高速气体轴承—转子系统碰磨故障的试验

付忠广，边技超，杨金福

（1.华北电力大学 能源动力与机械工程学院，北京 102206；2.中国科学院工程热物理研究所，北京 100190）

高速气体轴承—转子系统碰磨故障的试验

付忠广1，边技超1，杨金福2

（1.华北电力大学 能源动力与机械工程学院，北京 102206；2.中国科学院工程热物理研究所，北京 100190）

建立单跨、四圆盘结构的高速气体静压轴承-转子系统试验台，对系统的碰磨故障进行了试验研究。在试验过程中，呈现了轴向碰磨与径向碰磨，低频引起的碰磨与工频引起的碰磨等碰磨故障现象，通过分析系统振动信号的频谱特性、轴心运动轨迹、分岔图、伯德图及时间-频率-幅值三维谱图等给出了各种碰磨故障的典型特征，并分析了轴向碰磨与径向碰磨，低频引起的碰磨与工频引起的碰磨等碰磨故障之间的特征区别。为碰磨故障的识别与碰磨故障诊断系统的建立提供了一些试验依据。

振动与波；机械学；气体轴承转子；碰磨故障；故障诊断；轴心轨迹

轴承—转子系统的碰磨故障属于旋转机械非线性振动故障之一，碰磨发生时，转速越高，导致的后果会越严重，甚至会导致设备的彻底报废[1]。碰磨主要分为径向碰磨和轴向碰磨[2]。

现在对径向碰磨的研究较多，江波等人建立了局部碰磨转子的数学模型，通过Lyapunov-Floquet变换的解析方法从理论上分析了局部碰磨转子的分叉行为[3]。崔淼等人通过制造不同材料的碰磨装置，对各种材料产生的碰磨行为进行了试验研究[4]。另外现在对以轴承-转子系统为核心部件的高速旋转机械在运行中产生的轴向碰磨现象研究较少，张根胜、丁千和陈予恕等人通过建立轴承—转子系统考虑径向碰磨力的运动微分方程，推导出圆盘与封严圈之间轴向碰磨力与摩擦力的计算公式，并进一步建立相应振动方程，得到了转子静子之间轴向间隙对转子运动的影响[5，6]。陈虹微[7]通过建立碰摩振动模型，并以实验验证，对离心压缩机运行中的碰摩故障进行了研究，并分析了其影响因素，及改进方法。单颖春等人[8]针对涡轮增压器出现的转静子碰磨故障进行了大量实验研究，得出了其振动特点，并找出了发生碰磨故障的主要原因。

本文建立单跨、四圆盘结构的高速气体静压轴承-转子系统试验台，对系统的碰磨故障进行试验研究。在试验中不仅呈现了径向碰磨、轴向碰磨，而且发现了径向碰磨中由低频振动引起的径向碰磨与由工频振动引起的径向碰磨的不同，对进一步研究碰磨的机理、识别与碰磨故障诊断系统的建立提供了试验依据。

1 高速气体轴承—转子系统试验台及测试系统

高速气体轴承-转子系统实验台及测试系统如图1所示。试验台本体为涡轮和压气机同轴、单跨、四圆盘结构。空气压缩机能够提供压力为0.9 MPa以下、温度为常温的高压气源，供气系统可提供0.3 MPa～0.85 MPa的干燥、纯净的轴承支路用气及驱动气，振动数据采集与分析系统实时监控试验过程中的振动情况并提供实验数据分析平台。

图1 气体轴承转子系统试验台控制及测试系统

在压气机与涡轮端部分别布置两个相互垂直的电涡流传感器，测量X和Y方向的振动幅值，另外在压气机端部布置一个转速测量传感器。

2 碰磨试验结果及分析

2.1 轴向碰磨

图2是第一次试验中转子运行过程中涡轮端水平测点的时间—转速—幅值三维谱图，其中横坐标为频率，纵坐标为时间，该谱图颜色的深浅变化代表振幅值大小，颜色越亮表示振幅越大。

