高速高效离心式鼓风机转子系统动力学分析∗

张勇张跃春,2李荣满张正华陈卉

（1.湖南航翔燃气轮机有限公司；2.中国航空动力机械研究所）

高速高效离心式鼓风机转子系统动力学分析∗

张勇1张跃春1,2李荣满1张正华1陈卉1

（1.湖南航翔燃气轮机有限公司；2.中国航空动力机械研究所）

基于转子动力学原理，以高速高效离心式鼓风机增速齿轮箱的滑动轴承-转子系统为研究对象，针对滑动轴承非线性动压油膜力在高速时容易引起转子振动的问题，采用ANSYS的热力学分析模块，利用APDL编程语言，求解滑动轴承非线性的动压油膜力，并基于转子动力学的理论建立高速滑动轴承-转子系统的动力学模型，由此求得高速转子的振幅。最后通过高速高效离心式鼓风机增速齿轮箱振动测试试验，验证了高速滑动轴承-转子系统的高速稳定性。

动压油膜；ANSYS；转子动力学；振动测试

0 引言

高速高效离心式鼓风机的输出轴转速较高、载荷复杂，故采用滑动轴承支承。但是，滑动轴承的非线性动压油膜力会引起高速转子振动，影响系统的稳定性，严重的可能会产生破坏性的后果[1]。因此，对滑动轴承非线性动压油膜力及高速转子动力学问题的研究具有重要的工程意义。

目前，国内外专家学者针对高速滑动轴承-转子系统进行了大量的研究，取得了丰硕的成果[2-5]。但在这些研究中，一般是将雷诺方程简化，然后采用数值积分方法编程求解非线性的动压油膜力，导致软件计算时间长，且高速转子动力学分析结果与试验结果存在较大差距。

基于上述系统动力学分析的局限，本文针对高速滑动轴承-转子系统提出了一种考虑非线性动压油膜力的数值分析方法，并应用ANSYS的热力学分析模块，计算得到轴承动压油膜的压力分布和非线性的油膜承载力，然后根据受力平衡关系，建立转轴上圆盘中心的运动微分方程，进而分析转子的动态性能。最后通过高速齿轮箱振动试验验证了高速滑动轴承-转子系统的动力学稳定性。

1 非线性动压油膜承载力

径向圆瓦滑动轴承的结构如图1所示，根据雷诺边界条件确定的积分边界，基于不可压缩定常流动的二维雷诺方程[6]，采用ANSYS的热力学分析模块求解二维雷诺方程，求出动压油膜的压力分布p，流程图如图2所示，进而积分求得动压油膜向心力Fe和切向的分力Fφ。

