可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)特性的實驗研究

張治平，王建偉，安 林，方攸同，陳玉輝，馮 凱

（1.浙江大學(xué)電氣工程學(xué)院，浙江杭州 310058；2.湖南大學(xué)機械與運載工程學(xué)院，湖南長沙 410082；3.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室，廣東珠海 519070）

引言

氣體軸承具有噪音低、清潔度高、摩擦小、功率密度大等優(yōu)點，在渦輪機械中得到了廣泛的應(yīng)用。傳統(tǒng)的剛性氣體軸承結(jié)構(gòu)簡單，因其固有的、較高的交叉耦合剛度極易引起轉(zhuǎn)子不穩(wěn)定［1］?？蓛A瓦軸承因其幾乎為零的交叉耦合剛度消除了旋轉(zhuǎn)不穩(wěn)定性，使渦輪機械的平均轉(zhuǎn)速有了較大的提高［2］，但其承載能力和阻尼水平仍難以滿足大型渦輪機械的使用需求。為了提高可傾瓦軸承的承載能力，考慮到多孔質(zhì)軸承結(jié)構(gòu)簡單、承載能力強、剛度大等優(yōu)點［3-5］，一種新型的混合氣體軸承——可傾瓦多孔質(zhì)軸承被提出，并成功地應(yīng)用于小功率渦輪機械［6-7］。

Montgomery 等［8］首次將可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在250 kr/min 的轉(zhuǎn)速下穩(wěn)定運行，證明了可傾瓦多孔質(zhì)軸承在高轉(zhuǎn)速軸系中應(yīng)用的可行性。San Andrés［9］在柔性鉸鏈可傾瓦軸承的基礎(chǔ)上增加小孔供氣，得到了一種動靜壓混合柔性鉸鏈可傾瓦軸承，并建立了靜動壓混合氣體軸承的計算模型，該模型可以用于穩(wěn)定性良好的高速轉(zhuǎn)子系統(tǒng)。王占朝等［10］建立了帶平衡梁結(jié)構(gòu)的水潤滑可傾瓦推力軸承啟停過程瞬態(tài)模型，并分析了相同運行條件下平衡梁結(jié)構(gòu)與非平衡梁結(jié)構(gòu)的可傾瓦推力軸承的啟停過程。文獻［11-12］從理論和實驗角度研究了可傾瓦多孔質(zhì)氣體軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的非線性特征，討論了供氣壓力、名義間隙、軸瓦轉(zhuǎn)動剛度和徑向剛度等因素對系統(tǒng)非線性特征的影響。王建敏等［13］考慮速度滑移建立模型，利用有限元方法進行數(shù)值分析，討論了局部多孔質(zhì)氣體軸承的靜態(tài)性能。陳淑江等［14］針對一種橢圓型柔性鉸鏈可傾瓦軸承，在柔性鉸鏈剛度建模的基礎(chǔ)上，通過建立軸瓦油膜厚度模型及軸頸和軸瓦的平衡模型，研究了柔性鉸鏈可傾瓦軸承中柔性鉸鏈的旋轉(zhuǎn)剛度對軸承的動靜態(tài)性能的影響規(guī)律。燕振雷等［15］研究了稀薄效應(yīng)對可傾瓦動壓氣體軸承性能的影響。

雖然國內(nèi)外學(xué)者就可傾瓦多孔質(zhì)軸承開展了一系列的研究，但是相關(guān)研究主要集中在理論研究、數(shù)值模擬和靜動態(tài)特性的分析上，而側(cè)重于可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)特性的實驗研究相對較少。本文基于可傾瓦多孔質(zhì)軸承搭建了軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實驗臺，并開展一系列實驗研究。分析了可傾瓦多孔質(zhì)的滲透特性；明確了不同供氣壓力、供氣方式及轉(zhuǎn)子不平衡質(zhì)量等參數(shù)對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的影響規(guī)律，初步獲取了不同工況下可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)特性。

