新型密封偏心自適應調節方法與減振實驗研究

李 寬，何立東，涂 霆

(北京化工大學 化工安全教育部工程研究中心，北京 100029)

新型密封偏心自適應調節方法與減振實驗研究

李 寬，何立東，涂 霆

(北京化工大學 化工安全教育部工程研究中心，北京 100029)

針對轉子偏心引起的密封流體激振問題，設計了一種新型偏心自適應調節密封結構。該結構可自適應地減小轉子偏心量，抑制密封流體激振。對其抑振機理進行探究，得出當偏心自調結構的固有頻率和轉子密封系統的激勵頻率一致時，其抑振效果最好；隨著兩者差值增大，其抑振效果變弱。以水作為密封介質，測量了不同彈簧剛度下偏心自調結構的固有頻率，并改變轉子轉頻，對其抑振規律進行實驗研究。結果表明該結構固有頻率隨彈簧剛度增大而增大，但與激勵頻率差別較大，振動降幅只在10%～20%。將偏心自調結構浸于水，測量其固有頻率，對其抑振規律進行實驗研究。結果表明浸在水中時該結構固有頻率值依然隨彈簧剛度增大而增大，但比在空氣中時減小了約40%，更加接近激勵頻率，抑制效果顯著，振動降幅最大可達41.27%。

非接觸密封；密封流體激振；偏心自適應調節；固有頻率

密封流體激振[1]是導致高速旋轉機械轉子劇烈振動的重要原因之一，目前針對密封激振的控制方法研究，有被動控制和主動控制兩大類。被動控制采用不同形式的阻尼密封、阻旋柵(Swirl Brakes)等結構來抑制激振。主動控制則運用反旋流技術、可控吸氣技術和合成射流等技術控制激振。

阻尼密封是用粗糙靜子面來消耗流體周向流動速度，包括蜂窩密封、孔型密封、袋型密封、鋸齒密封、三角形密封、菱窩密封和刷式密封等。其中蜂窩密封和孔型密封的理論相對成熟，在實際中都有很大的運用與發展，其余幾種阻尼密封在制造方面和使用性能等方面都存在一些不成熟的地方。1985年，美國航天飛機主引擎的高壓液氧渦輪泵中，通過把階梯狀迷宮密封(齒在轉子上)更換成為恒定間隙的光滑轉子面蜂窩密封后消除了轉子的同步振動和亞同步振動問題[2]。孔型密封的泄漏量曾被Childs等[3]證明是光滑密封的1/3，且交叉剛度系數減小了20%。國內外對孔型密動力特性系數及密封性能有較多理論和實驗研究。Childs等設計了一種孔深沿軸向變化的孔型密封，確定了最佳的孔深變化規律，發現這種孔深變化的孔型密封有效阻尼系數比傳統孔型密封大1.6倍以上，且泄漏量小于傳統孔型密封。Nielsen等[4]采用基于CFD(Computational Fluid Dynamics)的非定常擾動模型分析和計算了蜂窩密封和孔型密封在轉子軸心隨時間擾動情況下的激振力，并得到了不同激勵頻率下兩種密封的動力特性系數，發現偏心率達到0.9時，轉子穩定性大幅下降，實驗和理論結果吻合較好，證明了該模型預測孔型密封動力特性系數的準確性。 阻旋柵是一種在密封入口沿周向布置的柵板，其結構簡單，可以改變密封入口流體方向，有效降低入口預旋，減小密封流體激振力。阻旋柵多用于高壓離心壓縮機和航空發動機級間密封和口環密封。Da Soghe等[5]應用CFD方法建立阻旋柵密封靜力特性求解模型，研究了單一形式阻旋柵對迷宮密封泄漏量與流場特性的影響。Childs等[6]研究了反向阻旋柵(Negative-Swirl Brake)的有效阻尼系數和交叉剛度系數，發現反向阻旋柵與普通阻旋柵相比有更高的有效阻尼系數，并且交叉剛度系數變為負數，能大大提升轉子穩定性，且可以應用于多種密封場合。