图1 滑动轴承结构示意图Fig.1Sketch map of sliding bearing structure

式中,h为动压油膜厚度，mm；μ为润滑油动力黏度，Pa·s；p为动压油膜压力，Pa；Ω为转轴运动速度，m/s。

根据数值积分原理以及ANSYS APDL语言的编程要求，按图2的流程图进行编程。

图2 滑动轴承计算流程图Fig.2Flow chart of sliding bearing calculation

根据滑动轴承的结构参数和运行参数，得到动压油膜的压力分布，如图3所示，进而得到非线性的轴承向心力Fe和切向的分力Fφ。

图3 ANSYS计算结果Fig.3ANSYS calculation results

2 高速滑动轴承-转子系统动力学分析

基于转子动力学的相关理论，根据圆盘和轴承的力平衡条件，如图4所示，建立系统的运动微分方程。

式中，x，y为圆盘中心o'的坐标，mm；x1，y1为轴颈中心o1的坐标，mm；ce为外阻力系数；k为转轴的刚度系数，N/m。

设转子涡动的角速度为ω，圆盘中心的向径和轴颈中心的向径之间的夹角以α表示，假设式（4）的解为式中，r为圆盘的振幅；s为转子的振幅。

图4 转子受力分析图Fig.4Force analysis of rotor

将上式代入运动微分方程，并代入非线性滑动轴承油膜力两个方向的分力，根据sinωt或cosωt等式两端的系数相等，可得

式中，De为外阻尼De=ce/mωn；C为轴颈间隙。

根据式（5）整理出转子振幅的二次方程，求出对应的s和r。

根据公式7可知，对于特定的滑动轴承，其k，C，Dε不变，假设一系列的ω/ωn，即可得到相应的s，由公式8即可求出相应的r值。

假设Dε为定值，则可得到一系列的s和r值，如图5和图6所示。随着ω/ωn的不断增大，转子振幅s不断增大，当ω/ωn于1时振幅s急剧增大；圆盘的振幅r则是先增大，在ω/ωn为1时产生共振，圆盘振幅最大，随后逐渐减小。

图5 转子振幅SFig.5Amplitude of rotor

图6 圆盘的振幅rFig.6Amplitude of disk

3 试验验证

为了验证高速滑动轴承-转子系统动力学特性，特对某型高速齿轮箱的转子系统进行振动试验[7-9]，该高速转子的滑动轴承参数如表1所示，传感器布置在高速输出轴滑动轴承处的箱体上，如图7所示，并由试验数据分析转子系统的动力学性能。

图7 试验现场及传感器布置位置Fig.7Test site and location of sensor

表1 滑动轴承的参数表Tab.1Parameters for sliding bearings

应用上述方法对高速离心式鼓风机的转子进行计算分析，可知在鼓风机的工作转速±15%的范围内，不存在共振点和临界转速，高速轴具有良好的动力学性能。基于以上计算结果，通过振动测试试验验证上述方法的正确性，监测鼓风机的运行状态。

振动测试采用DEWESoft数据采集系统[10]，如图8所示，振动测试试验方案如表2所示，在试验过程中实时监测系统振动的时域值及频谱图[11]。

图8 输出转速51 000r/min时的振动数据Fig.8Vibration data at the output speed 51 000r/min

表2 鼓风机性能试验方案Tab.2Performance test of blower

在试验过程中，振动数据平稳，没有出现振动加速度值急剧增大的情况，且两个方向的振动加速度值均在4g以内，详见表3，符合API 617-2014中对离心式鼓风机振动加速度值的限制要求。

表3 各特征频率的振动加速度值Tab.3Vibration acceleration values of characteristic frequencies

4 结论

对于高速增速齿轮箱的振动监测可知，高速滑动轴承-转子系统的运行情况稳定，具有良好的动态性能，且在工作转速范围内无临界转速及共振点。另外，滑动轴承半速涡动不明显，且没有出现油膜振荡现象。综上所述，滑动轴承在高速运转的情况下无异常现象，符合设计要求。

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Rotor-dynamics System Analysis of Centrifugal Blowers with High Speed and Efficiency

Yong Zhang1Yue-chun Zhang1,2Rong-man Li1Zheng-hua Zhang1Hui Chen1
(1.Hunan Hang Xiang Gas Turbin Co.,LTD；2.China Aviation Powerplant Research Institute）

Based on the principles of rotor dynamics,the sliding bearing-rotor system of the gearbox for high speed,highly efficient centrifugal blowers is analysed.A dynamic model of the high speed sliding bearing-rotor system is established,to predict the rotor vibration due to non-linear dynamic pressure oil film forces of the sliding bearing at high speed.The amplitude of the high speed rotor is obtained by using ANSYS thermodynamics analysis module and the APDL programming language to compute the non-linear,dynamic oil film force.Finally,the speed gearbox vibration test is conducted for the high speed and highly efficient centrifugal blower,which verifies the stability of the high-speed sliding bearing-rotor system.

dynamic pressure oil film;ANSYS;rotor dynamics;vibration test

TH442；TK05

1006-8155-(2017)03-0040-04

A

10.16492/j.fjjs.2017.03.0007

株洲市创新引导基金项目（2015GJK003）

2017-05-14湖南株洲412002