1 可傾瓦多孔質(zhì)軸承及軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實驗臺

可傾瓦多孔質(zhì)軸承結(jié)構(gòu)如圖1所示。每個軸承包括4 塊周向均布的多孔質(zhì)軸瓦，軸瓦按照與豎直方向呈45°安裝角進行安裝，下部兩塊軸瓦主要起支承轉(zhuǎn)子作用，上部兩塊軸瓦主要用于限制轉(zhuǎn)子振動或提供壓力預(yù)載。軸瓦殼體背面布置有球窩結(jié)構(gòu)，以便與球頭螺桿連接，采用球頭螺桿連接可為軸瓦提供足夠的徑向支撐，并保證其轉(zhuǎn)動能力。實驗所使用可傾瓦多孔質(zhì)軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，靠近推力盤一側(cè)的多孔質(zhì)可傾瓦軸承為I 號軸承，另一軸承為II 號軸承。

圖1 可傾瓦多孔質(zhì)軸承結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Diagram of the tilting pad porous bearing

表1 可傾瓦多孔質(zhì)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)表Tab.1 Parameter table of the tilting pad porous bearing

可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)試驗臺結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示，其中主要包含以下幾部分：轉(zhuǎn)子系統(tǒng)、可傾瓦多孔質(zhì)軸承、軸承基座、多孔質(zhì)推力軸承、實驗臺基座、供氣系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和數(shù)據(jù)處理系統(tǒng)。

圖2 多孔質(zhì)可傾瓦軸承-轉(zhuǎn)子實驗臺Fig.2 Test rig for tilting pad porous bearing-rotor system

2 實驗與分析

2.1 可傾瓦多孔質(zhì)軸承滲透特性

實驗使用美國New Way 公司生產(chǎn)的W 型凹面多孔質(zhì)材料瓦塊。如圖3所示，將多孔質(zhì)可傾瓦置于水中并通入高壓氣體，通過氣泡觀察到氣體由瓦塊工作面均勻流出，表明多孔質(zhì)材料均勻性良好。

圖3 多孔質(zhì)可傾瓦軸承工作面氣體流動圖Fig.3 Gas flow diagram of the working surface

實驗測得I 號和II 號軸承各軸瓦氣體消耗量隨供氣壓力變化曲線如圖4所示。在供氣壓力較低時，隨著供氣壓力的增加，通過多孔質(zhì)軸瓦的氣體流量非線性增加，當(dāng)供氣壓力較高（大于350 kPa）時，各軸瓦氣體流量隨供氣壓力增大而線性地增加。分析認為，在供氣壓力較低時，隨著供氣壓力的增加，多孔質(zhì)材料一些堵塞的孔隙被逐步打開，同時一些孔隙在較高壓力下逐漸串通、變大，導(dǎo)致各軸瓦氣體流量呈非線性增加。當(dāng)供氣壓力高于350 kPa 時，多孔質(zhì)材料的孔隙基本全部打開，軸瓦對高壓氣體的限流作用幾乎恒定，通過多孔質(zhì)的氣體流量隨供氣壓力線性增大。另外，各軸瓦表面磨損、磕碰及空隙微觀結(jié)構(gòu)的差異，不同軸瓦消耗氣體流量有一定的差別。

圖4 軸瓦氣體流量隨供氣壓力變化曲線Fig.4 Variation curve of gas flow rate with supply pressure

氣體通過多孔質(zhì)材料的流動以黏性流動為主，且遵循Darcy定律，多孔質(zhì)材料的滲透率k計算表達式［7］如下：

式中Ps為絕對供氣壓力，Pa為環(huán)境壓力，G為通過多孔質(zhì)材料氣體的質(zhì)量流量，A為多孔質(zhì)的有效供氣面積，tp為多孔質(zhì)材料厚度，μ=1.91×10-3Pa·s為氣體動力黏度，T=293 K 為熱力學(xué)溫度，R=286.7 J/(kg·K)為氣體常數(shù)。由式(1)可得到各軸瓦滲透率與供氣壓力變化的關(guān)系如圖5所示。