由图2可以看出，A点为轴向碰磨点。A点之前转子转速为767.48 Hz/46 049 r/min，A点转子转速突变为766 Hz/45 978 r/min，随后转速上升，恢复为767.1 Hz/46 026 r/min。另外在发生碰磨的时刻，B点有一频率为158.65 Hz的低频，涡轮端水平测点的低频振动幅值为7.13 μm。

图2 涡轮端水平测点碰磨过程三维谱图

图3—图5为轴向碰磨过程前后的轴心轨迹及频谱分析图。图3为碰磨发生前转速为46 049 r/min时刻的轴心轨迹，可以看出此时的轴心轨迹以周期一运行；图4为发生碰磨转速为45 978 r/min时刻的幅频特征及轴心轨迹。由图可以看出此时刻涡轮端轴心轨迹基本按周期一运行，工频频率振幅为766.83 Hz/77.35 μm，低频频率振幅为158.65 Hz/ 7.13 μm。压气机端轴心轨迹出现明显突变现象，工频频率振幅为766.83 Hz/12.77 μm，低频频率振幅为158.65 Hz/8.69 μm，在此频率附近存在一低频频带。且如压气机端的频谱图B区域可以看出，碰磨时刻出现幅值突跃现象，这也是由于止推面与轴承端面的轴向碰磨产生；图5为碰磨发生前后转速为46 026 r/min时刻的轴心轨迹，可以看出此时的轴心轨迹恢复为周期一运行。

图3 碰磨前涡轮端轴心轨迹

由图6可以看出，压气机端轴承有供气孔的轴承端面存在明显划痕，在止推面上存在明显黑色印记，在转子运行过程中两者发生了碰磨。

图4 碰磨点A涡轮与压气机端幅频特征及轴心轨迹

图5 碰磨后涡轮端轴心轨迹

图6 压气机端轴承碰磨示意图

根据上述分析，可以看出，在轴承转子系统发生轴向碰磨时，三维谱图上没有出现径向碰磨常见的宽频带振动情况，轴心轨迹与频谱结构没有径向碰磨常见的削峰现象，但是存在突变情况。

2.2 径向碰磨

图7为第二次试验中转子碰磨过程中涡轮端水平测点的时间-转速-幅值三维谱图，可以看出，在碰磨发生前，存在频率为163.46 Hz的低频振动现象，对应的轴心轨迹如图8所示，可以判断为低频振荡现象。随后进入第一次碰磨区域，严重碰磨点为图7中A点所示，此时工频频率为804.75 Hz；区域C为此时刻出现的低频频带，随着转速继续降低，进入第二次碰磨区域，严重碰磨点为图7中B点所示，此时工频频率为555.11 Hz，没有低频振动现象。

图7 涡轮端水平碰磨过程三维谱图

图8 碰磨前典型轴心轨迹

图9为降速碰磨过程分岔图，结合图7的三维谱图分析，可以看出第一次碰磨在41 313 r/min左右结束，其中严重碰磨点A的轴心轨迹及频谱图如图10与图11所示。

由图10与图11可以看出，此时刻两端的轴心轨迹呈现混沌状态，但是涡轮端水平方向有明显限位现象，这是典型的径向碰磨特征，由频谱图可以看出，此时低频振幅相对较小，都存在较宽频带的低频、高频振动，且低频幅值相较工频幅值很大，时域波形出现削峰现象且比较紊乱。可以判断在第一次碰磨区域只有涡轮端产生径向碰磨，压气机端轴心轨迹呈现的混沌状态是由于涡轮端碰磨导致的，其进一步发展可能导致碰磨。

图9 涡轮端水平测点分岔图

图10 碰磨点A涡轮端轴心轨迹及频谱图

图11 碰磨点A压气机端轴心轨迹及频谱图

另外，可以判断该次碰磨是由于低频振动导致的径向碰磨。由于低频振荡发展成为混沌，导致系统失稳，从而使得低频幅值与工频幅值耦合导致了通频幅值过大，使得转子产生了碰磨。

