黃金平,王 珺,黃道瓊,竇 昱

(液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,陜西 西安 710100)

0 引言

由于承載能力高、徑向剛度大、能使起動(dòng)及關(guān)機(jī)可靠以及與推進(jìn)劑相容等諸多優(yōu)點(diǎn),液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵一般采用滾動(dòng)軸承[1]。工作過(guò)程中軸承承受復(fù)雜的交變載荷,軸承的受力狀態(tài)和工況變化會(huì)引起不同的滾動(dòng)偏移量,對(duì)轉(zhuǎn)子動(dòng)特性產(chǎn)生顯著的影響。研究表明,以滾動(dòng)軸承為支承的高速旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性很大程度上取決于軸承的動(dòng)力學(xué)特性[2]。滾動(dòng)軸承的徑向和軸向間隙對(duì)軸承剛度、阻尼有很大影響[3-4],對(duì)于推力軸承,軸向力變化會(huì)引起軸承特性改變,不合理的軸向力一方面會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速與實(shí)際值產(chǎn)生較大偏差,另一方面會(huì)造成轉(zhuǎn)子的工作狀態(tài)不穩(wěn)定,出現(xiàn)非線性響應(yīng),使得高速下轉(zhuǎn)子平衡精度較差,無(wú)法升至目標(biāo)轉(zhuǎn)速,不能有效開展轉(zhuǎn)子動(dòng)特性試驗(yàn)。不合理的軸向力還會(huì)惡化軸承工作狀態(tài),加速軸承磨損,降低渦輪泵工作的可靠性。

高速運(yùn)行試驗(yàn)是研究渦輪泵軸系振動(dòng)特性的重要手段[5],通過(guò)運(yùn)行試驗(yàn)研究渦輪泵滾動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動(dòng)特性,采取相應(yīng)手段降低工作狀態(tài)下的振動(dòng)量級(jí),為渦輪泵振動(dòng)抑制提供技術(shù)支持,以提高發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵結(jié)構(gòu)可靠性。

本文針對(duì)某大推力補(bǔ)燃循環(huán)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵軸系結(jié)構(gòu),在分析試驗(yàn)系統(tǒng)和試驗(yàn)方法的基礎(chǔ)上,重點(diǎn)探索了非線性轉(zhuǎn)子的高效動(dòng)平衡、軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)基礎(chǔ)松動(dòng)故障識(shí)別、軸向力對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響等問(wèn)題,并通過(guò)平衡效率、支承狀態(tài)及軸向力加載狀態(tài)等的優(yōu)化設(shè)計(jì),實(shí)現(xiàn)了該滾動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的高速穩(wěn)定運(yùn)行。

1 渦輪泵軸系結(jié)構(gòu)

某大推力補(bǔ)燃循環(huán)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵軸系為采用滾動(dòng)軸承支承的兩端懸臂串式結(jié)構(gòu),如圖1所示。渦輪端為角接觸球軸承,離心輪端為深溝球軸承,通過(guò)軸套對(duì)兩軸承進(jìn)行軸向精確定位。誘導(dǎo)輪壓緊螺母對(duì)兩軸承、軸套、離心輪及誘導(dǎo)輪等進(jìn)行軸向壓緊。渦輪盤中心安裝有驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)接法蘭,用于軸系高速運(yùn)行試驗(yàn)時(shí)與聯(lián)軸器連接為轉(zhuǎn)子提供驅(qū)動(dòng)力,該驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)接法蘭端部設(shè)計(jì)有定位凸臺(tái)以確保轉(zhuǎn)子和驅(qū)動(dòng)聯(lián)軸器的精確定位和對(duì)中。

1-驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)接法蘭;2-渦輪盤;3-渦輪泵軸;4-角接觸球軸承; 5-軸套;6-深溝球軸承;7-離心輪;8-誘導(dǎo)輪;9-誘導(dǎo)輪壓緊螺母。圖1 渦輪泵軸系示意圖Fig.1 Schematic diagram of the turbo-pump shafting