反旋流技術是在迷宮密封腔內導入一股與轉子旋轉方向相反的汽流，抵消密封腔氣流的周向運動，破壞激振漩渦，達到抑制振動的目的。反旋流技術在上世紀90年代初已有應用，呂成龍等[7]通過實驗研究發現合適的噴射流量和噴射位置才能對密封流體激振起到抑制作用，從而降低轉軸的振動；且噴射流量與轉子不平衡質量的大小有著密切關系，一般情況下，不平衡質量越大，噴射流量需越大；由于單噴嘴的噴射流量限制，雙噴嘴減振效果要優于單噴嘴。尹德志[8]研究的一種吸氣減振技術，與反旋流的噴入辦法相反，通過在密封間隙周向高壓的位置吸出流體，以減小壓力不平衡問題。合成射流技術機理是利用振動膜的振動改變腔體壓強，帶動主流場流體進出孔或狹縫，產生進入流場的渦對或渦環，起到流動控制作用[9]，但它設計復雜，在密封流體激振控制方面的應用研究較少。

綜上所述，現如今主要是通過增加靜子面的粗糙度、噴射相反方向的流體等減小流體周向速度的方法來抑制密封流體激振，對導致激振的另一原因——轉子偏心并未改善，密封中的轉子依然處于偏心狀態，仍然會產生流體激振力。另外，現今密封減振領域對于調節和控制密封腔內轉子偏心的技術研究也較少，基于此背景，本論文設計了一種新型偏心自適應調節密封結構，以下簡稱偏心自調結構。通過實驗的方法，研究了未安裝與安裝偏心自調結構時轉子密封系統的振動情況，分析了本結構對密封流體激振的抑制機理。

1 新型偏心自適應調節密封結構設計

所設計的偏心自調結構主要由密封內環、彈簧和密封外環組成。密封內環是一個不銹鋼薄壁圓筒，其內側與轉子形成密封間隙，外側套有一個周向帶孔圓環，用于連接彈簧一端；彈簧周向均布四個，其另一端與密封外環相連；密封外環為靜子，其周向也打有孔，每隔90°孔內旋有一個尾部帶孔的螺栓，用于連接彈簧的另一端。可通過旋出螺栓來拉緊彈簧，使得傳統結構中的密封外環靜子中增加了一個可動的密封內環，構成了偏心自調結構。其結構如圖1所示。

圖1 偏心自調密封結構Fig.1 The eccentricity self-adjusting seal structure

偏心自調結構的設計旨在解決工業非接觸密封中由轉子偏心引起的強烈流體激振問題，主要特點是在原密封靜子內增加一個可動的密封內環(不改變原有密封間隙)，通過周向偶數個彈簧連接在密封外環靜子上，使其能根據轉子的振動狀態自適應地調整密封內環的徑向位置，一方面減小轉子偏心量，改善密封間隙周向壓力的不均勻分布情況，減小激振力；另一方面，轉子的振動可通過流體傳遞，變為密封內環的振動，把轉子的振動能量轉移給密封內環，提高轉子穩定性。

2 偏心自調結構減振機理探究

2.1偏心自適應調節

一般認為，傳統密封結構產生密封流體激振的因素主要有兩方面，即轉子的偏心和密封腔流體的周向流動。由于軸系因制造、安裝、偏磨或旋轉產生渦動運動等因素而偏心，導致密封間隙周向不均勻，進而導致周向壓力分布不均，形成高壓區和低壓區，如圖2(a)所示，圖中ω為轉子轉頻。流體在密封腔中的螺旋形流動又使周向壓力分布的變化與密封間隙變化不完全對應，最高壓力區滯后密封腔最小間隙一定角度，形成激振力。當激振力超過一定值時，就會使轉子強烈振動。

