姚潔 于小丹 孟繼綱 邵學(xué)博 張忠偉

摘 要：為研究阻尼器關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對阻尼軸承特性的影響規(guī)律，針對一體式阻尼軸承，考慮阻尼器徑向間隙、進油孔直徑、軸向間隙三個關(guān)鍵參數(shù)，設(shè)計了不同計算模型，并采用流固耦合的數(shù)值計算方法對阻尼軸承特性進行計算。結(jié)果表明：軸向間隙是影響阻尼軸承動靜特性的關(guān)鍵因素，徑向間隙和進油孔直徑也對阻尼軸承動特性產(chǎn)生一定影響。

關(guān)鍵詞：阻尼軸承;阻尼器;關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù);動靜特性;流固耦合

中圖分類號：TH452 ? ? 文獻標(biāo)志碼：A

1 前言

阻尼軸承是在軸承上加裝擠壓油膜阻尼器以增強阻尼特性、改善轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的有效手段。隨著現(xiàn)代旋轉(zhuǎn)機械向高速化、大型化方向發(fā)展，引起轉(zhuǎn)子系統(tǒng)失穩(wěn)的因素越來越多，如密封力、內(nèi)摩擦、不平衡質(zhì)量激勵等[1]。帶有擠壓油膜阻尼器的阻尼軸承以其優(yōu)良的阻尼特性，被越來越多的應(yīng)用在離心壓縮機改造中，來解決次同步失穩(wěn)現(xiàn)象。Zeidan[2]提及Dresser-Rand在超過380臺高壓離心壓縮機上成功應(yīng)用了阻尼軸承解決次同步振動，美國石油公司[3]采用了新型的一體式阻尼軸承，成功解決了困擾3組注氣壓縮機13年的高振動問題。

阻尼器的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)是影響阻尼特性的重要因素，并與其作用機理密切相關(guān)。傳統(tǒng)阻尼器主要靠擠壓作用，油沿周向流動，阻尼機理主要取決于周向流量（圖1a），因此徑向間隙為重要參數(shù)。新型一體式阻尼器不允許周向流動，產(chǎn)生阻尼的機理是擠壓效應(yīng)和緩沖效應(yīng)（圖1b），兩側(cè)密封和進油孔的緩沖效應(yīng)為主，關(guān)鍵參數(shù)還包括進油孔直徑和軸向間隙[4]。

目前針對傳統(tǒng)擠壓油膜阻尼器的結(jié)構(gòu)參數(shù)對阻尼特性的影響研究較多，德州農(nóng)工大學(xué)San Andres團隊經(jīng)過多年的理論和試驗研究，總結(jié)出了阻尼器結(jié)構(gòu)參數(shù)對阻尼器性能影響的規(guī)律并得出了動特性理論計算公式[5][6]。國內(nèi)陸永忠[7]等針對傳統(tǒng)阻尼器，采用層流長軸、短軸理論，建立了阻尼器-軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)模型。張康[8]針對含浮環(huán)式擠壓油膜阻尼器建立了理論分析模型并研究分析了阻尼器結(jié)構(gòu)和油膜參數(shù)對其特性的影響。而針對一體式阻尼器的研究還處于探索階段，尚無成熟的理論支撐，更多地集中于工程應(yīng)用和試驗研究，文獻[4]和[9]雖然指出了影響一體式阻尼器性能的關(guān)鍵因素，但并沒有對其規(guī)律進行深入分析。張力豪[10]、余棟棟[11]等針對一體式阻尼器建立了減振模型，并通過有限元數(shù)值計算獲取了其剛度隨不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化規(guī)律，但無法獲得阻尼器的阻尼特性。

考慮到一體式擠壓油膜阻尼器工作機理是內(nèi)環(huán)、油膜、密封的相互作用，是一個典型的流固耦合力學(xué)系統(tǒng)，本文采用流固耦合的數(shù)值分析方法，利用Adina有限元軟件，對可傾瓦阻尼軸承進行數(shù)值模擬研究，得出了不同參數(shù)下的阻尼軸承靜特性和動特性系數(shù)，以期為阻尼軸承設(shè)計選型提供依據(jù)。

2.阻尼器動力特性理論模型

圖2為一體式可傾瓦阻尼軸承結(jié)構(gòu)示意圖，其阻尼器部分由內(nèi)環(huán)、阻尼油囊、外環(huán)、進油孔組成，多個阻尼油囊周向上互相獨立，每個油囊連同內(nèi)外環(huán)、進油孔構(gòu)成一個阻尼瓦塊。阻尼器提供剛度、阻尼給可傾瓦支點，可將其簡化為單自由度粘彈性系統(tǒng)，如圖3所示，通過施加簡諧載荷激勵，獲取響應(yīng)，最終求解系統(tǒng)的剛度阻尼系數(shù)，同時也可獲得各時刻阻尼器的位移、壓力等靜特性。

3.阻尼器動力特性數(shù)值求解

3.1求解模型

本文參考了多篇文獻[9][11]12中阻尼軸承的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)，并結(jié)合對比分析的目的，確定了用于數(shù)值模擬的阻尼器結(jié)構(gòu)對比參數(shù)，其有限元模型參數(shù)見表1。

