油膜轴承转子系统的动力特性

油膜阻尼器--滑动轴承转子系统优化设计
王继燕;赵玉成
【期刊名称】《噪声与振动控制》
【年(卷),期】2013(000)004
【摘要】挤压油膜阻尼器在一定程度上可以提高旋转机械系统稳定性。

运用数值模拟的方法，对SFD―滑动轴承转子系统的灵敏度及动力学优化进行系统研究。

研究表明：挤压油膜阻尼器间隙、轴承间隙、转轴刚度及油粘度对前两阶临界转速的影响较大，系统对这些参数的灵敏度相对较高。

基于灵敏度分析得到优化的设计变量，采用遗传算法对临界转速进行了优化分析，优化目标是使工作转速尽可能远离临界转速。

经过优化后，系统的临界转速得到较大改善。

优化设计为提高高速转子系统的动力稳定性提供了理论基础和分析方法，从而为此类转子系统的设计提供参考。

【总页数】4页(P103-106)
【作者】王继燕;赵玉成
【作者单位】山东交通学院理学院，济南 250023;中国矿业大学力学与建筑工程学院，江苏徐州 221116
【正文语种】中文
【中图分类】TB53;O322
【相关文献】
1.挤压油膜阻尼器—滑动轴承—转子系统非线性动力特性的数值分析及实验研究[J], 华军;许庆余;张家忠
2.挤压油膜阻尼器对滑动轴承-转子系统的影响 [J], 徐华;孙铁绳;陈刚
3.基于可控挤压油膜阻尼器的滑动轴承-转子系统减振特性研究 [J], 沈轶钒;王小静;张瑾;李召伦;陈超
4.参数变化对挤压油膜阻尼器滑动轴承-转子系统动力响应的影响 [J], 王继燕;李丛丛
5.挤压油膜阻尼器-滑动轴承-柔性转子系统的动力响应分析 [J], 吕晓光;赵玉成;卢纪
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转⼦系统的⾮线性动⼒学分析（⼋）轴承—转⼦系统的⾮线性研究⽅法主要有理论分析法和实验验证法。

理论分析法主要包括理论研究和数值计算两个⽅⾯，理论分析法和实验验证法已经被⼴泛应⽤到了轴承—转⼦系统的⾮线性分析中，下⾯将分别从理论分析、数值计算和实验研究三个⽅⾯阐述轴承—转⼦系统⾮线性分析的研究现状。

轴承—转⼦系统的理论分析理论分析⼀直是轴承—转⼦系统⾮线性研究的基础，由于多⾃由度⾮线性微分⽅程的复杂性特点，在⾮线性动⼒学理论中还没有适⽤于求解⾼维⾮线性转⼦系统动⼒学⽅程的通⽤解析⽅法。

为揭⽰轴承—转⼦系统的⾮线性特性，许多专家针对⾮线性微分⽅程提出了⼀些近似的解析⽅法，如多尺度法、摄动法和平均法等。

随着对⾮线性理论的逐渐深⼊研究，⼀些新的⽅法如⼴义谐波平衡法、⼴义平均法等被⽤来求解多⾃由度强⾮线性系统。

上世纪年代后国外学者开始研究轴承—转⼦系统的⾮线性动⼒学特性，和在轴承—转⼦系统的稳定性研究⽅⾯做了⼤量⼯作。

等⼈则采⽤多尺度法分析了转⼦系统在基于长轴承和短轴承假设下的弱⾮线性运动，研究了在平衡点失稳后系统的超临界和亚临界分岔。

研究了在⾮线性弹簧⽀承下的刚性转⼦的动⼒学响应，发现在相邻的次谐波响应区域之间的动⼒学响应具有混沌特性。

分别基于长轴承和短轴承油膜⼒模型研究了两⾃由度的具有刚度对称特性的转⼦系统在失稳点附近的分岔⾏为。

和计算了转⼦—轴承系统在混沌运动时的关联维问题。

和采⽤分岔理论分析了考虑湍流哈尔滨⼯业⼤学⼯学博⼠学位论⽂效应影响的滑动轴承—刚性转⼦的稳态响应。

和采⽤谐波平衡法求解了基于⾮线性油膜⼒模型下的刚性转⼦动⼒学响应，并给出了转⼦系统的稳定域和发⽣混沌时的不平衡条件。

国内的专家学者⾃上世纪年代后在转⼦动⼒学的⾮线性研究⽅⾯开展了⼤量研究⼯作。

孟泉和陈予恕采⽤奇异性理论和中⼼流形研究了基于短轴承⽀承下的刚性转⼦—轴承系统的分岔特性研究，并对参数范围较宽的分岔⾏为进⾏了深⼊研究，指出刚性转⼦系统具有倍周期分岔和分岔。

本科实验报告课程名称：实验项目：实验地点：专业班级：学号：学生姓名：指导教师：年月日一、实验目的和要求1.认识滑动轴承发生油膜涡动、油膜振荡的现象；2.观察转子发生油膜涡动、油膜振荡振动幅值和相位以及轴心轨迹的变化情况；3.分析转子系统发生油膜涡动、油膜振荡的规律及特点；4.认识系统发生油膜涡动、油膜振荡的危害。

二、实验内容和原理油膜涡动：对于滑动轴承受到动载荷时，轴颈会随着载荷的变化而移动位置。

移动产生惯性力，此时，惯性力也成为载荷，且为动载荷，取决于轴颈本身的移动。

轴颈轴承在外载荷作用下，轴颈中心相对于轴承中心偏移一定的位置而运转。

当施加一扰动力，轴颈中心将偏离原平衡位置。

若这样的扰动最终能回到原来的位置或在一个新的平衡点保持不变，即此轴承是稳定的；反之，是不稳定的。

后者的状态为轴颈中心绕着平衡位置运动，称为“涡动”。

涡动可能持续下去，也可能很快地导致轴颈和轴承套的接触。

油膜振荡：高速旋转机械的转子常用流体动压滑动轴承支承，设计不当，轴承油膜常会使转子产生强烈的振动，这种振动与共振不同，它不是强迫振动，而是由轴承油膜引起的旋转轴自激振动，所以称为油膜振荡。

“油膜振荡”现象可产生与转轴达到临界转速时同等的振幅或更加激烈。

油膜振荡不仅会导致高速旋转机械的故障，有时也是造成轴承或整台机组破坏的原因，应尽可能地避免油膜振荡的产生。

三、主要仪器设备INV1612 型多功能柔性转子实验系统软件采集仪位移传感器加速度传感器四、实验数据记录和处理1.油膜涡动、振荡-转速关系表油膜涡动、振荡-转速关系2. 绘制涡动时轴心轨迹图3.绘制油膜振荡时轴心轨迹图4.绘制涡动时频谱图，并标注基频、半频及对应幅值五、实验结果与分析。