2 試驗(yàn)系統(tǒng)及試驗(yàn)方法

2.1 試驗(yàn)系統(tǒng)

渦輪泵軸系運(yùn)行試驗(yàn)在轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)系統(tǒng)上完成。整個(gè)系統(tǒng)由驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)(電機(jī)和齒輪箱)、支承系統(tǒng)(擺架)、真空倉(cāng)和安全防護(hù)系統(tǒng)、抽真空系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)及中央控制系統(tǒng)等6個(gè)單元組成,如圖2所示。

1-驅(qū)動(dòng)電機(jī);2-齒輪箱;3-支承系統(tǒng)(擺架); 4-真空倉(cāng)和安全防護(hù)系統(tǒng);5-抽真空系統(tǒng);6-潤(rùn)滑系統(tǒng)。圖2 轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)系統(tǒng)組成Fig.2 Composition of the rotor dynamics test system

試驗(yàn)轉(zhuǎn)子安裝于支承系統(tǒng)上,并通過(guò)聯(lián)軸器與齒輪箱輸出端進(jìn)行連接。為了減小運(yùn)行過(guò)程中的氣動(dòng)阻力,軸系需在真空環(huán)境下運(yùn)行。抽真空系統(tǒng)由多級(jí)真空泵組成,在抽真空的同時(shí),起動(dòng)潤(rùn)滑系統(tǒng)的供油泵為支承系統(tǒng)和齒輪箱提供潤(rùn)滑油。中央控制系統(tǒng)可對(duì)真空度、潤(rùn)滑油流量、溫度、油壓等進(jìn)行監(jiān)測(cè),各項(xiàng)監(jiān)測(cè)參數(shù)滿足要求后,對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)發(fā)出起動(dòng)指令開始運(yùn)行試驗(yàn)。

2.2 試驗(yàn)方法

為有效開展渦輪泵轉(zhuǎn)子運(yùn)行試驗(yàn),需解決以下問(wèn)題：①試驗(yàn)件支承和驅(qū)動(dòng)。結(jié)合渦輪泵轉(zhuǎn)子運(yùn)行工況設(shè)計(jì)、加工支承工裝和驅(qū)動(dòng)工裝,對(duì)接試驗(yàn)件與試驗(yàn)臺(tái)。②轉(zhuǎn)子采用滾動(dòng)軸承支承,高速運(yùn)行時(shí)需考慮軸承的冷卻和潤(rùn)滑。③試驗(yàn)件裝配,根據(jù)需要設(shè)計(jì)和加工必要的裝配工裝。④合理布置轉(zhuǎn)子振動(dòng)位移、加速度以及軸承溫度測(cè)點(diǎn),試驗(yàn)中進(jìn)行轉(zhuǎn)子運(yùn)行狀態(tài)監(jiān)測(cè)和數(shù)據(jù)記錄。當(dāng)實(shí)測(cè)振動(dòng)值超過(guò)上限值時(shí),需進(jìn)行轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡。⑤渦輪泵轉(zhuǎn)子的角接觸軸承必須施加合適的軸向力才能在高速下正常運(yùn)行,試驗(yàn)中需解決軸向力的施加和精確控制問(wèn)題。

為了模擬實(shí)際裝機(jī)狀態(tài),試驗(yàn)轉(zhuǎn)子通過(guò)自身軸承安裝于剛性支承上并借助聯(lián)軸器與齒輪箱高速輸出端連接,聯(lián)軸器須滿足如下條件：其最大輸出扭矩大于驅(qū)動(dòng)試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的扭矩,且有一定的安全余量;質(zhì)量小、平衡精度高,附加不平衡量較小;在實(shí)際安裝狀態(tài)下,聯(lián)軸器在軸系最高工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)無(wú)臨界轉(zhuǎn)速;為了避免高速下連接狀態(tài)的變化對(duì)平衡狀態(tài)產(chǎn)生不可預(yù)知的影響,聯(lián)軸器兩端采用緊連接(剛性連接)[6]。基于以上原則,本試驗(yàn)采用鈦合金材質(zhì)的膜片聯(lián)軸器,并設(shè)計(jì)為空心結(jié)構(gòu),兩端均有精確的軸向及徑向尺寸定位。

