油膜內外環部分接觸的同心型擠壓油膜阻尼器減振特性試驗研究

祝長生 毛川

摘要： 在帶定心彈簧的同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉子系統動力學試驗裝置上，研究了油膜內外環在靜態具有良好同心和存在部分接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器的減振特性。結果表明，靜態時油膜內外環間的部分接觸不僅會導致同心型擠壓油膜阻尼器轉子系統的主共振轉速更接近于轉子系統的剛支臨界轉速，而且還會使轉子系統的振動明顯增大，甚至難以通過共振轉速區。為了提高同心型擠壓油膜阻尼器的減振效果，需要對油膜內外環的同心狀態進行仔細地調整，盡量保證油膜內外環處于同心狀態。

關鍵詞： 轉子動力學; 擠壓油膜阻尼器; 減振; 柔性轉子; 接觸

中圖分類號： O347.6; TH113.1 ?文獻標志碼： A ?文章編號： 1004-4523（2019）04-0668-07

DOI：10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2019.04.014

引 言

擠壓油膜阻尼器在現代高性能航空發動機轉子支承結構中得到了廣泛的應用，已作為控制發動機轉子系統振動的主要手段[1-4]。

按照是否帶有定心彈性，擠壓油膜阻尼器分為帶定心彈簧的同心型擠壓油膜阻尼器及不帶定心彈簧的非同心型擠壓油膜阻尼器。在同心型擠壓油膜阻尼器中，由于定心彈簧與擠壓油膜阻尼器并聯，因此通常認為可以用定心彈簧來支承轉子的靜載荷、調整轉子系統的臨界轉速并使油膜的內外環在靜態時達到良好的同心。

過去的大量研究主要是針對同心型擠壓油膜阻尼器的油膜內外環在靜態已達到良好同心條件下的減振特性[5-10]，只有個別學者研究了同心型擠壓油膜阻尼器的油膜內外環在靜態處于偏心條件下的減振特性[11-14]。

但是在同心型擠壓油膜阻尼器的實際應用中，由于發動機結構的限制，發動機組裝完成后一般就無法對阻尼器油膜內外環間間隙的均勻性進行檢測，也就無法確認油膜內外環在靜態時是否處于良好的同心狀態，完全有可能油膜內外環在靜態時就已出現了局部接觸。這也許是同型號同批次安裝有同心型擠壓油膜阻尼器的航空發動機有些一次試車振動達到要求，有些一次試車振動未達到要求，轉子重新裝配后又能達到要求的主要原因。

至今為止，尚未見到有學者對油膜內外環在靜態時存在局部接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器的減振特性開展過研究。本文在同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉子系統動力學試驗裝置上，對同心型擠壓油膜阻尼器油膜內外環在靜態時良好同心與存在局部接觸條件下的減振特性進行了試驗研究，比較了不同支承條件下同心型擠壓油膜阻尼器的減振特性，為同心型擠壓油膜阻尼器的應用和排故提供依據。

1 試驗裝置

圖1為同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉子系統動力學試驗裝置的結構及照片。轉子的驅動端支承在由滾動軸承組成的擬剛性支承上，非驅動端支承在同心型擠壓油膜阻尼器上。驅動電機與轉子之間采用了柔性聯軸器，以減小驅動電機對轉子系統振動特性的影響。

轉子由1個均質光軸（外徑20 mm、長1 m、重量2.46 kg）、懸臂盤（外徑160 mm、厚度30 mm、重量5.03 kg、極轉動慣量（Jp）0.0215 kg·m4、軸轉動慣性（Jd）0.01575 kg·m4）及中間盤（外徑130 mm、厚度30 mm、重量2.62 kg、轉動慣量Jp=2Jd=0.0056 kg·m4）組成。懸臂盤位于阻尼器外端，中間盤位于阻尼器與擬剛性支承之間。為了試驗過程的安全性，在懸臂盤的外端設置了一個滾動軸承，作為安全保護軸承，滾動軸承內環與軸間的半徑間隙為1.0 mm。

擠壓油膜阻尼器采用周向環供油槽結構，供油槽設在油膜外環的中央，潤滑油先通過供油孔進入到供油槽，然后由供油槽再向兩邊的油膜區供油，端部無密封，供油槽寬度為10 mm。阻尼器油膜內環（也稱之為軸頸）的外徑為110 mm，長度為40 mm，重量為2.18 kg。油膜間隙為0.6 mm，處于文獻[1-4]建議的具有良好減振效果的間隙/半徑比的范圍內。潤滑油為美孚DTE24抗磨液壓油，油的黏度為31.5 cSt（40 ℃）。阻尼器的供油壓力為表壓0.1 MPa，油溫約為30 ℃。

system定心彈簧采用了拉桿式結構。定心彈簧的剛度選擇在轉子系統的前兩階彈支臨界轉速隨支承剛度變化最為敏感區域的中間位置。通過給懸臂盤上同一平衡孔中附加不同的不平衡質量來改變轉子不平衡量的大小。

