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胡启龙，朱敏，杨建刚那 “轴颈旋转旋转振动的热不稳定振动研究“，国际旋转机械学报那 卷。2020那 文章ID.1980759那 12 页面那 2020． https://doi.org/10.1155/2020/1980759
轴颈旋转旋转振动的热不稳定振动研究
摘要
为了研究轴颈轴承大振幅旋转引起的热不稳定振动，建立了润滑膜厚度的分析模型。分析了杂志的表面温度分布，分析了杂志温度差异的原因及其对转子振动的影响。采用涡轮机构作为示例，计算轴颈在同步旋转下的轴颈温度差和诱导的转子热弯曲。同时，提出了一种工程振动故障。结果表明，杂志圆周温度差是在轴颈轴承大振幅下的润滑膜内粘性剪切引起的。温度差的方向与作用于杂志的不平衡力的方向有关。温度差导致转子热弯曲，这可以转换为转子上的热不平衡。转子振动是由热不平衡和初始不平衡引起的。当转子在临界转速以下或临界转速下运行时，振动逐渐增大，最终导致转子失稳。当转子在临界速度高于临界速度时，转子振动周期性地波动。 Reducing the initial (mechanical) unbalances decreases the rotor vibration and the journal surface circumferential temperature difference.
1.介绍
旋转机械的转子振动问题可能非常令人沮丧，可能导致可靠性大大降低。导致转子振动的因素是各种各样的，包括但不限于：轴承系统的稳定性差[1那2]，转子的质量不平衡[3.那4.]，不对称负荷和不对称的空气动力力[5.那6.］.近年来，由于转子热变形引起的转子系统不稳定振动逐渐增多。动、静态部件之间的摩擦是造成不稳定振动故障的最常见原因之一。摩擦时，轴面出现不对称温差。导致转子热弯曲，导致不稳定振动[7.-9.］.以前的研究主要集中在密封和轴之间的摩擦。但是，还有另一种不稳定的振动故障，类似于摩擦[10-12］.遗憾的是，当圆柱体打开时，可以找不到摩擦点。故障的原因仍在探索中。
Morton效应是一种同步振动现象，由润滑膜内粘性剪切引起的杂志温度差异产生的同步振动现象。轴颈的温度差导致临时转子热弯曲，这导致转子振动的增加。轴颈轴颈的轴颈温度分布在传统视图中是均匀的[13］.然而，de Jongh Morton [14和Tong等人[15[杂志表面温度是否通过理论和实验研究分布不均匀。温度差是由润滑膜内的粘性剪切引起的。Panara等。[16发现了工程中润滑膜内由于粘性剪切引起的覆盖转子同步振动不稳定性的现象。Suh等人。[17那18建议当轴颈旋转时，在轴颈旋转时，存在大的轴颈温差。它导致临时转子热弯曲并导致转子的振动不稳定性。Kirk等人。[19]提出了悬垂转子的分析模型，研究了润滑油内部粘滞剪切引起的同步热不稳定性。他们指出，转子的不稳定性是由热和机械不平衡决定的。以往的研究大多集中在悬臂转子的热不稳定振动上。研究认为，悬垂转子对轴颈旋转引起的温差敏感，容易发生此类故障。由于轴颈上有较大的不平衡力，轴颈有较大的旋转幅度。轴颈表面各点的平均润滑膜厚度分布不均匀，也会引起热弯曲。然而，目前对这一问题的关注甚少。
在本研究中，考虑到具有大振幅的旋转旋转的问题，建立了润滑膜厚度的分析模型。该研究已经解决了杂志的表面温度分布，并分析了杂志旋转引起的轴颈周向温度差异及其对转子振动的影响。同时，提出了一种工程振动故障。
2.期刊表面温度分布模型
２.１.轴颈同步旋转下的润滑油膜厚度
数字1描述了同步旋转椭圆轨道。轴颈在其静态平衡位置的椭圆轨道上旋转在期刊轴承，在不平衡的力量下。点和分别是轴承中心和轴颈中心，如图所示1．