高速運(yùn)行時(shí),為避免部件連接面出現(xiàn)松動(dòng)或錯(cuò)位,引起試驗(yàn)件動(dòng)特性發(fā)生變化,支承部位的連接和安裝均采用精確的定位配合。

良好的潤(rùn)滑和冷卻是保證軸承正常運(yùn)行的必要條件,它在增強(qiáng)軸承壽命的同時(shí)還能提高其承載能力,確保轉(zhuǎn)子系統(tǒng)可靠有效地工作。合理選擇和使用潤(rùn)滑劑,是保證軸承正常運(yùn)行的重要措施。潤(rùn)滑劑包括潤(rùn)滑油、潤(rùn)滑脂和固體潤(rùn)滑劑,潤(rùn)滑劑需根據(jù)軸承溫度、載荷及轉(zhuǎn)速進(jìn)行綜合選擇[7-8]。渦輪泵轉(zhuǎn)子軸承為中高速滾動(dòng)軸承,采用潤(rùn)滑油進(jìn)行潤(rùn)滑。采用油潤(rùn)滑時(shí),一般有油浴、噴油及油霧3種潤(rùn)滑方式可供選擇[9-12]。由于攪動(dòng)油液劇烈時(shí)要造成很大的能量損失,以致引起油液和軸承過(guò)熱,因此油浴潤(rùn)滑適用于低速、輕載軸承;噴油潤(rùn)滑采用高壓噴射的方法,將潤(rùn)滑油噴射至軸承內(nèi)對(duì)其實(shí)施潤(rùn)滑,該潤(rùn)滑方式適用于中、高速軸系;油霧潤(rùn)滑是利用壓縮空氣與少量的潤(rùn)滑油混合后形成油霧,然后輸送到軸承潤(rùn)滑部位的一種潤(rùn)滑方式,其適用于高速場(chǎng)合。綜合比對(duì)分析,渦輪泵轉(zhuǎn)子運(yùn)行試驗(yàn)兩軸承均采用高壓直噴式供油潤(rùn)滑。

在轉(zhuǎn)子關(guān)鍵部位,如渦輪盤、離心輪及軸端等位置測(cè)量轉(zhuǎn)子的徑向振動(dòng),必要時(shí)測(cè)量某一截面兩正交方向的振動(dòng),獲得轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)時(shí)的軸心軌跡,為轉(zhuǎn)子的狀態(tài)監(jiān)測(cè)及故障診斷提供依據(jù)。試驗(yàn)中對(duì)兩軸承的外環(huán)壁溫進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè),作為軸承運(yùn)行狀態(tài)判定的依據(jù)。結(jié)合渦輪泵轉(zhuǎn)子實(shí)際工作過(guò)程中的測(cè)量結(jié)果,設(shè)定轉(zhuǎn)子振動(dòng)位移、軸承溫度的最大允許值(警戒線),試驗(yàn)過(guò)程中監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)超過(guò)警戒線需停機(jī)進(jìn)行檢查,分析數(shù)據(jù)并進(jìn)行故障診斷。

3 渦輪泵轉(zhuǎn)子高速運(yùn)行狀態(tài)優(yōu)化

3.1 高速動(dòng)平衡效率優(yōu)化

轉(zhuǎn)子升速過(guò)程中,若振動(dòng)過(guò)大,且判別為轉(zhuǎn)速一倍頻振動(dòng)(1f)占優(yōu),需進(jìn)行轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡。通過(guò)影響系數(shù)法開展轉(zhuǎn)子平衡。

3.1.1 影響系數(shù)平衡法

利用影響系數(shù)法,兩平面平衡需運(yùn)行轉(zhuǎn)子3次,才能完成1次平衡過(guò)程[13-14]。

初次運(yùn)行：使轉(zhuǎn)子以轉(zhuǎn)速Ω運(yùn)行,在測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2處測(cè)得轉(zhuǎn)子振動(dòng)分別為A10和A20。

