浮環(huán)密封運(yùn)動(dòng)機(jī)理及對(duì)軸系穩(wěn)定性的影響

劉占生， 夏　鵬， 張廣輝， 徐　寧

(哈爾濱工業(yè)大學(xué) 能源科學(xué)與工程學(xué)院，哈爾濱　150000)

浮環(huán)密封運(yùn)動(dòng)機(jī)理及對(duì)軸系穩(wěn)定性的影響

劉占生， 夏鵬， 張廣輝， 徐寧

(哈爾濱工業(yè)大學(xué) 能源科學(xué)與工程學(xué)院，哈爾濱150000)

摘要：浮環(huán)密封是引起軸系失穩(wěn)的重要因素之一。建立浮環(huán)密封和轉(zhuǎn)子瞬時(shí)運(yùn)動(dòng)關(guān)系，考慮溫度影響，基于有限單元法求解瞬態(tài)流體動(dòng)壓力。利用攝動(dòng)法求解鎖死條件下浮環(huán)密封動(dòng)力學(xué)系數(shù)，并與試驗(yàn)對(duì)比。結(jié)合非線性摩擦力和數(shù)值計(jì)算特點(diǎn)，提出浮環(huán)鎖死動(dòng)力學(xué)條件。建立浮環(huán)和轉(zhuǎn)子耦合動(dòng)力學(xué)模型，考慮瞬態(tài)流體動(dòng)壓力和摩擦力，研究浮環(huán)運(yùn)動(dòng)機(jī)理及相關(guān)因素。結(jié)果表明在小偏心率條件下，浮環(huán)負(fù)交叉剛度遠(yuǎn)大于主剛度；摩擦力越小、轉(zhuǎn)速越高，鎖死位置偏心率越?。绘i死位置偏心較小時(shí)，浮環(huán)密封易引發(fā)軸系半頻失穩(wěn)現(xiàn)象，與工程實(shí)際相符合。

關(guān)鍵詞：浮環(huán)密封；穩(wěn)定性；瞬態(tài)響應(yīng)；轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)

浮環(huán)密封是一種浮動(dòng)式非接觸密封，與固定式非接觸密封相比，密封間隙更小，且具有自對(duì)心功能。因此，浮環(huán)密封不僅泄漏量少，而且不易發(fā)生動(dòng)靜碰摩。浮環(huán)密封被廣泛應(yīng)用于航空、艦船、航天領(lǐng)域的高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械動(dòng)靜流體密封，如燃?xì)廨啓C(jī)中支承軸承油封、液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵中液氧、液氫或煤油密封。然而，由于密封間隙較小，高速轉(zhuǎn)子表面與間隙內(nèi)流體相互作用比較強(qiáng)烈，易引起軸系失穩(wěn)，成為高速轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行的關(guān)鍵技術(shù)問(wèn)題。

針對(duì)浮環(huán)密封，國(guó)外學(xué)者先后做了大量的工作。San Andress等[2-3]利用bulk flow模型和改進(jìn)模型，計(jì)算不同偏心率下浮環(huán)密封動(dòng)力學(xué)系數(shù)，改進(jìn)模型精度更高。Kirk等[4-6]基于Reynolds方程，研究油溫、浮環(huán)周向槽結(jié)構(gòu)及浮環(huán)受壓變形對(duì)動(dòng)力學(xué)系數(shù)的影響。Childs等[7-8]試驗(yàn)研究浮環(huán)周向槽結(jié)構(gòu)形式和深度等因素對(duì)動(dòng)力學(xué)系數(shù)的影響。上述研究假定浮環(huán)鎖死于具體偏心位置，深入研究偏心率和浮環(huán)結(jié)構(gòu)對(duì)動(dòng)力學(xué)系數(shù)的影響，定性判斷浮環(huán)對(duì)軸系穩(wěn)定性的影響，但未對(duì)浮環(huán)運(yùn)動(dòng)規(guī)律和影響鎖死位置的因素進(jìn)行研究。Ha等[9]研究火箭渦輪泵中浮環(huán)密封鎖死位置及動(dòng)力學(xué)系數(shù)，但文中忽略流體動(dòng)壓力和摩擦力非線性特征及浮環(huán)運(yùn)動(dòng)過(guò)程，采用穩(wěn)態(tài)平衡迭代方法計(jì)算鎖死位置，不能反映浮環(huán)避免碰摩的運(yùn)動(dòng)機(jī)理。同時(shí)上述研究?jī)H針對(duì)浮環(huán)自身，對(duì)于軸系失穩(wěn)的原因和振動(dòng)特征有待深入研究。