基于以上的密封流體激振機理，本文在傳統密封結構的密封靜子中增加一個密封內環，用周向四個彈簧將密封內環連接到密封外環靜子上，如圖2(b)所示。當轉子偏心時，密封腔內的不均勻壓力迫使密封內環向轉子偏心方向移動，使臨近高壓區的小間隙增大，臨近低壓區的大間隙減小，周向間隙和周向壓力分布趨于均勻，實現對轉子偏心量的自適應調節，抑制密封流體激振，提高轉子密封系統的穩定性。一般情況下，減小偏心量則可以相應地減少泄漏量[10]，故偏心自調結構在減小轉子偏心量的同時也有助于密封性能的提升。

(a)傳統密封運轉模型(b)密封偏心調節示意圖

需要注意的是，偏心自調結構中密封內環的運動直接受到其外側彈簧的影響，從而影響偏心自調結構的減振效果。故需確定不同彈簧剛度下偏心自調結構的減振規律，尋求合適的彈簧剛度。

2.2偏心自調結構動力學分析

為確定彈簧剛度對偏心自調結構減振效果的影響規律，本文進一步建立了如圖3所示的偏心自調結構動力學模型，從動力學角度分析由轉子至密封內環的振動傳遞率與彈簧剛度的關系。圖3中：m1為轉子質量，m2為密封內環質量；k1為密封腔內流體的剛度，k為螺旋彈簧的剛度；x1為轉子位移，x2為密封內環位移；F1為激勵力。

圖3 偏心自調結構動力學模型Fig.3 Eccentricity self-adjusting structure dynamic model

得到偏心自調結構的運動微分方程

(1)

設激振力F1的激勵頻率為ω，將F1簡化為簡諧激勵力|F1|ejω，激勵力使轉子產生的位移為x1=X1ejω，密封內環產生的位移為x2=X2ejω，在不考慮阻尼的情況下，振動傳遞系數為[11]

(2)

式中：ω1為轉子的固有頻率;ω2為偏心自調結構的固有頻率。由于ω1固定不變，故在此只討論ω2與振動傳遞系數Tf的關系。由式(2)可知，當ω2與激勵頻率ω越接近，即1-(ω/ω2)2越小，振動傳遞系數Tf越大，振動由轉子傳遞至密封內環的效果越好，轉子越穩定。反之，若1-(ω/ω2)2越大，振動傳遞系數Tf越小，則越不利于轉子穩定。

本模型中，偏心自調結構的固有頻率為

(3)

由式(3)可知，ω2的大小可通過改變彈簧剛度k來調節，使其與激勵力頻率ω接近，增大振動傳遞系數Tf，以減小轉子振動。所以，為了使密封偏心自調結構的減振效果達到最好，需根據具體工況和具體結構確定合適的彈簧剛度k。

3 偏心自調結構抑制流體激振實驗研究

3.1實驗臺參數

為驗證理論分析，本文搭建了密封實驗臺，設計了五種彈簧剛度為1.08 N/mm、2.0 N/mm、3.2 N/mm、6.12 N/mm和9.03 N/mm的偏心自調結構，以水為密封介質，開展了本結構對轉子密封系統的抑振規律實驗研究。實驗臺主要由電機、不銹鋼薄壁圓筒、盛水容器、偏心自調結構、電渦流傳感器、LC8008振動信號分析儀、計算機等組成，如圖4(a)所示。實驗轉子和密封內環分別是一個外徑為150 mm和一個內徑為160 mm的不銹鋼薄壁圓筒，二者之間構成密封腔。其中密封內環是偏心自調結構的一部分，偏心自調結構與盛水容器固定，轉子與電機主軸通過螺紋連接。當密封內環與轉子同心時，兩個薄壁圓筒壁面之間距離即密封間隙為5 mm，密封長度為70 mm。實驗臺實物見圖4(b)。

為模擬轉子偏心造成周向壓力分布不均以致激振的工況，將圖4中轉子的右側設定為最小間隙，用塞尺測量，使轉子偏心量為2 mm，最小密封間隙為3 mm。電機架上安裝有位移傳感器，用于測量轉子密封系統的振動位移。電渦流傳感器測出轉子振幅后通過LC8008信號分析儀進行信號轉換，由計算機顯示振動數據。所用位移傳感器為LC-18電渦流位移傳感器，其分辨率為1 μm，靈敏度為8 mV/μm，線性電壓范圍為0 V～24 V, 有效測量范圍為0 μm～1 500 μm。