图9为降速碰磨过程分岔图，结合图7的三维谱图分析，可以看出第二次碰磨在36 181 r/min左右开始，其中严重碰磨点B的轴心轨迹及频谱图如图12与图13所示。

图12 碰磨点B涡轮端轴心轨迹及频谱图

图13 碰磨点B压气机端轴心轨迹及频谱图

由图12与图13可以看出，涡轮端轴心轨迹在水平和垂直端都呈现限位现象，时域波形有突变，判断发生了径向碰磨。压气机端轴心轨迹呈现拟周期运行，偏离中心位置。但是两端的振动以工频振动为主，基本不存在低频振动现象。

可以判断在第二次碰磨区域同样只有涡轮端产生径向碰磨，而压气机端则没有产生碰磨，且压气机端时域波形及轴心轨迹严重偏离中心的现象是由于涡轮端严重碰磨导致的。涡轮端蜗壳与透平轮划痕、轴承与转轴表面划痕见图14与图15。

图14 涡轮端蜗壳与透平轮划痕

另外，可以判断该次碰磨是由于工频振动导致的径向碰磨。由于工频频率的幅值过大导致了通频幅值的过大而引起碰磨。

另外，根据第一次与第二次试验的伯德图，也可以看出，在发生轴承碰磨时，振动相位的变化范围很小，没有发生相位突变的现象。而在发生径向碰磨时，碰磨点附近的振动相位发生了突变现象。

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[1]Paidoussis M P，Sundararajan C.Parametric and combination resonances of a pipe conveying pulsating fluid［J］. Journal of Applied Mechanics Transactions of ASME, 1975,42:780-784.

[2]Holmes P J． Bifurcations to divergence and flutter in flow-induced oscillations:a finite-dimensional analysi［sJ］. Journal of Sound and Vibration,1977,53(4):471-503.

[3]Panda L N,Kar R C.Nonlinear dynamics of a pipe conveying pulsating fluid with combination,principal parametric and internal resonance［sJ］.Journal of Sound and Vibration,2008,309:375-406.

[4]李宝辉，高行山.输流管道振动频率计算的有限元分析[J].强度与环境，2009，36(3)：40-44.

[5]刘桂斋，张均峰.内外流共同作用下管道振动特性分析[J].山东矿业学院学报，1995，14(4)：387-389.

[6]佟琨，梁东伟，宋锦春，等.基于Ansys CFX的5 000 mm轧机液压回油管路的流固耦合振动问题的研究[J].机床与液压，2013，41(11)：137-139.

[7]税朗泉，刘永寿，顾致平，等.轴向周期激励下含脉动流体简支管道横向振动稳定性分析[J].振动和冲击，2012，31(7)：134-141.

[8]李兵，谢里阳，郭星辉，等.流体对薄壁圆柱管振动频率的影响［J］.振动与冲击，2010，29(7)：193-195.

Experimental Study on Rub-impact Faults of High-speed Aerostatic Bearing-rotor Systems

FU Zhong-guang1,BIAN Ji-chao1,YANG Jin-fu2
（1.School of Energy,Power and Mechanical Engineering,North China Electric Power University, Beijing 102206,China; 2.Institute of Engineering Thermo-physics,ChineseAcademy of Sciences,Beijing 100190,China)

The test bench for high-speed aerostatic bearing-rotor systems with single span and four disks structure was built,and the rub-impact faults of the systems were studied experimentally.The axial rub-impact and radial rub-impact at low frequency and working frequency were tested.Through the analyses of the frequency spectrum characteristics,shaft center kinetic trajectory,bifurcation diagram and time-frequency-amplitude waterfall diagrams,the typical features of all kinds of rub-impact faults were given.Meanwhile,the difference of the faults was analyzed.The work may provide a data base for rub-impact fault identification and the establishment of the diagnosis systems.

vibration and wave;mechanics;aerostatic bearing-rotor system;rub-impact fault;fault diagnosis;axis center kinetic trajectory

TH113.1；O322

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.040

1006-1355(2015)02-0180-04+216

2014－08－04

国家科技支撑计划项目（2012BAA11B02）；中央高校基本科研业务费专项资金资助（13XS10）

付忠广（1963－），男，博士生导师。E-mail:fuzhongguang@ncepu.edu.cn

边技超（1987－），男，河北任丘人，博士生，主要研究方向：旋转机械非线性振动及故障诊断。E-mail:bianjichao111@163.com