橢圓軸承-轉(zhuǎn)子耦合系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性研究

李　強(qiáng), 馬　龍, 許偉偉, 鄭水英

(1.中國(guó)石油大學(xué)(華東) 化學(xué)工程學(xué)院，山東　青島　266580; 2. 中國(guó)石油大學(xué)(華東) 儲(chǔ)運(yùn)與建筑工程學(xué)院，山東　青島　266580; 3. 浙江大學(xué) 化工機(jī)械研究所，杭州　310027)

橢圓軸承-轉(zhuǎn)子耦合系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性研究

李強(qiáng)1, 馬龍1, 許偉偉2, 鄭水英3

(1.中國(guó)石油大學(xué)(華東) 化學(xué)工程學(xué)院，山東青島266580; 2. 中國(guó)石油大學(xué)(華東) 儲(chǔ)運(yùn)與建筑工程學(xué)院，山東青島266580; 3. 浙江大學(xué) 化工機(jī)械研究所，杭州310027)

為研究橢圓軸承的潤(rùn)滑特性及轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的非線性動(dòng)力學(xué)特性，采用適用于橢圓軸承的變流域動(dòng)網(wǎng)格方法實(shí)現(xiàn)了潤(rùn)滑流場(chǎng)的非穩(wěn)態(tài)計(jì)算，通過在潤(rùn)滑流場(chǎng)與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)間進(jìn)行數(shù)據(jù)傳遞，形成了橢圓軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)與轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)之間的弱耦合計(jì)算。從滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)內(nèi)部分析了圓柱和橢圓軸承的瞬態(tài)工作過程，比較了上軸瓦的油膜壓力分布及承載力的變化情況。分別就軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)、轉(zhuǎn)速和不平衡量對(duì)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)工作特性的影響展開討論，數(shù)值計(jì)算表明，橢圓軸承在x,y方向的支撐剛度不一樣，對(duì)穩(wěn)定性起主要作用為頂隙；軸頸的渦動(dòng)中心不僅決定于轉(zhuǎn)速，而且隨動(dòng)載荷的變化而變化，隨著不平衡量的增加，渦動(dòng)中心逐漸向坐標(biāo)原點(diǎn)靠近，使轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)穩(wěn)定裕度降低。該方法為橢圓軸承動(dòng)力特性及轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)穩(wěn)定性的研究提供了理論支持。

橢圓軸承；計(jì)算流體力學(xué)(CFD)；轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)；動(dòng)網(wǎng)格；穩(wěn)定性

大型旋轉(zhuǎn)機(jī)械是國(guó)家基礎(chǔ)設(shè)施和基礎(chǔ)工業(yè)中最關(guān)鍵、最核心的設(shè)備之一，在國(guó)民經(jīng)濟(jì)領(lǐng)域中起著重要的作用。而由于橢圓軸承具有承載能力大、功耗小、耐沖擊、抗振性能好、運(yùn)轉(zhuǎn)精度高等優(yōu)點(diǎn)，在大型高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械中得到廣泛應(yīng)用，其性能的好壞直接影響到整個(gè)機(jī)組的工作精度、壽命、可靠性和其他諸多技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)。因此對(duì)潤(rùn)滑理論及滑動(dòng)軸承的研究一直受到人們的高度重視[1-2]。

由于轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)是一個(gè)強(qiáng)非線性系統(tǒng)，影響其穩(wěn)定性的非線性因素很多，而由非線性油膜力引起的自激振蕩，從而引起的失穩(wěn)現(xiàn)象最多，因此為了研究轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性問題，須將轉(zhuǎn)子和軸承油膜力結(jié)合起來研究，以揭示軸承動(dòng)力特性與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)之間的內(nèi)在聯(lián)系。目前普遍采用的非線性油膜力計(jì)算方法主要基于雷諾方程[3-6]，近年來，隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的迅速發(fā)展，開始通過CFD方法直接求解Navier-Stokes(N-S)方程來研究復(fù)雜軸承模型的三維潤(rùn)滑流場(chǎng)。Panday等[7]利用FLUENT軟件研究了滑動(dòng)軸承的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)行為，并計(jì)算了不同長(zhǎng)徑比下滑動(dòng)軸承的承載力、摩擦力等；Lin等[8]利用CFD和FSI方法對(duì)實(shí)際軸承模型進(jìn)行了計(jì)算，考慮了熱效應(yīng)和空穴的影響，結(jié)果與已有實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比；Zhang等[9]基于CFD技術(shù)提出了一種計(jì)算水潤(rùn)滑軸承剛度系數(shù)的方法，并討論了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下，剛度系數(shù)與承載力的關(guān)系；Meng等[10]利用CFD技術(shù)研究了復(fù)合溝槽對(duì)滑動(dòng)軸承摩擦性能的影響，并與簡(jiǎn)單溝槽結(jié)構(gòu)的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比。但目前采用CFD方法對(duì)滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)所作的數(shù)值分析都是以小擾動(dòng)或簡(jiǎn)單結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，若對(duì)渦動(dòng)軌跡或軸承結(jié)構(gòu)稍作變化則無法分析。