(a) 實驗臺示意圖

(b) 實驗臺實物圖圖4 偏心自調密封結構試驗臺Fig.4 Eccentricity self-adjusting seal structure test rig

3.2偏心自調結構減振規律實驗研究

根據理論分析，偏心自調結構的抑振效果與頻率比ω/ω2的值是否接近1有關，故實驗測試了彈簧剛度值k為1.08 N/mm、2.0 N/mm、3.2 N/mm、6.12 N/mm和9.03 N/mm時偏心自調結構的固有頻率ω2。由于轉子一般以不平衡振動為主，轉頻即為激勵頻率，測試了轉頻ω為3.8 Hz和5.2 Hz時轉子密封系統的振幅，研究了不同彈簧剛度下偏心自調結構對轉子密封系統振動的抑制規律。

3.2.1 偏心自調結構固有頻率測試

實驗采用敲擊法測試了五組不同彈簧剛度的偏心自調結構固有頻率ω2，所使用的測試儀器為德國SCHENCK公司的SMARTBALANCER 現場動平衡儀中的撞擊測試模塊，其加速度傳感器測量精度為6 000 m/s2(p-p) / ± 1%，可測頻率范圍為0.5 Hz～40 kHz。測試工況如圖5所示，密封介質為水，密封內環外圍均為空氣。敲擊測試中的加速度衰減曲線例如圖6所示，測試所得固有頻率數據如表1所示。

由表1可知，偏心自調結構的固有頻率隨彈簧剛度的增大而增大。由式(3)可知，該實驗結果符合理論計算。

圖5 偏心自調結構安裝示意圖Fig.5 Eccentricity self-adjusting structure installation schematic diagram

圖6 偏心自調結構加速度衰減曲線Fig.6 Eccentricity self-adjusting structure acceleration attenuation curve

表1 偏心自調結構固有頻率表Tab.1 Eccentricity self-adjusting structure natural frequency

3.2.2 轉頻3.8 Hz時偏心自調結構減振規律實驗研究

對轉子密封系統的原始振動和安裝偏心自調結構后的振動情況進行實驗研究。其中原始振動為未安裝偏心自調結構時密封系統的振動，此時密封內環外不安裝彈簧，周向用螺栓卡緊，使其固定不動，其他實驗條件不變。實驗得到了如表2所示的轉子密封系統的振動情況。將表2中數據做成曲線圖，如圖7所示。頻率比ω/ω2和對應的振動降幅隨彈簧剛度的變化趨勢如圖8所示。

表2 轉頻為3.8 Hz時的振動數據Tab.2 The vibration data at rotating frequency 3.8 Hz

圖7 轉頻為3.8 Hz時振幅隨彈簧剛度變化曲線Fig.7 Vibration amplitude variation curve along with the spring stiffness at rotating frequency 3.8 Hz

圖8 轉頻為3.8 Hz時ω/ω2和降幅隨彈簧剛度變化趨勢Fig.8 ω/ω2 and amplitude decrease ratio variation curve along with the spring stiffness at rotating frequency 3.8 Hz

從圖7中可以得知，安裝偏心自調結構后的系統振幅較未安裝時更小，偏心自調結構對轉子密封系統的振動能夠起到一定抑制作用。由圖8可進一步看出，轉子密封系統的振動降幅不大，僅維持在10%～15%。這是因為，頻率比ω/ω2的值均在0.4以下，即ω和ω2相差較大，使得偏心自調結構對轉子密封系統的影響較小，振動沒有得到大幅傳遞，不能起到明顯的抑振作用。

3.2.3 轉頻5.2 Hz時偏心自調結構減振規律實驗研究

對轉子在該轉頻下的原始振幅和安裝偏心自調結構后的振幅進行實驗研究，振動數據如表3所示。原始振幅和安裝后振幅變化曲線如圖9所示。ω/ω2和對應的振動降幅隨彈簧剛度的變化趨勢如圖10所示。

