軸承/密封耦合作用下流體激振特性研究

張萬福，楊建剛，李 春

（1.上海理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，上海 200093；2.東南大學(xué) 火電機組振動國家工程研究中心，南京 210096）

軸承/密封耦合作用下流體激振特性研究

張萬福1，楊建剛2，李 春1

（1.上海理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，上海 200093；2.東南大學(xué) 火電機組振動國家工程研究中心，南京 210096）

以轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)為對象，建立軸承/密封耦合作用對系統(tǒng)動力特性影響的有限元模型。分別應(yīng)用有限差分和CFD方法對軸承、密封動力特性系數(shù)進行求解。理論研究表明密封對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)的影響主要集中在共振區(qū)域。通過在密封入口引入負預(yù)旋可以提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，密封氣流力對系統(tǒng)穩(wěn)定性影響隨轉(zhuǎn)速的升高也越來越大。通過選擇合適的軸承型式可以補償密封氣流力對系統(tǒng)穩(wěn)定性帶來的不利影響。試驗發(fā)現(xiàn)隨著轉(zhuǎn)速增加，試驗轉(zhuǎn)子在5 000 r/min附近時開始出現(xiàn)比較明顯的半頻分量，而且隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加，半頻分量的幅值變大。密封流體激振力的存在促進軸承內(nèi)油膜失穩(wěn)故障發(fā)生，影響系統(tǒng)穩(wěn)定性。

振動與波；密封；流體激振；軸承；計算流體力學(xué)；穩(wěn)定性

密封是大型旋轉(zhuǎn)機械抑制流體泄漏的關(guān)鍵部件。近年來隨著機組向大容量、高參數(shù)方向發(fā)展，越來越多的不穩(wěn)定振動故障相繼被報導(dǎo)于汽輪機高中壓缸中。轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性往往受軸承和密封共同作用的影響，目前多數(shù)研究都是單獨地研究軸承、密封對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響[1-7]。2008年，Hirano[8]分析了梳齒密封對某大型汽輪發(fā)電機組穩(wěn)定性的影響，表明該機組運行在穩(wěn)定的范圍內(nèi)。2009年，Wang[9]研究了轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)的非線性動力特性，結(jié)果表明交錯齒密封不利于系統(tǒng)的穩(wěn)定。2011年，Li[10]提出了一種新的基于Hamilton原理的轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)非線性模型，并進行了數(shù)值分析。這些研究側(cè)重于轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)的非線性特性[11]，而且多數(shù)都是以Jeffcot轉(zhuǎn)子為對象，并作了很多假設(shè)條件，忽略了陀螺效應(yīng)等因素的影響。

本文針對轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)，研究了軸承/密封耦合作用下轉(zhuǎn)子（非）同步振動特性?；贑FD方法求解得到密封動力特性系數(shù)，建立了轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)有限元模型，并通過試驗研究了軸承/密封作用下轉(zhuǎn)子不穩(wěn)定振動特性。

1 轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)動力特性數(shù)值分析

1.1 轉(zhuǎn)子—軸承—密封試驗系統(tǒng)

轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)試驗臺如圖1所示。轉(zhuǎn)子總長為1 200 mm。轉(zhuǎn)子中部為試驗段，為了與靜子配合形成所需要的密封結(jié)構(gòu)，軸上嵌套安裝一個直徑為180 mm、長度為430 mm的軸套。轉(zhuǎn)子通過兩個圓瓦滑動軸承支撐。軸承寬度為44 mm，軸承直徑為50 mm，直徑間隙為0.05 mm。潤滑油采用L-TSA32號透平油。

圖1 轉(zhuǎn)子—軸承—密封試驗系統(tǒng)

1.2 轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)動力特性數(shù)值分析

數(shù)值計算基于上述轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)試驗臺。為了研究軸承性能對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響，選取了多組軸承，如表1所示。而試驗臺中所使用的實際軸承參數(shù)為其中的Case 2，軸承動力特性系數(shù)通過有限差分方法求解。

表1 軸承幾何參數(shù)