非线性转子-轴承系统动力学分叉及稳定性分析
非线性转子-轴承系统动力学分叉及稳定性分析
应用精度高、速度快的非线性油膜力数据库方法及非线性动力系统的稳定性和分叉理论对转子-轴承系统进行了分析.数值计算得到了转子-轴承系统发生倍周期分叉时的分叉点及分叉图.揭示了不平衡转子-轴承系统从同步周期运动分叉发生一系列倍周期运动、最后导致混沌运动的过程.采用Floquet理论对转子-轴承系统周期运动的稳定性进行了分析,并给出了某些转速下的轴心轨迹和Poincare映射图.结果表明:系统在特定参数范围内存在1-T周期运动、2-T倍周期运动、K-T周期解及混沌运动;当系统发生倍周期分叉时至少有一个Floquet乘子经过点(-1,0)穿出单位圆.该分析方法为进一步对多自由度非线性转子-轴承系统的动力学特性进行研究打下了基础.
作者：陈照波焦映厚陈明夏松波黄文虎作者单位：陈照波,焦映厚,陈明(哈尔滨工业大学机电工程学院,黑龙江,哈尔滨,150001) 夏松波(哈尔滨工业大学能源科学与工程学院,黑龙江哈尔滨,150001)
黄文虎(哈尔滨工业大学航天学院,黑龙江,哈尔滨,150001)
刊名：哈尔滨工业大学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF HARBIN INSTITUTE OF TECHNOLOGY 年，卷(期)：2002 34(5) 分类号：O322 TH133 关键词：非线性动力学转子稳定性分叉。

摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统动力学特性张㊀磊１㊀裴世源１㊀徐㊀华１㊀张亚宾２㊀朱㊀杰２１．西安交通大学现代设计及转子轴承系统教育部重点实验室,西安,７１００４９２．湖南崇德工业科技有限公司,湘潭,４１１２２８摘要:基于轴承刚度和阻尼的分段线性化假设,建立了不同横摇角度的转子轴承模型;利用D L A P软件,耦合求解错位瓦轴承支撑的转子系统的动力学模型;采用特征值和特征向量㊁不平衡响应分析㊁稳定性分析和瞬态动力学分析等手段,研究了轴系的稳定性和安全性,并与正常工况下轴系的动力学特性对比,得到了摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统的动力学特性.关键词:摇摆工况;错位瓦轴承;转子动力学;分段线性化中图分类号:T H １１３D O I :１０．３９６９/j．i s s n ．１００４ １３２X．２０１７．１８．００３D y n a m i c sC h a r a c t e r i s t i c s o fR o t o r S y s t e mS u p p o r t e db y O f f s e t B e a r i n g s u n d e rR o l l i n g C o n d i t i o n s Z H A N GL e i １㊀P E I S h i yu a n １㊀X U H u a １㊀Z H A N G Y a b i n ２㊀Z HUJ i e ２１．K e y L a b o r a t o r y o fE d u c a t i o n M i n i s t r y f o rM o d e r nD e s i gna n d R o t o r ＧB e a r i n g S y s t e m ,X i a n J i a o t o n g U n i v e r s i t y,X i a n ,７１００４９２．H u n a nS U N DI n d u s t r i a l a n dT e c h n o l o g i c a l C o ．,L t d ．,X i a n gt a n ,H u a a n ,４１１２２８A b s t r a c t :B a s e d o n t h e a s s u m p t i o no f p i e c e w i s e l i n e a r i z a t i o no f b e a r i n g s t i f f n e s s e s a n dd a m p i n gs ,a o f f s e t r o t o r Ｇb e a r i n g m o d e l w i t hd i f f e r e n t r o l l i n g a n g l e sw a s e s t a b l i s h e d ．U s i n g DL A P s o f t w a r e ,c o u Ｇp l e d s o l u t i o n s o f t h e o f f s e t r o t o r Ｇb e a r i n g s y s t e md y n a m i c sm o d e l w a s p r e s e n t e d ．B y m e a n s o f e i ge n v a l Ｇu e a n de i g e n v e c t o r ,u n b a l a n c er e s p o n s ea n a l y s i s ,s t a b i l i t y a n a l y s i sa n dt r a n s i e n td y n a m i c sa n a l ys i s ,t h e s t a b i l i t y a n d s a f e t y o f t h e r o t o r Ｇb e a r i n g s y s t e m w e r e s t u d i e d ,a n d c o m pa r e dw i t h t h a t u n d e r n o r Ｇm a l o p e r a t i n g c o n d i t i o n s ．T h ed y n a m i c sc h a r a c t e r i s t i c so f r o t o r s y s t e ms u p p o r t e db y o f f s e tb e a r i n g s u n d e r r o l l i n g co n d i t i o n sw e r e o b t a i n e d ．K e y wo r d s :r o l l i n g c o n d i t i o n ;o f f s e t b e a r i n g ;r o t o r d y n a m i c s ;p i e c e w i s e l i n e a r i z a t i o n 收稿日期:２０１６０７０１基金项目:国家自然科学基金资助项目(５１６０５３６７,５１５７５４２１);陕西省工业科技攻关项目(２０１５G Y ０２２)０㊀引言舰船在海上航行时,海风波浪等各种扰动因素的冲击,会使舰船发生低频的横摇和纵摇等摇摆运动,尽管船体纵摇和横摇运动产生的振动频率远远低于舰船轴承转子系统的转速,但这些振动还是会通过轴承油膜力对舰船动力装置转子系统的动力学特性产生很大的影响,从而对轴承支撑的转子系统的稳定性产生影响.因此,为了提高舰船在倾斜摇摆等复杂海况下航行时的稳定性和安全性,很有必要针对摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统的动力学特性进行深入分析和研究.关于转子轴承系统的动力学特性的研究,许多学者投入其中并在理论和实验研究方面取得了一系列成果.文献[１]用状态空间N e w m a r k 有限元瞬态响应分析方法研究了冲击激励作用下转子轴承系统的响应,并进行试验对比验证;文献[２]研究了周期性摆角运动对柔性转子轴承系统运行参数稳定性的影响;文献[３]研究了舰船纵横倾作用下转子轴承系统的动力学特性,得到了摇摆参数对系统动力学特性的影响;文献[４]研究了歪斜安装对组配轴承转子系统动力学特性的影响,发现合理利用轴承歪斜后的非均匀间隙特性,有助于改善系统运行的动力特性;文献[５]针对表面织构对转子轴承系统的稳定性影响进行了实验研究,发现合理的表面织构设计,可以有效提高径向滑动轴承支撑的转子系统的稳定性;文献[６]研究了机械密封对转子轴承系统动力学性能的影响,发现柔性的转子轴承系统端面密封的存在可使系统的一阶阻尼临界转速得到提高.以上学者分别在不同工况条件下对转子轴承系统动力学特性进行研究,取得了有意义的成果,但是目前在摇摆工况下,针对错位瓦轴承支撑的转子系统的动力学特性的研究工作非常少.本文１６１２ 摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统动力学特性张㊀磊㊀裴世源㊀徐㊀华等Copyright©博看网 . All Rights Reserved.以某舰船发电机错位瓦转子轴承系统为例,研究错位瓦轴承的润滑特性,通过分析轴承的关键运行参数,证明错位瓦轴承在正常工况下的安全性;接着针对摇摆工况,利用轴承刚度和阻尼分段线性化假设,建立错位瓦轴承支撑的转子系统动力学模型,通过专业转子动力学软件D L A P 耦合求解轴承转子系统动力学方程,详细研究了包括转子的临界转速㊁系统的稳定性分析㊁不平衡响应和瞬态动力学分析等动力学特性,从而验证错位瓦轴承转子系统的稳定性.１㊀错位瓦轴承润滑特性润滑特性分析是在正常工况下,采用本课题组研发的转子轴承系统计算软件D L A P 求解包含瞬态项的R e y n o l d s 方程和温黏方程,研究错位瓦轴承的安全性.通过分析错位瓦轴承关键的运行参数如最小油膜厚度㊁最大油膜压力㊁温升㊁功耗和流量,判断轴承在正常工况下的安全性,并验证D L A P 软件计算结果的正确性.为研究轴承流体润滑系统的摩擦学性能,经典方法是借助有限元或有限差分等数值方法,通过求解R e y n o l d s 方程得到压力分布后,进而求得其他统计量,如摩擦力(矩)㊁承载力以及摩擦因数等.各种流体润滑问题都涉及在微小间隙中的黏性流动,描写这种物理现象的基本方程为R e yn Ｇo l d s 方程,它的普遍形式为∂∂x (ρh ３１２μ∂p ∂x )＋∂∂y (ρh ３１２μ∂p ∂y )＝u ２∂ρh ∂x ＋v ２∂ρh ∂y＋∂(ρh )∂t (１)式中,h 为油膜厚度,m ;x 为轴承周向展开方向的坐标,m ;y 为轴承轴向坐标,m ;t 为时间,s ;p 为油膜压力,P a ;u ㊁v 分别为轴颈相对轴瓦的相对速度的切向分量和径向分量;μ为润滑介质动力黏度,P a s ;ρ为流体密度,k g /m ３.式(１)是典型的椭圆型偏微分方程,仅在特殊情况(如一维倾斜滑块)下才可能求得解析解,通常情况下无法用解析方法求解精确解.数值方法是求解该润滑问题的有效途径,本课题组自主研发了计算软件D L A P ,采用有限元法求解包含瞬态项的R e y n o l d s 方程和温黏方程.虽然有限元计算过程较为复杂,但该方法计算过程中的每个模块均已成熟,如单元形函数的选择㊁单元刚度矩阵形成㊁整体刚度矩阵的组装以及代数方程组的求解等模块均已标准化,因此,采用有限元法对R e yn Ｇo l d s 方程进行求解比较合理.D L A P 软件的润滑特性计算结果如图１所示.正常工况下根据表１的参数,利用D L A P 软(a )６５００r /m i n(b )７５００r /m i n图１㊀错位瓦轴承润滑特性参数F i g．１㊀L u b r i c a t i o n c h a r a c t e r i s t i c p a r a m e t e r s o f o f f s e t b e a r i n g 件对错位瓦轴承进行润滑特性计算分析,得到载荷竖直向下㊁转速n 为６５００r /m i n 和７５００r /m i n 的计算结果,如表２所示.对计算结果进行对比分析,可以看出错位瓦轴承的温升㊁最小油膜厚度和流量均满足使用要求,该设计参数满足工况要求.表１㊀错位瓦轴承参数T a b ．１㊀O f f s e t b e a r i n gpa r a m e t e r s 直径(mm )宽度(mm )半径间隙(mm )间隙比径向载荷(N )１２０６００．０９２０．００１５３８７２３预负荷载荷角(ʎ)润滑油牌号进油压力(M P a )进油温度(ħ)０．５－９０N ６８汽轮机油０．１~０．２４０~５０表２㊀计算结果T a b ．２㊀C a l c u l a t i o n r e s u l t s转速(r /m i n)６５００７５００最大油膜压力(M P a )４．４１４．４１工作温度(ħ)５９．９６１流量(L /m i n )２２．６２６最小油膜厚度(μm )５６．１５８．６功耗(k W )６．３８７．９７２６１２ 中国机械工程第２８卷第１８期２０１７年９月下半月Copyright©博看网 . All Rights Reserved.２㊀倾斜和摇摆环境在海面停泊或航行的舰船由于波浪的强迫摇摆和舰船本身固有的摇摆,舰船动力装置轴承转子系统不可避免地随着舰船平台出现平移㊁旋转等运动,主要表现为倾斜环境和摇摆环境.倾斜环境包括横倾和纵倾,横倾和纵倾这两种状态指舰船相对于设计水线具有横向倾斜的浮态和纵向倾斜的浮态.摇摆环境包括横摇和纵摇,横摇和纵摇这两种状态指舰船绕其横轴㊁纵轴所作的周期性角位移运动[７].由于倾斜和摇摆的作用,安装在舰船上的设备在结构强度㊁工作性能和精度等方面会受到一定程度的影响.如破坏设备内部作用力平衡㊁改变轴承受力条件㊁液态介质溢出和仪表显示失常等.因此,为确保设备的可靠性,对于在倾斜和摇摆状态下性能受到影响或具有旋转运动㊁液态介质和重力不平衡运动系统的设备,要求进行倾斜和摇摆计算分析和试验,以考核㊁评定设备在此环境下工作的适应性和结构的完好性.倾斜试验的严酷等级由倾斜角度和试验持续时间两个参数确定;摇摆试验的严酷等级由摇摆角度(纵摇㊁横摇㊁首摇)或线加速度幅值(纵荡㊁横荡㊁垂荡)㊁摇摆周期和试验持续时间等３个参数确定[８].倾斜和摇摆环境严酷度的定量值根据需求和预测的倾斜和摇摆环境状态确定.本文使用G J B１５０．２３AＧ２００９标准中规定的水面舰船和潜艇设备的试验严酷等级来分析研究(表３).表３㊀中国海军舰船装备倾斜和摇摆环境严酷度T a b．３㊀T h e d e g r e e o f i n c l i n a t i o na n d r o l l i n g o f t h eC h i n e s e s h i p e q u i p m e n t运动状态角度(ʎ)周期(s)试验持续时间(m i n)纵倾∗ʃ１０前后各不少于３０横倾∗ʃ１５左右各不少于３０纵摇ʃ１０４~１０不少于３０横摇ʃ４５３~１４不少于３０㊀注:∗表示具体角度由产品规范规定本文主要研究摇摆环境下,错位瓦轴承转子系统的动力学特性,由于纵摇ʃ１０ʎ不会对转子的横向振动产生明显影响,所以重点考虑横摇ʃ４５ʎ工况.图２为横摇工况示意图,外圈上下两个错位圆代表错位瓦轴承,中心圆代表轴颈,箭头代表横摇工况下轴颈受力方向.在正常工况,舰船不发生摇摆,受力方向不变,竖直向下(力为自身重力);当处于摇摆工况时,转子轴承系统左右摇摆,受力方向竖直向下.可以假设转子轴承系统固定图２㊀摇摆工况示意图F i g．２㊀S c h e m a t i c o f r o l l i n g c o n d i t i o n不动,受力方向在ʃ４５ʎ范围内摆动,从而使摇摆工况得到合理的转化.３㊀分段线性化假设根据G J B１５０．２３AＧ２００９标准,选择５s内摇摆ʃ４５ʎ的工况进行分析计算.竖直向下径向载荷在此横摇条件下,沿x和y方向载荷分量的变化如图３所示.利用D L A P软件逐步求解R e y nＧo l d s方程,在时域采用R K方法逐步积分,计算摇摆工况下错位瓦轴承的轴心轨迹㊁最大油膜压力和最小油膜厚度的变化.计算结果如图４㊁图５所示.图３㊀摇摆工况轴承的载荷变化F i g．３㊀L o a d c h a n g e o f b e a r i n g u n d e r r o l l i n g c o n d i t i o n图４㊀摇摆工况下错位瓦轴承轴心轨迹F i g．４㊀A x i s o r b i t o f b e a r i n g u n d e r r o l l i n g c o n d i t i o n图４所示为摇摆工况下错位瓦轴承的轴心轨迹变化,其中实线圆为轴颈与轴承的间隙圆;曲线３６１２摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统动力学特性 张㊀磊㊀裴世源㊀徐㊀华等Copyright©博看网 . All Rights Reserved.为轴心运动轨迹;圆点为轴心位置,它沿着曲线运动;箭头为受力方向,在摇摆工况下受力方向会在摇摆ʃ４５ʎ范围摆动.