在滑动轴承转子系统中挤压油膜阻尼器的减振特性分析

　　本文的主要思想是将挤压油膜阻尼器应用在具有滑动轴承支承的转子系统中,并研究其减振及稳定性性能,其结构如图1所示.由于油膜力是一强非线性 力,因此挤压油膜阻尼器-滑动轴承-转子系统为一强非线性动力系统,具有丰富的非线性动力特性.这种减振装置被应用在具有滑动轴承支承的高转速的透平压缩 机中,国外对此进行了实验研究^[7～9],国内也有这方面的实验研究,并确认了其减振的有效性,同时也有这方面的理论分析,但都是在线性化基础上进行研究^[10].由于其结构的复杂性及强非线性,线性化假设与实际模型相差较大,一些现象如双稳态、亚异步振动、油膜涡动等得不到解释,而只能分析其平衡点的稳定性,因此需要使用非线性动力系统中的分岔及稳定性理论,对其动力特性进行分析.

　　1　力学模型

　　1.1　滑动轴承-转子系统的力学模型

　　为理论分析方便,本文对一Jeffcott单盘刚性转子系统进行了分析,建立了如图2所示的力学模型,其坐标如图3所示.

　　其运动方程为

　　采用无量纲形式

　　式中　ω-为角速度;2m为转子集中质量;ε1为轴承偏心率;c1为轴承间隙;L1为轴承宽度;R1为轴承半径;ρ为不平衡量偏心;μ为油的粘度.

　　其中轴承采用长轴承“π”油膜假设,其油膜力表达式为

　　1.2　挤压油膜阻尼器-滑动轴承-转子系统的力学模型阻尼器的坐标如图4所示,其运动方程为:

　　(1)　轴颈中心O3的运动方程

　　将运动方程(7)～(10)无量纲化后,表示在状态空间中

　　式中　c₂为阻尼器的间隙;m₀为轴承体的质量;ε₂为阻尼器的偏心率;L₂为阻尼器的宽度;R₂为阻尼器的半径.

　　2　数值分析

　　本文采用打靶法确定周期解,然后应用Floquet理论分析其稳定性^[11].

　　2.1　滑动轴承-转子系统的动力特性分析

　　首先分析在较小不平衡量下,其响应的稳定性,各参数如表1所示.

　　在转速为0～7 000 r/min范围内,转子系统有稳定的周期解;将β增大为1.649 1×10-1时,转子系统的动力特性发生大的变化.在转速为0～6 200 r/min范围内,系统有稳定的周期解.图5是转速为5 000 r/min时,轴颈中心的运动轨迹.当转速增大至6 249.812 r/min时,有一Floquet乘子在点(-1,0)通过单位圆,系统发生倍周期分岔,其运动为非谐调运动.图6为转速为6 400r/min条件下,轴颈的运动轨迹,为稳态的倍周期运动.当转速增大为6 550 r/min时,轴颈与轴承体发生碰摩.