圖5 軸承各軸瓦滲透率隨供氣壓力變化曲線Fig.5 Permeability curve of the pads with supply pressure

供氣壓力對多孔質(zhì)可傾瓦軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的綜合性能影響顯著，研究不同供氣壓力下多孔質(zhì)可傾瓦軸承的動力學(xué)特性，對改善其綜合性能、拓展此類軸承使用空間有現(xiàn)實意義。為了在不影響實驗結(jié)果的基礎(chǔ)上簡化實驗流程，有關(guān)可傾瓦多孔質(zhì)軸承性能的實驗結(jié)果均在I號軸承上采集。實驗時，可傾瓦軸承的上、下軸瓦分別單獨供氣，多孔質(zhì)止推氣體軸承供氣壓力需單獨控制。

2.2 軸承整體供氣壓力對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)的影響

保持推軸承供氣壓力不變，在保證上、下軸瓦組的供氣壓力相等的同時，將上、下軸瓦組的供氣壓力分別設(shè)定為為350，400，和450 kPa，研究不同整體供氣壓力對于軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)性能的影響，實驗結(jié)果如圖6所示。

圖6 不同整體供氣壓力下豎直振動情況Fig.6 Effect of overall air supply pressure on vertical vibration

由圖6 可知，隨著供氣壓力的增加，轉(zhuǎn)子均在18 kr/min 附近出現(xiàn)次同步振動，且振幅沒有明顯變化；同步振動峰值在8.5 kr/min 附近出現(xiàn)，且隨著整體供氣壓力的增加，同步振動峰值呈增大趨勢。

相關(guān)研究表明，通過增加供氣壓力可以提高靜壓氣體軸承的剛度，而軸承剛度的增加會導(dǎo)致軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速變大［16］，這與以上實驗結(jié)果不一致。分析認為，這是由于所測試軸承剛度過大造成的。增加供氣壓力對軸承的剛度改變很小，反而增加了間隙的氣體流量，減小了軸承阻尼。

圖7 顯示了不同整體供氣壓力下軸承的水平方向振動情況。對比圖6 和7 可知，在相同實驗參數(shù)條件下，豎直方向和水平方向振動的響應(yīng)轉(zhuǎn)速和大小基本一致，表明軸承在豎直方向和水平方向為轉(zhuǎn)子提供的剛度和阻尼相近。而在轉(zhuǎn)子同步振動發(fā)生臨界共振時，豎直方向響應(yīng)幅值比水平方向略大，說明此時該軸承豎直方向的阻尼較水平方向阻尼略小。

圖7 不同整體供氣壓力下水平方向振動情況Fig.7 Effect of overall air supply pressure on horizontal vibration

圖8 為整體供氣壓力400 kPa 時，不同轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子軸心軌跡示意圖。由圖可知，轉(zhuǎn)子在5，8.5 和30 kr/min 轉(zhuǎn)速下的軸心軌跡近似為圓形，表明此時轉(zhuǎn)子振動特性良好。而在轉(zhuǎn)速為18 kr/min 時軸心軌跡為“內(nèi)8”字形，這是由于在此轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子出現(xiàn)較明顯的次同步振動現(xiàn)象，并引起轉(zhuǎn)子一定程度的失穩(wěn)。

圖8 整體供氣壓力400 kPa 時轉(zhuǎn)子不同轉(zhuǎn)速下軸心軌跡Fig.8 Shaft trajectory at different rotor speeds when the overall supply pressure is 400 kPa

2.3 上軸瓦供氣壓力對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)的影響

在下軸瓦組及止推軸承供氣壓力不變的條件下，通過改變上軸瓦組的供氣壓力，研究不同上軸瓦組供氣壓力對該軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)特性影響，具體實驗參數(shù)如表2所示。

表2 控制上軸瓦組供氣壓力實驗參數(shù)表Tab.2 Table of experimental parameters of upper pads supply pressure

在不同上軸瓦組供氣壓力下，轉(zhuǎn)子同步振動、次同步振動實驗結(jié)果如圖9所示。由圖9（a）可知，當(dāng)上軸瓦組的供氣壓力由350 kPa 逐漸增加至450 kPa時，轉(zhuǎn)子同步振動幾乎沒有變化，其臨界轉(zhuǎn)速均為8.0 kr/min，臨界共振振幅約為12 μm，轉(zhuǎn)子在較高轉(zhuǎn)速時的同步振動振幅均為1.7 μm。這一結(jié)果符合軸承剛度過大的猜想。由于軸承剛度較大，一定限度內(nèi)增加上軸瓦供氣壓力，軸承剛度不能進一步提高，軸心軌跡變化不大，振動特性幾乎不變。

