高速高效離心式鼓風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)分析?

張勇張躍春,2李榮滿張正華陳卉

（1.湖南航翔燃?xì)廨啓C(jī)有限公司；2.中國航空動力機(jī)械研究所）

高速高效離心式鼓風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)分析?

張勇1張躍春1,2李榮滿1張正華1陳卉1

（1.湖南航翔燃?xì)廨啓C(jī)有限公司；2.中國航空動力機(jī)械研究所）

基于轉(zhuǎn)子動力學(xué)原理，以高速高效離心式鼓風(fēng)機(jī)增速齒輪箱的滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為研究對象，針對滑動軸承非線性動壓油膜力在高速時容易引起轉(zhuǎn)子振動的問題，采用ANSYS的熱力學(xué)分析模塊，利用APDL編程語言，求解滑動軸承非線性的動壓油膜力，并基于轉(zhuǎn)子動力學(xué)的理論建立高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)模型，由此求得高速轉(zhuǎn)子的振幅。最后通過高速高效離心式鼓風(fēng)機(jī)增速齒輪箱振動測試試驗，驗證了高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的高速穩(wěn)定性。

動壓油膜；ANSYS；轉(zhuǎn)子動力學(xué)；振動測試

0 引言

高速高效離心式鼓風(fēng)機(jī)的輸出軸轉(zhuǎn)速較高、載荷復(fù)雜，故采用滑動軸承支承。但是，滑動軸承的非線性動壓油膜力會引起高速轉(zhuǎn)子振動，影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性，嚴(yán)重的可能會產(chǎn)生破壞性的后果[1]。因此，對滑動軸承非線性動壓油膜力及高速轉(zhuǎn)子動力學(xué)問題的研究具有重要的工程意義。

目前，國內(nèi)外專家學(xué)者針對高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行了大量的研究，取得了豐碩的成果[2-5]。但在這些研究中，一般是將雷諾方程簡化，然后采用數(shù)值積分方法編程求解非線性的動壓油膜力，導(dǎo)致軟件計算時間長，且高速轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析結(jié)果與試驗結(jié)果存在較大差距。

基于上述系統(tǒng)動力學(xué)分析的局限，本文針對高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)提出了一種考慮非線性動壓油膜力的數(shù)值分析方法，并應(yīng)用ANSYS的熱力學(xué)分析模塊，計算得到軸承動壓油膜的壓力分布和非線性的油膜承載力，然后根據(jù)受力平衡關(guān)系，建立轉(zhuǎn)軸上圓盤中心的運動微分方程，進(jìn)而分析轉(zhuǎn)子的動態(tài)性能。最后通過高速齒輪箱振動試驗驗證了高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)穩(wěn)定性。

1 非線性動壓油膜承載力

徑向圓瓦滑動軸承的結(jié)構(gòu)如圖1所示，根據(jù)雷諾邊界條件確定的積分邊界，基于不可壓縮定常流動的二維雷諾方程[6]，采用ANSYS的熱力學(xué)分析模塊求解二維雷諾方程，求出動壓油膜的壓力分布p，流程圖如圖2所示，進(jìn)而積分求得動壓油膜向心力Fe和切向的分力Fφ。

圖1 滑動軸承結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1Sketch map of sliding bearing structure

式中,h為動壓油膜厚度，mm；μ為潤滑油動力黏度，Pa·s；p為動壓油膜壓力，Pa；Ω為轉(zhuǎn)軸運動速度，m/s。

根據(jù)數(shù)值積分原理以及ANSYS APDL語言的編程要求，按圖2的流程圖進(jìn)行編程。

圖2 滑動軸承計算流程圖Fig.2Flow chart of sliding bearing calculation

根據(jù)滑動軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)和運行參數(shù)，得到動壓油膜的壓力分布，如圖3所示，進(jìn)而得到非線性的軸承向心力Fe和切向的分力Fφ。

圖3 ANSYS計算結(jié)果Fig.3ANSYS calculation results

2 高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)分析

基于轉(zhuǎn)子動力學(xué)的相關(guān)理論，根據(jù)圓盤和軸承的力平衡條件，如圖4所示，建立系統(tǒng)的運動微分方程。

式中，x，y為圓盤中心o'的坐標(biāo)，mm；x1，y1為軸頸中心o1的坐標(biāo)，mm；ce為外阻力系數(shù)；k為轉(zhuǎn)軸的剛度系數(shù)，N/m。