從圖9和圖10中可以看出，轉頻5.2 Hz時，轉子密封系統的振動得到了一定程度的抑制。但頻率比ω/ω2的值在0.55以下，ω和ω2依然相差較遠，轉子密封系統的振動降幅也只維持在10%～20%，振動降幅隨彈簧剛度變化不明顯。

表3 轉頻為5.2 Hz時的振動數據Tab.3 Vibration data at rotating frequency 5.2 Hz

圖9 轉頻為5.2 Hz時振幅隨彈簧剛度變化曲線Fig.9 Vibration amplitude variation curve along with spring stiffness at rotating frequency 5.2 Hz

圖10 轉頻為5.2 Hz時ω/ω2和降幅隨彈簧剛度變化趨勢Fig.10 ω/ω2 and amplitude decrease ratio trend along with the spring stiffness at rotating frequency 5.2 Hz

由以上實驗結果可以得知，偏心自調結構能夠對轉子密封系統振動起到抑制作用，但振動降幅不甚明顯，僅維持在10%～20%，振動降幅隨彈簧剛度變化不大。其機理是由于激勵頻率ω與偏心自調結構固有頻率ω2的比值均在0.55以下，1-(ω/ω2)2值較大，振動傳遞系數Tf較小，轉子及流體傳遞到密封內環的振動較小，故減振效果不佳。

3.3密封偏心自調結構浸于水中時的減振規律實驗研究

前文實驗中轉子的轉頻有3.8 Hz和5.2 Hz兩種，且偏心自調結構的密封內環外圍為空氣，其固有頻率遠大于實驗轉頻，兩者差值較大，帶來的減振效果并不明顯。水作為附加質量[12]和阻尼元件[13]，對結構前五階固有頻率的影響因子c[14]一般為0.64～0.8，且會消耗一定的振動能量。故本文進一步考慮密封內環外圍加水的影響，將偏心自調結構浸在水中，并增加一組轉頻為2.7 Hz的實驗工況，進一步研究浸在水中的偏心自調結構對2.7 Hz、3.8 Hz和5.2 Hz三種轉頻下轉子密封系統的減振規律。

3.3.1 密封偏心自調結構浸于水中時的固有頻率測試

采用敲擊法，對浸在水中的偏心自調結構進行模態測試，得到了其固有頻率，實驗工況如圖11所示。將浸于水時偏心自調結構的固有頻率用ω2w表示，測試數據如表4所示。表4中c=ω2w/ω2，為水對偏心自調結構固有頻率的影響因子。

由表4可以看出，在所設計的幾組彈簧中，偏心自調結構的固有頻率仍然隨彈簧剛度k的增大而增大，但是明顯小于偏心自調結構在空氣中時的固有頻率ω2，水的影響影子c在0.6左右。水作為附加質量可以減小結構固有頻率，這一結論再次得到驗證，并且水對結構固有頻率的影響因子與朱驍健等的試驗結果較為接近。

圖11 偏心自調結構浸于水示意圖Fig.11 Eccentricity self-adjusting structure immersed in water schematic diagram

表4 浸于水時的偏心自調結構固有頻率Tab.4 Eccentricity self-adjusting structure immersed in water frequency

3.3.2 轉頻為2.7 Hz時浸在水中的偏心自調結構減振規律實驗研究

對轉頻2.7 Hz時的原始振幅和安裝浸于水的偏心自調結構后轉子密封系統的振幅進行實驗研究，結果如表5所示。振幅隨彈簧剛度的變化如圖12所示。頻率比ω/ω2w與對應的降幅隨彈簧剛度的變化曲線如圖13所示。

表5 轉頻為2.7 Hz偏心自調結構浸于水時的振動數據Tab.5 Vibration data at rotating frequency 2.7 Hz when structure immersed in water

圖12 轉頻2.7 Hz結構浸于水時的振幅隨彈簧剛度變化曲線Fig.12 Vibration amplitude variation curve along with spring stiffness at rotating frequency 2.7 Hz when the structure immersed in water