圖9 不同上軸瓦供氣壓力下轉(zhuǎn)子豎直方向的振動情況Fig.9 Vibration of the rotor in the vertical direction with the supply pressure of the upper shaft shank

由圖9（b）可知，隨著上軸瓦組供氣壓力增加，轉(zhuǎn)子次同步振動均在17 kr/min 開始出現(xiàn)，分別在21.75，21.50，21.25，21.25 和21.00 kr/min 消失；次同步振動消失的轉(zhuǎn)速呈逐漸減小的趨勢，出現(xiàn)次同步的轉(zhuǎn)速區(qū)間縮小。整個實驗過程中，次同步振動頻率均在0.5 倍轉(zhuǎn)頻，其響應(yīng)的最大幅值和對應(yīng)轉(zhuǎn)速沒有變化，分別為4.6 μm 和17.25 kr/min。

圖10 為不同上軸瓦供氣壓力下轉(zhuǎn)子水平振動幅值隨轉(zhuǎn)速的變化曲線。當(dāng)上軸瓦供氣壓力小于下軸瓦時，轉(zhuǎn)子同步振動的臨界轉(zhuǎn)速均為8.5 kr/min，臨界共振振幅隨供氣壓力增加略微增大，分別為8.2，8.5 和8.6 μm。水平方向存在次同步振動的轉(zhuǎn)速區(qū)間變窄，分別為17～22，17～21.5 和17～21.25 kr/min，振動峰值減小。隨著上軸瓦組供氣壓力由400 kPa 增加至450 kPa，水平方向臨界共振振幅呈減小趨勢，存在次同步振動的轉(zhuǎn)速區(qū)間分別為17～21.25，17～21.25 和17～21.0 kr/min，振幅隨供氣壓力增加略有減小。

圖10 不同上軸瓦供氣壓力下轉(zhuǎn)子水平方向的振動情況Fig.10 Vibration of the rotor in the horizontal direction with the supply pressure of the upper shaft shank

對于該可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，增加其上軸瓦組供氣壓力對轉(zhuǎn)子的同步振動影響較小，對轉(zhuǎn)子次同步振動有一定的抑制作用。

2.4 下軸瓦供氣壓力對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)的影響

在上軸瓦組供氣壓力及止推軸承供氣壓力不變的情況下，研究不同下軸瓦壓力變化對該軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)影響。具體實驗參數(shù)如表3所示。

表3 控制下軸瓦組供氣壓力實驗參數(shù)表Tab.3 Table of experimental parameters of lower pads supply pressure

圖11 為不同下軸瓦組供氣壓力下豎直方向轉(zhuǎn)子同步振動和次同步振動情況。由圖可知，豎直方向轉(zhuǎn)子同步振動臨界共振振幅隨下軸瓦供氣壓力增加而變大，但均小于軸承整體供氣壓力為450 kPa時的轉(zhuǎn)子共振振幅13.2 μm，轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速呈減小趨勢。在350～425 kPa 的下軸瓦供氣壓力下，豎直方向轉(zhuǎn)子次同步振動分別在17.25～22，17～21.5，17～21 和16.75～20.75 kr/min 的轉(zhuǎn)速區(qū)間出現(xiàn)，轉(zhuǎn)子次同步振動峰值隨下軸瓦供氣壓力增加而略微變大，次同步振動峰值對應(yīng)轉(zhuǎn)速逐漸減小。隨軸承下軸瓦組供氣壓力的增加，豎直方向轉(zhuǎn)子產(chǎn)生次同步的轉(zhuǎn)速區(qū)間“前移”，振幅峰值變大，與之對應(yīng)轉(zhuǎn)速減小。

圖11 不同下軸瓦供氣壓力下，轉(zhuǎn)子豎直方向的振動情況Fig.11 Vibration of the rotor in the vertical direction with the pressure of the air supply to the lower shaft shank