第2次運(yùn)行：在第1校正面上加試重uT1,使轉(zhuǎn)子仍以轉(zhuǎn)速Ω運(yùn)行,在測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2處測(cè)得轉(zhuǎn)子振動(dòng)分別為A11和A21,它們既包含了原始不平衡的影響,也包含了試重uT1的影響。試重的影響為

ΔA11=A11-A10,ΔA21=A21-A20

故影響系數(shù)為

第3次運(yùn)行：去掉第1校正面上的試重uT1,在第2校正面上加試重uT2,再次使轉(zhuǎn)子仍以轉(zhuǎn)速Ω運(yùn)行,測(cè)得轉(zhuǎn)子振動(dòng)分別為A12和A22,它們包含了原始不平衡及試重uT2的影響。試重uT2的影響系數(shù)為

求得影響系數(shù)后,就可由平衡條件

求得平衡校正量u10和u20為

由于渦輪泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在運(yùn)行轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)屬于剛性轉(zhuǎn)子,僅需2個(gè)平衡校正面即可實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)子的平衡。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)預(yù)設(shè)平衡面為渦輪盤和離心輪,渦輪葉片圍帶及離心輪前突肩徑向均布有平衡螺釘孔,通過(guò)加重方式進(jìn)行轉(zhuǎn)子平衡。

3.1.2 平衡效率優(yōu)化

影響系數(shù)平衡法是建立在“轉(zhuǎn)子1f響應(yīng)與不平衡間線性關(guān)系”的基礎(chǔ)上。滾動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)高速運(yùn)行過(guò)程中,不可避免地存在一定的非線性(如軸承滾動(dòng)體間的接觸狀態(tài)、潤(rùn)滑油黏性遲滯效應(yīng)、軸承外環(huán)間隙、轉(zhuǎn)子各裝配零件間的內(nèi)摩擦等引起的非線性),大多數(shù)情況下,在進(jìn)行轉(zhuǎn)子動(dòng)特性分析時(shí),與質(zhì)量不平衡相比這些非線性因素的影響可忽略不計(jì)。但高速旋轉(zhuǎn)時(shí),這些非線性因素對(duì)轉(zhuǎn)子平衡過(guò)程有著較大影響,因此必須加以考慮。

在轉(zhuǎn)子高速動(dòng)平衡過(guò)程中,平衡試重的選擇對(duì)平衡精度有重要的影響。高速下若平衡試重過(guò)大,加試重后轉(zhuǎn)子振動(dòng)過(guò)大,不能升至平衡目標(biāo)轉(zhuǎn)速,無(wú)法實(shí)施動(dòng)平衡;若平衡試重量過(guò)小,加試重前后轉(zhuǎn)子的1f響應(yīng)變化不明顯,上述非線性因素將對(duì)加試重前后轉(zhuǎn)子振動(dòng)的變化量產(chǎn)生明顯的影響,由3.1.1節(jié)可知,此時(shí)獲得的影響系數(shù)誤差較大,轉(zhuǎn)子的平衡精度將嚴(yán)重降低。

在渦輪泵轉(zhuǎn)子實(shí)際平衡操作中,為兼顧平衡精度和平衡效率,采取如下操作對(duì)平衡效率進(jìn)行優(yōu)化(圖3)。施加較小的平衡試重uT(一般小于1 g),識(shí)別出相應(yīng)的平衡校正量u01。然后將識(shí)別出的平衡校正量作為平衡試重,再次運(yùn)行轉(zhuǎn)子重新計(jì)算影響系數(shù)C,進(jìn)行平衡校正量識(shí)別,第二次識(shí)別的校正量為最終的平衡校正量u0。

