多轴压缩装置滑动轴承?转子系统不平衡响应分析

李俞峰 常昊 葛世祥 李冬阳 杨永飞 孔阳阳

摘 要： 从转子动力学角度出发，结合达朗贝尔原理和传递矩阵法建立了转子离散化动力学方程，基于流体动压轴承理论和有限差分法计算非线性油膜压力，提出了一种由滑动轴承支承的多轴离心压缩机转子系统动力学模型，并从轴心轨迹、轴承偏心率和频谱响应等方面分析了该非线性轴承?转子系统的不平衡效应及振动特征。结果表明，转子在理想化的不平衡量下，振动特征主要表现为次同步涡动。随着不平衡量的增加，转子主同步响应增大，在0.2 g·mm 不平衡量下，转子系统出现多重椭圆轨迹，非常不利于转子系统的使用寿命。在G1 平衡精度下，转子系统具有良好的动力学特性，可保证多轴压缩机主轴转子系统在正常工况下稳定健康运转。

关键词：多轴离心压缩机；滑动轴承；非线性振动；油膜涡动

中图分类号：S220文献标识码：A文章编号：2095-1795（2023）08-0086-06

DOI：10.19998/j.cnki.2095-1795.2023.08.015

0 引言

多轴式离心压缩机具有结构紧凑、传递效率优越的特性，在石油化工、能源动力及冶金等领域中被广泛应用。作为压缩机中最核心的部件轴承?转子系统，其工作转速常达到20 000～30 000 r/min，对于超高转速下的可靠性要求极高。目前，压缩机转子多采用双节点滑动轴承支承方式，相对于其他支承方法，其在超高转速下更容易形成动压油膜，保证系统运转时不发生烧瓦现象[1-2]。但流体动压润滑系统也存在经典的油膜涡动、油膜振荡和自激振动等问题，非线性油膜导致的失稳将引起转子系统振动异常，甚至导致系统的严重损坏[3-5]。因此，对于超高速轴承?转子系统的动力学特性分析具有重要意义。

目前国内对轴承?转子系统的理论研究相对于国外仍有滞后，国内外研究人员从导致轴承?转子系统不平衡的因素出发，发现在实际正常运转中，不平衡离心力的激励在不平衡效应中的影响最为显著，并针对抑制转子?轴承系统非线性油膜失稳进行了许多研究。

FRISKNEY B 等[6] 研究发现，预测转子系统的临界转速和动态响应对于避免长时间振动异常非常重要，这将直接影响轴承和齿轮是否过早失效。MERELES A等[7] 通过试验研究发现，在转子系统运转中轴承油膜温度随机械能扩散而升高，从而影响动压油膜压力分布和承载能力。LIANG F 等[8] 为了保证转子系统具有良好的稳定性，研究了浮环轴承间隙对转子系统非线性涡动的影响，发现轴承间隙设计应满足内外环的次同步响应频率明显分离，振幅大小接近。LANDRY C等[9] 研究发现，不平衡量的大小和相位，显著影响转子系统的不平衡响应。BIN G F 等[10] 研究了多水平下不平衡量对转子系统的非线性动态响应，发现在低水平不平衡量下转子系统会出现油膜涡动引起的小倍频的次同步响应。CHATZISAVVAS I 等[11] 通过分析轴承?转子系统瞬时响应和试验研究发现，一定不平衡量补偿下可以使原本失稳的转速区间变为稳定。

相关研究人员开展研究时对转子系统轴头加装联轴器，系统通过膜片联轴器与压缩机联接。这种方式增大了用地面积和传动环节，对于整个机组的传递效率有所降低。研究转子系统直接悬挂压缩机叶轮装置，蜗壳直接与齿箱联接，减少了膜片联轴器装置，有效提高了机组传递效率。但叶轮质量远大于联轴器，对于转子?轴承系统的动态响应分析及其重要。本研究从转子动力学角度出发，提出了一种由滑动轴承支承的多轴离心压缩机转子系统动力学模型，研究发现在0.2 g·mm 不平衡量下，转子系统出现多重椭圆轨迹，非常不利于转子系统的使用寿命。在G1 平衡精度下，转子系统具有良好的动力学特性，可保证多轴压缩机主轴转子系统在正常工况下稳定健康运转。

