可傾瓦阻尼軸承的開發(fā)和應(yīng)用

辛海濤

（沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司）

可傾瓦阻尼軸承的開發(fā)和應(yīng)用

辛海濤

（沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司）

為了提高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性，降低轉(zhuǎn)子振動(dòng)和緩解氣體激振等情況的發(fā)生，在可傾瓦軸承的基礎(chǔ)上，研究開發(fā)了可傾瓦阻尼軸承；建立了阻尼器的流固耦合力學(xué)模型，計(jì)算出瓦塊支點(diǎn)的剛度、阻尼系數(shù)，進(jìn)而得到可傾瓦阻尼軸承的總剛度和總阻尼系數(shù)，并分析轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性，最后通過在產(chǎn)品中的實(shí)際應(yīng)用，驗(yàn)證了可傾瓦阻尼軸承的特性，為可傾瓦阻尼軸承的設(shè)計(jì)、產(chǎn)品穩(wěn)定性的提高提供了理論支持與實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)。

可傾瓦阻尼軸承；轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性；應(yīng)用

0 引言

隨著旋轉(zhuǎn)機(jī)械高速化、大型化的發(fā)展趨勢，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的失穩(wěn)因素也越來越多，如密封力、內(nèi)摩擦、不平衡質(zhì)量激勵(lì)等[1-2]。而可傾瓦軸承自身的一些不足，如功耗大、支點(diǎn)處的不穩(wěn)定以及阻尼動(dòng)態(tài)特性不足等問題更加凸顯，提升可傾瓦軸承的穩(wěn)定性成為亟待解決的問題，文獻(xiàn)[3-4]指出當(dāng)可傾瓦塊支點(diǎn)具有適合的剛度、阻尼時(shí)，可以有效的提高可傾瓦軸承的穩(wěn)定性，API 617[5]標(biāo)準(zhǔn)明確規(guī)定，對可傾瓦軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不平衡響應(yīng)分析必須考慮可傾瓦軸承瓦塊支點(diǎn)剛度。擠壓油膜阻尼器已被廣泛應(yīng)用于航空、航天領(lǐng)域[6-9]。因此，通過改進(jìn)可傾瓦軸承的結(jié)構(gòu)，在現(xiàn)有軸承基礎(chǔ)上增加阻尼油囊結(jié)構(gòu)，提高軸承的阻尼特性，進(jìn)而提高軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性，具有重要的理論和工程意義[10-15]。

通過在可傾瓦軸承體上加工彈性阻尼油囊，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)調(diào)節(jié)可傾瓦塊支點(diǎn)位置的剛度、阻尼效應(yīng)，提升可傾瓦軸承的阻尼特性與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性，并對這種新型可傾瓦阻尼軸承進(jìn)行了計(jì)算分析和產(chǎn)品中的應(yīng)用驗(yàn)證，對可傾瓦阻尼軸承的設(shè)計(jì)、計(jì)算和應(yīng)用具有一定意義。

1 可傾瓦阻尼軸承的研制

早在20世紀(jì)60年代，為抑制轉(zhuǎn)子振動(dòng)，已經(jīng)出現(xiàn)用于燃?xì)廨啓C(jī)的擠壓油膜阻尼器。由于其能夠有效的提升轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼特性，到目前為止，擠壓油膜阻尼器已被廣泛應(yīng)用于航空、航天等設(shè)備中，也被運(yùn)用到工業(yè)燃?xì)廨啓C(jī)和透平氣體壓縮機(jī)等地面旋轉(zhuǎn)機(jī)械上。

期間，一些新型的擠壓油膜阻尼器方案也被提出，諸如多孔環(huán)擠壓油膜阻尼器，動(dòng)靜壓復(fù)合式擠壓油膜阻尼器等等。但是這些方案一般都是將擠壓油膜阻尼器設(shè)置在軸承體外，如圖1和圖2所示。

圖1 擠壓油膜阻尼器-滾動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure diagram of squeeze film damper rolling bearing

圖2 擠壓油膜阻尼器-滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure diagram of squeeze film damper rolling bearing

而可傾瓦軸承因其自身結(jié)構(gòu)的限制，此類外部擠壓油膜阻尼器并不適用于現(xiàn)有可傾瓦軸承。因此，轉(zhuǎn)而將彈性擠壓油膜阻尼器設(shè)置在傳統(tǒng)可傾瓦軸承內(nèi)部，將可傾瓦塊支撐在擠壓油膜阻尼器上，以達(dá)到增加可傾瓦塊支點(diǎn)的彈性和阻尼效應(yīng)、提高可傾瓦軸承的阻尼特性與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性的目的。