本文建立浮環(huán)-轉(zhuǎn)子瞬時(shí)運(yùn)動(dòng)關(guān)系，求解瞬態(tài)流體動(dòng)壓力，并攝動(dòng)求解動(dòng)力學(xué)系數(shù)。與文獻(xiàn)理論和試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證本文模型的正確性，研究鎖死位置偏心率對(duì)動(dòng)力學(xué)系數(shù)的影響。建立浮環(huán)-轉(zhuǎn)子耦合動(dòng)力學(xué)模型，考慮非線性瞬態(tài)流體動(dòng)壓力和摩擦力，研究浮環(huán)運(yùn)動(dòng)規(guī)律，闡明浮環(huán)避免碰摩的動(dòng)力學(xué)機(jī)理，分析摩擦力、入口壓力及轉(zhuǎn)速對(duì)浮環(huán)運(yùn)動(dòng)過(guò)程和鎖死位置的影響。參考燃機(jī)壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)，建立軸系有限元模型，研究浮環(huán)鎖死位置對(duì)壓氣機(jī)軸系穩(wěn)定性的影響。本文研究結(jié)論對(duì)浮環(huán)密封的設(shè)計(jì)和使用具有一定參考價(jià)值。

1理論模型及數(shù)值求解

1.1浮環(huán)密封動(dòng)力學(xué)模型

工作中，具有轉(zhuǎn)動(dòng)限位裝置的浮動(dòng)密封會(huì)被兩側(cè)壓差壓緊在壁面上，僅做沿壁面方向的平動(dòng),如圖1所示?；谂ｎD定律，建立浮環(huán)動(dòng)力學(xué)模型：

(1)

圖1　浮環(huán)密封受力簡(jiǎn)圖Fig.1 Force balance for a floating ring seal

1.2浮環(huán)-轉(zhuǎn)子瞬時(shí)運(yùn)動(dòng)關(guān)系

圖2　浮環(huán)-轉(zhuǎn)子瞬時(shí)運(yùn)動(dòng)關(guān)系Fig.2 Floating ring-rotor transient motion relations

與固定約束的軸承不同，浮動(dòng)環(huán)具有獨(dú)立平動(dòng)自由度。本文建立浮環(huán)與轉(zhuǎn)子瞬時(shí)運(yùn)動(dòng)關(guān)系如圖2所示。將笛卡爾基坐標(biāo)系xOy放置于地面，則轉(zhuǎn)子中心瞬時(shí)坐標(biāo)為(xJ,yJ)，浮環(huán)中心瞬時(shí)坐標(biāo)為(xS,yS)，計(jì)算可得浮環(huán)與轉(zhuǎn)子瞬時(shí)偏心距e和偏位角φ。

1.3流體動(dòng)壓和動(dòng)力學(xué)系數(shù)模型及數(shù)值求解

1.3.1瞬態(tài)流體動(dòng)壓模型

針對(duì)油介質(zhì)工況，雷諾數(shù)Re<2 000，間隙內(nèi)流體為層流，基于Reynolds方程和能量方程[10]，在坐標(biāo)系rOJt中，建立間隙內(nèi)流體壓力和能量模型：

(2)

(3)

1.3.2動(dòng)力學(xué)系數(shù)模型

(4)

將式(4)代入方程(2)合并整理得動(dòng)力學(xué)系數(shù)方程：

(5)

1.3.3邊界條件

入口壓力邊界，考慮Lomakin效應(yīng)：

(6)

入口溫度邊界：

(7)

出口壓力邊界：

(8)

油膜空穴條件：

(9)

動(dòng)力學(xué)系數(shù)邊界條件，入口出口和空穴區(qū)域：

(10)