為了研究橢圓軸承的潤(rùn)滑特性，同時(shí)對(duì)實(shí)際轉(zhuǎn)子-橢圓軸承系統(tǒng)進(jìn)行非線性動(dòng)力學(xué)分析，本文基于全新的變流域動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)，提出一種橢圓軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)與轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)之間的弱耦合計(jì)算方法，從而分析橢圓軸承瞬態(tài)流場(chǎng)與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性之間的內(nèi)在關(guān)系。為旋轉(zhuǎn)機(jī)械轉(zhuǎn)子-軸承耦合系統(tǒng)的非線性動(dòng)力學(xué)分析和設(shè)計(jì)提供必要的理論基礎(chǔ)。

1控制方程

滑動(dòng)軸承中潤(rùn)滑流場(chǎng)可以用以下控制方程來描述。

1.1質(zhì)量守恒方程

(1)

式中：ρm為氣液兩相的混合密度,vm為速度矢量。

1.2動(dòng)量守恒方程

-p+[μm(vm+

ρmg+F+

(2)

式中：p為流體微元體上的壓力,ρmg為重力，F(xiàn)受到的外部體積力(如場(chǎng)力),μm為混合相的動(dòng)力黏度,vdr,k為第二相k的滑移速度。

1.3組分質(zhì)量守恒方程

(3)

2計(jì)算模型與邊界條件

2.1計(jì)算模型與網(wǎng)格劃分

轉(zhuǎn)子系統(tǒng)采用單跨轉(zhuǎn)子進(jìn)行分析，計(jì)算模型如圖1所示，Ob為滑動(dòng)軸承的中心；Oj為軸的中心，軸心坐標(biāo)為(x，y)；Fx、Fy分別為油膜力在x，y方向的分力；Mg為一個(gè)軸承所承受的轉(zhuǎn)子的重量，取試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的重量17.527 kg，；ω為轉(zhuǎn)子角速度。則這時(shí)軸心的運(yùn)動(dòng)方程為：

(4)

圖1　轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)簡(jiǎn)圖Fig.1 A schematic diagram of rotor-bearing system

本文選取了比較常用的帶雙油槽橢圓軸承作為分析對(duì)象，圖2為橢圓軸承截面圖(為了描述清楚，圖中的橢圓度和軸承間隙被夸大了)。軸承直徑D=32 mm，長(zhǎng)徑比L/D取為0.5軸頸半徑間隙c=0.032 mm，油槽包角θ=30°，潤(rùn)滑油密度ρl=850 kg/m3，動(dòng)力黏度為μ=1.25×10-2Ns/m2，不考慮黏溫效應(yīng)；氣態(tài)潤(rùn)滑油參數(shù)取空氣參數(shù)，流體流動(dòng)狀態(tài)為層流[11]。

圖2　橢圓軸承模型截面圖Fig.2 Schematic of elliptical bearing

滑動(dòng)軸承的網(wǎng)格模型是基于FLUENT前處理軟件Gambit生成的，為保證計(jì)算結(jié)果精度，對(duì)影響比較大的間隙處網(wǎng)格進(jìn)行了加密，并對(duì)模型進(jìn)行了網(wǎng)格無關(guān)性檢查。同時(shí)考慮計(jì)算時(shí)間和網(wǎng)格長(zhǎng)寬比的要求，選用油膜間隙徑向6層網(wǎng)格，軸向和周向網(wǎng)格密度為0.2[12]。

