供氣壓力對高速渦輪轉子系統氣膜振蕩影響的試驗

張建波，付忠廣，楊金福，韓東江

（1.華北電力大學能源動力與機械工程學院，北京 102206；2.中國科學院工程熱物理研究所，北京 100190）

供氣壓力對高速渦輪轉子系統氣膜振蕩影響的試驗

張建波1，付忠廣1，楊金福2，韓東江2

（1.華北電力大學能源動力與機械工程學院，北京 102206；2.中國科學院工程熱物理研究所，北京 100190）

采用氣體軸承的高速微型燃氣輪機具有結構緊湊、做功功率密度大、高轉速、軸承功耗低等優點。然而，由于氣體軸承潤滑介質氣體自身的粘度小，導致了氣體潤滑軸承有承載能力差、摩擦系數小、高速下的穩定性差等劣勢。基于氣體軸承支承條件下的高速渦輪轉子系統，通過試驗對比研究了軸承供氣壓力的提高對轉子系統氣膜振蕩的影響。試驗結果表明：氣膜振蕩發生后，軸承供氣壓力的提高能夠抑制甚至消除氣膜振蕩，從而控制了混沌運動的幅值邊界，最終達到提高軸承—轉子系統穩定性的目的。

振動與波；高速渦輪轉子系統；氣膜振蕩控制；穩定性；軸承供氣壓力

二十世紀末期，在全球范圍內隨著人們對能源動力的需求結構的變化及對環境低碳排放等要求，建立在能量梯級利用概念基礎上的冷熱電分布式能源系統受到了極大的重視[1]。高速渦輪發電技術作為分布式能源系統中的核心技術之一，目前最高轉速達到96 000 r/min[2]，在如此高的轉速下，壓氣機、透平、發電機同軸結構的氣體軸承-轉子系統的穩定性研究無疑是其關鍵[3－5]。

在國內外，學者們對氣體軸承穩定性的研究取得了諸多成果。在國外，G.Belforte[6]基于氣體軸承轉子試驗臺，研究了不同材質的O型墊圈及不同供氣壓力對轉子的穩定閥值的影響。Luis San Andrs, KeunRyu[7]利用數值計算和試驗研究共同驗證了隨著供氣壓力的提高，軸承的直接剛度提高，從而導致了轉子的臨界轉速的提高；而在過臨界轉速區時，合理控制供氣壓力能夠有效地抑制轉子的振動幅值。Florin Dimofte[8]研究了軸承供氣壓力對氣體動靜壓混合軸承的穩定性的影響，得出了初始軸承供氣壓力的提高能夠抑制和消除轉子的分頻渦動，從而達到提高軸承穩定閥值轉速的目的。在國內，2004年，楊金福[9]依據工程實際要求，基于油膜運動的載荷平衡方程，提出了軸承與轉子的流固耦合調頻原理及工程穩定性判別準則。之后，陳策[10]對動靜壓混合氣體潤滑軸承—轉子系統的非線性動力學行為進行了大量的試驗研究，并且給出了轉子由周期運動進入混沌的過程，進一步完善了耦合調頻原理和工程穩定性判別準則。郭俊[10]通過試驗研究了不同供氣壓力下的低頻耦合渦動特性，得到了提高軸承控制壓力能夠有效地抑制了低頻渦動的結論。韓東江[11，12]研究了升速率和基礎加硅膠阻尼墊對軸系穩定性的影響，得出了合理的升速率能夠控制工頻的振動幅值以及基礎加阻尼墊能夠有效地抑制臨界轉速區的工頻幅值和低頻振蕩的發生的結論。馬文琦通過試驗研究了軸承供氣壓力對轉子系統臨界轉速影響[13]，得出了與Luis San Andrs相類似的結論：在一定供氣壓力范圍，臨界轉速隨著軸承供氣壓力的提高而增大，振動的幅值隨著軸承供氣壓力的提高而減少。