1.3.4數(shù)值求解

采用有限單元法求解瞬態(tài)油膜壓力方程，對(duì)油膜沿周向和軸向劃分矩形雙線性單元，如圖3所示?；谫み|金變分原理，獲得單元?jiǎng)偠染仃嚭洼d荷矩陣，組成總體剛度和載荷矩陣。在周向施加周期邊界條件，Pj,1=Pj,n,j=1～m+1，徑向施加入口出口邊界條件，采用SOR迭代求解。求解溫度方程時(shí)，基于最小二乘變分原理，其它與求解油膜壓力方程相同。采用直接迭代法求解壓力和溫度耦合非線性方程組，收斂條件為：

(11)

式中,Ui,j為節(jié)點(diǎn)壓力或溫度值，k為迭代次數(shù)。

求解動(dòng)力學(xué)系數(shù)方程，與求解油膜壓力方程方法相同。對(duì)結(jié)果量綱化獲得P和Pi沿油膜分布，對(duì)P沿油膜積分獲得油膜力，對(duì)Pi積分獲得動(dòng)力學(xué)系數(shù)。

圖3　浮環(huán)結(jié)構(gòu)和油膜單元?jiǎng)澐趾?jiǎn)圖Fig.3 Floating ring seal structure and finite element mesh

1.4摩擦力模型和浮環(huán)密封運(yùn)動(dòng)鎖死條件

壁面摩擦力與材料種類、相對(duì)速度等因素有關(guān)，本文考慮材料種類和相對(duì)速度對(duì)于壁面摩擦因數(shù)的影響[11]，采用庫(kù)倫摩擦力模型：

(12)

(13)

根據(jù)摩擦力特性和數(shù)值計(jì)算特點(diǎn)，提出浮環(huán)運(yùn)動(dòng)鎖死條件如下：

2) 滿足條件1后，如流體動(dòng)壓力小于壁面摩擦力，根據(jù)靜摩擦系數(shù)大于滑動(dòng)摩擦因數(shù)規(guī)律，判斷浮環(huán)鎖死，鎖死位置取相鄰兩時(shí)刻位移均值。

1.5浮環(huán)-轉(zhuǎn)子非線性耦合系統(tǒng)模型及瞬態(tài)響應(yīng)求解

采用Timoshenko梁?jiǎn)卧?，利用有限單元法獲得浮環(huán)-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)方程。

(14)

式中,M為質(zhì)量陣，C為阻尼矩陣，K為剛度矩陣，F(xiàn)B為軸承載荷，F(xiàn)s為浮環(huán)密封力，Q為不平衡力，G為重力，z為廣義位移矢量，表示[xi,yi,-θxi,θyi]T,xi,yi和θxi，θyi分別為轉(zhuǎn)子上第i個(gè)節(jié)點(diǎn)沿水平和垂直方向的位移和偏轉(zhuǎn)角。

采用Newmark數(shù)值積分方法對(duì)浮環(huán)-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)非線性運(yùn)動(dòng)微分方程進(jìn)行求解，設(shè)計(jì)自適應(yīng)步長(zhǎng)控制算法，計(jì)算出系統(tǒng)在不同的參數(shù)狀態(tài)下的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。

2動(dòng)力學(xué)系數(shù)隨偏心率變化規(guī)律及試驗(yàn)對(duì)比

Childs等[8,12]針對(duì)層流條件下浮環(huán)密封進(jìn)行試驗(yàn)研究，主要研究偏心率對(duì)動(dòng)力學(xué)系數(shù)的影響規(guī)律。密封結(jié)構(gòu)參數(shù)和工況條件如表1所示。本文計(jì)算相應(yīng)條件下動(dòng)力學(xué)系數(shù)并與文獻(xiàn)中理論和試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。