通过观察轴心轨迹动态图可看出,摇摆工况下错位瓦轴承以纵摆为主,同时可以发现每个摇摆周期后,轴心均缓慢运动回到稳定平衡位置,并且轴心从平衡位置出发和返回的轨迹完全重合(轴心轨迹为一条曲线,而不是封闭圆),因此转子的惯性效应不明显;由图５可知,摇摆工况下错位瓦轴承的油膜压力和最小油膜厚度变化平缓,证明错位瓦轴承适用于摇摆工况.图５㊀摇摆工况下最大油膜压力和最小油膜厚度F i g．５㊀T h em a x i m u mo i l f i l m p r e s s u r e a n d t h e m i n i m u mo i l f i l mt h i c k n e s s u n d e r t h e r o l l i n g co n d i t i o n 由以上分析可得,轴心在整个摇摆周期内运动的惯性效应都不明显,因此可以把轴承的刚度和阻尼沿轴心轨迹线分段,在每一段轴承都有线性化的刚度和阻尼,这样既可以简化计算,也可以确保在不同的横摇角度下,分析转子动力学行为具有足够的精度.具体做法是:假设轴心在－４５ʎ㊁－３０ʎ㊁－１５ʎ㊁１５ʎ㊁３０ʎ㊁４５ʎ不同的横摇角度为静平衡位置(转子在静平衡位置时轴承具有线性化的刚度和阻尼),然后在这些横摇角度求解雷诺方程得到轴承的静特性,用小扰动法得到轴承在这些点的刚度和阻尼;再把轴心轨迹分段,以－４５ʎ㊁－３０ʎ㊁－１５ʎ㊁１５ʎ㊁３０ʎ㊁４５ʎ为中心,把轴心轨迹分为－４５ʎ~－３７．５ʎ㊁－３７．５ʎ~－２２．５ʎ㊁－２２．５ʎ~０ʎ㊁０ʎ~２２．５ʎ㊁２２．５ʎ~３７．５ʎ㊁３７．５ʎ~４５ʎ的６段,每一段的刚度和阻尼分别是以该段中心位置的横摇角度计算得到的刚度和阻尼.这样摇摆工况下的动态计算即可用静平衡位置的静态计算代替,在每一段具有确定的刚度和阻尼,省去了考虑轴心位置变化需要不断求解雷诺方程的过程,极大地简化了后续动力学计算.４㊀转子动力学分析动力学分析主要针对倾斜摇摆工况来研究舰船的动力装置转子轴承系统的动力学特性.通过建立错位瓦轴承支撑的转子系统动力学模型,利用D L A P 软件,耦合求解滑动轴承和转子动力学模型,研究包括转子的临界转速㊁系统稳定性分析㊁不平衡响应和瞬态动力学分析等动力学特性.４．１㊀转子模型根据舰船实际工况下转子工作数据,采用D L A P 软件建立了错位瓦轴承支撑方案的转子模型,如图６所示.对于该转子轴承模型,采用转子自重作为静载荷计算轴承动特性系数;根据摇摆工况设置不同横摇角度,建立耦合求解错位瓦轴承和转子动力学的模型,进行转子动力学分析.错位瓦轴承的详细参数见表１.图６㊀转子模型F i g．６㊀R o t o rm o d e l 基于轴承刚度和阻尼的分段线性化假设,建立了两端轴承支撑的转子系统模型[９].整个系统离散为２６个节点,共２５个单元.系统的振动微分方程为M x ㊆(t )＋C x(t )＋Kx (t )＝F (t )式中,M 为结构质量矩阵;C 为阻尼矩阵;K 为结构刚度矩阵;x 为位移矩阵;F 为载荷矩阵.阻尼矩阵C 考虑了陀螺效应和R a y l e i g h 阻尼矩阵,R a y l e i gh 阻尼矩阵为M 和K 的线性组合,即αM ＋βK ,其中α和β是不依赖于频率的常数,它们与系统的阻尼系数和前两阶固有频率有关.F (t )由不平衡力和重力组成.不平衡力在下文不平衡响应分析中给出.４．２㊀轴承刚度和阻尼轴承刚度和阻尼对转子的动力学特性具有决定性影响.确定转子轴承刚度和阻尼是计算转子轴承系统临界转速的必须前提条件,因此需要首先求解轴承的刚度和阻尼.４．２．１㊀正常工况下轴承刚度和阻尼本研究中,通过求解雷诺方程得到轴承的静特性,用小扰动法来求解线性化的刚度和阻尼.采用D L A P 软件分析计算,得到正常工况下错位瓦轴承的刚度和阻尼随转速的变化情况如图７所示.图７a 为轴承刚度随转速变化曲线,其中点是在不同转速下求解雷诺方程得到的刚度数据,K x x 曲线是x 方向的刚度曲线,K x y 曲线是x y 方向交叉刚度曲线,K y x 曲线是y x 方向交叉刚度曲线,K y y 曲线是y 方向的刚度曲线.图８㊁图９中的标注与图７相同.以图７a 中K y y 曲线为例,当转速为零时,轴心落在轴承底部,这时油膜厚度最小,油膜压力最４６１２ 中国机械工程第２８卷第１８期２０１７年９月下半月Copyright©博看网 . All Rights Reserved.(a)刚度(b)阻尼图７㊀正常工况下错位瓦轴承刚度和阻尼F i g ．７㊀S t i f f n e s s a n dd a m p i n g o f o f f s e t b e a r i n g un d e r n o r m a l c o n d i t i o n大,刚度最大;随着转速的提高,轴心慢慢升高,远离轴承底部,油膜厚度增大,油膜压力减小,刚度也就逐渐减小;当轴心升高到接近轴承中心时,继续提高转速,轴心位置基本不变,刚度也基本不变.所以y 方向刚度曲线趋势为先减小,然后基本趋于平稳.４．２．２㊀摇摆工况下轴承刚度和阻尼根据实际倾斜摇摆工况和中国海军舰船装备倾斜和摇摆环境严酷度标准(表３),基于轴承刚度和阻尼的分段线性化假设,分别建立横摇－３０ʎ㊁－１５ʎ㊁１５ʎ㊁３０ʎ的错位瓦轴承支撑的转子模型(横摇ʃ４５ʎ计算过程和横摇ʃ３０ʎ相同,而且横摇ʃ３０ʎ可以满足实际工况要求),利用D L A P 软件计算倾斜摇摆工况下轴承刚度和阻尼,得到的计算结果如图８㊁图９所示.４．３㊀无阻尼临界转速对转子系统进行无阻尼临界转速分析,轴承刚度分别取x 和y 方向的主刚度,得到转子的前三阶振型如图１０所示,其中虚线为转子的平衡位置,实线为模态振型.由图１０所示的x 和y 方向的动力学特性可知,第１阶振型中,转子中点无节点;在第２阶振型中,转子中点有一个节点;第３阶振型有２个节点.并且因为轴承在垂直和水平方向刚度不同,转子模态频没有重根,符合力学理论,验证了分析(a )横摇－３０ʎ(b )横摇－１５ʎ(c )横摇１５ʎ(d )横摇３０ʎ图８㊀摇摆工况下错位瓦轴承刚度F i g ．８㊀S t i f f n e s s o f o f f s e t b e a r i n g u n d e r r o l l i n gc o nd i t i o n 的正确性.由转子在６５００r /m i n 下的临界转速及其振型可以看出,各阶临界转速与工作转速有足够大的隔离域值,转子在正常工况下运行不会出现共振或者过高的应力,验证了错位瓦轴承支撑的转子系统的安全性.４．４㊀无阻尼临界转速图与错位瓦轴承刚度４．４．１㊀正常工况下无阻尼临界转速图与错位瓦轴承刚度无阻尼临界转速随轴承支撑刚度的变化如图５６１２ 摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统动力学特性张㊀磊㊀裴世源㊀徐㊀华等Copyright©博看网 . All Rights Reserved.(a )横摇－３０ʎ(b )横摇－１５ʎ(c )横摇１５ʎ(d )横摇３０ʎ图９㊀摇摆工况下错位瓦轴承阻尼F i g ．９㊀D a m p i n g o f o f f s e t b e a r i n g u n d e r r o l l i n gc o nd i t i o n １１所示.图１１中４条实线曲线分别代表转子的前四阶临界转速,可以观察到随着轴承刚度的增大,各阶临界转速都升高;图１１中,曲线K x x ㊁K y y 为通过图７得到的轴承x 和y 方向主刚度随转速变化曲线;两条虚线代表转子工作转速范围;刚度曲线和临界转速曲线的交点就是转子真实的临界转速值.图１２曲线的意义和图１１相同.(a )x方向主刚度的模态振型(b )y 方向主刚度的模态振型图１０㊀错位瓦轴承支撑转子前三阶临界转速与模态振型F i g ．１０㊀T h e f i r s t t h r e e c r i t i c a l s p e e d s a n dm o d e s h a pe s of t h e r o t or图１１㊀正常工况下错位瓦轴承主刚度与无阻尼临界转速图F i g ．１１㊀U n d a m p e d c r i t i c a l s p e e da n dm a i nb e a r i n g s t i f f n e s s o f o f f s e t b e a r i n g un d e r n o r m a l c o n d i t i o n ４．４．２㊀摇摆工况下无阻尼临界转速图与错位瓦轴承刚度通过图１１和图１２发现,在正常工况和摇摆工况下,临界转速曲线和刚度曲线的交点都在两条虚线的下方,也就是说,转子从启动至达到工作转速需要经过两个临界转速,但工作转速和临界转速有足够大的隔离裕度,所以转子转速越过临界转速后可以在工作转速下平稳运行.４．５㊀错位瓦轴承稳定性分析根据A P I Ｇ６８４标准[１０],在工作转速内若对数衰减率大于０．１,表示系统具有足够的稳定裕度,无需进一步的稳定性分析;若对数衰减率小于０．１６６１２ 中国机械工程第２８卷第１８期２０１７年９月下半月Copyright©博看网 . All Rights Reserved.(a )横摇－３０ʎ(b )横摇－１５ʎ(c )横摇１５ʎ(d )横摇３０ʎ图１２㊀摇摆工况下临界转速与错位瓦轴承主刚度F i g ．１２㊀U n d a m p e d c r i t i c a l s p e e da n dm a i nb e a r i n g s t i f f n e s s o f o f f s e t b e a r i n g u n d e r r o l l i n g co n d i t i o n 则系统稳定性不佳,需要做进一步分析;若对数衰减率小于０,则表示系统很可能发生失稳现象.对转子模型进行有阻尼特征值分析,可得到错位瓦轴承支撑方案下的对数衰减率,如图１３所示.４．５．１㊀正常工况下错位瓦轴承稳定性分析如图１３所示,在工作范围内错位瓦轴承支撑图１３㊀正常工况下错位瓦轴承支撑下转子的对数衰减率F i g ．１３㊀L o g a r i t h m i c d e c a y r a t e o f t h e r o t o r s u p po r t e d b y t h e o f f s e t b e a r i n g un d e r n o r m a l c o n d i t i o n 方案下的对数衰减率大于０．１,所以错位瓦轴承支撑的转子系统具有足够的稳定裕度.４．５．２㊀摇摆工况下错位瓦轴承稳定性分析摇摆工况下,错位瓦轴承支撑转子的对数衰减率如图１４所示.从图中观察到在６５００~７５００r /m i n 的工作范围内,对数衰减率全部大于０．１;在横摇－３０ʎ㊁１５ʎ情况下,转速大约为９５００r /m i n,远远超过工作转速时,才会出现对数衰减率小于０的情况,这表明在工作转速下系统具有足够的稳定裕度.４．６㊀不平衡响应分析在转子动力学分析中稳态不平衡响应的计算与临界转速计算是同等重要的基本任务.不平衡响应分析也可以用来确定转子的临界转速,但它更重要的任务是求解转子系统在不平衡作用下的不平衡响应,分析研究如何限制最大不平衡响应.在不平衡响应计算结果中,可以得到转子在计算频域范围内的最大响应值,同时也可以得到工作转速范围内的最大响应值.４．６．１㊀正常工况下的不平衡响应分析根据A P I Ｇ６８４标准计算可得转子的不平衡量限值为３．３８k g mm ,通过无阻尼临界转速和模态振型可知,在工作转速内,仅存在一阶临界转速,所以为了充分激发第一阶振型,在转子的中央位置１６号节点添加不平衡量３．３８k g mm .然后,在０~９０００r /m i n 的范围内计算转子的不平衡响应.关于不平衡质量的大小和位置的更详细计算方法参阅A P I Ｇ６８４标准.对错位瓦轴承支撑的转子模型进行有阻尼谐响应分析,可得到各点转子的不平衡响应,其中前轴承处的x 和y 方向的位移随转速的变化如图１５所示.４．６．２㊀摇摆工况下的不平衡响应分析根据轴承刚度和阻尼分段线性化假设,分别对横摇－３０ʎ㊁－１５ʎ㊁１５ʎ㊁３０ʎ的错位瓦轴承支撑的转子模型进行有阻尼谐响应分析,可得到各点转７６１２ 摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统动力学特性张㊀磊㊀裴世源㊀徐㊀华等Copyright©博看网 . All Rights Reserved.(a )横摇－３０ʎ(b )横摇－１５ʎ(c )横摇１５ʎ(d )横摇３０ʎ图１４㊀摇摆工况下错位瓦轴承支撑转子的对数衰减率F i g ．１４㊀L o g a r i t h m i c d e c a y r a t e o f t h e r o t o r s u p po r t e d b y t h e o f f s e t b e a r i n g u n d e r r o l l i n g co n d i t i o n 子的不平衡响应,其中前轴承处的x 和y 方向的位移随转速的变化如图１６所示.由以上分析结果可以观察到前轴承６节点处x 和y 方向的位移随转速变化的曲线(B o d e 图),从而得到共振的转速和振幅,如表４所示.在过临界转速时轴颈出现共振峰,正常工况下最大振幅峰值为５．３７μm ;在摇摆工况下,横摇－３０ʎ出现最大振幅峰值为７．７９μm ;在工作转速６５００~７５００r /m i n 范围内,振幅都较小,符合工况要求.图１５㊀正常工况下错位瓦轴承支撑转子的不平衡响应F i g ．１５㊀U n b a l a n c e r e s p o n s e o f t h e r o t o r s u p p o r t e db yo f f s e t b e a r i n g un d e r n o r m a l c o n d i t i o n (a )横摇－３０ʎ(b )横摇－１５ʎ(c )横摇１５ʎ(d )横摇３０ʎ图１６㊀摇摆工况下错位瓦轴承支撑转子的不平衡响应F i g ．１６㊀U n b a l a n c e r e s p o n s e o f t h e r o t o r s u p po r t e d b y o f f s e t b e a r i n g u n d e r r o l l i n g co n d i t i o n８６１２ 中国机械工程第２８卷第１８期２０１７年９月下半月Copyright©博看网 . All Rights Reserved.表４㊀不平衡响应幅值T a b．４㊀U n b a l a n c e r e s p o n s e a m p l i t u d e摇摆角度正常工况摇摆工况横摇－３０ʎ横摇－１５ʎ横摇１５ʎ横摇３０ʎ方向x y x y x y x y x y 转速(r/m i n)３０５０６０２５３３３２３１３１３１３１６１４６３１３０５８６４２８４９５４６２振幅峰值５．１７５．３７７．９７６．１６５．７２４．１９６．７５３．３８６．７９㊀㊀由以上分析结果可知,在正常工况和摇摆工况下的幅频响应曲线峰值处放大系数A F都很小(小于１．５),曲线变化很平缓,说明错位瓦轴承的阻尼特性好,具有较好的抗振性,有利于在摇摆工况下稳定运行.４．７㊀瞬态动力学响应４．７．１㊀正常工况下错位瓦轴承瞬态动力学响应对转子模型进行全瞬态动力学分析可得到转子各点的位移随时间的变化,６５００r/m i n时前轴承处x和y方向的时域与频域分析如图１７所示.