某滑动轴承-转子系统次同步失稳机理分析及试验研究

黄金平，杜大华，王伟

（1.西安航天动力研究所,陕西西安710100；2.液体火箭发动机技术国防科技重点实验室，陕西西安710100）

某滑动轴承-转子系统次同步失稳机理分析及试验研究

黄金平1,2，杜大华1，王伟1

（1.西安航天动力研究所,陕西西安710100；2.液体火箭发动机技术国防科技重点实验室，陕西西安710100）

通过简化的轴承转子系统模型，分析了次同步失稳机理，给出了次同步失稳解决方案。在试验台架上进行了5叶可倾瓦滑动轴承支承的柔性转子系统运转试验，当工作转速处于2和3阶临界转速之间时，观察到了明显的次同步失稳现象，获得了失稳门槛转速，分析得出轴承中环形流体周向平均速度系数。通过修改转子结构，提高低阶横向弯曲临界转速，有效消除了次同步失稳，实现了试验转子的超高速稳定运行。

滑动轴承；转子系统；次同步;稳定性

0 引言

滑动轴承具有结构简单、承载能力强、噪声小、寿命长等诸多优点[1－2]，广泛应用于航空、航天、石化、电力等各类旋转机械中。油膜失稳是滑动轴承转子系统最常见的故障之一。由于转子失稳具有突发性，且失稳后振动量级在短时间内会急剧增大，可能对轴系及支承系统造成极大的破坏，因此在升高速和超速运行过程中，除进行轴系振动、轴承工作状态及轴承受力监测和分析外，还必须进行专门的稳定性分析。随着旋转机械技术指标要求的不断提高，结构简单、重量轻、大长细比已成为高速轴系结构发展的趋势，这种发展趋势必然造成转子临界转速降低、轴系不稳定区扩大，因而更容易发生油膜失稳[3－4]。本文在理论分析的基础上，结合试验转子的升高速运行过程，对滑动轴承-转子系统的稳定性进行了研究。

1 滑动轴承转子系统次同步失稳机理

考虑如图1所示的转子系统：一无质量的弹性轴段左端支承于刚度无限大的轴承上，右端有集中质量，该集中质量处安装有滑动轴承。滑动轴承油膜在集中质量M质心处产生的径向等效刚度为K。轴颈和轴承壳体间充满粘性润滑油，轴颈的高速运转会带动润滑油沿周向运动，其运动过程及机理十分复杂，为了说明问题的方便，对润滑油的运动过程进行简化。假定润滑油周向运动平均速度v¯与轴颈转速Ω满足式(1)的关系[5]：

流体周向平均速度系数λ∈(0,0.5)为一常数，其值与轴承结构参数及运行工况密切相关，r为集中质量M质心处径向振动位移矢量。

滑动轴承对该转子系统的径向力FB和切向力FT可表示为[5]：

式中：KB为轴承径向支承刚度；C为滑动轴承的阻尼系数；复数符号j表示切向力FT与转子径向振动位移矢量r正交；jCλΩ为轴承的切向刚度。

弹性轴段产生的径向力FS可表示为：

式 (15)给出了滑动轴承转子系统失稳门槛转速与其低阶临界转速之间的关系。

转子失稳大多发生在升速或超速运行过程中。当滑动轴承-转子系统升速到一定转速Ω时，由于滑动轴承油膜而产生的涡动频率 (转速)为λΩ，随着转速升高，涡动频率 (转速)随之升高，当涡动频率 (转速)升高至低阶临界转速ωn时，产生共振，转子振动幅值会剧烈增大，当外阻尼较小时，系统可能发生次同步失稳。次同步失稳发生后，转子振动将被“锁频”，始终保持等于转子的低阶固有频率ωn，不再随转速的升高而变化。

ωn一般为转子系统的一阶弯曲临界转速 (固有频率)，实际中由于系统非线性的影响，发生次同步失稳后，转子振动频谱中除可明显观察到一阶弯曲临界转速对应的突频外，某些情况下，二阶甚至三阶弯曲临界转速对应的突频也有所反映。

2 滑动轴承转子系统次同步失稳解决方案

在使用滑动轴承的转子系统中，为了保证转子系统的稳定性，必须提高转子系统的失稳门槛转速Ωth至最高工作转速以上。由式 (14)和(15)，可采取两种方法来提高失稳门槛转速：

1)提高转子系统的横向弯曲刚度 (提高转子的弯曲临界转速)

提高转子系统的横向弯曲刚度一般通过改变转子的结构尺寸 (增大径向尺寸、减小轴向尺寸等方法)来实现。

2)减小轴承内环形流体的周向流速 (减小系数)

减小轴承内环形流体的周向流速一般需采用不同的轴承或密封结构，需对轴承或密封结构进行重新设计修改。不同结构形式的轴承对应的系数λ列于表1中，仅从稳定性角度看，流体静压轴承最好、椭圆瓦和可倾瓦轴承次之，平面圆柱轴承的稳定性最差。系数λ与轴承结构形式、转静件表面的粗糙度、油液粘度、油液温度、轴承预载等多种因素有关，其精确值一般需通过试验获得。

表1 不同结构形式的轴承对应的λ系数Tab.1 λ coefficients corresponding to different bearing configurations

在保持轴承结构不变的情况下，采取反旋流措施也可减小流体的周向流速，即在轴承或密封环形流体中导入一股与原始流体旋转方向相反的流体以抵消腔内的流动形态。反旋流方法对改善轴系稳定性有一定效果，但结构复杂、设计制造难度大[6]，实际应用并不多见。