從圖4(a)中本文結(jié)果可見(jiàn)，當(dāng)ε<0.35時(shí)，隨ε的增加，Kxx緩慢增大，當(dāng)ε>0.35后，Kxx迅速增大。與文獻(xiàn)理論結(jié)果能夠很好吻合，當(dāng)ε=0.56時(shí)，偏差最小為6.86%，當(dāng)ε=0.04時(shí)，偏差最大為19.28%。與試驗(yàn)結(jié)果相比，當(dāng)ε<0.35時(shí)，理論結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果能夠較好吻合，但隨偏心率增大，誤差逐漸增大，當(dāng)ε=0.72時(shí)，誤差最大為49.72%。

表1　浮環(huán)密封尺寸和試驗(yàn)參數(shù)

從圖4(b)中本文結(jié)果可見(jiàn)，當(dāng)ε<0.65時(shí)，Kyy非常小，接近于0，當(dāng)ε>0.65后，逐漸增大，與文獻(xiàn)理論結(jié)果變化趨勢(shì)一致。與試驗(yàn)對(duì)比，當(dāng)ε<0.35時(shí)，誤差較小，但隨ε增大，誤差逐漸增大。

從圖4(c)中本文結(jié)果可見(jiàn)，隨ε增大，Kxy逐漸緩慢增加，然后減小。與文獻(xiàn)理論結(jié)果能夠很好吻合，當(dāng)ε=0.56時(shí)，最大偏差為22.2%。與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，當(dāng)ε<0.35時(shí)，最大誤差為22.6%，但隨偏心率增大，誤差逐漸增加。

從圖4(d)中本文結(jié)果可見(jiàn)，Kyx為負(fù)剛度，隨ε增大，逐漸減小。本文結(jié)果與文獻(xiàn)理論結(jié)果能夠很好吻合，當(dāng)ε=0.35時(shí)，最大偏差為18.9%。當(dāng)ε<0.35時(shí)，理論結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果能夠較好吻合，但隨偏心率增大，誤差逐漸增大。對(duì)比圖4(a)、(b)和(d)可見(jiàn)，當(dāng)ε<0.35時(shí)，負(fù)剛度Kyx大于Kxx，遠(yuǎn)大于Kyy，降低軸系穩(wěn)定性。

從圖5(a)中本文結(jié)果可見(jiàn)，隨ε增大，Cxx逐漸增加。與文獻(xiàn)理論結(jié)果能夠很好吻合, 當(dāng)ε=0.35時(shí)，最小偏差為6.42%，當(dāng)ε=0.04時(shí)，最大偏差為18.1%。當(dāng)ε<0.56時(shí)，理論結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果變化趨勢(shì)相一致，但當(dāng)ε>0.56后，誤差增大。

從圖5(b)中本文結(jié)果可見(jiàn)，隨ε增大，Cyy逐漸增加。與文獻(xiàn)理論結(jié)果能夠很好吻合, 當(dāng)ε=0.72時(shí)，最小偏差為5.9%，當(dāng)ε=0.32時(shí)，最大偏差為15.9%。與試驗(yàn)對(duì)比，理論結(jié)果變化趨勢(shì)與試驗(yàn)一致，當(dāng)ε=0.65時(shí)，最小誤差為4.86%，當(dāng)ε=0.72時(shí)，最大誤差為14.8%。

圖5(c)和圖5(d)中，理論結(jié)果中Cxy等于Cyx，隨ε增大，逐漸減小。本文結(jié)果與文獻(xiàn)理論結(jié)果能夠很好吻合。當(dāng)ε=0.72時(shí)，最小偏差為9.21%。當(dāng)ε<0.56時(shí)，理論結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果變化趨勢(shì)相一致，但當(dāng)ε>0.56后，誤差增大。

圖4　剛度系數(shù)隨偏心率變化規(guī)律Fig.4 Stiffness coefficients versus eccentricity

圖5　阻尼系數(shù)隨偏心率變化規(guī)律Fig.5 Damping coefficients versus eccentricity

通過(guò)對(duì)比可見(jiàn)，本文理論結(jié)果與文獻(xiàn)中理論結(jié)果能夠很好吻合，證明文本理論模型和數(shù)值求解方法的正確性。當(dāng)ε較小時(shí)，理論結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果變化趨勢(shì)一致，但ε>0.56后，誤差逐漸增大。本文認(rèn)為，當(dāng)ε較大時(shí)，由于試驗(yàn)工況密封背壓為大氣壓，易引起空穴現(xiàn)象，與滑動(dòng)軸承不同，雷諾邊界條件不能較好模擬密封中空穴區(qū)域，引起較大誤差。今后將利用CFD仿真研究浮環(huán)內(nèi)空穴機(jī)理，修正理論模型。