图１７㊀正常工况下错位瓦轴承支撑轴颈处的时域与频域响应F i g ．１７㊀T r a n s i e n t d y n a m i c r e s p o n s e o f t h e r o t o rs u p p o r t e db y o f f s e t b e a r i n g u n d e r n o r m a l c o n d i t i o n ４．７．２㊀摇摆工况下错位瓦轴承瞬态动力学响应摇摆工况下对转子模型进行全瞬态动力学分析,得到６５００r/m i n时前轴承处x和y方向的时域与频域分析如图１８所示.通过上面的瞬态动力学分析结果可以得到轴承支撑轴颈处的时域与频域响应.以轴承支撑处轴颈的振动为衡量标准,正常工况下,错位瓦支撑的轴颈振动很小,振幅约为５μm,远小于间隙圆半径９２μm;摇摆工况下,轴承支撑处的轴颈的振动幅值约为６μm,也远小于间隙圆半径,符合工况要求.通过以上分析发现,在正常工况和摇摆工况下,轴颈的振动幅值都远小于间隙圆半径,轴颈振动属于小扰动,这验证了上文用小扰动法求解线性化的刚度阻尼的正确性,也证明了本文利用轴承刚度阻尼分段线性化假设来研究摇摆工况下转子轴承系统动力学特性的合理性.(a)横摇－３０ʎ(b)横摇－１５ʎ(c)横摇１５ʎ(d)横摇３０ʎ图１８㊀摇摆工况下错位瓦轴承支撑转子瞬态动力学响应F i g．１８㊀T r a n s i e n t d y n a m i c r e s p o n s e o f t h e r o t o r s u p p o r t e db y o f f s e t b e a r i n g u n d e r r o l l i n g c o n d i t i o n９６１２摇摆工况下错位瓦轴承支撑的转子系统动力学特性 张㊀磊㊀裴世源㊀徐㊀华等Copyright©博看网 . All Rights Reserved.５㊀结论(１)在正常工况下进行润滑特性分析,错位瓦轴承的关键运行参数如最小油膜厚度㊁最大油膜压力㊁流量均满足使用要求,说明轴承参数满足工况要求;摇摆工况下,错位瓦轴承的最大油膜压力和最小油膜厚度变化平缓,证明错位瓦轴承适用于摇摆工况下工作.(２)摇摆工况下,通过轴心轨迹的绘制发现转子在整个摇摆周期内惯性效应都不明显,因此可以沿着轴心轨迹对轴承刚度和阻尼进行分段线性化.这样不仅能够保证动力学分析的精度,而且将摇摆工况下的动态计算用静平衡位置的静态计算代替,在每一段具有确定的刚度和阻尼,省去了考虑轴心位置变化需要不断求解雷诺方程的过程,极大地简化了后续动力学计算.(３)在工作转速下进行稳定性分析,结果表明,正常和摇摆工况的对数衰减率都大于０．１(A P IＧ６８４标准),说明错位瓦轴承支撑的转子系统均具有足够的稳定裕度;不平衡响应分析的结果表明,在正常和摇摆工况下的幅频响应曲线变化平缓,说明错位瓦轴承具有很好的阻尼特性;瞬态动力学分析的结果表明,以错位瓦轴承支撑处的轴颈的振动为衡量标准,正常和摇摆工况,错位瓦轴承支撑的转子系统振动都很小,振幅远小于间隙圆半径(属于小扰动),验证了上文用小扰动法求解线性化的刚度阻尼的正确性.综上可知,摇摆工况下,舰船机组选用错位瓦轴承,轴系具有较高的可靠性和稳定性.参考文献:[１]㊀A N SL,K I M B O,K I M Y C．A F i n i t eE l e m e n t T r a n s i e n tR e s p o n s e A n a l y s i s M e t h o d o fa R o t o rＧb e a r i n g S y s t e mt oB a s e S h oc kE x c i t a t i o n sU s i n g t h eS t a t eＧS p a c e N e w m a r k S c h e m e a n d C o m p a r i s o n sw i t hE x p e r i m e n t s[J]．J o u r n a lo fS o u n d&V i b r aＧt i o n,２００６,２９７(３/５):５９５Ｇ６１５．[２]㊀HA N Q,C HUF．P a r a m e t r i c I n s t a b i l i t y o f F l e x i b l e R o t o rＧb e a r i n g S y s t e m u n d e r T i m eＧp e r i o d i c B a s eA n g u l a rM o t i o n s[J]．A p p l i e d M a t h e m a t i c a lM o d e lＧl i n g,２０１５,３９(１５):４５１１Ｇ４５２２．[３]㊀刘树鹏．舰船纵横倾作用下转子轴承系统动力学特性研究[D]．哈尔滨:哈尔滨工业大学,２０１１．L I US h u p e n g．R o t o rD y n a m i cC h a r a c t e r i s t i co fR oＧt o rB e a r i n g S y s t e mf o r S h i p w i t hV e r t i c a l a n dH o r iＧz o n a lS w i n g i n g[D]．H a r b i n:H a r b i n I n s t i t u t e o fT e c h n o l o g y,２０１１．[４]㊀易均,刘恒,刘意,等．歪斜安装对组配轴承转子系统动力学特性影响[J]．西安交通大学学报,２０１４,４８(９):１０７Ｇ１１１．Y I J u n,L I U H e n g,L I U Y i,e t a l．I n f l u e n c e o f I nＧs t a l l e dO u t e rR a c e o nN o n l i n e a rD y n a m i cC h a r a c t e rＧi s t i c s f o rM a t c h e dB e a r i n g sＧR o t o rS y s t e m[J]．J o u rＧn a l o fX i a n J i a o t o n g U n i v e r s i t y,２０１４,４８(９):１０７Ｇ１１１．[５]㊀王琳,裴世源,徐华．表面织构对转子轴承系统稳定性影响的实验研究[J]西安交通大学学报,２０１４,４８(３):８４Ｇ８８．W A N G L i n,P E IS h i y u a n,X U H u a．S u r f a c eT e x t u r eI n f l u e n c e o nR o t o rＧB e a r i n g S y s t e mS t a b i l i t y[J]．J o u r n a lo fX i a n J i a o t o n g U n i v e r s i t y,２０１４,４８(３):８４Ｇ８８．[６]㊀徐华,朱均．机械密封对转子轴承系统动力学性能的影响[J]．西安交通大学学报,２００４,３８(７):６６５Ｇ６７０．X U H u a,Z HU J u n．I n f l u e n c eo ft h e M e c h a n i c a lS e a l s o n t h eD y n a m i cP e r f o r m a n c e o fR o t o rB e a r i n gS y s t e m[J]．J o u r n a lo fX i a nJ i a o t o n g U n i v e r s i t y,２００４,３８(７):６６５Ｇ６７０．[７]㊀施建荣,施诗,张燕．论舰船装备倾斜和摇摆环境适应性与试验[J]．装备环境工程,２０１１,８(４):４１Ｇ４４．S H I J i a n r o n g,S H IS h i,Z HA N G Y a n．D i s c u s s i o no nA d a p t a b i l i t y a n dT e s t i n g o f S h i p E q u i p m e n t u n d e rT i l t a n dS w i n g E n v i r o n m e n tC o n d i t i o n[J]．E q u i p m e n tE n v i r o n m e n t a l E n g i n e e r i n g,２０１１,８(４):４１Ｇ４４．[８]㊀黄国强．舰船机武器系统倾斜及摇摆实验方法探讨[J]．航空标准化与质量,２０１２(４):１２Ｇ１３．HU A N G G u o q i a n g．D i s c u s s i o no n t h eE x p e r i m e n t a lM e t h o do f S h i p M a c h i n eW e a p o nS y s t e mu n d e rT i l ta n dS w i n g E n v i r o n m e n tC o n d i t i o n[J]．A e r o n a u t i cS t a n d a r d i z a t i o nQ u a l i t y,２０１２(４):１２Ｇ１３．[９]㊀王正．转动机械的转子动力学设计[M]．北京:清华大学出版社,２０１５:７６Ｇ９７．WA N GZ h e n g．R o t o rD y n a m i cD e s i g no fR o t a t i n gM a c h i n e r y[M]．B e i j i n g:T s i n g h u aU n i v e r s i t y P r e s s,２０１５:７６Ｇ９７．[１０]㊀A m e r i c a nP e t r o l e u mI n s t i t u t e．A P I６８４Ｇ１９９６T uＧt o r i a lo nt h e A P IS t a n d a r d P a r a g r a p h s C o v e r i n gR o t o rD y n a m i c sa n dB a l a n c i n g:a nI n t r o d u c t i o nt oL a t e r a lC r i t i c a l a n d T r a i n T o r s i o n a lA n a l y s i sa n dR o t o rB a l a n c i n g[S]．W a s h i n g t o n,D．C．:A P IP u bＧl i c a t i o n,１９９６．(编辑㊀王旻玥)作者简介:张㊀磊,男,１９８８年生.西安交通大学机械工程学院博士研究生.主要研究方向为转子动力学㊁流体润滑理论㊁轴承智能控制.裴世源,男,１９８３年生.西安交通大学机械工程学院讲师.徐㊀华,男,１９５６年生.西安交通大学机械学院教授㊁博士研究生导师.张亚宾,男,１９８１年生.湖南崇德工业科技有限公司工程师.朱㊀杰,男,１９８１年生.湖南崇德工业科技有限公司总工程师.０７１２中国机械工程第２８卷第１８期２０１７年９月下半月Copyright©博看网 . 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柔性支承可倾瓦滑动轴承油膜动力减振特性分析杨期江;李伟光;赵伟;郭明军【摘要】A new type of tilting pad bearing flexible supported tilting pad bearing was put forward,in which the traditional mechanical pivot was improved to hydraulic support.Based on the finite difference method,a new iterative method for calculating the center position of journal center was described,and the dynamic characteristics of the bearing were calculated by MatLab program.The dynamic model of inner and outer oil film equivalent mass spring damper system of flexible supported tilting pad bearing was established.The steady and transient response of flexible support tilting pad bearing rotor system was analyzed.The results show that the bearing stiffness of the bearing system with two layers of oil film is less than that of the single oil film system.When the damping of the outer oil film reaches a certain value,the comprehensive support damping of the double layer oil film will exceed the support damping of single layer oil pared with the single oil film bearing,flexible supporting pad has good vibration-damping characteristics under certain conditions.%将传统可倾瓦的机械刚性支点改进为液压支撑,提出一种主动减振可倾瓦轴承——柔性支承可倾瓦轴承.基于有限差分法提出一种新的轴颈中心平衡位置迭代计算方法,通过MatLab编程计算轴承平衡状态的动态特性参数;建立柔性支承可倾瓦轴承内外部油膜等效质量弹簧阻尼系统动力学模型,并对柔性支承可倾瓦轴承-转子系统的稳态及瞬态响应等减振特性进行仿真分析.研究结果表明:双层油膜轴承综合支承刚度小于单层油膜轴承支承刚度,综合支承阻尼在一定条件下会大于单层油膜系统支承阻尼;相比单层油膜轴承,柔性支承可倾瓦在满足一定条件下具有良好的减振特性.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2018(043)004【总页数】7页(P79-85)【关键词】柔性支承;可倾瓦轴承;静态性能;动力参数;减振特性【作者】杨期江;李伟光;赵伟;郭明军【作者单位】广州航海学院轮机工程学院广东广州510725;华南理工大学机械与汽车工程学院广东广州510640;华南理工大学机械与汽车工程学院广东广州510640;华南理工大学机械与汽车工程学院广东广州510640【正文语种】中文【中图分类】TH117.2;TH113.1传统机械刚性支承可倾瓦滑动轴承以其高稳定性等优点在船舶涡轮动力系统中得到广泛的应用，但也存在支点处高应力产生的不稳定、机械结构复杂、阻尼低等方面不足[1-2]。