2.2數(shù)值計(jì)算方法與邊界條件

采用有限體積法離散控制方程，連續(xù)方程、動(dòng)量方程和能量方程采用一階迎風(fēng)格式，壓力差值格式采用Linear差值，壓力速度耦合在穩(wěn)態(tài)計(jì)算中采用SIMPLEC算法，在非穩(wěn)態(tài)計(jì)算中為了提高計(jì)算穩(wěn)定性采用PISO算法[13]。

邊界條件的準(zhǔn)確與否在流體計(jì)算中起決定性作用，計(jì)算域的進(jìn)口在兩邊進(jìn)油口位置，給定進(jìn)口總壓力；計(jì)算域的出口在軸承兩端，設(shè)定為壓力出口，出口位置的壓力為大氣壓；里面軸頸面設(shè)為旋轉(zhuǎn)面，穩(wěn)態(tài)計(jì)算時(shí)直接指定旋轉(zhuǎn)速度，動(dòng)態(tài)計(jì)算時(shí)通過UDF指定旋轉(zhuǎn)速度；固壁邊界條件包括除進(jìn)出口和旋轉(zhuǎn)面以外的所有流固接觸面，其邊界設(shè)置為無滑移條件，近壁面應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)。

3流固耦合計(jì)算

3.1變流域動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)

滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)在三個(gè)空間尺度上的尺寸大小非常不均勻，如果采用FLUENT自帶的三種動(dòng)網(wǎng)格更新方法，無法實(shí)現(xiàn)3D瞬態(tài)流場(chǎng)的準(zhǔn)確計(jì)算。為了避免出現(xiàn)網(wǎng)格畸變，節(jié)約計(jì)算時(shí)間和提高計(jì)算的準(zhǔn)確性，橢圓軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，在結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的基礎(chǔ)上，本文提出一種適用于橢圓軸承瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算的變流域動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)。首先，選用六面體單元的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格(如圖3(a)所示)，從圖中可知，所有節(jié)點(diǎn)都是按一定規(guī)則排列的，因此所有節(jié)點(diǎn)的坐標(biāo)都可以通過計(jì)算得到。當(dāng)軸頸移動(dòng)時(shí)，流域中的節(jié)點(diǎn)也按照一定規(guī)律移動(dòng)，因此，可以通過編寫程序計(jì)算出節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)的變化值，該程序通過UDF接口載入FLUENT中，并通過自編程序?qū)⒐?jié)點(diǎn)移至新的位置，每完成一個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)的計(jì)算，就對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行一次更新。圖3(b)給出了橢圓軸承結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格移動(dòng)圖，從圖中可以看出，通過該動(dòng)網(wǎng)格方法移動(dòng)后的網(wǎng)格即使在很大的軸頸偏心下依然能保證良好的光滑性和規(guī)整性，而且不容易出現(xiàn)負(fù)體積，這就為橢圓軸承的瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算提供了良好的保證。

圖3　橢圓軸承油膜流場(chǎng)網(wǎng)格Fig.3 Mesh of oil film in elliptical bearing

3.2弱耦合計(jì)算方法

基于適用于橢圓軸承的變流域動(dòng)網(wǎng)格方法實(shí)現(xiàn)橢圓軸承的三維非定常流場(chǎng)計(jì)算，在已經(jīng)相當(dāng)成熟的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)固體力學(xué)計(jì)算的基礎(chǔ)上[14]，通過中間程序交換固體域和流體域的計(jì)算結(jié)果數(shù)據(jù)，從而實(shí)現(xiàn)滑動(dòng)軸承和轉(zhuǎn)子之間的流固耦合計(jì)算，計(jì)算流程如圖4所示。首先利用FLUENT對(duì)橢圓軸承的潤(rùn)滑流場(chǎng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算，消除初始值對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響，然后將穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)果作為初始條件開始瞬態(tài)計(jì)算。流固耦合計(jì)算要求流場(chǎng)計(jì)算的時(shí)間步長(zhǎng)必須與固體分析的計(jì)算步長(zhǎng)一致。通過流體域的計(jì)算，可以得到橢圓軸承的壓力分布，對(duì)壓力進(jìn)行積分并將得到的結(jié)果(非線性油膜力)作為載荷邊界作用于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中的相應(yīng)節(jié)點(diǎn)上；計(jì)算得到油膜及軸頸節(jié)點(diǎn)處偏移量后將數(shù)據(jù)傳遞到流場(chǎng)模型中，而FLUENT通過UDF確定軸心的最新位置并更新網(wǎng)格坐標(biāo)，然后進(jìn)入下一個(gè)時(shí)間步的計(jì)算，依次循環(huán)更新直至穩(wěn)定。

