸承碰磨時，振動相位的變化范圍很小，沒有發生相位突變的現象。而在發生徑向碰磨時，碰磨點附近的振動相位發生了突變現象。

()

[1]Paidoussis M P，Sundararajan C.Parametric and combination resonances of a pipe conveying pulsating fluid［J］. Journal of Applied Mechanics Transactions of ASME, 1975,42:780-784.

[2]Holmes P J． Bifurcations to divergence and flutter in flow-induced oscillations:a finite-dimensional analysi［sJ］. Journal of Sound and Vibration,1977,53(4):471-503.

[3]Panda L N,Kar R C.Nonlinear dynamics of a pipe conveying pulsating fluid with combination,principal parametric and internal resonance［sJ］.Journal of Sound and Vibration,2008,309:375-406.

[4]李寶輝，高行山.輸流管道振動頻率計算的有限元分析[J].強度與環境，2009，36(3)：40-44.

[5]劉桂齋，張均峰.內外流共同作用下管道振動特性分析[J].山東礦業學院學報，1995，14(4)：387-389.

[6]佟琨，梁東偉，宋錦春，等.基于Ansys CFX的5 000 mm軋機液壓回油管路的流固耦合振動問題的研究[J].機床與液壓，2013，41(11)：137-139.

[7]稅朗泉，劉永壽，顧致平，等.軸向周期激勵下含脈動流體簡支管道橫向振動穩定性分析[J].振動和沖擊，2012，31(7)：134-141.

[8]李兵，謝里陽，郭星輝，等.流體對薄壁圓柱管振動頻率的影響［J］.振動與沖擊，2010，29(7)：193-195.

Experimental Study on Rub-impact Faults of High-speed Aerostatic Bearing-rotor Systems

FU Zhong-guang1,BIAN Ji-chao1,YANG Jin-fu2
（1.School of Energy,Power and Mechanical Engineering,North China Electric Power University, Beijing 102206,China; 2.Institute of Engineering Thermo-physics,ChineseAcademy of Sciences,Beijing 100190,China)

The test bench for high-speed aerostatic bearing-rotor systems with single span and four disks structure was built,and the rub-impact faults of the systems were studied experimentally.The axial rub-impact and radial rub-impact at low frequency and working frequency were tested.Through the analyses of the frequency spectrum characteristics,shaft center kinetic trajectory,bifurcation diagram and time-frequency-amplitude waterfall diagrams,the typical features of all kinds of rub-impact faults were given.Meanwhile,the difference of the faults was analyzed.The work may provide a data base for rub-impact fault identification and the establishment of the diagnosis systems.

vibration and wave;mechanics;aerostatic bearing-rotor system;rub-impact fault;fault diagnosis;axis center kinetic trajectory

TH113.1；O322

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.040

1006-1355(2015)02-0180-04+216

2014－08－04

國家科技支撐計劃項目（2012BAA11B02）；中央高校基本科研業務費專項資金資助（13XS10）

付忠廣（1963－），男，博士生導師。E-mail:fuzhongguang@ncepu.edu.cn

邊技超（1987－），男，河北任丘人，博士生，主要研究方向：旋轉機械非線性振動及故障診斷。E-mail:bianjichao111@163.com