对挤压油膜阻尼器轴承和旋转机械转子—挤压油膜阻尼器轴承系统动力特性研究的回顾与展望ΞRETROSPECT AN D PROSPECT TO THE RESEARCH ON SQUEEZE FI LM DAMPER BEARING (SFDB)AN D ON DY NAMIC CHARACTERISTICSOF ROTATING MACHINER Y ROTOR —SFDB SYSTEM夏　南ΞΞ1 孟　光1,2(1.上海交通大学振动、冲击、噪声国家重点实验室,上海200030)　(2.佛山大学思源研究所,佛山528000)XI A Nan 1　MEN G Guang 1,2(1.State K ey Laboratory o f Vibration ,Shock and Noise ,Shanghai Jiaotong Univer sity ,Shanghai 200030,China )(2.Siyuan Institute ,Foshan Univer sity ,Foshan 528000,China )摘要　简要介绍挤压油膜阻尼器轴承及其基本分类,介绍各种挤压油膜阻尼器轴承的动力学特性研究和建立阻尼器流体动力模型与挤压油膜力的进展情况,总结了支承在挤压油膜阻尼器轴承上的旋转机械转子系统的动态响应特性和稳定性的研究结果及对这类强非线性的转子—阻尼器支承系统的非线性响应特性研究的进展情况,并对该类减振结构的未来发展进行了展望。