試驗前，對轉子進行了簡易的現場動平衡，但轉子的殘余不平衡不是最小狀態。試驗時用非接觸式的電渦流位移傳感器測量油膜內環、懸臂盤及中間盤水平及垂直方向上的振動，并用高速數據采集系統對各路振動信號進行了同步定時采集，采樣頻率為4096 Hz。

無論是油膜內外環處于良好同心狀態，還是存在部分接觸的狀態，擠壓油膜阻尼器的減振特性試驗都是在對轉子上的零部件沒有進行過任何拆卸的情況下完成的。另外，為了保證試驗中轉子運行條件的一致性，所有的不平衡響應曲線都是在轉子以40π rad/s2的恒角加速運行過程中測試的。

2 試驗結果及分析

由于同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉子系統油膜內環、中間盤及懸臂盤水平及垂直方向上的不平衡性響應特性的變化規律基本相似，這里主要分析各位置處垂直方向上的不平衡響應曲線。

2.1 油膜內外環良好同心條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉子系統的不平衡響應特性 ?試驗前，對阻尼器油膜內外環間的同心度進行了仔細地調整和檢查，使靜態時油膜內外環達到了良好的同心，徑向最大偏心小于0.03 mm，約為半徑間隙的5%。在轉子未旋轉時，當未給阻尼器供油的條件下，用錘擊法測量得到的轉子系統前二階模態頻率分別為29-29.88 Hz （1740-1793 r/min）及43.5-43.63 Hz （2610-2618 r/min）;當給阻尼器供油時，測量得到的轉子系統的一階模態頻率為31.5-32.13 Hz （1890-1928 r/min），二階模態頻率超過70 Hz。無論是否給阻尼器供油，轉子系統在水平與垂直方向上的模態頻率都存在著一定的差異，這表示同心型擠壓油膜阻尼器中的定心彈簧在水平與垂直方向上的剛度并非完全相同。特別應該注意的是，在油膜內外環良好同心的條件下，不高的供油壓力也會明顯地增大轉子系統的各階模態頻率。

圖2為附加不平衡質量對油膜內外環良好同心條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉子系統油膜內環、中間盤及懸臂盤垂直方向上的不平衡響應曲線的影響，其中懸臂盤上的附加不平衡質量分別為0，1.3， 4.05， 6.45， 8.47及10.67 g，每條曲線上峰值點附近的數字表示峰值出現的轉速。圖3為油膜內外環良好同心條件下，8.47 g附加不平衡質量時懸臂盤垂直方向振動的三維譜圖。

油膜內環的不平衡響應曲線，在1000 r/min附近出現了一個不太明顯的共振峰，在2000-2340 r/min區出現了主共振峰，過了主共振轉速區之后，振動逐漸減小，然后保持不變或逐漸增大。在1000 r/min附近出現的不太明顯的共振是由轉子系統的重力及剛度不對稱導致的“副臨界”引起的2倍超諧共振。當附加不平衡質量較小時，如0及1.3 g，轉速過了1000 r/min的“副臨界”轉速之后，振動逐漸減小，達到最小值后，保持不變或稍有增大，振動最小值甚至小于轉子在“副臨界”轉速前的振動;當附加不平衡質量大于4.05 g時，轉速過了“主臨界”轉速之后，振動迅速減小，然后就逐漸增大。不同附加不平衡質量條件下油膜內環的不平衡響應曲線之間在超臨界轉速區出現了有規律的交叉現象。在不同的轉速區，不平衡量對油膜內環振動的影響也有所不同。隨著附加不平衡質量的增大，油膜內環的振動，大約在2100 r/min以下的轉速區先減小后增大;在2600-3200 r/min的轉速區逐漸減小;在3200 r/min以上的轉速區逐漸增大。

中間盤的不平衡響應曲線，當附加不平衡質量較小時，如0及1.3 g，在1000 r/min附近出現了一個不太明顯的由“副臨界”引起的2倍超諧共振;在主共振轉速區，振動明顯增大;過了主共振轉速后，振動逐漸減小，甚至小于在“副臨界”轉速前的振動;在高轉速區振動又緩慢增大。當附加不平衡質量大于4.05 g后，中間盤在“副臨界”轉速處并沒有出現明顯的2倍超諧共振，在“副臨界”轉速之后，振動就隨著轉速的增大而減小，甚至小于在亞臨界轉速區的振動，當振動達到最小后，又開始增大，過了主共振轉速后，振動隨著轉速逐漸減小或變化不大，但始終大于亞臨界轉速區的振幅。在附加不平衡質量較大時，隨著附加不平衡質量的增大，中間盤的振動達到最小點的轉速及主共振轉速都逐漸減小，整個響應曲線向低轉速區移動。不同附加不平衡質量條件下，中間盤的不平衡響應曲線在主臨界轉速區出現了有規律的交叉現象，如在1400 r/min以下的低轉速區，隨著附加不平衡質量的增大而減小;在2650 r/min以上的高轉速區，隨著附加不平衡質量的增大而增大;在1400-2650 r/min的轉速區，變化較為復雜。