3.2 網(wǎng)格劃分

ADINA軟件中建立的單塊瓦擠壓油膜阻尼器流固耦合模型（帶軸向間隙）見圖4，內(nèi)部為固體網(wǎng)格（阻尼器內(nèi)環(huán)），外側(cè)為流體網(wǎng)格（阻尼油囊）。軸向間隙為0的模型共有14310單元，10816節(jié)點，軸向間隙不為0的模型共有15184單元，20140節(jié)點。

3.3 載荷和邊界條件

固體模型軸向兩側(cè)固定約束，流體區(qū)設(shè)置進口、出口邊界。流體和固體之間設(shè)置流固耦合面，通過此面?zhèn)鬟f兩者邊界的位移、速度、力等物理量，使模型達到動力耦合。固體上表面載荷作用區(qū)施加激勵載荷，載荷曲線見圖5。

4.計算結(jié)果及分析

4.1 阻尼器靜特性分析

圖6為某時刻阻尼器內(nèi)環(huán)的等效應(yīng)力分布云圖，最大應(yīng)力位于內(nèi)環(huán)與阻尼油囊接觸部分，與內(nèi)環(huán)上表面受載荷擠壓下方油膜，油膜產(chǎn)生反作用力的受力狀態(tài)一致。

圖7為同一載荷、不同軸向間隙下的阻尼器內(nèi)環(huán)徑向位移分布云圖，圖中可見，阻尼器有軸向間隙時的最大位移低于無軸向間隙時，表明帶軸向間隙的阻尼器剛性更好。且?guī)лS向間隙的內(nèi)環(huán)位移云圖在邊界處向軸向有明顯擴展，表明受軸向間隙作用，內(nèi)環(huán)部分參與徑向運動的程度更深。

圖8為同一載荷、不同軸向間隙下的阻尼油囊壓力分布云圖，從圖中可以看出，兩者油膜壓力分布出現(xiàn)了較大差異。無軸向間隙結(jié)構(gòu)以進油孔處壓力最高，受內(nèi)環(huán)擠壓作用，流體向四周流動，局部出現(xiàn)負壓，最終經(jīng)軸向排出，壓力分布以進油孔處為中心均勻分布。帶軸向間隙結(jié)構(gòu)由于軸向間隙存在，出口邊界條件突變，壓力分布沿周向出現(xiàn)明顯的層次，流體受擠壓后向四周流動，由于Ca<

4.2 阻尼器動力特性分析

圖9、圖10給出了不同進油孔直徑、不同徑向間隙下軸向間隙與阻尼器動力特性的關(guān)系。

從兩圖（a）中可以看出，軸向間隙從無到有，阻尼器綜合剛度系數(shù)出現(xiàn)突增，但隨著軸向間隙變大，綜合剛度系數(shù)逐漸下降。從兩圖（b）中可以看出，綜合阻尼系數(shù)在無軸向間隙時最低，隨軸向間隙增大呈現(xiàn)先增后降的趨勢，在Ca=0.03mm時最高。

從圖9（a）中可以看出，軸向間隙為0時，不同進油孔直徑下的綜合剛度數(shù)值接近。但在軸向間隙不為0時，同一軸向間隙下，進油孔越小，剛度越高，隨軸向間隙增加，兩者差距變小。圖9（b）顯示同一軸向間隙下，綜合阻尼系數(shù)總體上表現(xiàn)為隨進油孔直徑增大而減小。

類似的，圖10（a）表明，軸向間隙為0時，不同徑向間隙下的綜合剛度數(shù)值接近，但在軸向間隙不為0時，同一軸向間隙下，徑向間隙越小，剛度越高，隨軸向間隙增加，兩者差距變小。圖10（b）顯示同一軸向間隙下，綜合阻尼系數(shù)總體上表現(xiàn)為隨徑向間隙增大而減小。

5.結(jié)論

（1）有無軸向間隙是影響阻尼器靜特性的重要因素，兩者在阻尼器內(nèi)環(huán)變形、阻尼油囊壓力分布上呈現(xiàn)完全不同的特征;（2）軸向間隙是影響阻尼軸承動特性的關(guān)鍵因素，軸向間隙從無到有，阻尼器綜合剛度系數(shù)出現(xiàn)突增，但隨著軸向間隙變大，綜合剛度系數(shù)逐漸下降;綜合阻尼系數(shù)在無軸向間隙時最低，隨軸向間隙增大呈現(xiàn)先增后降的趨勢;（3）進油孔直徑和徑向間隙也對阻尼器動特性有較大影響。軸向間隙不為0時，進油孔越小，徑向間隙越小，綜合剛度和阻尼系數(shù)越高。但在軸向間隙為0時，綜合剛度系數(shù)幾乎不受上述兩因素的影響。

參考文獻：

[1]孟光.轉(zhuǎn)子動力學(xué)研究的回顧與展望[J].振動工程學(xué)報，2002，15（1）：1-9

[2] 陸永忠，廖道訓(xùn)，黃其柏. 擠壓油膜阻尼器-滑動軸承-剛性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)建模[J].機械強度，2001，23（1）：066～068

[3] 張康.含浮環(huán)式擠壓油膜阻尼器結(jié)構(gòu)與動力特性研究[D].南京：南京航空航天大學(xué)，2014.3.

作者簡介：

姚潔（1986-），女，工程師，碩士研究生，主要從事壓縮機轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析研究工作。

基金項目：國家自然科學(xué)基金資助項目（U1708257）