根據(jù)傳統(tǒng)可傾瓦軸承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，先后開發(fā)了幾種不同的擠壓油膜阻尼器的結(jié)構(gòu)形式：

1）單獨(dú)彈性墊片：在每個(gè)可傾瓦塊下安裝單獨(dú)彈性墊片，其結(jié)構(gòu)如圖3所示。每塊可傾瓦塊對應(yīng)一個(gè)彈性墊片，在彈性墊片上切割油槽，墊片與軸承體之間采用螺栓把合。此方案特點(diǎn)是彈性墊片的加工安裝比較容易，缺點(diǎn)是墊片的應(yīng)力形變較大，易產(chǎn)生疲勞失效。

圖3 單獨(dú)彈性墊片三維結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 3D structure diagram of separate elestic pad

2）半圓型墊片：此方案使用上下兩個(gè)半圓型墊片，上方對應(yīng)2個(gè)阻尼器，下方對應(yīng)3個(gè)阻尼器，結(jié)構(gòu)如圖4所示。此方案將油槽直接在軸承體上切割從而避免了彈性墊片的應(yīng)力變形，單由于彈性墊片并非標(biāo)準(zhǔn)圓形，加工困難，其曲率半徑和油囊間隙難以保證。

圖4 半圓型彈性墊片三維結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 3D structure diagram of semi-circular elestic pad

3）直接在軸承體上采用線切割加工獨(dú)立彈性墊片和油槽，結(jié)構(gòu)如圖5所示。此方案由于直接將擠壓油膜阻尼結(jié)構(gòu)加工在軸承體上，解決了前面兩方案的問題，能提高擠壓油膜阻尼器的加工精度，并增強(qiáng)了結(jié)構(gòu)的抗疲勞特性。

通過對三種方案的多次對比實(shí)驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)方案1、2均可有效提升轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼效應(yīng)，但方案1存在彈性墊片易變形、壽命短的缺點(diǎn)；方案2由于不同的阻尼器共用彈性墊片，阻尼器之間存在互相干擾，通過FFT分析發(fā)現(xiàn)方案2振動(dòng)信號(hào)中存在一些雜頻信號(hào)，如圖6所示，而方案1中未發(fā)現(xiàn)此現(xiàn)象。

圖5 可傾瓦阻尼軸承三維結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 3D structure diagram of tilting-pad damping bearing

圖6 方案2轉(zhuǎn)子系統(tǒng)3 330r/min時(shí)FFT分析Fig.6 FFT analysis of rotor system at 3 330r/min in case 2

綜合考慮了擠壓油膜阻尼器的實(shí)際效果、加工和裝配難易程度、對傳統(tǒng)可傾瓦軸承的適用易用性等因素，最終選定方案3，即直接在軸承體上加工擠壓油膜阻尼器，作為重點(diǎn)研究對象。

2 可傾瓦阻尼軸承瓦塊支點(diǎn)剛度、阻尼系數(shù)計(jì)算

2.1 彈性擠壓油膜阻尼器流固耦合力學(xué)模型

通過ADINA平臺(tái)建立了可傾瓦阻尼軸承阻尼油囊部分的流固耦合模型，通過求解模型的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，推導(dǎo)出流固耦合模型與可傾瓦塊粘彈性模型的聯(lián)系特征，以達(dá)到求解可傾瓦塊支點(diǎn)位置的剛度、阻尼系數(shù)的目的。

圖7為阻尼油膜流固耦合模型示意圖，如圖所示，固體表面中心區(qū)域?yàn)槌休d區(qū)，當(dāng)此區(qū)域受到簡諧激勵(lì)時(shí)，固體部分會(huì)產(chǎn)生相應(yīng)的徑向位移，進(jìn)而作用到下面的油膜層，油膜層在邊界壓力和固體變形的雙重作用下會(huì)重新分布并反作用于固體，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)流固耦合。

其中三維不可壓縮粘性流體的運(yùn)動(dòng)規(guī)律符合牛頓定律，其控制方程如下：連續(xù)方程為公式（1），動(dòng)量方程為公式（2）。

圖7 阻尼油膜流固耦合模型示意圖Fig.7 Fluid-solid coupling model of Damper

式中，u˙代表流體流動(dòng)速度；ρ代表流體密度；t代表時(shí)間變量；Fij代表單位質(zhì)量體積力；P代表壓強(qiáng)；δij代表單位張量；μ代表流體粘性系數(shù)。