3浮環(huán)密封運(yùn)動(dòng)機(jī)理及影響因素分析

浮環(huán)密封防止碰摩和自對(duì)心特性使其被廣泛應(yīng)用?；诒疚乃矐B(tài)模型，研究浮環(huán)運(yùn)動(dòng)機(jī)理及影響因素。

3.1浮環(huán)密封運(yùn)動(dòng)機(jī)理

實(shí)際中，浮環(huán)運(yùn)動(dòng)與軸系升速過(guò)程、供油壓力和軸系振動(dòng)等因素有關(guān)，本文瞬態(tài)模型可考慮上述因素計(jì)算浮環(huán)運(yùn)動(dòng)過(guò)程滿足工程需要，但考慮眾多因素不利于分析浮環(huán)運(yùn)動(dòng)機(jī)理。因此本文在定轉(zhuǎn)速，定供油壓力，軸系無(wú)殘余不平衡量條件下，模擬即將碰摩工況，將浮環(huán)置于大偏心條件下ε=0.9，研究浮環(huán)運(yùn)動(dòng)過(guò)程，浮環(huán)尺寸和運(yùn)行條件如表1所示。

從圖6和圖7可見(jiàn)，t=0時(shí)刻，流體動(dòng)壓力遠(yuǎn)大于壁面摩擦力。運(yùn)動(dòng)開(kāi)始后，浮環(huán)速度快速增大，動(dòng)壓力迅速減小，當(dāng)動(dòng)壓力減小到小于摩擦力時(shí)，浮環(huán)開(kāi)始減速運(yùn)動(dòng)，動(dòng)壓力緩慢增加逼近摩擦力。當(dāng)浮環(huán)運(yùn)動(dòng)速度減小到0.001 m/s后，摩擦力逐漸增加，浮環(huán)快速減速直至鎖死。根據(jù)浮環(huán)運(yùn)動(dòng)過(guò)程可見(jiàn)，浮環(huán)由于慣性很小，能夠快速跟隨并超越轉(zhuǎn)子渦動(dòng)速度，削弱動(dòng)壓效應(yīng)，導(dǎo)致流體動(dòng)壓力快速減小，直至與摩擦力相近，浮環(huán)處于沿壁面‘滑行’，因此可避免浮環(huán)與轉(zhuǎn)子發(fā)生碰摩。浮環(huán)無(wú)量綱軌跡為圖9中B=15曲線，可見(jiàn)浮環(huán)由初始位置ε=0.9，逐步向中心運(yùn)動(dòng)，鎖死位置為ε=0.721，證明浮環(huán)具有自對(duì)心作用。

圖6　油膜力和摩擦力隨時(shí)間變化Fig.6 Film force and friction versus time

圖7　浮環(huán)速度隨時(shí)間變化Fig.7 Floating ring speed versus time

從圖6和圖7可見(jiàn)，浮環(huán)在啟動(dòng)和鎖死運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，力和速度劇烈變化，本文數(shù)值結(jié)果保證力和速度變化的連續(xù)性，證明瞬態(tài)模型計(jì)算方法是準(zhǔn)確的。

3.2摩擦力、入口壓力和轉(zhuǎn)速對(duì)浮環(huán)密封運(yùn)動(dòng)的影響

分別研究摩擦力、入口壓力和轉(zhuǎn)速對(duì)浮環(huán)運(yùn)動(dòng)和鎖死位置的影響，其中通過(guò)修改接觸圓環(huán)寬度B，調(diào)整摩擦力；調(diào)整入口壓力時(shí)，通過(guò)修改入口邊界條件實(shí)現(xiàn)，摩擦力不變。

