滑动轴承油膜的振动传递特性

孙 谦，钱大帅，陈 明

(1.海军装备部，北京 100071;2.武汉第二船舶设计研究所，湖北 武汉 430064)

0 引言

舰船旋转机械设备在实际运行时，除了要保证转轴本身的振动合格外，轴承座、支承结构、基础以及管路等连接设备的振动也必须符合要求。因此，必须充分考虑转动部件振动向外部的传递作用。

滑动轴承是旋转机械设备的关键支承部件，依靠动压油膜对旋转部件进行支承。动压油膜连接了转动部件与轴承座，除提供支承所需的刚度和阻尼外，还直接参与轴承内部小间隙流动的耦合振动，是振动传递的重要环节。当设备运行时，由转动部件运转产生的低频和高频振动均通过轴承油膜向轴承座和基础传递。因此，若滑动轴承油膜的振动传递能力较强，就必须在旋转机械设备与基础之间采用严格的隔振措施进行振动隔离，同时对不同工况下滑动轴承油膜振动传递能力的变化进行评估和预测。

滑动轴承振动传递与油膜的动力学特性密切相关。滑动轴承小间隙流动和复杂流固耦合的动力学性能已经得到较多的研究［1－2］，研究内容主要涵盖油膜涡动引起的转子－轴承系统油膜自激振动响应和非线性动力学特性等。本文基于转子－滑动轴承系统动力学特性的数值分析，对舰船动力机械中滑动轴承油膜的振动传递特性进行研究，并考察转子－轴承系统参数的影响。

1 转子－轴承系统动力学模型

用图1中的双盘转子－滑动轴承系统，可以对滑动轴承的激励特性和振动传递特性进行研究。转子用1个滚珠轴承和1个圆柱瓦滑动轴承支承。滚珠轴承的主支承刚度为1.5×107N/m，滑动轴承长度为25 mm，轴颈直径为25 mm，轴承半径间隙为140 μm，润滑油牌号L－TSA32，室温下该型润滑油粘度为0.03 Pa·s。

图1 Bently RK4转子轴承系统Fig.1 Bently RK4 rotor－bearing system

应用有限元方法进行动力学建模，采用欧拉梁单元对转子进行离散化，转子划分为10段共11个节点，每1个轴段包括2个节点，每个节点考虑平动和转角共4个自由度。滑动轴承和滚珠轴承位置、轮盘中心位置分别被选为节点。建立系统的质量矩阵、阻尼矩阵、陀螺力矩矩阵和刚度矩阵分别为M，C，J和K，系统不平衡力、滑动轴承油膜力和重力向量分别为 Fun，Fb，G，其中油膜力采用Capone修正短轴承模型［3－4］描述。Capone短轴承模型中油膜力的无量纲表达式为:

设转子转速为ω，针对系统位移向量u建立轴系动力学方程为:

2 油膜的振动传递特性和参数影响

应用Newmark直接积分法求解动力学方程(2)，到系统响应结果，给出滑动轴承处的振动三维谱图如图2所示。转子－滑动轴承系统的一阶临界转速位于2150 r/min，在4300 r/min时出现油膜涡动现象，轴系周期运动发生失稳，涡动低频为转动频率的0.46875倍。

转子受到的动态激振力是不平衡简谐力，激振作用通过油膜以油膜力的形式传递到支承结构。图3给出了油膜的力传递率曲线。在低转速区域 (低于1500 r/min)，不平衡力比较小，振动传递率相对较大。随着转速增加，力传递率有所降低，但在一阶临界转速区域出现局部峰值。当油膜涡动发生时 (4300～7500 r/min)，转子响应和油膜力增大，油膜的力传递率显著增大。在油膜涡动/振荡区，油膜的力传递率大于1，甚至大于共振响应区的力传递率。由此可见，油膜涡动在引起转子低频振动迅速增大的同时，还导致转子－支承－基础系统的力传递能力增加。此时，在轴承座、支承以及基础结构的振动中，除了对应油膜涡动的低频振动成分迅速增大外，转动部件中存在的其他高频振动如齿轮啮合、联轴器耦合等振动向支承和基础结构的传递也可能增大，这对于隔振和降噪是不利的。

图2 滑动轴承处轴颈的三维振动谱Fig.2 Waterfall graph of rotor journal at the journal bearing

图3 滑动轴承油膜的力传递率曲线Fig.3 Force transmission curve of oil film

轴系结构参数对滑动轴承的特性也具有显著的影响。轴承长径比 (λ=L/D)和半径间隙c是滑动轴承的2个关键结构参数，而润滑油粘度υ和转子不平衡量Ub也是影响滑动轴承自激振动特性的重要外界条件，对上述4个参数的影响进行数值计算，结果如图4～图7所示。

图4 轴承长径比力传递率的影响Fig.4 Effects of bearing L/D rate on force transmission

图5 轴承半径间隙对力传递率的影响Fig.5 Effects of bearing clearance on force transmission

图6 润滑油粘度对力传递率的影响Fig.6 Effects of oil viscosity on force transmission

计算结果表明，轴承长径比越大，涡动失稳转速越低，但失稳区变窄，涡动区域的力传递率变小(见图4);而轴承半径间隙增大会导致涡动失稳区变宽，涡动区内力传递率增大 (见图5);润滑油粘度越大，失稳区越窄，但失稳区内油膜力传递率大小变化不大 (见图6);不平衡量增大会导致不平衡激励力和转子振动增大，但对滑动轴承油膜力幅值影响较小，因此力传递率减小 (见图7)。

图7 转子不平衡量对力传递率的影响Fig.7 Effects of rotor unbalance on force transmission

3 结语

降低旋转部件振动向设备其他部分的传递是舰船动力机械设备减振降噪的基本内容之一。滑动轴承的动力学性能尤其是油膜涡动现象对其振动传递特性具有显著影响，因而也会影响整个动力设备的振动传递。在转子－轴承系统设计过程中，一般会对稳定性进行设计，即对油膜涡动和振荡提出限制和要求。但由于轴承加工安装误差、负载甚至隔振系统等诸多因素的影响，机组在设计工作转速下也常出现油膜涡动甚至振荡现象。因此，必须充分考虑轴系工作状态及滑动轴承的传递特性，以获得更全面的减振降噪效果。

［1］孙宝苍，周传荣.转子－滑动轴承非线性行为研究综述［J］.润滑与密封，2002，(4):6 －10.

［2］崔颖.非线性多自由度转子一轴承系统动力稳定性研究［D］.哈尔滨:哈尔滨工业大学，2007.

［3］COPONE G.Descrizione analitica del campo di forze fluidodinamico nei cuscinetti cilindrici lubrificati［J］.L’Energia Elettrica，1991，68(3):105 －110.

［4］LIU Z S，QIAN D S，SUN L Q，et al.Stability analyses of inclined rotor bearing system based on nonlinear oil film force models［J］.Journal of Mechanical Engineering Science，2012，226(2):511 －525.