圖13 轉頻為2.7 Hz時ω/ω2w和降幅隨彈簧剛度變化趨勢Fig.13 ω/ω2w and amplitude decrease ratio trend along with the spring stiffness at rotating frequency 2.7 Hz

由圖12 可以看出，安裝浸于水的偏心自調結構后，轉子密封系統的振動成功得到抑制，并且隨著彈簧剛度的減小，抑振效果加強。從圖13中可以發現，隨彈簧剛度減小，激勵力頻率ω與偏心自調結構的固有頻率ω2w的比值逐漸接近0.5，系統的振動降幅隨ω/ω2w的增大而增大，最大降幅為27.97%。

這一工況下的頻率比ω/ω2w與轉頻為5.2 Hz、偏心自調結構密封內環外圍為空氣中時的幾種頻率比ω/ω2較為接近，但是抑振效果更好，分析認為其原因是密封內環外圍的水作為阻尼元件，大大消耗了振動能量。

3.3.3 轉頻為3.8 Hz時浸在水中的偏心自調結構減振規律實驗研究

對該轉頻下安裝浸于水的偏心自調結構后不同彈簧剛度下的振幅進行測量，并與其原始振幅進行比較，結果如表6所示。轉子密封系統的振幅變化曲線如圖14所示。頻率比ω/ω2w與降幅隨彈簧剛度的變化趨勢如圖15所示。

表6 轉頻為3.8 Hz偏心自調結構浸于水時的振動數據Tab.6 Vibration data at rotating frequency 3.8 Hz when structure immersed in water

圖14 轉頻3.8 Hz結構浸于水時的振幅隨彈簧剛度變化曲線Fig.14 Vibration amplitude variation curve along with spring stiffness at rotating frequency 3.8 Hz when the structure immersed in water

圖15 轉頻為3.8 Hz時ω/ω2w和降幅隨彈簧剛度變化趨勢Fig.15 ω/ω2w and amplitude decrease ratio trend along with the spring stiffness at rotating frequency 3.8 Hz

圖14表明，轉子密封系統的振動得到了明顯抑制，降幅隨彈簧剛度的減小而增大。剛度為1.08 N/mm時降幅最大，抑振效果最好；而剛度為9.03N/mm時的振幅接近原始振動幅值。由圖15可以看出，隨彈簧剛度減小，ω/ω2w逐漸增大到0.63，更接近1，振動降幅也隨之增大，最大為40.03%。ω/ω2w越接近1，1-(ω/ω2)2越小，振動傳遞系數Tf越大，所以減振效果越好，這一實驗現象符合理論分析。

3.3.4 轉頻為5.2 Hz時浸在水中的偏心自調結構減振規律實驗研究

同樣對該轉頻下安裝浸于水的偏心自調結構后不同彈簧剛度下的振幅變化進行研究，結果如表7所示。將表7中的振動數據做成曲線圖，如圖16所示。此時頻率比ω/ω2w與振動降幅隨彈簧剛度的變化趨勢如圖17所示。

表7 轉頻為5.2 Hz偏心自調結構浸于水時的振動數據Tab.7 Vibration data at rotating frequency 5.2 Hz when structure immersed in water

圖16 轉頻5.2 Hz結構浸于水時的振幅隨彈簧剛度變化曲線Fig.16 Vibration amplitude variation curve along with spring stiffness at rotating frequency 5.2 Hz when the structure immersed in water

由圖16可以看出，安裝浸于水的偏心自調結構后，轉子密封系統的振動得到了大幅抑制，降幅依然隨彈簧剛度的減小而增大。由圖17知，隨彈簧剛度減小，ω/ω2w值逐漸接近1，最大為0.87，振動降幅隨之增大，最大為41.27%。原因是彈簧剛度k的減小使得偏心自調結構的固有頻率ω2w越小，更為接近激勵頻率ω，兩者的吻合使該結構的抑振效果達到最好。