圖12 為不同下軸瓦組供氣壓力下水平方向轉(zhuǎn)子同步振動和次同步振動情況。由圖可知，水平方向轉(zhuǎn)子同步振動臨界轉(zhuǎn)速分別為8.8，8.5，8.5 和8.5 kr/min，臨界共振振幅隨下軸瓦供氣壓力增加而變大。在下軸瓦組供氣壓力為350～425 kPa 時，水平方向轉(zhuǎn)子次同步振動出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速區(qū)間分別為17.25～22，17～21.5，17～21 和 16.75～20.75 kr/min，對應(yīng)的最大振幅逐漸增大，對應(yīng)轉(zhuǎn)速逐步減小。水平方向轉(zhuǎn)子次同步振動隨下軸瓦供氣壓力增加與豎直方向轉(zhuǎn)子次同步振動變化規(guī)律相同。

圖12 不同下軸瓦供氣壓力下轉(zhuǎn)子水平方向的振動情況Fig.12 Vibration of the rotor in the horizontal direction by the air supply pressure of the lower shaft shank

分析認為，在相同上軸瓦組供氣壓力下，增加下軸瓦的供氣壓力，抬高了轉(zhuǎn)子的軸心位置，增大了軸承間隙的氣膜厚度，軸承間隙變大，氣膜剛度減小，轉(zhuǎn)子同步振動臨界轉(zhuǎn)速變小。同時，氣膜厚度增加，氣膜的潤滑作用增強，整體阻尼減小，轉(zhuǎn)子同步振動共振振幅變大，次同步振動最大振幅隨之增大。

2.5 止推軸承供氣壓力對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)的影響

控制上、下軸瓦組供氣壓力不變，依次調(diào)節(jié)止推軸承供氣壓力為80，180 和280 kPa，得到轉(zhuǎn)子的同步振動和次同步振動信息如圖13所示。由圖13 可知，止推軸承供氣壓力的改變對轉(zhuǎn)子同步振動沒有影響，轉(zhuǎn)子豎直方向次同步振動的最大振幅隨止推軸承供氣壓力的增加有所增大。

圖13 止推軸承供氣壓力不同時豎直方向同步及次同步振動Fig.13 Synchronous and sub-synchronous vibration in vertical direction with different supply pressure of thrust bearing

分析認為，次同步振動與軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有頻率有關(guān)，而止推軸承供氣壓力的增加一定程度上改變了這一屬性，進而影響轉(zhuǎn)子軸向振動及其他轉(zhuǎn)子動力學(xué)響應(yīng)。另外，由于本實驗止推軸承間隙較大，增加止推軸承供氣壓力相當(dāng)于增加了潤滑氣體的供給，減小了軸承對轉(zhuǎn)子的軸向摩擦力，轉(zhuǎn)子自由降速時間隨供氣壓力增加而變長。

2.6 轉(zhuǎn)子不平衡質(zhì)量對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)的影響

如圖14所示，在轉(zhuǎn)子渦輪和配重盤端面同相位置添加不平衡質(zhì)量，研究轉(zhuǎn)子不平衡量對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的影響。軸承上、下軸瓦組供氣壓力分別為400 和450 kPa，止推軸承供氣壓力為80 kPa，分別在渦輪和配重盤端面固定相同質(zhì)量的配重螺釘，其具體參數(shù)如表4所示。

圖14 渦輪配重盤兩端配重螺釘安裝情況實物圖Fig.14 Physical view of the installation of counterweight screws on the end face of the turbine and counterweight disc

表4 加載不平衡量實驗分組Tab.4 Experimental grouping of unevenness measures

同相加載不平衡質(zhì)量時，對應(yīng)的豎直方向轉(zhuǎn)子同步振動和次同步振動情況如圖15所示。圖中U0代表未添加配重時的轉(zhuǎn)子振動。在添加不同配重后，豎直方向轉(zhuǎn)子同步振動臨界共振的振幅逐漸增加，分別為12.5，13.2 和14.2 μm，轉(zhuǎn)子高速穩(wěn)定振動的振幅隨著配重質(zhì)量的增加而變大。由圖15（b）可知，隨著配重質(zhì)量的增加，轉(zhuǎn)子次同步振動發(fā)生的范圍擴大，次同步振動的最大振幅也隨之變大，其值依次為8，16 和20 μm。