密封動力特性系數(shù)基于CFD旋轉(zhuǎn)坐標系方法求解，密封三維CFD模型如圖2所示。此外，為了研究進口預(yù)旋對密封動力特性的影響，分別對零預(yù)旋、正預(yù)旋（30°）和負預(yù)旋（-30°）三種情況進行了計算。

圖2 密封計算模型及邊界條件

計算結(jié)果表明，隨轉(zhuǎn)速升高密封交叉剛度系數(shù)絕對值與交叉阻尼系數(shù)都逐漸增大，而直接剛度系數(shù)和直接阻尼系數(shù)絕對值略微減小。正預(yù)旋會增大交叉項系數(shù)，降低直接項系數(shù)。負預(yù)旋的作用則呈正好相反趨勢?？梢钥闯鲈谵D(zhuǎn)子自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速提高時，不利于系統(tǒng)的穩(wěn)定，尤其是當入口增加的預(yù)旋和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速方向一致時，即正預(yù)旋時，系統(tǒng)穩(wěn)定性將越來越差。

應(yīng)用ANSYS建立轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)有限元模型，密封對系統(tǒng)的影響通過密封動力特性系數(shù)等效到系統(tǒng)中，如圖3所示。

圖3 轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)有限元模型

圖4給出了在沒有預(yù)旋情況下氣流力對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)的影響。轉(zhuǎn)子1階臨界轉(zhuǎn)速大約為2 700 r/ min?？梢钥闯鲈谟忻芊夂蜎]有密封兩種情況下，轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)有很大差異。密封對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)的影響主要集中在共振區(qū)域，而對其他轉(zhuǎn)速影響較小。在氣流力的作用下轉(zhuǎn)子在共振區(qū)域附近的不平衡響應(yīng)明顯降低，這主要是由于密封流體激振力引起的阻尼作用在這一區(qū)域占優(yōu)，阻尼會消耗轉(zhuǎn)子振動能量，從而使轉(zhuǎn)子的振動幅值減小。

通過計算轉(zhuǎn)子對數(shù)衰減率來評價系統(tǒng)穩(wěn)定性，其值若大于零系統(tǒng)就會失穩(wěn)。圖5給出了轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)1階對數(shù)衰減率隨轉(zhuǎn)速變化情況?？梢钥闯觯?/p>

（1）在沒有密封氣流力作用下，失穩(wěn)轉(zhuǎn)速約為5 116 r/min；

（2）有密封氣流力作用時，與零預(yù)旋、正預(yù)旋、負預(yù)旋三種工況對應(yīng)的失穩(wěn)轉(zhuǎn)速分別為5 053 r/min、4 940 r/min、5 200 r/min，說明在氣流力的作用下，系統(tǒng)失穩(wěn)轉(zhuǎn)速可能提前也可能滯后；

圖4 氣流力對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)的影響

圖5 密封對轉(zhuǎn)子1階對數(shù)衰減率的影響

（3）通過在密封入口引入負的預(yù)旋可以提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性；

（4）密封氣流力對系統(tǒng)穩(wěn)定性影響隨轉(zhuǎn)速的升高也越來越大。

圖6給出了這4種不同軸承型式下系統(tǒng)失穩(wěn)轉(zhuǎn)速的變化，可以看出：

圖6 不同軸承型式對系統(tǒng)失穩(wěn)轉(zhuǎn)速的影響

（1）在沒有密封氣流力作用下，系統(tǒng)失穩(wěn)轉(zhuǎn)速從Case 1到Case 4逐漸增大；

（2）對比沒有氣流力作用和有氣流力作用（零預(yù)旋）兩種情況，兩者失穩(wěn)轉(zhuǎn)速在Case 1下的差別最大，為202 r/min，Case 4下兩者相差最小。導(dǎo)致上述結(jié)果的主要原因是在這4種軸承型式中，與Case 1對應(yīng)的軸承具有最差的性能，依次為Case 2、Case 3、Case 4?？梢娸S承性能的好壞對系統(tǒng)穩(wěn)定性有著非常關(guān)鍵的影響，通過選擇合適的軸承型式可以補償密封氣流力對系統(tǒng)穩(wěn)定性帶來的不利影響。