總體來看，在升降速過程中，在通過提高軸承供氣壓力來控制轉子系統的振動進而達到穩定轉子系統的運行方面的研究基本都集中在如何抑制臨界轉速時的振動及抑制甚至消除分頻渦動的產生。而對于氣膜振蕩產生后，進行主動抑制和消除氣膜振蕩的研究則非常少。本文運用四圓磁盤的高速靜壓軸承支承下的高速渦輪轉子試驗臺，通過試驗研究了氣膜振蕩發生時軸承供氣壓力的提高對氣膜振蕩的影響。

1 試驗系統及測試方案

1.1 試驗設備及系統

氣體軸承為圓柱型節流孔式純靜壓氣體潤滑軸承，為了提高軸承的穩定性采用橡膠“O”圈加穩及切向供氣，其結構示意圖如圖1所示。軸承的材料為石墨合金，具有耐高溫、自潤滑的功能。徑向潤滑由軸瓦上軸向分布的2排固定節流小孔提供，每排有多個小孔沿著周向均勻分布。軸承內徑為25mm。止推軸承由在軸承側面沿圓周方向均布的多個小孔組成，它們與轉軸止推面能夠形成氣膜，從而很好地平衡了轉子的軸向推力，進而有效地控制了整個轉子的軸向竄動。

圖1 靜壓氣體軸承結構

圖2為整個試驗臺及測試系統示意圖。整個系統包括四個部分：試驗臺本體部分、供氣系統、控制系統及數據采集與分析系統。

圖2 試驗設備及系統

試驗臺本體部分中的軸承轉子系統是透平輪、壓氣機輪及四個圓磁盤同軸布置的雙止推面的氣體軸承—轉子結構，見圖3。轉軸總長367.73 mm，跨距為65.14 mm，重896.27 g，主軸（軸承處）直徑為24.97 mm。透平輪和壓氣機輪分別重168.59 g、172.85 g；四個磁盤外徑為88.90 mm，內徑14.81 mm，厚8 mm，重量為322.9 g。采用高壓氣源（來自空壓機）驅動透平輪，透平輪經絕熱膨脹過程，將高壓氣源轉化為低溫常壓氣體；壓氣機輪為被動輪，隨著轉軸的轉動，卷吸空氣，進行絕熱壓縮過程，產生高壓高溫氣體。

供氣系統分為主氣路供氣部分(管路3)和軸承氣路供氣部分（管路1、2）。主氣路供氣部分的作用是為試驗臺本體部分提供高壓動力氣源，以驅動透平輪使得軸承轉子系統轉動；軸承氣路供氣部分的作用是為靜壓氣體軸承提供穩定的高壓氣源，以達到對轉子的支撐、潤滑作用。整個試驗系統的高壓空氣來自空氣壓縮機，該空壓機的流量范圍為0～1 500 Nm3/h，壓力范圍為0～1.2 MPa。

圖3 轉子結構示意圖

控制系統通過人為輸出控制信號，供氣系統中的調節閥接受并反饋控制信號，從而達到控制軸承供氣及驅動透平輪高壓氣體的流量輸入，進而控制軸承供氣壓力和轉子的升速率的目的。

數據采集及分析系統由電渦流位移傳感器和數據采集儀組成。在轉軸兩尾端正交布置了兩個電渦流傳感器，用來測得轉軸尾端水平和垂直方向的振動位移；在壓氣機端開了鍵相槽，用來測得轉軸轉速及相位數據。