圖4　流固耦合程序圖Fig.4 Coupling procedure of fluid and structure

上述耦合方法屬于典型的弱耦合方法，即分別考慮流體和固體方程的求解，在交界面處進(jìn)行流體域和固體域的數(shù)據(jù)傳遞，并將傳遞后的數(shù)據(jù)分別作為兩個(gè)域的邊界條件，這種方法的好處在于耦合過程可控且可以最大程度地利用現(xiàn)有成熟的流體動(dòng)力學(xué)計(jì)算軟件，而無需改寫[15]。

4橢圓軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)分析

一般認(rèn)為，橢圓軸承比圓柱軸承的穩(wěn)定性更好，而通常的解釋是因?yàn)闄E圓軸承相當(dāng)于有一個(gè)預(yù)載荷，但其它原因就不甚清楚，為了從潤(rùn)滑流場(chǎng)內(nèi)部分析橢圓軸承的穩(wěn)定性機(jī)理，本節(jié)研究了當(dāng)軸頸上移過程中橢圓軸承和圓柱軸承油膜流場(chǎng)的變化情況。圖5為軸頸向上運(yùn)動(dòng)過程中，圓柱軸承和橢圓軸承上軸瓦受力情況，從圖中可知，當(dāng)軸頸向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，橢圓軸承的上軸瓦所承受的載荷較大，作用明顯，而圓柱軸承的上軸瓦所承受的載荷較小，幾乎處于卸載狀態(tài)，因此橢圓軸承的穩(wěn)定性更好一些。

圖5　軸頸上移時(shí)上軸瓦油膜力變化情況Fig.5 Diagram of oil film force at different journal position

圖6給出了當(dāng)軸頸運(yùn)動(dòng)到軸承中心位置以上時(shí)軸瓦所受的油膜壓力云圖和氣相圖。從圖中可知，橢圓軸承在工作中實(shí)際上形成了多個(gè)收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)，在軸頸上移時(shí)，上軸瓦很明顯的形成了收斂油楔，能有效的抑制軸頸的渦動(dòng)，而圓柱軸承的上半瓦依然是發(fā)散油楔，大部分被空穴覆蓋，即軸頸向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，上軸瓦幾乎不起作用。

圖6　軸頸上移至y=2.11 μm時(shí)上軸瓦油膜壓力和氣相分布Fig.6 Pressure distribution and vapor-phase distribution of upper bearing during journal at y=2.11 μm

5轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性分析

5.1軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響

對(duì)于橢圓軸承支撐的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，其動(dòng)特性隨著軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化而變化，因此在軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)要充分考慮軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響。主要結(jié)構(gòu)參數(shù)包括軸承寬度、頂間隙、側(cè)間隙等，其中軸承寬度對(duì)穩(wěn)定性的影響已有很多文獻(xiàn)研究過[14,16-17]，而且針對(duì)圓柱軸承得出的結(jié)論同樣適合于橢圓軸承，所以本節(jié)主要討論橢圓軸承所特有的頂間隙和側(cè)間隙的影響。

當(dāng)軸頸質(zhì)量取為17.527 kg，轉(zhuǎn)速為1 000 rad/s，軸承的寬度L=R=16 mm，得到的軸心軌跡隨頂隙和側(cè)隙的變化情況如圖7所示。

圖7　油膜間隙對(duì)橢圓軸承軸心軌跡的影響Fig.7 The effect of oil clearance on the axis orbit of elliptical bearing