1 轴承?转子系统建模

1.1 转子动力学模型

本研究对离心压缩机转子系统进行动力学建模，如图1 所示，将转子系统离散为5 个刚性圆盘和6 个弹性轴段。压缩机工作转速通常越过一阶临界转速，落在二阶与三阶临近转速之间，属于柔性转子，同时转子系统悬臂特征，高速下陀螺效应不可忽略。

在离心压缩机的应用中，考虑风机轴向推力，转子系统使用单斜齿来抵消部分轴向力，并在转轴上安装了止推轴承，在极高的转子转速下，转子的扭转振动相对于不平衡量引起的径向振动来说是较小的，因此，在忽略了轴向和扭转振动，考虑转子径向偏转的4 个自由度。根据D'Alembert 原理，可建立各质量盘处的动力学方程（k=1，2，3，4）。

3 多水平不衡量下系统瞬态时域特性分析

在多轴压缩机主轴工作转速15 000 r/min 工况下，给定适当的轴承间隙，对多水平不平衡量下的转子?轴承系统进行瞬態时域特性分析，轴心位移轨迹图、FFT 频谱图和轴承偏心率如图5 所示。

选取理想状态，不平衡量0.03 g·mm 下，转子系统轴心位移轨迹呈现内圆弧多边形运动，根据FFT 频谱图，频率成分主要包含0.2 倍频次同步响应和1 倍频主同步响应，并且0.2 倍频次同步响应幅值远大于1 倍频主同步响应幅值，在当前不平衡量水平下，油膜涡动（0.2 倍频）是造成系统振动的主导因素。轴承偏心率在正弦波的基础上呈现小幅波动，在轴心轨迹中，轨迹与各瓦块油膜压力相关，油膜压力的增大会导致该瓦块处内圆弧半径增加。4#瓦块和5#瓦块的油膜涡动现象更加明显，与上节分析计算得出的油膜压力分布相对应。

在0.2 g·mm 不平衡量下，转子系统轴心位移轨迹呈现多重椭圆运动，根据FFT 频谱图，0.2 倍频次同步响应幅值和1 倍频主同步响应幅值相近。轴承偏心率在正弦波的基础上的振幅增大，轴心轨迹在每个瓦块处形成一个椭圆，出现半混沌运转状态，非常不利于转子系统的使用寿命。

在G1 平衡精度下（0.8 g·mm），转子系统轴心位移轨迹在呈现归则的圆周运动，根据FFT 频谱图，1 倍频主同步响应幅值远大于0.2 倍频次同步响应幅值，说明在当前不平衡量水平下，主同步响应（1 倍频）是造成系统振动的主导因素。轴承偏心率呈现出正弦波的周期性状态，此时最大轴心位移量4 μm，转子系统转动状态良好。

4 結束语

通过建立多轴压缩机主轴转子?轴承系统动力学模型、滑动轴承非线性油膜力模型；在多水平不衡量下对系统进行瞬态时域特性分析得出以下主要结论。

（1）转子系统理想状态时（0.03 g·mm），油膜涡动对转子系统振动起主导因素，引起的0.2 倍频次同步响应使轴心位移轨迹呈现出内圆弧多边形运动。

（2）随着不平衡量的增加达到0.2 g·mm，主同步响应效应增大，主、次同步响应幅值相近，轴心位移轨迹呈现多重椭圆轨迹，非常不利于转子系统的使用寿命。

（3）在G1 平衡精度下（0.8 g·mm），1 倍频主同步响应对转子系统振动起主导因素，轴心位移轨迹呈现出圆周运动，轴承偏心率呈现出正弦波的周期性状态。在该不平衡量下，转子系统具有良好的动力学特性，可保证多轴压缩机主轴转子系统在正常工况下稳定健康运转。

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