旋转机械转子轴承系统的稳定性
工业汽轮机径向轴承设计及稳定性
工业汽轮机径向轴承设计及稳定性1. 引言1.1 工业汽轮机径向轴承设计及稳定性研究背景工业汽轮机是现代工业中常见的能源转换设备，广泛应用于发电、石油化工、航空航天等领域。
汽轮机的径向轴承设计及稳定性直接影响着整个系统的运行效率和安全性。
随着工业汽轮机功率的不断增加和工作条件的复杂化，对径向轴承设计的要求越来越高。
传统的径向轴承设计在面对高速、高负荷、高温等极端工况时存在着一些问题，如摩擦损耗大、耐久性差、稳定性差等。
研究工业汽轮机径向轴承设计及稳定性已成为学术界和工业界关注的热点。
通过对轴承材料、结构、润滑方式等方面进行深入研究，可以提高轴承的承载能力、降低摩擦损耗、延长使用寿命，从而改善整个系统的性能和稳定性。
对工业汽轮机径向轴承设计及稳定性的研究背景分析和现状探讨，不仅有助于指导实际工程中的设计与改进，还可以为未来的研究提供重要的参考和启示。
通过持续深入的研究，可以不断优化工业汽轮机径向轴承设计，推动工业汽轮机技术的进步和发展。
1.2 工业汽轮机径向轴承设计及稳定性研究意义工业汽轮机径向轴承设计及稳定性研究具有重要的意义。
工业汽轮机是现代工业生产中常见的重要设备，其性能和稳定性对整个生产过程起着至关重要的作用。
而径向轴承作为支撑和限位转子旋转定位的重要元件，其设计及稳定性直接影响到整机的运行效率和安全性。
通过对工业汽轮机径向轴承设计及稳定性进行深入研究，可以提高汽轮机的运行效率，延长设备寿命，提高生产效率和节约能源资源，从而促进工业生产的发展。
随着技术的不断进步和工业化进程的加快，对工业汽轮机径向轴承设计及稳定性的需求也在不断增加，研究该领域有助于解决目前工业生产中存在的问题，推动相关技术的发展和完善。
工业汽轮机径向轴承设计及稳定性研究具有重要的意义和实际应用价值。
1.3 工业汽轮机径向轴承设计及稳定性研究现状目前，工业汽轮机径向轴承设计及稳定性已成为研究领域中的热点问题。
随着工业技术的不断进步和汽轮机的广泛应用，人们对汽轮机轴承设计及稳定性的要求也越来越高。
旋转机械振动的基本特性 (DEMO)
旋转机械振动的基本特性一、转子的振动基本特性大多数情况下，旋转机械的转子轴心线是水平的，转子的两个支承点在同一水平线上。
设转子上的圆盘位于转子两支点的中央，当转子静止时．由于圆盘的重量使转子轴弯曲变形产生静挠度，即静变形。
此时，由于静变形较小，对转子运动的影响不显著，可以忽略不计，即认为圆盘的几何中心O′与轴线AB上O点相重合，如图7—l所示。
转子开始转动后，由于离心力的作用，转子产生动挠度。
此时，转子有两种运动：一种是转子的自身转，即圆盘绕其轴线AO′B的转动；另一种是弓形转动，即弯曲的轴心线AO′B与轴承联线AOB组成的平面绕AB轴线的转动。
转子的涡动方向与转子的转动角速度ω同向时，称为正进动；与ω反方向时，称为反进动。
二、临界转速及其影响因素随着机器转动速度的逐步提高，在大量生产实践中人们觉察到，当转子转速达到某一数值后，振动就大得使机组无法继续工作，似乎有一道不可逾越的速度屏障，即所谓临界转速。
Jeffcott用—个对称的单转子模型在理论上分析了这一现象，证明只要在振幅还未上升到危险程度时，迅速提高转速，越过临界转速点后，转子振幅会降下来。
换句话说，转子在高速区存在着一个稳定的、振幅较小的、可以工作的区域。
从此，旋转机械的设计、运行进入了一个新时期，效率高、重量轻的高速转子日益普遍。
需要说明的是，从严格意义上讲，临界转速的值并不等于转子的固有频率，而且在临界转速时发生的剧烈振动与共振是不同的物理现象。
在正常运转的情况下：(1)ω＜n ω时，振幅A＞0,O′点和质心G 点在O 点的同一侧，如图7—3(a)所示；(2)ω＞n ω时，A＜0，但A＞e，G 在O 和O′点之间，如图7—3(c)所示；当ω≥n ω时，A e -≈或O O′≈-O′G，圆盘的质心G 近似地落在固定点O,振动小。
转动反而比较平稳。
这种情况称为“自动对心”。
(3)当ω＝n ω时，A ∞→，是共振情况。
实际上由于存在阻尼，振幅A 不是无穷大而是较大的有限值，转轴的振动非常剧烈，以致有可能断裂。
转子动力学
转子动力学是固体力学的一个分支。
本文主要研究转子支承系统在旋转状态下的振动，平衡和稳定性，特别是在接近或超过临界转速的情况下转子的横向振动。
转子是涡轮机，电动机和其他旋转机械的主要旋转部件。
200多年来，工程和科学界一直关注转子振动。
w.j.m. 1869年英格兰的兰金（Rankin）和1889年法国的拉瓦尔（c.g.p.de Laval）对挠性轴的测试是研究此问题的先驱。
随着现代工业的发展，高速细长转子逐渐出现。
由于它们通常在柔性状态下工作，因此它们的振动和稳定性变得越来越重要。
转子动力学的主要研究内容如下：①临界速度由于制造误差，转子每个微小部分的质心与旋转轴略有偏离。