当时 那轴颈中心和轴颈表面最薄的润滑膜厚度点位于和 那分别。点之间的夹角水平位置是 ．此时此刻，点数 那 和共线:
在哪里 那 那 和是椭圆轨道的幅度参数和相位参数 -和 -方向,分别。
点作为圆周方向上的初始位置，一般点之间的角度， 那在轴颈表面和轴颈上是 ．当时 那一般点的位置 由三个部分构成：静态平衡位置，轴颈旋转和轴颈旋转围绕其自身轴。
在哪里是静态偏心，是旋转/轴颈角速度，和是半径》杂志上。
用直线连接轴承中心和期刊中心作为 -轴, - 建立坐标系(见图)1）.当时 那期刊的时变偏心比可以表示为
在哪里是时变的偏心和轴承半径间隙。与日志中心的角度是多少 ：
润滑膜厚度( ）点可以用数学来描述为:
在那里,
旋转周期中的平均润滑剂膜厚度是：
在哪里为旋转周期中网格时间点的个数， ．
2.2。轴颈温度分布
当轴颈轴承润滑膜处于稳态状态时，润滑膜温度分布方程为[20.]：
在哪里润滑剂薄膜温度。和分别为轴承温度和轴颈表面周向温度。轴颈轴承中的润滑剂的密度为 那特定的热容量和粘度 ．对流换热系数( ）在润滑膜和轴颈或轴承之间可以通过以下公式表示（Ettles，1992）[21]：
假设换热时间可以忽略不计，则可以将轴颈表面温度分布近似地视为与润滑油膜温度分布相等。同时，假设轴承温度( ）为常数，并等于环境温度( ），求解润滑油膜温度分布的一维热平衡方程为:
在哪里 那表示润滑油膜温度与环境温度的温差。
润滑油膜温升为
在哪里为润滑剂供应温度。
通过对式(10）.它相当于获得了轴颈表面温度分布。旋转循环中轴颈表面某一点的平均温度可以取为该点的轴颈表面温度:
3.结果与讨论
3．1.轴颈表面温差的计算与分析
采用涡轮机构作为示例，计算了发电机的前轴承中的轴颈同步旋转下的轴颈温度分布。桌子1列出轴颈和润滑剂的参数供计算。
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数字2描述了不同轴颈旋转条件下的平均油膜厚度分布和轴颈表面温度分布。数字2表明:(1)在无轴颈旋转条件下，轴颈表面温度分布均匀。而在轴颈旋转条件下，它是不均匀的。取表中的旋转幅度1例如，轴颈表面温差最大达到5.02℃。(2)将作用在轴颈上的不平衡力方向重新定位180°(轴颈旋转180°时，会引起初始相位的变化)，轴颈表面温差方向会发生相同角度的变化。
（一种）
(b)
数字3.描绘了不同旋幅下的最大润滑剂膜厚度差和最大杂志温度差（ ）.从图中可以看出3.最大润滑膜厚度差和最大轴颈温差随着生长的旋转幅度而增加。当振动达到优异的水平时（ ），轴颈表面最大温差小于2.5℃。当振动超过跳闸值时( ）.
它也可以从图中观察到3.最大润滑膜厚度差异线性增加。然而，最大轴颈表面温差非线性增加。在大旋转幅度下，其生长速度较高。如等式所示（10)时，轴颈表面温度与润滑膜厚度呈非线性关系。因此，不能直接用平均润滑膜厚度计算轴颈表面温度。
３．２．实验研究与比较分析
进行了实验，以研究REF的轴颈轴颈温度分布。[22］.试验转子由两个可倾瓦径向滑动轴承支撑。在非驱动端轴颈上，四个经过校准的温度传感器安装在轴颈表面以下1.0 mm处，间距为90°。测试速度为12500转/分。
数字4.描述了平衡状态下轴颈表面温度分布的测量结果，以及在指定位置施加不平衡重量时轴颈0°和180°的测量结果。在平衡状态下，振动幅值仅为2左右μ.M峰对峰的测试速度。轴颈表面温度分布基本均匀，如图所示4(一)．当不平衡重量施加在0°或180°时，轴颈在NDE轴承中旋转。轴颈表面温差分别为6.6℃和6.8℃。而温差矢量的方向旋转了180°左右(见图)4 (b)和4 (c)）.