圖15 同相加載不平衡質(zhì)量時豎直方向同步及次同步振動Fig.15 Synchronous and sub-synchronous vibration in vertical direction when unbalanced masses are loaded in the same phase

圖16 為多種不平衡質(zhì)量下豎直方向轉(zhuǎn)子同步振動的規(guī)格化處理結(jié)果。以添加配重質(zhì)量為0.055 g 的實驗數(shù)據(jù)為歸一條件，三次實驗中的同步振動數(shù)據(jù)均除以其對應(yīng)添加的配重質(zhì)量，而后乘以0.055 進行規(guī)格化，圖中表示Ui的規(guī)格化結(jié)果。由圖16 可知，規(guī)格化后三次實驗數(shù)據(jù)并未全部重合，其在17～30 kr/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間基本重合，這說明不平衡質(zhì)量對于該系統(tǒng)中高速穩(wěn)定的轉(zhuǎn)子同步振動的影響是線性的，而在8～12.5 kr/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間的影響是非線性的，且影響的增量幅度有減小的趨勢。

圖16 不平衡質(zhì)量同相加載時豎直方向規(guī)格化處理同步振動Fig.16 Synchronous and sub-synchronous vibration in vertical direction when unbalanced masses are loaded in the same phase after normalization

在轉(zhuǎn)子渦輪和配重盤兩端反相（間隔180°）加載配重質(zhì)量時，豎直方向轉(zhuǎn)子同步及次同步振動結(jié)果如圖17所示（圖中，下標out 表示反相加載不平衡質(zhì)量）。在此條件下，豎直方向轉(zhuǎn)子同步振動整體振幅減弱，在30 kr/min 時其振幅均只有0.6 μm；次同步振動發(fā)生范圍擴大，次同步最大振幅較同相加載情況的值有所增大，但增幅極小。

圖17 不平衡質(zhì)量反相加載時豎直方向同步及次同步振動Fig.17 Synchronous and sub-synchronous vibrations in the vertical direction when the unbalanced mass is loaded in anti-phase

在轉(zhuǎn)子渦輪和配重盤兩端與配重反相位置添加配重質(zhì)量，以期減小轉(zhuǎn)子不平衡量從而減弱甚至消滅次同步振動，實驗結(jié)果如圖18所示。轉(zhuǎn)子在整個轉(zhuǎn)速區(qū)間沒有發(fā)生次同步振動，同步振動臨界共振峰值和高速穩(wěn)定振動振幅分別減小至6.7 和1.4 μm，變化幅度相對于供氣壓力的影響更大。分析認為，對于可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，轉(zhuǎn)子不平衡量的存在可以激發(fā)轉(zhuǎn)子次同步振動的出現(xiàn)。

圖18 動平衡后豎直方向轉(zhuǎn)子振動轉(zhuǎn)速-頻譜瀑布圖及同步振動情況Fig.18 The rotor vibration speed spectrum waterfall and synchronous vibration in vertical direction，under dynamic balance condition

3 結(jié)論

本文通過一系列實驗，系統(tǒng)地研究了可傾瓦多孔質(zhì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)特性。研究表明：1）多孔質(zhì)軸瓦的滲透率與供氣壓力無關(guān)；2）在軸承剛度較大的情況下，轉(zhuǎn)子同步振動的臨界轉(zhuǎn)速隨軸承整體供氣壓力增加而減小，臨界共振振幅隨軸承整體供氣壓力增加而變大；3）增加上軸瓦組供氣壓力對轉(zhuǎn)子的次同步振動有一定的抑制作用；4）轉(zhuǎn)子振幅隨下軸瓦組供氣壓力的增加而增大，下軸瓦供氣壓力的增加促進轉(zhuǎn)子次同步的出現(xiàn)；5）轉(zhuǎn)子不平衡量可以激發(fā)轉(zhuǎn)子次同步振動的出現(xiàn)。