某滑動軸承-轉子系統次同步失穩機理分析及試驗研究

黃金平，杜大華，王偉

（1.西安航天動力研究所,陜西西安710100；2.液體火箭發動機技術國防科技重點實驗室，陜西西安710100）

某滑動軸承-轉子系統次同步失穩機理分析及試驗研究

黃金平1,2，杜大華1，王偉1

（1.西安航天動力研究所,陜西西安710100；2.液體火箭發動機技術國防科技重點實驗室，陜西西安710100）

通過簡化的軸承轉子系統模型，分析了次同步失穩機理，給出了次同步失穩解決方案。在試驗臺架上進行了5葉可傾瓦滑動軸承支承的柔性轉子系統運轉試驗，當工作轉速處于2和3階臨界轉速之間時，觀察到了明顯的次同步失穩現象，獲得了失穩門檻轉速，分析得出軸承中環形流體周向平均速度系數。通過修改轉子結構，提高低階橫向彎曲臨界轉速，有效消除了次同步失穩，實現了試驗轉子的超高速穩定運行。

滑動軸承；轉子系統；次同步;穩定性

0 引言

滑動軸承具有結構簡單、承載能力強、噪聲小、壽命長等諸多優點[1－2]，廣泛應用于航空、航天、石化、電力等各類旋轉機械中。油膜失穩是滑動軸承轉子系統最常見的故障之一。由于轉子失穩具有突發性，且失穩后振動量級在短時間內會急劇增大，可能對軸系及支承系統造成極大的破壞，因此在升高速和超速運行過程中，除進行軸系振動、軸承工作狀態及軸承受力監測和分析外，還必須進行專門的穩定性分析。隨著旋轉機械技術指標要求的不斷提高，結構簡單、重量輕、大長細比已成為高速軸系結構發展的趨勢，這種發展趨勢必然造成轉子臨界轉速降低、軸系不穩定區擴大，因而更容易發生油膜失穩[3－4]。本文在理論分析的基礎上，結合試驗轉子的升高速運行過程，對滑動軸承-轉子系統的穩定性進行了研究。

1 滑動軸承轉子系統次同步失穩機理

考慮如圖1所示的轉子系統：一無質量的彈性軸段左端支承于剛度無限大的軸承上，右端有集中質量，該集中質量處安裝有滑動軸承。滑動軸承油膜在集中質量M質心處產生的徑向等效剛度為K。軸頸和軸承殼體間充滿粘性潤滑油，軸頸的高速運轉會帶動潤滑油沿周向運動，其運動過程及機理十分復雜，為了說明問題的方便，對潤滑油的運動過程進行簡化。假定潤滑油周向運動平均速度vˉ與軸頸轉速Ω滿足式(1)的關系[5]：

流體周向平均速度系數λ∈(0,0.5)為一常數，其值與軸承結構參數及運行工況密切相關，r為集中質量M質心處徑向振動位移矢量。

滑動軸承對該轉子系統的徑向力FB和切向力FT可表示為[5]：

式中：KB為軸承徑向支承剛度；C為滑動軸承的阻尼系數；復數符號j表示切向力FT與轉子徑向振動位移矢量r正交；jCλΩ為軸承的切向剛度。

彈性軸段產生的徑向力FS可表示為：

式 (15)給出了滑動軸承轉子系統失穩門檻轉速與其低階臨界轉速之間的關系。

轉子失穩大多發生在升速或超速運行過程中。當滑動軸承-轉子系統升速到一定轉速Ω時，由于滑動軸承油膜而產生的渦動頻率 (轉速)為λΩ，隨著轉速升高，渦動頻率 (轉速)隨之升高，當渦動頻率 (轉速)升高至低階臨界轉速ωn時，產生共振，轉子振動幅值會劇烈增大，當外阻尼較小時，系統可能發生次同步失穩。次同步失穩發生后，轉子振動將被“鎖頻”，始終保持等于轉子的低階固有頻率ωn，不再隨轉速的升高而變化。

ωn一般為轉子系統的一階彎曲臨界轉速 (固有頻率)，實際中由于系統非線性的影響，發生次同步失穩后，轉子振動頻譜中除可明顯觀察到一階彎曲臨界轉速對應的突頻外，某些情況下，二階甚至三階彎曲臨界轉速對應的突頻也有所反映。

2 滑動軸承轉子系統次同步失穩解決方案

在使用滑動軸承的轉子系統中，為了保證轉子系統的穩定性，必須提高轉子系統的失穩門檻轉速Ωth至最高工作轉速以上。由式 (14)和(15)，可采取兩種方法來提高失穩門檻轉速：

1)提高轉子系統的橫向彎曲剛度 (提高轉子的彎曲臨界轉速)

提高轉子系統的橫向彎曲剛度一般通過改變轉子的結構尺寸 (增大徑向尺寸、減小軸向尺寸等方法)來實現。

2)減小軸承內環形流體的周向流速 (減小系數)

減小軸承內環形流體的周向流速一般需采用不同的軸承或密封結構，需對軸承或密封結構進行重新設計修改。不同結構形式的軸承對應的系數λ列于表1中，僅從穩定性角度看，流體靜壓軸承最好、橢圓瓦和可傾瓦軸承次之，平面圓柱軸承的穩定性最差。系數λ與軸承結構形式、轉靜件表面的粗糙度、油液粘度、油液溫度、軸承預載等多種因素有關，其精確值一般需通過試驗獲得。

表1 不同結構形式的軸承對應的λ系數Tab.1 λ coefficients corresponding to different bearing configurations