對于固體部分，線性彈性變形在直角坐標(biāo)xi中的運(yùn)動(dòng)方程為：

式中，ε˙ij代表應(yīng)變率張量；Fis代表固體體積力分量；ρs代表固體質(zhì)量密度；ui代表固體質(zhì)點(diǎn)在坐標(biāo)i方向上的位移；iii代表固體質(zhì)點(diǎn)在坐標(biāo)i方向上的加速度分量。

之后為流體部分和固體部分定義邊界條件，最終確定彈性擠壓油膜阻尼器流固耦合模型需滿足的控制方程和邊界條件。

圖8 ADINA平臺(tái)流固耦合模型圖Fig.8 Fluid-solid coupling model in ADINA

三維流固耦合問題一般無法得到解析解，故利用流固耦合計(jì)算軟件ADINA進(jìn)行有限元求解，得到流固耦合模型的動(dòng)力響應(yīng)。圖8為ADINA軟件平臺(tái)下單瓦塊流固耦合模型。其中固體部分軸向劃分26層網(wǎng)格，周向劃分52層網(wǎng)格，沿厚度方向劃分4層網(wǎng)格；流體部分軸向劃分26層網(wǎng)格，周向劃分52層網(wǎng)格，沿厚度方向劃分4層網(wǎng)格。流體固體之間設(shè)置流固耦合面（FSI面），通過此面?zhèn)鬟f固體、流體邊界的位移、速度、力等物理量。使得固體、流體達(dá)到動(dòng)力耦合。流固耦合模型共劃分10 816個(gè)網(wǎng)格，14 310個(gè)節(jié)點(diǎn)。

2.2 可傾瓦阻尼軸承瓦塊支點(diǎn)剛度、阻尼系數(shù)計(jì)算

由于可傾瓦塊與軸承體彈性墊板部分接觸面積與可傾瓦墊塊和軸承體相比十分小，故將接觸區(qū)域視為可傾瓦塊支點(diǎn)，將彈性擠壓油膜阻尼器本身的剛度、阻尼系數(shù)視為可傾瓦塊支點(diǎn)的剛度、阻尼系數(shù)。因此，將系統(tǒng)簡化為可傾瓦塊單自由度粘彈性模型，如圖9所示。

圖9 單自由度粘彈性振動(dòng)模型圖Fig.9 Viscoelastic vibration model of single-degree-offreedom

其中，F(xiàn)為簡諧激勵(lì)載荷，其頻率為轉(zhuǎn)子自轉(zhuǎn)頻率；M為系統(tǒng)的參振質(zhì)量；K為系統(tǒng)剛度系數(shù)；C為阻尼系數(shù)。

系統(tǒng)振動(dòng)微分方程：

系統(tǒng)為受迫振動(dòng)，簡諧激勵(lì)可寫為

式中，F(xiàn)0代表交變載荷幅值；ω為圓頻率。因粘性阻尼系統(tǒng)的瞬態(tài)響應(yīng)會(huì)很快損耗掉，只考慮穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)為：

式中，u0代表穩(wěn)態(tài)響應(yīng)幅值；?代表位移響應(yīng)滯后激勵(lì)的相位（0°≤?≤180°），將式（7）（8）代入式（6），整理得：

其中，k-mω2稱為動(dòng)載荷作用中的動(dòng)剛度，以K'表示，則式（9）可寫成：

K'與C即為單自由度粘彈性系統(tǒng)在ω激勵(lì)頻率下的剛度、阻尼系數(shù)，通過ANINA求解出可傾瓦塊支點(diǎn)的位移響應(yīng)，即可通過式（11）、（12）求出可傾瓦阻尼軸承瓦塊支點(diǎn)處的綜合剛度系數(shù)、綜合阻尼系數(shù)。

將支點(diǎn)處綜合剛度系數(shù)、綜合阻尼系數(shù)帶入針對阻尼軸承特性開發(fā)的，考慮瓦塊支點(diǎn)彈性阻尼效應(yīng)的RBSP軟件中，即可計(jì)算可傾瓦阻尼軸承的總剛度系數(shù)和總阻尼系數(shù)，并分析轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性。圖10為可傾瓦阻尼軸承RBSP軟件輸入界面。

圖10 可傾瓦阻尼軸承RBSP軟件輸入界面Fig.10 Input interface in RBSP of tilting-pad damping bearing