关键词　转子动力学　挤压油膜阻尼器轴承　油膜惯性力　回顾与展望中图分类号　TH113　T B535.1　O328Abstract Squeeze film dam per bearing (SFDB )is now widely used in aeroengine and other rotating machineries due to its advantages of obvious is olating effect ,sim ple structure ,small space and easy manu facturing.In this paper ,different kinds of SFDB and the research results on the dynamic characteristics of these SFDB and on the m odels of fluid dynamic and squeeze film force were introduced.The research achievements on the dynamic response characteristics and stability of the rotating machinery rotor supported on SFDB were reviewed.Als o the progressing on the nonlinear responses analysis of such strong nonlinear rotor —dam per support system was introduced.The future development of and research on the SFDB was prospected.K ey w ords R otordynamics;Squeeze film d amper bearing;F luid inertia force ;R etrospect and prospect Correspondent :MENG Guang ,E 2mail :gmeng @mail ,Fax :+862212629322212804The project supported by the National Defense Pre 2Research Project and the University K ey T eacher Support Program of China.Manuscript received 20010128,in revised form 20010412.1　引言自从第一篇有关转子动力学的论文由Rankine [1]发表以来,转子动力学作为动力学的一个独立分支得到了极大的发展。

旋转机械应该防止由于转子质量不平衡、弯曲或转速与结构固有频率一致产生共振所产生的受迫或自激振动产生的破坏，另外对于高速旋转的涡轮机械，应力和疲劳分析对设计者而言也非常重要。