3 滑动轴承转子系统次同步失稳试验

3.1 次同步失稳现象

图2所示试验转子系统，其通过钛合金空心联轴器与齿轮箱高速输出端刚性连接，支承采用5个叶的可倾瓦滑动轴承。该转子前三阶临界转速分别为5 242 rpm，18 350 rpm和3 7873 rpm，对应的振型均为横向弯曲振型，若转子系统在30 000 rpm附近运行，属于典型柔性转子 (超临界转子)系统，运行过程中存在很大的失稳风险。

某次升速过程中测量面S1和S2处径向振动位移的全频段及1X量级曲线如图3所示。该试验转子可顺利越过二阶临界转速至21 000 rpm，21 000 rpm后全频段振动位移幅值在小范围内出现波动，转速29 500 rpm时振动量级逐渐增大，接近30 000 rpm时振动量级急剧增大，实施了紧急停机。1X幅值在29 000 rpm以后变化并不明显，说明量级突然增大与不平衡关系不大。升速过程中转速1X分量幅值平稳，且量级较小，29 500 rpm时出现了87.5 Hz的突频，该突频对应的峰值接近40 μm，远大于转速1X幅值，如图4所示。转速30 000 rpm时，主要突频频率仍为87.5 Hz，对应的幅值已达470 μm，此时1X幅值基本被淹没。振动突频87.5 Hz与实测的转子系统一阶临界转速频率87.37 Hz(5 242 rpm)基本吻合，从振动特点上可确定转子系统发生了次同步振动失稳，且失稳门槛转速Ωth1=30 000 rpm。

由式 (15)可得该轴承中环形流体周向平均速度系数：

3.2 次同步失稳治理措施

与试验转子相比，可倾瓦滑动轴承结构复杂，且影响轴承工作特性的参数较多，重新设计修改难度较大，因此采取改变转子结构、提高临界转速的方法消除失稳 (提高失稳门槛转速至最高工作转速以上)。

在现场测试和理论分析的基础上重新设计了一新试验转子，新试验转子安装现场示意图如图5所示。与原试验转子相比，新试验转子只对轴正中位置600 mm长的轴段外径进行了增大，由原来的通径36 mm修改为两段长度275 mm的100 mm轴段和一段长度50 mm的150 mm轴段。轴段其它部分外径、转子总长度及轴承均未做改动。结构修改后，转子的一阶弯曲临界转速由5 242 rpm提高到13 000 rpm。图6～图8给出了新试验转子运转测试结果曲线，虽然在3 900 rpm(65 Hz)附近出现了“圆柱形”刚性临界转速，同样出现了次同步振动现象，次同步振动的频率正好等于一阶“圆柱形”临界转速，但由于轴承对转子刚性模态的阻尼较大，限制了次同步振动幅值的进一步增大，避免了次同步振动导致的转子失稳。

可以看出，新试验转子与原试验转子振动有本质的区别：新试验转子振动突频主要表现为同步分量 (1X)，该同步振动不会在转子上产生交变应力，对结构没有破坏性的影响，且可通过转子的高速动平衡将同步分量减小到许可范围内；而原试验转子振动突频主要为低阶弯曲共振频率，为明显的次同步分量 (0.175X)，该次同步振动由滑动轴承油膜涡动引起，在转子上会产生交变应力，过大的次同步振动会对转子系统产生破坏性的影响。次同步振动不能通过转子平衡进行消除或减弱，必须进行转子或轴承结构修改才能消除次同步振动的根源。

由于轴承结构及润滑油参数保持稳定，系数应基本保持不变。若新转子的失稳与一阶弯曲临界转速有关，则失稳门槛转速满足如下关系：

式中：ωn2=13 000 rpm，为新试验转子的一阶弯曲临界转速。

经过高速动平衡，该试验转子可稳定运行到50 000 rpm，如图9所示。

4 结论

1)滑动轴承交叉油膜刚度引起的转子次同步失稳存在一失稳门槛转速，该失稳门槛转速与转子的低阶临界转速及轴承结构形式有关，失稳时转子的径向振动突频主要表现为低阶 (一般为一阶)弯曲临界转速对应的频率。

2)可通过提高转子系统低阶临界转速或改变轴承结构形式来提高失稳门槛转速，以确保工作转速下和超速过程中转子工作的稳定性。

3)在不改变轴承结构形式的前提下，通过修改转子结构，提高其低阶弯曲临界转速，有效地消除了次同步导致的转子失稳。

4)对于本文的5叶可倾瓦滑动轴承转子系统，转子工作转速Ω与轴颈中心涡动速度 (转速)ω满足关系：Ω=0.175ω。根据运转试验获得的临界转速，预测得到新试验转子系统的失稳门槛转速为74 286 rpm，通过动平衡实现了该转子至50 000 rpm的高速稳定运行。

[1]吴超,杨春燕,吴溢华,等.主动可控的径向油膜轴承研究综述[J].润滑与密封,2009,8(34):111-113.

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[10]杨建刚.旋转机械振动分析与工程应用[M].北京:中国电力出版社,2007.

（编辑：陈红霞）

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

国家重大基础研究项目 (613821)

黄金平（1977—），男，博士，高级工程师，研究领域为转子动力学及旋转机械故障诊断