3 可傾瓦阻尼軸承在產(chǎn)品中應(yīng)用

通過前期對可傾瓦阻尼軸承的計(jì)算和實(shí)驗(yàn)，初步驗(yàn)證了可傾瓦阻尼軸承相對于傳統(tǒng)可傾瓦軸承，能夠顯著提高軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼系數(shù)和穩(wěn)定性。在具體的產(chǎn)品設(shè)計(jì)中，可以通過調(diào)節(jié)阻尼油囊的位置、尺寸等參數(shù)來調(diào)整軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，以得到適合的軸承參數(shù)來指導(dǎo)產(chǎn)品設(shè)計(jì)。

在某循環(huán)氫壓縮機(jī)機(jī)組中，1號(hào)機(jī)組一直運(yùn)轉(zhuǎn)正常，2號(hào)機(jī)組在某次調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速至10 700r/min時(shí)，突發(fā)氣體激振導(dǎo)致振幅值達(dá)到88.9μm，造成聯(lián)鎖停機(jī)。經(jīng)研究決定，將2號(hào)機(jī)組原可傾瓦軸承更換為針對2號(hào)機(jī)組特性重新設(shè)計(jì)的可傾瓦阻尼軸承。

該機(jī)組原可傾瓦軸承直徑為90mm，瓦塊有效寬度為35mm，寬徑比0.389，增加阻尼油囊后，通過ANINA計(jì)算其可傾瓦塊支點(diǎn)的位移響應(yīng)，并帶入公式（11）、（12）求得瓦塊支點(diǎn)的綜合剛度系數(shù)為5.101e7N/m、綜合阻尼系數(shù)為9.110e4N·S/m，帶入RBSP軟件計(jì)算轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性，與原轉(zhuǎn)子系統(tǒng)對比見表1。

表1 阻尼軸承與原軸承對轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性影響對比表Tab.1 Rotor stability comparsion of two bearings

對數(shù)衰減率（AF）是判斷轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的一般標(biāo)準(zhǔn)，API標(biāo)準(zhǔn)要求，對數(shù)衰減率的合格值為0.1。通過計(jì)算可以看到，阻尼軸承較原軸承大幅提高了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的對數(shù)衰減率，在此機(jī)組上，應(yīng)能夠有效的提高轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性。

原2號(hào)機(jī)組一臨界轉(zhuǎn)速為3 986r/min，更換阻尼軸承后計(jì)算一階臨界轉(zhuǎn)速為3 624r/min，通過現(xiàn)場監(jiān)測2號(hào)機(jī)組啟車過程，監(jiān)測到其一臨界轉(zhuǎn)速約為3 600r/min，與計(jì)算結(jié)果3 624r/min吻合，在一定程度上驗(yàn)證了可傾瓦阻尼軸承在提升系統(tǒng)阻尼系數(shù)方面所起到的作用和相關(guān)理論計(jì)算的準(zhǔn)確性。

在更換阻尼軸承前后，對2號(hào)機(jī)組的振幅值進(jìn)行了多次監(jiān)測，相關(guān)參數(shù)和振幅值見表2[16]。

表2 2號(hào)機(jī)組參數(shù)及振幅值表Tab.2 Parameters and amplitude values of unit 2

由表2中數(shù)據(jù)可以得知，更換阻尼軸承后，在相同或相近工況下，可傾瓦阻尼軸承能夠顯著的降低機(jī)組的振動(dòng)幅值，提高軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，有效提升系統(tǒng)穩(wěn)定性。更換可傾瓦阻尼軸承之后，2號(hào)機(jī)組一直保持在較低的振動(dòng)幅值，解決了2號(hào)機(jī)組因氣體激振、振動(dòng)幅值超標(biāo)引起的連鎖停機(jī)問題。

3 結(jié)論

剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)是影響軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性的重要指標(biāo)，在傳統(tǒng)可傾瓦軸承基礎(chǔ)上研發(fā)的可傾瓦阻尼軸承，經(jīng)過多次結(jié)構(gòu)改進(jìn)、理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)測試，并最終得以在產(chǎn)品中實(shí)際應(yīng)用，驗(yàn)證了可傾瓦阻尼軸承在調(diào)節(jié)阻尼系數(shù)，降低振動(dòng)幅值、提高系統(tǒng)穩(wěn)定性等方面的有效作用。

為了降低轉(zhuǎn)子振動(dòng)，提高阻尼系數(shù)而開發(fā)的可傾瓦阻尼軸承，通過在原可傾瓦軸承體上加工彈性阻尼油囊來改變軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，與傳統(tǒng)可傾瓦軸承相比，在相同尺寸下，可獲得更高的阻尼系數(shù)，并且可直接在機(jī)組上替換傳統(tǒng)可傾瓦軸承，對降低機(jī)組振動(dòng)，提高機(jī)組穩(wěn)定性具有顯著作用。對解決舊機(jī)組振動(dòng)偏高、氣體激振等問題具有實(shí)際的工程意義，也能為新產(chǎn)品設(shè)計(jì)提供一定幫助。

[1]孟光.轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)研究的回顧與展望[J].振動(dòng)工程學(xué)報(bào),2002,15 (1):1-9.