由圖7可知，當(dāng)頂間隙不變，隨著側(cè)間隙增大，橢圓度隨之增大，橢圓軸承的靜平衡位置呈近似線性下沉，但主要以垂直方向位移為主，水平方向位移比較小。當(dāng)側(cè)間隙不變，隨著頂間隙的增大，橢圓度隨之減小，橢圓軸承的靜平衡位置緩慢上浮，以水平方向位移為主。因此，側(cè)隙對(duì)軸承穩(wěn)定性的影響沒有頂隙大，當(dāng)側(cè)隙不變，增大頂隙時(shí)，會(huì)明顯降低軸承的穩(wěn)定性，這是因?yàn)轫斚哆h(yuǎn)小于側(cè)隙，所以頂隙方向的剛度對(duì)穩(wěn)定性的作用更明顯。

5.2轉(zhuǎn)速的影響

轉(zhuǎn)速對(duì)軸心軌跡的影響最為敏感，不同轉(zhuǎn)速下軸心軌跡可能收斂也可能發(fā)散。取軸承參數(shù)為L(zhǎng)=R，頂間隙取為0.002×R，其他參數(shù)不變，轉(zhuǎn)速作為唯一變量，得到的軸心軌跡和y向振動(dòng)頻譜隨轉(zhuǎn)速的變化過程，如圖8～9所示。從圖中可以看出，在一階臨界轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，隨著轉(zhuǎn)速的上升，軸心軌跡不斷增大，軸頸渦動(dòng)中心也隨轉(zhuǎn)速向坐標(biāo)原點(diǎn)位置移動(dòng)，但垂直方向位移不明顯，因?yàn)闄E圓軸承水平方向支撐剛度比較小，所以渦動(dòng)中心在水平方向變化更明顯。當(dāng)轉(zhuǎn)速超過一階臨界轉(zhuǎn)速后，由于軸頸振動(dòng)的減小使軸心軌跡減小，但隨著轉(zhuǎn)速的升高，軸心軌跡又逐漸變大，這時(shí)振動(dòng)頻率以工頻為主。表1給出了隨轉(zhuǎn)速變化，軸心軌跡的渦動(dòng)中心變化情況，可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的升高，軸心軌跡以水平方向位移為主向中心位置移動(dòng)，而軸心軌跡的峰峰值經(jīng)歷了從小到大，然后變小，再到大的變化過程。而且橢圓軸承的軸心軌跡為橢圓形狀，且水平方向的的峰峰值要比垂直方向的峰峰值大很多，說明橢圓軸承在x、y方向的支撐剛度不一樣，對(duì)穩(wěn)定性起主要作用為頂隙。另外，對(duì)于同樣的工況、同樣的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，當(dāng)圓柱軸承支撐時(shí)，轉(zhuǎn)速為600 rad/s時(shí)油膜已經(jīng)失穩(wěn)[18]，發(fā)生油膜振蕩，但改用橢圓軸承后，油膜振蕩自動(dòng)消失，穩(wěn)定轉(zhuǎn)速被大大的提高，因此橢圓軸承能極大的改善轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的性能。

圖8　不同旋轉(zhuǎn)速度下軸心軌跡圖Fig.8 Journal orbits for different rotation speed

圖9　不同旋轉(zhuǎn)速度下振動(dòng)頻譜圖Fig.9 Vibration spectrogram for different rotation speed

5.3不平衡量的影響

同樣取軸承參數(shù)為L(zhǎng)=R，頂間隙取為0.002×R，其他參數(shù)不變，不平衡量作為唯一變量，圖10和表2給出了隨著不平衡量的變化，橢圓軸承軸心軌跡和渦動(dòng)中心的變化過程，從圖中可以發(fā)現(xiàn)，隨著不平衡量的逐漸增加，橢圓軸承中軸頸振幅增大，渦動(dòng)軌跡逐漸上浮，向坐標(biāo)原點(diǎn)靠近，即軸頸的渦動(dòng)中心會(huì)隨著動(dòng)載荷的變化而變化，動(dòng)載荷越大，渦動(dòng)中心的變化越大，而軸頸的渦動(dòng)中心越靠近坐標(biāo)原點(diǎn)，系統(tǒng)穩(wěn)定裕度越小，當(dāng)受到干擾時(shí)，越容易失穩(wěn)。另外，受橢圓軸承軸瓦分布限制，不平衡量越大，軸心軌跡的形狀與間隙圓越像。由表可知，受軸承結(jié)構(gòu)影響，橢圓軸承水平方向的峰峰值要比豎直方向峰峰值大很多，隨著不平衡量的變化，渦動(dòng)中心在水平方向變化更明顯，當(dāng)轉(zhuǎn)子不平衡量很小時(shí)，振動(dòng)幅值變化不大，但當(dāng)轉(zhuǎn)子不平衡量較大時(shí)，渦動(dòng)軌跡的峰峰值隨著不平衡量的變化而激增，渦動(dòng)中心變化也比較明顯。