圖3 平衡效率優(yōu)化流程Fig.3 Optimization process of balance efficiency

圖4為平衡效率優(yōu)化前后平衡效果的對(duì)比結(jié)果。初次升速該渦輪泵轉(zhuǎn)子至7 000 r/min,渦輪端及離心輪端振動(dòng)量級(jí)快速增大,需進(jìn)行轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡。采用影響系數(shù)法平衡時(shí),考慮到若加試重過(guò)大,可能存在振動(dòng)增大后轉(zhuǎn)子無(wú)法升速至目標(biāo)轉(zhuǎn)速7 000 r/min的可能,因此分別在渦輪、離心輪處加較小的試重量,采取傳統(tǒng)方法動(dòng)平衡后轉(zhuǎn)子振動(dòng)位移有所減小,但減小幅度有限,并沒(méi)有達(dá)到預(yù)期的平衡效果。改用圖3所示的優(yōu)化方法進(jìn)行轉(zhuǎn)子平衡,平衡效果明顯,轉(zhuǎn)子可穩(wěn)定升速至11 800 r/min。

圖4 平衡效率優(yōu)化前后平衡效果對(duì)比曲線 Fig.4 Comparison curves of balance effect before and after optimization of balance efficiency

7 000 r/min時(shí),采用傳統(tǒng)平衡方法平衡后,各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)幅值減小率最大不超過(guò)30%,而平衡效率優(yōu)化后,一次平衡振動(dòng)位移幅值減小率均大于73.7%,平衡效率明顯提高。

3.2 支承狀態(tài)優(yōu)化

在初期試驗(yàn)方案中,渦輪泵轉(zhuǎn)子通過(guò)軸承座支承于試驗(yàn)臺(tái)剛性支承(擺架)上,如圖5所示。兩軸承外環(huán)與軸承座徑向?yàn)殚g隙配合。試驗(yàn)中分別在軸向、渦輪兩正交方向及離心輪兩正交測(cè)量轉(zhuǎn)子的振動(dòng)位移。

1-軸承座;2-渦輪泵轉(zhuǎn)子滾動(dòng)軸承;3-渦輪泵轉(zhuǎn)子。圖5 軸承座支承狀態(tài)下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)示意圖 Fig.5 Schematic diagram of rotor system withthe bearing pedestal

該支承狀態(tài)下,在渦輪及離心輪處經(jīng)過(guò)多輪次加重平衡后,轉(zhuǎn)子最高升速至12 500 r/min,振動(dòng)位移主要表現(xiàn)為1f分量,如圖6所示。可看出,0～7 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)轉(zhuǎn)子的平衡減振效果明顯。9 000 r/min附近,離心輪處振動(dòng)位移突增,9 000～11 000 r/min時(shí)振動(dòng)位移較大但幅值基本保持穩(wěn)定,轉(zhuǎn)速高于12 000 r/min后,渦輪及離心輪處振動(dòng)均急劇增大。后續(xù)經(jīng)過(guò)多次運(yùn)行和平衡,9 000 r/min以上均不能有效平衡減振,在12 500 r/min附近無(wú)法繼續(xù)升速。

圖6 軸承座支承狀態(tài)下轉(zhuǎn)子1f振動(dòng)位移變化曲線Fig.6 Displacement curve of rotor 1f vibration

在保持轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)狀態(tài)及平衡狀態(tài)不變的情況下,多次運(yùn)行對(duì)振動(dòng)位移的重復(fù)性進(jìn)行對(duì)比。結(jié)果分別如圖7和圖8所示。

圖7 多次重復(fù)運(yùn)行渦輪端徑向振動(dòng)位移1對(duì)比 Fig.7 Comparison of radial vibration displacementof turbine end in repeated operation

圖8 多次重復(fù)運(yùn)行離心輪端徑向振動(dòng)位移1對(duì)比 Fig.8 Comparison of radial vibration displacementof pump end in repeated operation