懸臂盤的不平衡響應曲線，在1000 r/min轉速附近并沒有出現由“副臨界”引起的2倍超諧共振，在2150-2250 r/min轉速區出現了明顯的主共振，然后振動逐漸減小。懸臂盤的振動隨附加不平衡質量的變化比較簡單，在大多數轉速區隨著附加不平衡質量的增大先減小然后迅速增大。

對不同附加不平衡質量條件下中間盤及懸臂盤不平衡響應曲線的分析可以發現，當附加不平衡質量從0變為1.3 g時，在主共振轉速區振動隨著附加不平衡質量的增大逐漸減小，但從4.05 g后，振動卻隨附加不平衡質量的增大而逐漸增大，因此在1.3 g及4.05 g附加不平衡量之間可能存在著一個最優的附加不平衡質量，使轉子的振動最小，也就是轉子的實際殘余不平衡達到最小。因此，當附加不平衡質量從0逐漸向最優附加不平衡質量方向增大時，轉子的不平衡狀態逐漸得到改善，轉子的實際不平衡量減小，所以轉子的振動也逐漸減小。但當附加不平衡質量超出最優附加不平衡質量后，轉子的不平衡狀態反而變差，轉子的實際不平衡量變大，所以轉子的振動又出現隨附加不平衡質量增大而增大的現象。產生這種現象的原因是，在多盤柔性轉子系統中，決定轉子系統振動大小的是轉子的實際模態不平衡量，而不是附加的不平衡質量。由于試驗轉子進行簡易現場動平衡后的殘余不平衡并非最小狀態，所以在附加不平衡質量逐漸增大的過程中，轉子的實際模態不平衡量先減小后增大，所以轉子的振動也就出現了先減小后增大的情況。注意到，雖然在最優不平衡質量前后轉子的附加不平衡質量與最優附加不平衡質量的差相同，但由于轉子的模態不平衡量并非完全相同，所以轉子的不平衡響應曲線的變化規律也不可能相同。

2.2 油膜內外環部分接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉子系統的不平衡響應特性 ?試驗前，對油膜內外環間的同心度進行了仔細地調整和檢查，靜態時在間隙圓底部約60o的范圍內油膜內外環間存在接觸，接觸區如圖4所示。

在油膜內外環部分接觸的條件下，先不給阻尼器供油，用錘擊法測量得到轉子系統在垂直方向上的一階模態頻率為29.13-30.25 Hz （1748-1815 r/min）;當給阻尼器進行供油后，其一階模態頻率為29.5-30.25 Hz （1770-1793 r/min）。當油膜內外環部分接觸時，無論是否給阻尼器供油，轉子系統在水平方向上的模態頻率都比較豐富，除了與垂直方向上的模態頻率相近的頻率外，還出現了其他的頻率，這些頻率主要是由油膜內外環局部接觸導致的摩擦所致。在油膜內外環部分接觸的條件下，供油壓力不會對油膜內外環部分接觸方向轉子系統的各階模態頻率產生明顯的影響。這可以作為判斷油膜內外環是否存在接觸以及接觸方向的一個重要特征。

圖5為附加不平衡質量對油膜內外環存在部分接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉子系統油膜內環、中間盤及懸臂盤垂直方向上不平衡響應曲線的影響。

在油膜內外環部分接觸的條件下，油膜內環的不平衡響應曲線，當附加不平衡質量較小時，首先在910 r/min附近出現了次共振，然后在1560-1635及1730-1885 r/min轉速區出現了明顯的主共振，此后油膜內環的振動隨轉速逐漸減小。油膜內環的振動在亞臨界及主共振轉速區，隨附加不平衡質量的增大先減小后迅速增大。在超臨界轉速區，不同附加不平衡質量的油膜內環不平衡響應曲線之間出現了有規律的交叉現象，但由于振動較小，附加不平衡質量對油膜內環振動的影響并不大。當附加不平衡質量很大時，轉子系統的振動在1730-1885 r/min轉速區的共振峰明顯增大，保護軸承處軸的振動已經超出了保護軸承的間隙，保護軸承與轉子之間出現了嚴重的碰摩，即便轉子的轉速上升很多，轉子系統的振動也未見下降，導致轉子無法通過1730-1885 r/min的共振轉速區。

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Abstract： The vibration isolation behaviors of a centralized squeeze film damper with concentricity or partial contact between the oil-film rings are experimentally studied in a centralized squeeze film damper-multi-disk flexible rotor system with an overhang disk. It is shown that the partial contact between oil-film rings of centralized squeeze film damper will not only lead to the critical speeds of the flexible rotor system closer to the critical speeds of the flexible rotor system with a rigid support， but also increase the vibrations of the flexible rotor system in the critical speed regions evidently， even the rotor system cannot pass through the critical speed regions due to high vibrations. In order to improve the vibration isolation ability of the centralized squeeze film damper， the oil-film rings of the centralized squeeze film damper should be centralized as possible.

Key words： rotordynamics; squeeze film damper; vibration isolation; flexible rotor; contact

作者簡介： 祝長生（1963-），男， 教授，博士生導師。電話：（0571）87951784;E-mail：zhu_zhang@zju.edu.cn