2 轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)動力特性試驗研究

為了分析密封流體激振力對轉(zhuǎn)子—軸承系統(tǒng)動力特性的影響，首先試驗研究了流體激振力作用下，升速過程中轉(zhuǎn)子絕對振動（軸振）的變化情況。由于轉(zhuǎn)子振動在臨界轉(zhuǎn)速附近變化比較明顯，因此重點研究了充氣前后轉(zhuǎn)子在臨界轉(zhuǎn)速附近的振動變化。圖7和圖8給出了傳統(tǒng)梳齒密封下充氣和未充氣兩種狀態(tài)時轉(zhuǎn)子絕對振動的升速伯德圖。

圖7 充氣和未充氣狀態(tài)下水平軸振升速曲線

可以看出，水平方向轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速在2 400 r/ min左右，垂直方向臨界轉(zhuǎn)速在3 200 r/min左右。水平方向升速幅值曲線上除了在水平臨界點2 400 r/ min附近有較大峰值外，還有一個3 200 r/min左右的峰值，垂直方向上除了本身臨界點3 200 r/min附近有較大峰值外，在2 400 r/min附近存在一個較小的峰值，這是由于轉(zhuǎn)子軸振存在垂直和水平方向的耦合效應(yīng)所引起。密封流體激振力對軸振的影響主要表現(xiàn)在水平臨界轉(zhuǎn)速和垂直臨界轉(zhuǎn)速之間的區(qū)域。在臨界轉(zhuǎn)速附近，加氣狀態(tài)下軸振幅值要小于未加氣狀態(tài)幅值，說明在該點附近密封流體激振力引起的阻尼作用占優(yōu)，阻尼會消耗轉(zhuǎn)子振動能量，從而使轉(zhuǎn)子的振動幅值減小。從垂直和水平振動相位變化圖上看，進氣前后相位變化較小。

從轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)穩(wěn)定性的數(shù)值研究可以看出，密封內(nèi)流體激振力會導(dǎo)致轉(zhuǎn)子失穩(wěn)提前或滯后，在試驗臺軸承/密封作用下，轉(zhuǎn)子失穩(wěn)故障會提前發(fā)生。試驗發(fā)現(xiàn)在不進氣狀態(tài)逐漸提高轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速到轉(zhuǎn)子振動半頻分量大量出現(xiàn)，確定出現(xiàn)油膜失穩(wěn)的轉(zhuǎn)速范圍，然后在進氣狀態(tài)下，調(diào)節(jié)入口壓力穩(wěn)定在0.5 MPa，逐漸提高轉(zhuǎn)速，記錄引入密封流體激振力后轉(zhuǎn)子絕對振動各頻率分量的變化情況。圖9給出了傳統(tǒng)梳齒密封進氣和未進氣兩種狀態(tài)下，軸承#2軸振各頻率分量幅值隨轉(zhuǎn)速的變化情況。

圖8 充氣和未充氣狀態(tài)下垂直軸振升速曲線

可以看出，轉(zhuǎn)子升速過程中，初始階段振動幅值以工頻分量為主，能明顯地看出垂直臨界轉(zhuǎn)速在3 200 r/min附近，水平臨界轉(zhuǎn)速在2 400 r/min附近。未加氣狀態(tài)時，隨著轉(zhuǎn)速增加，在5 000 r/min附近時開始出現(xiàn)比較明顯的半頻分量，而且隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)往上增加，半頻分量的幅值變大，此時試驗臺轉(zhuǎn)子發(fā)生油膜失穩(wěn)故障。對比加氣狀態(tài)時同一個測點位置的升速瀑布圖，可以發(fā)現(xiàn)在加氣狀態(tài)下，半頻分量出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速位置提前。軸振半頻分量出現(xiàn)所對應(yīng)的轉(zhuǎn)速已經(jīng)由5 000 r/min提前到4 800 r/min附近。隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)往上增大，加氣狀態(tài)下的半頻分量幅值隨轉(zhuǎn)速增大的趨勢比未加氣狀態(tài)更明顯。