表1　渦動(dòng)中心隨轉(zhuǎn)速的變化

圖10　橢圓軸承軸心軌跡隨不平衡量的變化過程Fig.10 Journal orbits under different unbalance value

不平衡量/(kg·m)5E-0051E-0045E-0047E-0041E-003x0/μm15.7615.6612.228.986.41y0/μm-3.30-3.33-3.60-3.97-1.93峰峰值/μm2.424.9927.4038.1055.79

6結(jié)論

(1) 提出了一種基于CFD技術(shù)的橢圓軸承非穩(wěn)態(tài)潤(rùn)滑流場(chǎng)及轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)耦合動(dòng)特性計(jì)算方法。

(2) 從滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑流場(chǎng)內(nèi)部分析了滑動(dòng)軸承的瞬態(tài)工作過程，發(fā)現(xiàn)在軸頸上移的過程中，橢圓軸承的上軸瓦很明顯的形成了收斂油楔，上軸瓦的油膜力增大明顯，能有效的抑制軸頸的渦動(dòng)，但圓柱軸承的上軸瓦大部分仍然被空穴所覆蓋，處于卸載狀態(tài)，橢圓軸承的穩(wěn)定性優(yōu)于圓柱軸承。

(3) 橢圓軸承的動(dòng)特性對(duì)頂間隙的變化比對(duì)側(cè)間隙的變化敏感，隨著頂間隙的減小，橢圓軸承穩(wěn)定裕度提高。

(4) 通過流固耦合計(jì)算出的軸心軌跡研究了不同轉(zhuǎn)速和不平衡量對(duì)橢圓軸承穩(wěn)定性的影響，發(fā)現(xiàn)軸頸渦動(dòng)中心不僅決定于轉(zhuǎn)速和靜載荷，而且與動(dòng)載荷有關(guān)；隨著不平衡量的增大，渦動(dòng)幅值增加，軸頸渦動(dòng)中心逐漸向軸承中心移動(dòng)，不利于轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

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Dynamic characteristics analysis of an elliptical bearing-rotor coupled system

LI Qiang1, MA Long1, XU Wei-wei2, ZHENG Shui-ying3

(1. College of Chemical Engineering, China University of Petroleum, Qingdao 266580, China;2. College of Transport & Storage and Civil Engineering, China University of Petroleum, Qingdao 266580, China;3. Institute of Chemical Machinery, Zhejiang University, Hangzhou 310027, China)

In order to study lubrication characteristics of an elliptical bearing and the nonlinear dynamic behaviors of a rotor-bearing system, an unsteady flow field was calculated by employing a new dynamic mesh approach based on structured grid. A weak-coupling calculation between oil film in a journal bearing and rotor dynamic behaviors was realized by transferring data between two domains. An analysis was performed to study the transient operation process of journal bearings with different structures using their inner lubrication flow field. Through discussion and calculation for influences of rotating speed, amount of unbalance and structural parameters on the bearing-rotor system’s working performance, it was shown that the effects of the tip clearance on the stability is larger than those of the side clearance; the whirling center of the journal is related to not only rotating speed but also dynamic load; with increase in amount of unbalance, the whirling center is close to the coordinate origin to cause a decrease in the stability margin. The results provided a theoretical basis for studying dynamic characteristics of elliptical bearings and stability of a rotor-bearing system.

elliptical bearing; computational fluid dynamics (CFD); rotor-bearing system; dynamic mesh; stability

10.13465/j.cnki.jvs.2016.11.027

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51275452;51506225)；山東省優(yōu)秀中青年科學(xué)家科研獎(jiǎng)勵(lì)基金項(xiàng)目(BS2014ZZ014)；中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)(15CX02027A);青島市自主創(chuàng)新計(jì)劃(15-9-1-38-jch)

2015-06-16修改稿收到日期：2015-12-05

李強(qiáng) 男，博士，講師，1984年生

TH133

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