当转子旋转时，由上述偏差引起的离心力将使转子产生横向振动。
在某些速度（称为临界速度）下，这种振动似乎非常强烈。
为了确保机器不会在工作速度范围内产生共振，临界速度应适当偏离工作速度，例如大于10％。
临界速度与转子的弹性和质量分布有关。
对于具有有限集总质量的离散旋转系统，临界速度的数量等于集总质量的数量；对于具有连续质量分布的弹性旋转系统，临界速度是无限的。
传递矩阵法是计算大型转子支撑系统临界转速的最常用数值方法。
要点是：首先，将转子分成几个部分，每个部分左右两端的四个部分参数（挠度，挠度角，弯矩和剪切力）之间的关系可以通过传递来描述。
该部分的矩阵。
以此方式，可以获得系统的左端和右端的横截面参数之间的总传递矩阵。
然后，根据边界条件和自然振动中非零解的条件，通过试错法求出各阶的临界速度，得到相应的振动模式。
②通过临界速度的状态通常，转子以可变速度通过临界速度，因此通过临界速度的状态是不稳定的。
与以临界速度旋转时的静止状态不同，有两个方面：一是振幅的最大值小于静止状态的振幅，速度越大，振幅的最大值越小。
另一个是振幅的最大值不会在像静止状态那样的临界速度下出现。
在不稳定状态下，频率转换干扰力作用在转子上，这使分析变得困难。
为了解决这种问题，在数值计算或非线性振动理论中必须使用渐近法或级数展开法。
大型离心压缩机组转子稳定性分析设计技术研究
大型离心压缩机组转子稳定性分析设计技术研究孟继纲;肖忠会;李云;孙丹;李洪臣;李凯华;赵晓娜【摘要】In this thesis,the rotor system of large centrifugal compressors is selected to study.In order to improve the rotordynamic stability,some kind of anti-swirl device is added to the seal on balance piston.The influence on inner flow of seals due to anti-swirl device is simulated through numerical CFD analysis.Then,Based on the experiments,the theoretical calculation model to for dynamic characteristics of seal is verified andrevised.Quantitative assessment of anti-swirl device for the rotor dynamics stability is accomplished.As a result,for large centrifugal compressors,a set of engineering practical procedure for anti-swirl seal is come up to Abstract:In this thesis,the rotor system of large centrifugal compressors is selected to study.In order to improve the rotordynamic stability,some kind of anti-swirl device is added to the seal on balance piston.The influence on inner flow of seals due to anti-swirl device is simulated through numerical CFD analysis.Then,Based on the experiments,the theoretical calculation model to for dynamic characteristics of seal is verified andrevised.Quantitative assessment of anti-swirl device for the rotor dynamics stability is accomplished.As a result,for large centrifugal compressors,a set of engineering practical procedure for anti-swirl seal is come up to complete analysis and design of the rotor dynamics stability in centrifugal compressor units.%本文研究针对大型离心压缩机组转子系统,通过在平衡盘密封增加反旋流结构的方法,提高其动力稳定性.