这一切都取决于对旋转机械动力学行为的准确掌控。

旋转机械范围很广，包括喷气发动机、汽轮机、燃气轮机、离心压缩机、离心风机、离心泵、工业风扇、涡轮泵、水轮机、涡轮增压器、船用推进器等，这些都是Samcef Rotors 的应用范畴旋转机械特殊的地方在于，一旦转速达到一定程度或者具有较高的极惯性矩时，陀螺效应的作用就变得很明显。

首先旋转轴会有偏离原始位置的趋势，但更重要的是特征频率不再是一个常量，而会随着转速的不同而发生变化。

有时会随着转速的提高而提高，也有时会随着转速的提高而降低。

这容易导致由于转速所引起的自激振动，从而对结构产生破坏。

采用Campbell图可以检查旋转机械的临界转速。

另外旋转机械特殊的地方还在于其非线性效应，主要是轴承，会带来包含间隙、油膜及其它复杂的非线性效应。

（液体动压滑动轴承、摩擦）在进行转子动力学分析时，不但要分析旋转部件，而且要分析包含转子、静子、轴承的整个系统。

另外还有一些会包含多个转子由齿轮箱连接的机械系统，这些都是Samcef Rotors的研究范围。

可能导致旋转机械不稳定的因素：• 质量不平衡(例如制造加工误差等)• 叶片损失(例如航空发动机鸟撞之后)• 系统内部阻尼（例如系统中负阻尼引起不稳定响应）• 碰摩问题(多载荷工况下转子静子间距)需要在时域和频域范畴内对以上因素的影响进行分析。

LMS-SAMTECH开发的Samcef Rotors专业的转子动力学解决方案是由LMS—SAMTECH不同的软件模块构成，包含：(1)Samcef Field前后处理(2)Rotor模块进行临界转速分析和谐波响应分析(3)RotorT模块进行瞬态分析还包含Samcef系列的两个线性求解器：(1)用于超单元创建和恢复的Dynam求解器(2)用于初始静力学分析的Asef求解器----用于考虑预应力和计算几何刚度矩阵，为后续分析确定初始条件所有的求解分析都在统一友好的Samcef Field用户图形化界面下进行。