圖7和圖8的振動(dòng)位移曲線對(duì)比分析表明：0～8 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),不同次重復(fù)運(yùn)行轉(zhuǎn)子的徑向振動(dòng)位移差異較小;8 000～9 000 r/min范圍內(nèi),不同次重復(fù)運(yùn)行,渦輪端振動(dòng)位移差異逐漸增大,但仍在可接受范圍內(nèi),而離心輪處的振動(dòng)差異已經(jīng)較為明顯;9 000 r/min以后,隨著轉(zhuǎn)速升高,轉(zhuǎn)子振動(dòng)位移的差異越來(lái)越大,尤其是離心輪處,12 000 r/min時(shí),不同次運(yùn)行振動(dòng)位移幅值差異甚至超過(guò)了100%,表明高速下轉(zhuǎn)子的振動(dòng)具有很強(qiáng)的隨機(jī)因素影響,轉(zhuǎn)子振動(dòng)表現(xiàn)出很強(qiáng)的非線性特性。對(duì)于以線性系統(tǒng)為基礎(chǔ)的影響系數(shù)法在此的應(yīng)用自然會(huì)受到限制,平衡效率很低甚至出現(xiàn)平衡后某些振動(dòng)增大的現(xiàn)象。

振動(dòng)位移的頻譜分析結(jié)果表明,在該支承狀態(tài)下,轉(zhuǎn)子振動(dòng)位移的各階倍頻(1f～4f)均被激發(fā)出來(lái)。試后分解檢查,發(fā)現(xiàn)離心輪端深溝球軸承外環(huán)有一整圈劃痕,對(duì)應(yīng)的測(cè)溫傳感器端部也有明顯磨損痕跡,如圖9所示。表明轉(zhuǎn)子運(yùn)行過(guò)程中該軸承外圈在爬動(dòng),軸承外圈安裝間隙過(guò)大。結(jié)合以上現(xiàn)象,從故障診斷的角度分析,可知該狀態(tài)下轉(zhuǎn)子存在基礎(chǔ)松動(dòng)的典型故障[15-18]。

圖9 軸承及溫度傳感器劃痕Fig.9 Scratches of bearing and temperature sensor

為消除該故障,將整體式筒狀結(jié)構(gòu)的軸承座修改為兩軸承分別獨(dú)立的過(guò)渡環(huán)支承,過(guò)渡環(huán)與軸承外環(huán)小過(guò)盈配合,如圖10所示。重新運(yùn)行轉(zhuǎn)子,最高升速至15 000 r/min,轉(zhuǎn)子振動(dòng)的重復(fù)性明顯好轉(zhuǎn),完全消除了支承松動(dòng)的影響。

1-軸承過(guò)渡環(huán);2-渦輪泵轉(zhuǎn)子滾動(dòng)軸承;3-渦輪泵轉(zhuǎn)子。圖10 支承狀態(tài)優(yōu)化結(jié)果示意圖Fig.10 Schematic diagram of supporting state optimization results

3.3 軸向力加載狀態(tài)優(yōu)化

渦輪泵轉(zhuǎn)子的角接觸球軸承在工作過(guò)程中需承受一定的軸向力,否則該軸承的工作狀態(tài)不穩(wěn)定會(huì)誘發(fā)轉(zhuǎn)子的非線性振動(dòng),造成高速下轉(zhuǎn)子的平衡效率和平衡精度下降,影響轉(zhuǎn)子進(jìn)一步升速。在轉(zhuǎn)子平衡效率及支承狀態(tài)優(yōu)化的基礎(chǔ)上,軸向力最初通過(guò)兩剛性支承(擺架)底部中心單點(diǎn)施加,當(dāng)軸向力為100 kg時(shí),經(jīng)過(guò)平衡轉(zhuǎn)子可升速至19 700 r/min。該狀態(tài)下,0～19 500 r/min時(shí)轉(zhuǎn)子的振動(dòng)位移均在正常范圍內(nèi)變化,但轉(zhuǎn)速高于19 500 r/min時(shí),渦輪端振動(dòng)位移急劇增大,多輪平衡后均無(wú)法有效進(jìn)行減振,不能繼續(xù)升速。將軸向力增大至160 kg,重新進(jìn)行轉(zhuǎn)子平衡,可升速至22 000 r/min。繼續(xù)增大軸向力,轉(zhuǎn)子的運(yùn)行狀態(tài)并無(wú)明顯改善。