圖8為不同摩擦力條件下浮環(huán)無(wú)量綱軌跡，可見(jiàn)摩擦力對(duì)于浮環(huán)運(yùn)動(dòng)有明顯的影響，摩擦力越小，浮環(huán)運(yùn)動(dòng)距離越長(zhǎng)，軌跡起始點(diǎn)切線方向與豎直方向夾角越大，鎖死位置偏心率越小。當(dāng)B=10 mm時(shí)，浮環(huán)由初始位置ε=0.9運(yùn)動(dòng)到鎖死位置ε=0.601,而B(niǎo)=25時(shí)，鎖死于ε=0.802 5。

圖8　不同摩擦力條件下浮環(huán)運(yùn)動(dòng)軌跡Fig.8 Trajectory at different friction conditions

圖9為不同轉(zhuǎn)速條件下浮環(huán)無(wú)量綱軌跡，可見(jiàn)轉(zhuǎn)速對(duì)于浮環(huán)運(yùn)動(dòng)有明顯的影響，轉(zhuǎn)速越大，浮環(huán)運(yùn)動(dòng)距離越長(zhǎng)，軌跡起始點(diǎn)切線方向與豎直方向夾角越大，鎖死位置偏心率越小。當(dāng)N=8 000 N/min時(shí)，浮環(huán)由初始位置ε=0.9運(yùn)動(dòng)到鎖死位置ε=0.689 4；N=5 000 N/min時(shí)，浮環(huán)鎖死于ε= 0.774 2。

圖9　不同轉(zhuǎn)速條件下浮環(huán)運(yùn)動(dòng)軌跡Fig.9 Trajectory at different speed conditions

圖10為不同入口壓力下浮環(huán)無(wú)量綱軌跡，可見(jiàn)入口壓力對(duì)于浮環(huán)運(yùn)動(dòng)有明顯的影響，入口壓力越大，運(yùn)動(dòng)距離越長(zhǎng)，但入口壓力對(duì)鎖死位置偏心率影響較小，當(dāng)Pin=7.7 MPa時(shí)，浮環(huán)由初始位置ε=0.9運(yùn)動(dòng)到鎖死位置ε=0.718 8，當(dāng)Pin=5.6 MPa時(shí)，浮環(huán)鎖死于ε= 0.709 1。

圖10　不同入口壓力下浮環(huán)運(yùn)動(dòng)軌跡Fig.10 Trajectory at different inlet pressure conditions

4浮環(huán)密封對(duì)軸系穩(wěn)定性的影響

參考國(guó)內(nèi)某型燃機(jī)壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)，針對(duì)擠壓油膜阻尼器失效時(shí)，軸系發(fā)生半頻失穩(wěn)現(xiàn)象進(jìn)行研究。建立軸系有限元模型，利用本文瞬態(tài)模型計(jì)算浮環(huán)鎖死偏心率為0.1～0.6，半徑間隙比為0.000 2時(shí)，軸系升速1 000～13 000 N/min振動(dòng)響應(yīng)。軸系工作轉(zhuǎn)速為11 500 N/min，一階臨界轉(zhuǎn)速為5 348 N/min，二階臨界轉(zhuǎn)速為13 826 N/min，振型如圖11所示。

計(jì)算結(jié)果表明，當(dāng)偏心率為0.1時(shí)，軸系在9 500 N/min開(kāi)始發(fā)生失穩(wěn)現(xiàn)象。圖12為該工況下壓氣機(jī)第四級(jí)葉片節(jié)點(diǎn)處的振動(dòng)響應(yīng)，從圖可見(jiàn)，隨轉(zhuǎn)速升高，半頻幅值快速增大，且遠(yuǎn)大于相應(yīng)基頻幅值，軸系發(fā)生半頻失穩(wěn)現(xiàn)象，與工程實(shí)際相符合。然而當(dāng)偏心率為0.2～0.6時(shí)，無(wú)半頻失穩(wěn)現(xiàn)象發(fā)生，證明當(dāng)浮環(huán)密封鎖死位置偏心率較小時(shí)，易引起軸系失穩(wěn)。實(shí)際中，半徑間隙是浮環(huán)密封重要的設(shè)計(jì)參數(shù)，本文進(jìn)一步研究浮環(huán)密封鎖死偏心為0.1時(shí)，半徑間隙對(duì)失穩(wěn)轉(zhuǎn)速和工作轉(zhuǎn)速下半頻幅值的影響。圖13為半徑間隙比C/R=0.001～0.006條件下，失穩(wěn)轉(zhuǎn)速隨半徑間隙比的變化規(guī)律。從圖可見(jiàn)，隨間隙比的增大，失穩(wěn)轉(zhuǎn)速略有增加，當(dāng)半徑間隙比大于0.004后，無(wú)失穩(wěn)現(xiàn)象發(fā)生，表明半徑間隙越小，浮環(huán)密封降低軸系穩(wěn)定性的影響越強(qiáng)。從圖14可見(jiàn)，隨半徑間隙比的增大，工作轉(zhuǎn)速下半頻幅值迅速減小，半徑間隙比越小，半頻幅值衰減越明顯。