1.2 試驗測試方案

為測量氣體軸承—轉子系統升速過程中的振動特性，在壓氣機和渦輪端部均布置了水平和垂直方向的電渦流振動位移信號傳感器，另外在壓氣機端部布置了轉速信號傳感器。

為了研究軸承供氣壓力對轉子系統振動特性的影響，進行了兩組試驗，見表1。

表1 兩組試驗的試驗方案

(1)第一組試驗保持升速過程中兩端軸承供氣壓力穩定在0.66 MPa，不接入負載進行發電；

(2)保證和第一組試驗其他條件相同的情況下，在轉速為34 000 r/min時將兩端軸承供氣壓力提高到0.80 MPa。

2 試驗結果及分析

2.1 試驗1的氣膜振蕩特性

升速過程中，保持軸承供氣壓力為0.66 MPa不變，進行第一組試驗。圖4是試驗1升速過程中的時間三維譜圖，圖中橫坐標為頻率，縱坐標為時間，圖譜顏色的深淺表示各頻率幅值的大小，顏色越亮表示幅值越大。如圖可得，在轉速33 320 r/min～39 933 r/min區間時出現了139.42 Hz～149.04 Hz的氣膜振蕩。整個氣膜振蕩過程的分岔圖和典型的軸心軌跡如圖5所示。轉速33 320 r/min為分岔圖形的幅值邊界急劇擴大的起點，該轉速后的軸心軌跡為多周期，轉速34 597 r/min（周期四）和轉速38 225 r/ min時的軌跡為期末振動的典型的軸心軌跡。轉子在轉速33 320 r/min以后呈現了多周期混沌現象，分岔圖形幅值邊界急劇增大，這是由于氣膜振蕩和系統固有頻率耦合共振使得低頻幅值由8.911 μm（轉速33 320 r/min）急劇增大到108.850 μm（轉速34 478r/min）導致的。轉速達到34 478 r/min之后，混沌運動明顯處于一個界限之內，這表明了混沌自有的有界特性。所以，根據工程判別準則[6]，即使系統出現了氣膜振蕩，產生混沌行為，依然可以利用混沌的有界特性，將最大的振動幅值界限控制在軸承的最大安全界限（該界限由軸承間隙確定）內，則轉子系統可以繼續穩定運行而不必停車。

圖4 試驗1升速過程的時間三維譜圖

2.2 試驗2的氣膜振蕩特性

由上一小節可以知道，只要控制混沌幅值邊界在最大安全界限之內，轉子系統就能夠繼續安全運行。因而，為了控制氣膜振蕩混沌幅值邊界的發展，根據楊金福流固耦合調頻原理[6]，氣膜振蕩產生后，基于試驗1，在轉速為34 000 r/min時，將軸承供氣壓力提高到0.80 MPa，進行第二組試驗。由圖6中1區域可得，在轉速為32 578 r/min時出現氣膜振蕩現象（低頻為139.42 Hz），由于在轉速為34 000 r/min時，軸承供氣壓力由0.66 MPa提高到0.80 MPa，所以1區域的氣膜振蕩在轉速為34 871 r/min時消失（低頻為149.04 Hz）；隨著轉速的升高，在轉速到達35 778 r/min～39 933 r/min區域（2區域）重新產生了低頻為149.04 Hz的氣膜鎖頻振蕩現象。

1區域的氣膜振蕩到2區域的氣膜振蕩的分岔發展過程如圖7所示，1區域氣膜振蕩的起始點為圖32578r/min，典型的軸心軌跡出現在34196r/min時（周期四）；2區域氣膜振蕩的典型軸心軌跡出現在35 690 r/min（周期四）。

圖5 試驗1氣膜振蕩過程的分岔圖及典型軸心軌跡

圖6 試驗2升速過程的時間三維譜圖(見圖4說明)

圖7 試驗2氣膜振蕩過程的分岔圖及典型軸心軌跡

2.3 試驗1和試驗2對比分析

對比圖7和圖5可得，由于在轉速34 000 r/min時提高了軸承供氣壓力，使得試驗2中1區域氣膜振蕩混沌邊界的發展從轉速34 196 r/min開始受到抑制，使得氣膜振蕩混沌邊界逐漸收斂，最后退出氣膜振蕩多周期混沌狀態，呈現準周期一狀態（如圖7中34 871 r/min時軸心軌跡所示）。這是由于在轉速34 000 r/min時，軸承供氣壓力由0.66 MPa提高到0.80 MPa，試驗2的氣膜振蕩低頻幅值由37.368 μm（轉速為34 196 r/min時）降為1.600 μm（轉速為34 855 r/min時）導致的（如圖8所示）。