將軸向力加載方式由剛性支承底部中心單點(diǎn)加載修改為剛性支承內(nèi)孔三點(diǎn)均勻加載,兩種軸向力加載方式對(duì)比示意圖如圖11所示。三點(diǎn)加載可確保兩支承(擺架)軸向受載后與試驗(yàn)臺(tái)基礎(chǔ)的垂直度及兩擺架之間的相互平行度,優(yōu)化了兩軸承的工作狀態(tài)。每一點(diǎn)的軸向力通過(guò)力傳感器兩端的螺釘頂載實(shí)現(xiàn),軸向力大小可通過(guò)螺釘?shù)男M(jìn)量進(jìn)行控制,通過(guò)力傳感器進(jìn)行精確測(cè)量。

圖11 兩種軸向力加載方式對(duì)比Fig.11 Comparison of two axial force loading methods

在三點(diǎn)均勻加載狀態(tài)下,調(diào)整軸向力至合適的大小,通過(guò)動(dòng)平衡,轉(zhuǎn)子最高可升速至25 000 r/min,達(dá)到了試驗(yàn)?zāi)康?。振?dòng)位移曲線如圖12所示。

圖12 0～25 000 r/min升速過(guò)程中轉(zhuǎn)子振動(dòng)位移變化曲線 Fig.12 Curves of rotor vibration displacement during0～25 000 r/min run-up process

4 結(jié)論

本文通過(guò)渦輪泵滾動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)高速運(yùn)行試驗(yàn)研究,得出以下結(jié)論：

1)渦輪泵轉(zhuǎn)子高速運(yùn)行試驗(yàn)是一個(gè)復(fù)雜的動(dòng)態(tài)過(guò)程,為確保試驗(yàn)順利開展,需針對(duì)特定轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)和具體試驗(yàn)需求解決試驗(yàn)件支承、驅(qū)動(dòng)、軸承潤(rùn)滑冷卻、試驗(yàn)件裝配、轉(zhuǎn)子振動(dòng)及軸承溫度監(jiān)測(cè)、軸向力加載和控制等問(wèn)題。

2)為確保高速下軸系運(yùn)行的可靠性和穩(wěn)定性,將聯(lián)軸器對(duì)試驗(yàn)轉(zhuǎn)子動(dòng)特性的影響降到最小,渦輪泵轉(zhuǎn)子高速運(yùn)行試驗(yàn)應(yīng)采用剛性連接的柔性聯(lián)軸器,且要求該聯(lián)軸器質(zhì)量小、平衡精度高,其兩端應(yīng)有精確的軸向及徑向尺寸定位。

3)渦輪泵轉(zhuǎn)子高速軸承需采用高壓直噴式供油,該供油方式既可保證滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑流量需求,同時(shí)避免了軸承滾動(dòng)體浸泡于潤(rùn)滑油內(nèi)、高速下油溫快速升高及軸承流阻增大的風(fēng)險(xiǎn)。

4)高速下滾動(dòng)軸承的非線性效應(yīng)會(huì)對(duì)轉(zhuǎn)子的平衡過(guò)程產(chǎn)生較大的影響,造成轉(zhuǎn)子的平衡效率和精度嚴(yán)重降低。采用本文提出的平衡效率優(yōu)化方法可將一次平衡效率由30%提高至73.7%。

5)軸向力加載方式及軸向力大小對(duì)轉(zhuǎn)子的振動(dòng)有明顯影響。為了實(shí)現(xiàn)渦輪泵轉(zhuǎn)子的高速穩(wěn)定運(yùn)行,軸向力應(yīng)(沿軸承周向)均勻加載,且應(yīng)根據(jù)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及運(yùn)行狀態(tài)確定大小合適的軸向力。