（一种）
(b)
(c)
当轴颈旋转在轴颈轴承大的振幅时，润滑膜厚度分布是不均匀的。由于润滑剂薄膜厚度不同，作用在润滑膜上的挤出强度是不同的。它导致粘性剪切产生的不同热量。当热量转移到轴颈时，轴颈表面周向温差发生。
计算结果与实验结果基本一致。结果表明，当轴颈同步旋转时，轴颈表面的润滑膜厚度分布是不均匀的。它造成轴颈表面的周向温差。轴颈表面温差的大小与旋转轨道有关。这个方向与作用在轴颈表面的不平衡力的方向有关。
3.3。转子振动受温差影响
轴颈圆周温度差导致转子热弯曲。数字5.描述了发电机转子的简化模型。桌子2列出发电机转子段的尺寸和表3.列出转子材料的性能。转子两端由轴颈轴承支撑。发电机转子的一阶临界转速(900转)较低，二阶临界转速(2600转)接近其工作转速(3000转)。工作速度下的振动主要为二阶振型。因此，转子两端的振动是反对称的(振幅相等但相位相反)。两端轴颈表面温差为5.02℃，方向温差为180°。计算了轴颈表面温差引起的转子热变形。如图所示6.，转子两端热弯达到20.10μ.m。热弯曲形状类似于二阶模式形状。转子的工作速度接近其二阶临界速度。因此，转子对不平衡敏感。小弯曲变形对转子振动产生了很大的影响。
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转子热弯曲可以转换为热不平衡 那由初始不平衡导致的振动决定 ．热不平衡和初始不平衡可以矢量相加，从而产生合成不平衡，从而改变转子的振动。数字7.描绘了热不平衡，初始不平衡和结果不平衡之间的关系。假设最初的不平衡是 那热不平衡造成的在时间是 那所得到的不平衡是 ．
（一种）
(b)
当转子在临界速度低于临界速度时，转子振动的滞后角度小于90°。如图所示7（a），由此产生的不平衡 ．同理，热不平衡在时间可以得到，那么由此产生的不平衡呢 ．在此过程中，产生的不平衡、转子热弯曲和振动都在增加，最终导致转子失稳。当转子运行在临界转速时，也会出现类似的现象。
当转子在临界速度高于临界速度时，滞后角度超过90°。如图所示7（b），由此产生的不平衡 ．在该过程中，所得到的不平衡和振动变小。转子热弯曲逐渐恢复。在间隔之后，由于初始不平衡，振动再次逐渐增加，这将导致转子振动以恒定速度周期性地波动。
4.案例研究
涡轮机组遭受其发电机的异常振动故障。其第一和二阶临界速度分别为1052 rpm和2736 rpm。工作速度为3000 rpm。
4．1.振动现象
在发生异常振动故障后，首先进行现场振动试验。数据8.和9.分别描绘发电机前轴承(记为轴承A)和后轴承(记为轴承B)的轴振动趋势分析图和频谱。数字10描述振动矢量的变化。
（一种）
(b)
(c)
（d）
（一种）
(b)
(c)
（d）
（一种）
(b)
(c)
（d）
测试结果表明，轴振动在恒定速度操作中周期性地波动。在频谱中，同步分量（1x，等于转子的旋转频率）在频谱中非常显着。波动循环约为24分钟。直接振动幅度（峰值峰值， ）的 -轴承A的方向轴振动在63.3之间波动μ.M和95.5 μ.m，波动范围为32.2 μ.m. 1X组分占95.3%。同样，周期性波动也发生在 -轴承A方向轴振动， -和 -同时，振动矢量的相位也周期性波动。
4.2。振动原因分析
润滑剂挡板和期刊之间的间隙超过了振动幅度。因此，润滑剂挡板不会对期刊摩擦。
为了找出异常的振动原因，在现场测量轴承A处的轴振动和轴颈表面温度。桌子4.列出1X分量振幅(峰对峰， ）轴承A和B的轴振动。图11为a轴承轴颈表面温度分布(动平衡前)，原点0°为光标位置。数字12描述了同步振动时A轴承轴颈(动平衡前)的运行轨迹。轨道中心是轴颈的静态平衡位置。
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现场试验结果表明，在a轴承处轴颈表面温度分布不均匀，可以确定轴颈表面温差是由振幅较大的轴颈旋转引起的。换句话说，轴系振动的周期波动与较大振幅的轴颈旋转密切相关。1X分量在振动频谱中占绝对优势(见图)9.）.其特征与不平衡断层的特征一致。振动故障的根本原因是转子的质量不平衡。
4.3。振动故障处理
产生振幅较大的轴颈涡的原因是转子上存在较大的质量不平衡。采用现场动平衡技术对异常振动故障进行处理。桌子4.列出现场动态平衡数据。进行了两次现场动平衡试验。配重添加在发电机两侧的平衡槽中。根据振动特性，确定了一对耦合作用于发电机转子。为了得到测点的影响系数，添加了试验配重。试验配重方案为:在轴承a侧加一个420 g∠60°的配重，在轴承B侧加一个420 g∠240°的配重。计算影响系数的方法可表示为:
在哪里配重是加入转子的配重。和分别为添加配重前后轴的振动。桌子5.列出测点的影响系数。然后移除试验配重。由影响系数给出超定方程组如下:
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通过解决方程系统（14)，用最小二乘法求平衡配重可以得到:
同时，考虑矢量优化方法，得到平衡配重方案:先去掉试验配重，然后在轴承a侧增加一个270 g∠70°的配重，在轴承B侧增加一个270 g∠250°的配重。
现场动平衡后，机组振动达到较好的水平。单位振动稳定，波动小。
从图中可以看出11和表4.添加试配重和动平衡后转子振动幅值减小，说明转子不平衡减小。根据图中的规律性3.，杂志表面温差会降低。同时，转子振动阶段改变，表明转子不平衡的位置变化。根据章节所示的计算和实验结果3．1和3．2，轴颈表面温差的方向会改变。在动态平衡之前，最大轴颈表面温度差达到4.6°C。在现场动态平衡之后，它仅为1.6°C。在大振动幅度下旋转幅度较大，杂志温度差也较高。结果表明，减少初始（机械）不平衡不仅减少了轴振动，而且还降低了轴颈周向温度差。
5.结论
在该研究中，建立了一种分析模型，以研究来自润滑膜厚度的轴颈温度分布对转子不平衡引起的同步旋转的影响。采用涡轮机构作为示例，研究了不平衡力对杂志表面温度分布的影响。基于上述计算结果，计算转子热弯曲。分析了转子振动与杂志温度差之间的关系。发现现象解释了工程振动故障。所涉及的主要结论如下：（1）轴颈表面的周向温差是由轴颈轴承大振幅轴颈旋转时润滑膜内的粘性剪切引起的。振动幅值越大，旋转幅值越大，轴颈表面温差越大。温度差的方向与作用于杂志的不平衡力的方向有关。（2）轴颈表面温差会导致转子热弯曲，这可以转换成转子的热不平衡。(3）转子振动是由热不平衡和初始不平衡引起的。当转子在临界转速以下或临界转速下运行时，振动逐渐增大，最终导致转子失稳。当转子在临界速度高于临界速度时，转子振动周期性地波动。(4）减少初始（机械）不平衡不仅减小轴振动，而且还降低了轴颈周向温差。
命名法
| 维度: | = mass, = length, = time,=温度 |
| 那 ： | 椭圆轨道的振幅参数(L) |
| 那 ： | 添加配重之前和之后的振动 |
| ： | 润滑油比热容(L2t-2T.-1） |
| ： | 轴承半径游隙(L) |
| ： | 时变偏心率(左) |
| ： | 静态偏心(左) |
| ： | 润滑膜厚度（L） |
| ： | 旋转循环平均润滑膜厚度(L) |
| ： | 对流传热系数（M T.−3T.-1） |
| ： | 工作速度（t-1） |
| ： | 旋转周期中网格时间点的个数 |
| ： | 轴承中心 |
| ： | 期刊中心 |
| ： | 期刊中心 |
| ： | 静态均衡位置的期刊中心 |
| ： | 轴颈表面上的一般点 |
| 那 ： | 在动态平衡中添加的配重 |
| ： | 杂志半径(左) |
| ： | 轴颈表面最薄的润滑膜厚度点为t= 0 |
| ： | 时间(t) |
| ： | 润滑膜温度(T) |
| ： | 旋转周期（T）的平均轴颈表面圆周温度 |
| ： | 润滑油膜温度与环境温度的温差(T) |
| ： | 润滑油供应温度(T) |
| ： | 环境温度(T) |
| ： | 轴承温度（T） |
| ： | 轴颈表面周向温度(T) |
| ： | 润滑油膜温升(T) |
| ： | 初始不平衡（M L） |
| 那 ： | 合成不平衡(M L) |
| 那 ： | 热平衡(M L) |
| ： | 角点之间和 |
| ： | 影响系数 |
| ： | 角点之间水平位置为 |
| ： | 转子振动的滞后角度 |
| ： | 时变偏心比 |
| ： | 静态偏心比 |
| ： | 轴颈中心角 |
| ： | 润滑油粘度(M L-1t-1） |
| ： | 圆周角度 |
| ： | 旋转/轴颈角速度(t-1） |
| 那 ： | 椭圆轨道的相位参数 |
| 那 ： | 局部坐标 |
| ： | 润滑剂密度(M L−3）. |
数据可用性
用于支持本研究结果的数据可根据要求可从相应的作者获得。
利益冲突
作者声明他们没有利益冲突。
致谢
作者在此衷心感谢中国东南大学汽轮发电机振动国家工程研究中心工作人员的支持和实验测试。
参考
- 王正昌，李瑞敏，邱海涛，“主动混合气动与空气静压轴承系统的非线性分析与仿真，”，低频噪声，振动和主动控制，卷。38，不。3-4，pp。1404-1421,2019。视图:谷歌学术搜索
- 王灿灿，“双向多孔气动推力轴承系统的非线性动力学分析”，机械工程进展，第9卷，第5期。12, pp. 1-11, 2017。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- S. Tresser, A. Dolev, I. Bucher，“通过参数激励使用低速数据的超临界旋转结构的动态平衡”，作者：王莹，第415卷，第59-77页，2018。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- 曹辉，何东，奚世生，陈旭东，“转速波动对不平衡转子振动信号的校正，”机械系统和信号处理，卷。107，pp。202-220,2018。