以上實驗結果表明，密封偏心自調結構浸在水中時，對轉子密封系統的振動能夠起到顯著的抑制作用，且減振效果隨彈簧剛度的變化較大。當彈簧剛度的變化使偏心自調結構的固有頻率ω2w越接近激勵頻率ω，1-(ω/ω2)2值越小，振動傳遞系數Tf越大，振動能量傳遞越多，其抑振效果越好；反之，效果減弱。其中轉頻為5.2 Hz、彈簧剛度為1.08 N/mm時，ω/ω2w=0.87，1-(ω/ω2)2最小，振動降幅最大，為41.27%，結果與理論分析一致。

圖17 轉頻為5.2 Hz時ω/ω2w和降幅隨彈簧剛度變化趨勢Fig.17 ω/ω2w and amplitude decrease ratio trend along with the spring stiffness at rotating frequency 5.2 Hz

4 結 論

針對由轉子偏心引起的密封流體激振問題，本文設計了一種新型偏心自適應調節密封結構，對該結構的減振機理進行了探究，對其在不同工況下的固有頻率進行了測試，研究了不同彈簧剛度和轉頻下該結構的抑振效果，獲得以下結論：

(1) 所設計的偏心自調結構的減振效果與其激勵頻率和固有頻率的比值ω/ω2有關，ω/ω2比值越接近1，減振效果越顯著。

(2) 密封內環外圍為空氣時，偏心自調結構的固有頻率ω2隨彈簧剛度k的增大而增大。安裝偏心自調結構后，轉子密封系統的振動得到一定抑制。但由于頻率比ω/ω2值與1差距較大，ω/ω2值的變化對降幅的影響不明顯，降幅只維持在10%～20%。

(3) 偏心自調結構浸在水中時，其固有頻率ω2w隨彈簧剛度k的增大而增大，但均小于在空氣中時的固有頻率ω2。并且同頻率比時，浸于水的偏心自調結構減振效果更好。原因是水作為附加質量減小了偏心自調結構的固有頻率；作為阻尼元件，增加了振動能量的消耗。

(4) 安裝浸于水的偏心自調結構后，由于ω/ω2w的值較接近1及水阻尼的耗能作用，轉子密封系統的振動得到明顯抑制，振動降幅最大達到41.27%。反之當ω/ω2w越遠離1，振動降幅則越小，該實驗結果符合理論分析。

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Newmethodfortheself-adjustingofsealeccentricityandexperimentalresearchonthesealvibrationcontrol

LI Kuan，HE Lidong，TU Ting

(Diagnosis and Self-recovering Research Center, Beijing University of Chemical Technology, Beijing 100029, China)

Aiming at reducing the seal fluid excitation caused by rotor eccentricity, a new eccentricity self-adjusting seal structure which can decrease the rotor eccentricity was designed and its vibration suppression mechanism was explored. It is concluded by the theoretical analysis that the vibration suppression effect will be the best only when the natural frequency of the designed structure is consistent with the rotor-seal exciting frequency. Using water as the sealing media, the natural frequencies of the designed structure with different spring stiffness were measured respectively. Changing the rotating frequency, the structural vibration suppression effect was experimentally investigated. The results show that the structural frequency increases with the increase of spring stiffness, but is much higher than the rotor-seal exciting frequency. The vibration amplitude reduction ratio is not notable, only between 10%～20%. Then the eccentricity structure was put into the water, its frequency in water was measured. and its vibration suppression effect in water was experimentally researched. The results demonstrate that the structural frequencies in water still increase with the increase of spring stiffness but are about 40% lower than in the air. So, the structural frequency in water is closer to the exciting frequency and the vibration suppression effect in this condition is more obvious. The maximum vibration amplitude reduction ratio reaches 41.27%.

non-contact seal；seal fluid excitation；rotor eccentricity self-adjusting；natural frequency

TH212；TH213.3

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.19.008

國家重點基礎研究發展計劃項目(973計劃)(2012CB026000)；高等學校博士學科點專項科研基金資助課題(20110010110009)

2016-06-13 修改稿收到日期：2016-08-06

李寬 女，碩士生，1992年生

何立東 男，博士，研究員，博士生導師，1963年生