[2]孟繼綱,肖忠會(huì),李云,等.大型離心壓縮機(jī)組轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性分析設(shè)計(jì)技術(shù)研究[J].風(fēng)機(jī)技術(shù),2015(5):36-41，52.

[3]張直明.計(jì)入支點(diǎn)彈性和阻尼時(shí)可傾瓦軸承支撐的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力穩(wěn)定性[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),1983,19(2):9-21.

[4]肖萍,陳彥峰,李啟行,等.可傾瓦軸承預(yù)負(fù)荷對轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的影響[J].風(fēng)機(jī)技術(shù),2015(3):31-36.

[5]API617.AxialandcentrifugalcompressorsandExpander-compressors for the petroleum chemical and gas industry[S].America:Chemical and Gas Industry Services,2002.

[6]晏礪堂.空燃?xì)廨啓C(jī)振動(dòng)和減振[M].北京:國防工業(yè)出版社,1991 (10):239-196.

[7]張威,李鳳玲.述擠壓油膜阻尼器發(fā)展及應(yīng)用[J].有色礦冶,2002 (3):48-50.

[8]于天彪,江早,鞏亞東,等.擠壓油膜阻尼器在深孔加工中的理論分析與實(shí)驗(yàn)研究[C].第五屆海內(nèi)外青年設(shè)計(jì)與制造科學(xué)會(huì)議,2002.

[9]何小鋒,何利鵬.排粉風(fēng)機(jī)振動(dòng)分析及處理[J].風(fēng)機(jī)技術(shù),2016(2): 94-96.

[10]周明,李其漢,晏礪堂.彈性環(huán)式擠壓油膜阻尼器實(shí)驗(yàn)研究與應(yīng)用[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào),1998(4):59-63.

[11]張世平,晏礪堂.高效油膜阻尼器的研發(fā)與開發(fā)[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào),1991(2):180-184.

[12]曹磊,高德平,江和甫.彈性環(huán)式擠壓油膜阻尼器減振機(jī)理初探[J].振動(dòng)工程學(xué)報(bào),2007(6):584-588.

[13]夏南,孟光.對擠壓油膜阻尼器軸承和旋轉(zhuǎn)機(jī)械轉(zhuǎn)子-擠壓油膜阻尼器軸承系統(tǒng)動(dòng)力特性研究的回顧與展望[J].機(jī)械強(qiáng)度, 2002,24(2):216-224.

[14]吳松華,王英卓.汽輪機(jī)振動(dòng)大原因分析及處理[J].風(fēng)機(jī)技術(shù), 2016(3):94-98.

[15]王志強(qiáng).工業(yè)尾氣透平膨脹機(jī)振動(dòng)原因的診斷與改進(jìn)[J].風(fēng)機(jī)技術(shù),2016（5）：88-90.

[16]徐浩,孫皓,廖玉龍.工業(yè)通風(fēng)機(jī)殼體振動(dòng)的有限元分析與測試研究[J].風(fēng)機(jī)技術(shù),2016(1):35-40.

Development and Application of a Tilting-pad Damping Bearing

Hai-tao Xin
(Shenyang Blower Works Group Corporation)

In order to improve the stability of a compressor rotor,to reduce the rotor vibration and to avoid shock excitation, a tilting-pad damping bearing based on the basis of tilting pad bearing was developed.A fluid-solid coupling model of the damper was formulated and the tile fulcrum’s stiffness and damping coefficient was calculated to obtain the total stiffness and damping coefficient and to analyze the rotor stability.Finally,the characteristics of tilting-pad damping bearings in a practical application were verified.This paper therefore provides theoretical support and practical experience for the tilting-pad damping bearing design to improve the compressor stability.

tilting-pad damping bearing;rotor stability;application

TH133.3；TK05

1006-8155（2017）02-0071-05

A

10.16492/j.fjjs.2017.02.0013

2016-05-20 遼寧 沈陽 110869