試驗中還發(fā)現(xiàn)，1倍頻分量在加氣前后變化不大，而1/2倍頻（半頻）分量加氣前后變化明顯。轉(zhuǎn)速為5 156 r/min時，1#垂直、2#垂直、1#水平、2#水平軸振半頻分量幅值加氣后與加氣前比值分別為2.054、2.383、1.709、2.312。由此可以看出，密封流體激振力的存在，會促進軸承內(nèi)油膜失穩(wěn)故障發(fā)生，影響轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性。如果進氣壓力提高，壓比增大，這種變化趨勢將越明顯。實際汽輪發(fā)電機組密封進氣壓力和壓比都遠大于試驗臺進氣壓力，可以推斷密封力對轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響將更大。

3 結(jié)語

針對轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)對軸承/密封耦合作用下流體激振特性進行了數(shù)值和試驗研究，結(jié)果表明：

（1）密封對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)的影響主要集中在共振區(qū)域，通過在密封入口引入負的預(yù)旋可以提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，密封氣流力對系統(tǒng)穩(wěn)定性影響隨轉(zhuǎn)速的升高也越來越大；

（2）軸承性能的好壞對系統(tǒng)穩(wěn)定性有著非常關(guān)鍵的影響，通過選擇合適的軸承型式可以補償密封氣流力對系統(tǒng)穩(wěn)定性帶來的不利影響；

圖9 軸承2#軸振加氣和不加氣狀態(tài)下瀑布圖

（3）在臨界轉(zhuǎn)速附近試驗密封流體激振力引起的阻尼作用占優(yōu)，會消耗轉(zhuǎn)子振動能量，從而使轉(zhuǎn)子的振動幅值減小；

（4）隨著轉(zhuǎn)速增加，試驗轉(zhuǎn)子在5 000 r/min附近時開始出現(xiàn)比較明顯的半頻分量，而且隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加，半頻分量的幅值變大，此時試驗臺轉(zhuǎn)子發(fā)生油膜失穩(wěn)故障；

（5）密封流體激振力的存在，會促進滑動軸承內(nèi)油膜失穩(wěn)故障發(fā)生，影響系統(tǒng)穩(wěn)定性。

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Research on Fluid-induced Vibration Characteristics under Coupling Effect of Bearings and Seals

ZHANG Wan-fu1,YANG Jian-gang2,LI Chun1
(1.School of Energy and Power Engineering,University of Shanghai of Science and Technology, Shanghai 200093,China; 2.National Engineering Research Center of Turbo-generator Vibration,Southeast University, Nanjing 210096,China)

Finite element model of a rotor-bearing-seal system was set up to study the influence of the coupling effect of bearings and seals on the system characteristics.Finite difference method and CFD method were employed to obtain the dynamic coefficients of the bearings and seals.Theoretical studies show that the seal has a large influence on the synchronous response of the rotor in the resonant region.Negative preswirl at the inlet of the seal tends to improve the system stability.Influence of the seal force on the system stability becomes more and more serious with the increasing of the rotating speed.Results also show that the detrimental influence of the seal can be compensated by using suitable bearings. Test results show that the subsynchronous vibration appears at about 5 000 r/min,and it becomes larger and larger with the increasing of the rotating speed.The existence of the seal force tends to promote the occurrence of instability faults in bearings and affect the system stability.

vibration and wave;seal;fluid-induced vibration;bearing;computational fluid dynamics(CFD);stability

TK263

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.03.024

1006-1355(2015)03-0112-05

2014－04－25

國家自然科學(xué)基金項目（11402148；51275088；51176129）

張萬福，男，河南固始人，博士生，主要研究方向：轉(zhuǎn)子動力學(xué)、流體激振研究。E-mail:zwf5202006@163.com

楊建剛，男，江蘇如皋人，博士生導(dǎo)師，主要研究方向：轉(zhuǎn)子動力學(xué)和旋轉(zhuǎn)機械振動故障監(jiān)測和診斷研究。E-mail:jgyang@seu.edu.cn

通訊作者：李春，男，北京人，博士生導(dǎo)師，主要研究方向：動力機械特性及現(xiàn)代設(shè)計方法、葉輪機械內(nèi)部流動與性能優(yōu)化設(shè)計。E-mail:lichunusst@163.com