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- C. XU和R.S.MAMANO，“离心压缩机由于蜗壳局部变形而影响的性能影响”能源技术学报，第141卷，第141期9、Article ID 091202, 2019。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- C. Xu和R.S.MAMAN，“不对称径向清除对离心压缩机性能的影响”，能源技术学报号，第140卷。5、文章ID 052003, 2018。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- H. Xu，N.Wang，D.江，T. Han和D. Li，“双转子系统与摩擦力的动态特性及实验研究”冲击和振动， 2016年第1期，第6239281条。视图:谷歌学术搜索
- S. CHA和S. NA，“大容量低压蒸汽汽轮发电机中转子到定子的物理分析”，燃气轮机与电力工程杂志第138卷第1期7、文章ID 072605, 2016。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- M. A. Mokhtar，A.K.Aderpe和K.Gupta，“耦合转子定子系统中摩擦诊断的定子振动响应分析”国际机械科学学报，第144卷，第392-406页，2018。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- W. D. Marscher和B. Illis，“轴颈轴承‘莫顿效应’导致压缩机循环振动”，摩擦学的事务，第50卷，第5期。1，页104-113,2007。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- 何伟，田勇，杨建军，“滑动轴承振动对轴颈温度差异的影响”，振动与冲击，中国电力工程学报CHINESE第35期6, pp. 451-456, 2015。视图:谷歌学术搜索
- L.Gu，“莫顿效应综述：从理论到工业实践”摩擦学的事务，卷。61，没有。2，pp。381-391,2017。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- 刘丹，“轴颈轴承的一维稳态热效应”，中国电机工程学报，卷。132，不。5，pp。91-95,2010。视图:谷歌学术搜索
- F. M. de Jongh和P. G. Morton，“由于轴承轴颈差热的压缩机转子的同步不稳定性，”燃气轮机工程杂志。，第118卷，第118号4，第816-824页，1996。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- 佟晓东，“转子动力莫顿效应的周向温度分布的测量与预测”，摩擦学学报号，第140卷。3、文章ID 031702, 2018。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- D. Panara, L. Baldassare, D. Griffini, A. Mattana, S. Panconi，和E. Meli，“转子热不稳定性的数值预测和实验验证”，在第44届叶轮机械与第31届泵学研讨会论文集2015年，美国德克萨斯州休斯顿。视图:谷歌学术搜索
- J. Suh和A. Palazzolo，“三维热流体动力莫顿效应模拟-第一部分:理论模型”，摩擦学学报第136期3、文章ID 031706, 2014。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- J. SUH和A. Palazzolo，“三维热水流动验证效应分析 - 第二部分：参数研究”，摩擦学学报第136期3、文章ID 031707, 2014。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- 郭振国，“悬垂转子的同步热不稳定性预测”，载第三十二次涡轮机械研讨会进行， asme, tx, usa, 2003。视图:谷歌学术搜索
- A. C. BALBAHADUR和R. G. KIRK，“IS-EXTROHUNG ROSTORS的同步热不稳定的第IM理论模型”，国际旋转机械学报，第10卷，第5期。6，页477-487,2004。视图:谷歌学术搜索
- “考虑热弹性变形和传热效应的轴颈轴承组件分析”，摩擦学的事务第35期1，pp。156-162,1992。视图:出版商网站|谷歌学术搜索
- “同步转子的不稳定现象-莫顿效应”，陈德荣2018年叶轮机械与泵研讨会论文集2018年，美国德克萨斯州休斯顿。视图:谷歌学术搜索
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