圖11　軸系一階、二階振型圖Fig.11 The first and second mode

圖12　轉(zhuǎn)速升高軸系振動(dòng)響應(yīng)瀑布圖Fig.12 Waterfall of vibration with speed increasing

圖13　半徑間隙比對(duì)失穩(wěn)轉(zhuǎn)速的影響Fig.13 unstable speed with radial clearance ratio

圖14　半徑間隙比對(duì)半頻振動(dòng)幅值的影響Fig.14 Half-frequency vibration amplitude with radial clearance ratio

5結(jié)論

通過(guò)本文研究，證明浮環(huán)密封具有自對(duì)心和防碰摩作用，但浮環(huán)鎖死在小偏心條件下，降低軸系穩(wěn)定性。主要結(jié)論如下：

(1) 在小偏心率條件下，浮環(huán)密封負(fù)交叉剛度遠(yuǎn)大于主剛度，降低軸系穩(wěn)定性。

(2) 由于浮環(huán)慣性小，在流體動(dòng)壓力和摩擦力作用下，浮環(huán)沿壁面‘滑行’，能夠快速跟隨轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)，避免碰摩現(xiàn)象。

(3) 摩擦力和轉(zhuǎn)速對(duì)于浮環(huán)運(yùn)動(dòng)軌跡和鎖死位置影響較大，摩擦力越小，轉(zhuǎn)速越大，浮環(huán)鎖死位置偏心率越小，然而入口壓力對(duì)于鎖死位置影響較小。

(4) 參考燃機(jī)壓氣機(jī)結(jié)構(gòu)建模，證明當(dāng)浮環(huán)鎖死于小偏心率位置時(shí)，浮環(huán)易引發(fā)軸系半頻失穩(wěn)現(xiàn)象。

參 考 文 獻(xiàn)

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Floating ring seals movement mechanism and its influence on stability of a rotor system

LIU Zhan-sheng, XIA Peng, ZHANG Guang-hui, XU Ning

(School of Energy Science and Engineering, Harbin Institute of Technology, Harbin 150000, China)

Abstract:Floating ring seals are one of important factors causing rotors to be unstable. Here, the relation between floating ring seals and rotor transient motion was established. The transient hydrodynamic pressure was solved with FEM considering thermal effect. The floating ring seals’ dynamic coefficients were solved with the perturbation method when the seals were locked, and they were compared with test results. Based on characteristics of nonlinear friction and numerical calculation, dynamic conditions for the locked-seals were proposed. Floating ring seals and rotors’ coupled transient dynamic models were established considering transient hydrodynamic pressure and friction to study the movement mechanism of seals and the corresponding factors. The results showed that under conditions of small eccentricity, the negative cross stiffness is much larger than the main stiffness; the smaller the friction, the higher the rotor speed and the smaller the eccentricity of the locked position; floating ring seals locked with a smaller eccentricity can cause oil-whip unstable phenomena in accordance with engineering experience.

Key words:floating ring seals; stability; transient response; rotor dynamics

基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金(11176010)

收稿日期：2014-12-11修改稿收到日期：2015-04-10

通信作者夏鵬 男，博士生，1986年6月生

中圖分類號(hào):TB42

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.09.017

第一作者 劉占生 男，教授，博士生導(dǎo)師，1962年生