之后，隨著轉速的升高，在轉速35 778 r/min～39 933 r/min區域（試驗2中氣膜振蕩2區域）產生了第二次氣膜振蕩的混沌行為，但是混沌的幅值邊界（最大幅值小于40 μm）相對于試驗1的混沌的幅值邊界（最大幅值大于100 μm）小很多。這是由于，如圖8所示，試驗2過程中，在轉速為34 000 r/min時軸承供氣壓力提高到了0.80 MPa，從而抑制了試驗2中2區域的氣膜振蕩的低頻幅值，使得試驗2的氣膜振蕩低頻最大值為37.368 μm，遠小于試驗1的氣膜振蕩低頻幅值106.027 μm（轉速399 933 r/min時）導致的。

圖8 試驗1和試驗2中氣膜振蕩低頻幅值隨工頻變化曲線

這表明氣膜振蕩發生后，軸承供氣壓力的提高能夠抑制甚至消除氣膜振蕩的發展，并且對整個氣膜振蕩過程的低頻幅值有明顯抑制作用，從而有效地控制混沌的幅值邊界，最終達到使轉子系統穩定運行的目的。

3 結語

（1）在轉速33 300 r/min左右，轉子系統出現氣膜振蕩現象，并且隨著轉速的增加，由于氣膜振蕩與固有頻率耦合共振導致了振蕩低頻幅值的急劇增到，從而引起了氣膜振蕩區域分岔圖形的幅值邊界急劇增大；

（2）對比試驗2和試驗1得出，由于在轉速34 000 r/min將軸承供氣壓力提高到0.80 MPa，從而使得試驗2中1區域的氣膜振蕩混沌幅值邊界收斂，轉子系統從多周期混沌狀態退出，呈現為周期一狀態，并且在相同轉速下，試驗2中2區域的低頻振蕩幅值遠小于試驗1中的低頻振蕩幅值；

（3）氣膜振蕩發生后，軸承供氣壓力的提高能夠抑制甚至消除氣膜振蕩的發展，從而有效地控制了混沌的幅值邊界，達到提高轉子系統運行的穩定性的目的。

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Experimental Investigation on the Influence of Bearing Supply Pressure on Gas Whip of the Rotor-Bearing Systems of High Speed Turbines

ZHANG Jian-bo1,FU Zhong-guang1,YANG Jin-fu2,HAN Dong-jiang2
（1.School of Energy,Power and Mechanical Engineering,North China Electric Power University,Beijing 102206,China; 2.Institute of Engineering Thermo Physics,ChineseAcademy of Sciences,Beijing 100190,China)

Microturbomachinery(MTM)with gas bearings has the advantages of compact structures,high power density,high speed,low power consumption of bearings,etc.However,gas bearings have the disadvantages of low damping, low load-carrying capacity and poor stability in high speed operation due to the inherently small gas viscosity.Based on the high-speed turbine rotor system supported by gas bearings,experimental investigation of the influence of supply pressure on the gas whip of the rotor system was carried out.The results show that the gas whip can be suppressed and eliminated by increasing the bearing supply pressure.Thus,the amplitude boundary of chaotic motion can be controlled and the stability of the rotor-bearing system can be improved.

vibration and wave;high-speed turbine rotor system;control of gas whip;stability;bearing supply pressure

TH133.3

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.03.042

1006-1355(2015)03-0195-05

2014－12－15

國家科技支撐項目(2012BAA11B02)；中央高校基本科研業務費專項資金資助（13XS10）

張建波（1990－)，男，碩士，江西上饒人，研究方向為氣體軸承支承的軸承轉子穩定性試驗研究。E-mail:zhangjian1990bo@163.com