在保持軸承結構不變的情況下，采取反旋流措施也可減小流體的周向流速，即在軸承或密封環形流體中導入一股與原始流體旋轉方向相反的流體以抵消腔內的流動形態。反旋流方法對改善軸系穩定性有一定效果，但結構復雜、設計制造難度大[6]，實際應用并不多見。

3 滑動軸承轉子系統次同步失穩試驗

3.1 次同步失穩現象

圖2所示試驗轉子系統，其通過鈦合金空心聯軸器與齒輪箱高速輸出端剛性連接，支承采用5個葉的可傾瓦滑動軸承。該轉子前三階臨界轉速分別為5 242 rpm，18 350 rpm和3 7873 rpm，對應的振型均為橫向彎曲振型，若轉子系統在30 000 rpm附近運行，屬于典型柔性轉子 (超臨界轉子)系統，運行過程中存在很大的失穩風險。

某次升速過程中測量面S1和S2處徑向振動位移的全頻段及1X量級曲線如圖3所示。該試驗轉子可順利越過二階臨界轉速至21 000 rpm，21 000 rpm后全頻段振動位移幅值在小范圍內出現波動，轉速29 500 rpm時振動量級逐漸增大，接近30 000 rpm時振動量級急劇增大，實施了緊急停機。1X幅值在29 000 rpm以后變化并不明顯，說明量級突然增大與不平衡關系不大。升速過程中轉速1X分量幅值平穩，且量級較小，29 500 rpm時出現了87.5 Hz的突頻，該突頻對應的峰值接近40 μm，遠大于轉速1X幅值，如圖4所示。轉速30 000 rpm時，主要突頻頻率仍為87.5 Hz，對應的幅值已達470 μm，此時1X幅值基本被淹沒。振動突頻87.5 Hz與實測的轉子系統一階臨界轉速頻率87.37 Hz(5 242 rpm)基本吻合，從振動特點上可確定轉子系統發生了次同步振動失穩，且失穩門檻轉速Ωth1=30 000 rpm。

由式 (15)可得該軸承中環形流體周向平均速度系數：

3.2 次同步失穩治理措施

與試驗轉子相比，可傾瓦滑動軸承結構復雜，且影響軸承工作特性的參數較多，重新設計修改難度較大，因此采取改變轉子結構、提高臨界轉速的方法消除失穩 (提高失穩門檻轉速至最高工作轉速以上)。

在現場測試和理論分析的基礎上重新設計了一新試驗轉子，新試驗轉子安裝現場示意圖如圖5所示。與原試驗轉子相比，新試驗轉子只對軸正中位置600 mm長的軸段外徑進行了增大，由原來的通徑36 mm修改為兩段長度275 mm的100 mm軸段和一段長度50 mm的150 mm軸段。軸段其它部分外徑、轉子總長度及軸承均未做改動。結構修改后，轉子的一階彎曲臨界轉速由5 242 rpm提高到13 000 rpm。圖6～圖8給出了新試驗轉子運轉測試結果曲線，雖然在3 900 rpm(65 Hz)附近出現了“圓柱形”剛性臨界轉速，同樣出現了次同步振動現象，次同步振動的頻率正好等于一階“圓柱形”臨界轉速，但由于軸承對轉子剛性模態的阻尼較大，限制了次同步振動幅值的進一步增大，避免了次同步振動導致的轉子失穩。

可以看出，新試驗轉子與原試驗轉子振動有本質的區別：新試驗轉子振動突頻主要表現為同步分量 (1X)，該同步振動不會在轉子上產生交變應力，對結構沒有破壞性的影響，且可通過轉子的高速動平衡將同步分量減小到許可范圍內；而原試驗轉子振動突頻主要為低階彎曲共振頻率，為明顯的次同步分量 (0.175X)，該次同步振動由滑動軸承油膜渦動引起，在轉子上會產生交變應力，過大的次同步振動會對轉子系統產生破壞性的影響。次同步振動不能通過轉子平衡進行消除或減弱，必須進行轉子或軸承結構修改才能消除次同步振動的根源。

由于軸承結構及潤滑油參數保持穩定，系數應基本保持不變。若新轉子的失穩與一階彎曲臨界轉速有關，則失穩門檻轉速滿足如下關系：

式中：ωn2=13 000 rpm，為新試驗轉子的一階彎曲臨界轉速。

經過高速動平衡，該試驗轉子可穩定運行到50 000 rpm，如圖9所示。

4 結論

1)滑動軸承交叉油膜剛度引起的轉子次同步失穩存在一失穩門檻轉速，該失穩門檻轉速與轉子的低階臨界轉速及軸承結構形式有關，失穩時轉子的徑向振動突頻主要表現為低階 (一般為一階)彎曲臨界轉速對應的頻率。

2)可通過提高轉子系統低階臨界轉速或改變軸承結構形式來提高失穩門檻轉速，以確保工作轉速下和超速過程中轉子工作的穩定性。

3)在不改變軸承結構形式的前提下，通過修改轉子結構，提高其低階彎曲臨界轉速，有效地消除了次同步導致的轉子失穩。

4)對于本文的5葉可傾瓦滑動軸承轉子系統，轉子工作轉速Ω與軸頸中心渦動速度 (轉速)ω滿足關系：Ω=0.175ω。根據運轉試驗獲得的臨界轉速，預測得到新試驗轉子系統的失穩門檻轉速為74 286 rpm，通過動平衡實現了該轉子至50 000 rpm的高速穩定運行。

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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

國家重大基礎研究項目 (613821)

黃金平（1977—），男，博士，高級工程師，研究領域為轉子動力學及旋轉機械故障診斷