設(shè)轉(zhuǎn)子渦動的角速度為ω，圓盤中心的向徑和軸頸中心的向徑之間的夾角以α表示，假設(shè)式（4）的解為式中，r為圓盤的振幅；s為轉(zhuǎn)子的振幅。

圖4 轉(zhuǎn)子受力分析圖Fig.4Force analysis of rotor

將上式代入運動微分方程，并代入非線性滑動軸承油膜力兩個方向的分力，根據(jù)sinωt或cosωt等式兩端的系數(shù)相等，可得

式中，De為外阻尼De=ce/mωn；C為軸頸間隙。

根據(jù)式（5）整理出轉(zhuǎn)子振幅的二次方程，求出對應(yīng)的s和r。

根據(jù)公式7可知，對于特定的滑動軸承，其k，C，Dε不變，假設(shè)一系列的ω/ωn，即可得到相應(yīng)的s，由公式8即可求出相應(yīng)的r值。

假設(shè)Dε為定值，則可得到一系列的s和r值，如圖5和圖6所示。隨著ω/ωn的不斷增大，轉(zhuǎn)子振幅s不斷增大，當(dāng)ω/ωn于1時振幅s急劇增大；圓盤的振幅r則是先增大，在ω/ωn為1時產(chǎn)生共振，圓盤振幅最大，隨后逐漸減小。

圖5 轉(zhuǎn)子振幅SFig.5Amplitude of rotor

圖6 圓盤的振幅rFig.6Amplitude of disk

3 試驗驗證

為了驗證高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)特性，特對某型高速齒輪箱的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行振動試驗[7-9]，該高速轉(zhuǎn)子的滑動軸承參數(shù)如表1所示，傳感器布置在高速輸出軸滑動軸承處的箱體上，如圖7所示，并由試驗數(shù)據(jù)分析轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)性能。

圖7 試驗現(xiàn)場及傳感器布置位置Fig.7Test site and location of sensor

表1 滑動軸承的參數(shù)表Tab.1Parameters for sliding bearings

應(yīng)用上述方法對高速離心式鼓風(fēng)機(jī)的轉(zhuǎn)子進(jìn)行計算分析，可知在鼓風(fēng)機(jī)的工作轉(zhuǎn)速±15%的范圍內(nèi)，不存在共振點和臨界轉(zhuǎn)速，高速軸具有良好的動力學(xué)性能?；谝陨嫌嬎憬Y(jié)果，通過振動測試試驗驗證上述方法的正確性，監(jiān)測鼓風(fēng)機(jī)的運行狀態(tài)。

振動測試采用DEWESoft數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)[10]，如圖8所示，振動測試試驗方案如表2所示，在試驗過程中實時監(jiān)測系統(tǒng)振動的時域值及頻譜圖[11]。

圖8 輸出轉(zhuǎn)速51 000r/min時的振動數(shù)據(jù)Fig.8Vibration data at the output speed 51 000r/min

表2 鼓風(fēng)機(jī)性能試驗方案Tab.2Performance test of blower

在試驗過程中，振動數(shù)據(jù)平穩(wěn)，沒有出現(xiàn)振動加速度值急劇增大的情況，且兩個方向的振動加速度值均在4g以內(nèi)，詳見表3，符合API 617-2014中對離心式鼓風(fēng)機(jī)振動加速度值的限制要求。

表3 各特征頻率的振動加速度值Tab.3Vibration acceleration values of characteristic frequencies

4 結(jié)論

對于高速增速齒輪箱的振動監(jiān)測可知，高速滑動軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運行情況穩(wěn)定，具有良好的動態(tài)性能，且在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)無臨界轉(zhuǎn)速及共振點。另外，滑動軸承半速渦動不明顯，且沒有出現(xiàn)油膜振蕩現(xiàn)象。綜上所述，滑動軸承在高速運轉(zhuǎn)的情況下無異常現(xiàn)象，符合設(shè)計要求。

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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

株洲市創(chuàng)新引導(dǎo)基金項目（2015GJK003）

2017-05-14湖南株洲412002