首先,利用数值CFD分析的方法,得到了反旋流结构对密封内部流场特性的影响,然后,通过试验手段验证并修正了密封动力特性的理论计算模型,实现了反旋流装置对于转子系统稳定性的定量化评估.形成了一套工程实用的反旋流结构设计流程,可有效地实现大型离心压缩机组转子系统动力稳定性的分析与设计.【期刊名称】《风机技术》【年(卷),期】2015(000)005【总页数】7页(P36-41,52)【关键词】离心压缩机;密封反旋流装置;CFD;转子稳定性【作者】孟继纲;肖忠会;李云;孙丹;李洪臣;李凯华;赵晓娜【作者单位】沈阳鼓风机集团股份有限公司沈阳 110869;沈阳鼓风机集团股份有限公司沈阳 110869;沈阳鼓风机集团股份有限公司沈阳 110869;沈阳航空航天大学沈阳 110869;沈阳鼓风机集团股份有限公司沈阳 110869;沈阳鼓风机集团股份有限公司沈阳 110869;沈阳鼓风机集团股份有限公司沈阳 110869【正文语种】中文【中图分类】TH432;TK05大型离心压缩机组转子具有高压比、高速、多级的典型特征，表现为大长径比柔性转子，其在运转过程中受到密封气流的作用，容易丧失转子稳定性，表现为振动程度加剧导致连锁停车或发生比较严重的转定子碰磨事故。
转子动力学
固体力学的分支。
本文主要研究转子轴承系统在旋转状态下的振动，平衡和稳定性，特别是在接近或超过临界速度的运行状态下转子的横向振动。
转子是旋转机械（例如涡轮机和电动机）中的主要旋转部件。
工程和科学界一直关注转子振动已有200多年的历史了。
1869年英国W.J.M Rankin撰写的有关离心力的论文以及法国C.G.P.de Laval于1889年对挠性轴进行的测试是研究此问题的先驱者。
随着现代工业的发展，高速细长转子逐渐出现。
由于它们通常在柔性状态下工作，因此振动和稳定性问题变得越来越重要。
转子动力学的主要研究内容如下：由于制造误差，转子的每个微段的质心通常会略微偏离旋转轴。
当转子旋转时，由上述偏差引起的离心力将导致转子横向振动。
在某些转速（称为临界转速）下，这种振动非常强烈。
为了确保机器不会在工作速度范围内产生共振，临界速度应偏离工作速度超过10％。
临界速度与转子的弹性和质量分布有关。
对于具有有限集中质量的离散旋转系统，临界速度的数量等于集中质量的数量。
对于具有连续质量分布的弹性旋转系统，存在无限的临界速度。
用于计算大型转子支撑系统的临界转速的最常用数值方法是传递矩阵法。
要点如下：首先，将转子分成几个部分，每个部分左右两端的四个部分参数（挠度，挠度角，弯矩和剪切力）之间的关系可以用下式描述：本节的转移矩阵。
以此方式，可以获得系统的左端面和右端面的截面参数之间的总传递矩阵。
然后，根据边界条件和自然振动中存在非零解的条件，通过试错法求出各阶的临界速度，然后得到相应的振动模式。
由于Jeffcott转子的特殊性，唯一的轮盘位于两个刚性支撑之间，因此可以忽略陀螺力矩对临界转速的影响。
Jeffcott转子在无阻尼状态下的临界速度可以看作是其固有频率，但是对于其他类型的转子，陀螺力矩对临界速度的影响是不能忽略的，这是与结构动力学的差异之一。
和振动力学。
就转子动力学而言，在存在外部阻尼的情况下，Jeffcott转子的临界速度高于其在非阻尼状态下的固有频率，该结论也适用于其他类型的转子。
第六章 旋转机械的故障诊断(第一讲)1
1.1 转子不平衡概念
转子不平衡：设计错误、材料质量、加工、装配以及运行多因
素影响，转子质心与旋转中心之间存在一定的偏心距， 转子
工作时周期性受离心力干扰，轴承产生动载荷引起机器振动。 不平衡原因：旋转体质量沿旋转中心线分布不均匀。
转子不平衡产生的离心力
以带薄圆盘的刚性转子为例， 两轴承支承跨度为l， 转子质量 为m，质心M距旋转中心O偏心距为e，旋转角速度为。 假定 转子系统无阻尼，则转子产生的离心力为：
平衡质量 双面动平衡技术
（2）转子运行中的不平衡 ① 转子弯曲
临时性弯曲：转子受外部影响或外力作用引起，不需动平衡 ，采用简单措施，如盘车或调整操作方式即可恢复，主要由 转子受热不均，转子自重，气流冲击, 温度突变以及负荷变 化快等因素引起。
永久性弯曲：转子慢转无法恢复，需要热处理校直或精加工 消除。
止推轴承设计：承载面积、压缩机超压、密封损坏，轴向力 大，瓦块磨烧。
供油系统：润滑油量、供油清洁、油温度、油黏度、供油压 力、滤清滤网、油孔堵塞、轴承磨损，油冷效果、润滑油水 分， 更换过滤器，更换润滑。
（3）轴承疲劳
原因： ① 轴承过载：油膜破裂，应力集中，局部裂纹，裂纹扩展
② 轴瓦松动：轴承间隙，机器振动，轴承交变载荷，裂纹 扩展，瓦块表面开裂与松脱。 ③ 轴承摩擦和咬粘：表面高温，材料热应力和热裂纹 ④ 巴氏合金过厚：疲劳敏感，疲劳破坏
旋转轴线 质心 轴承中心 线
转子几种不平衡状态
1.2 临界转速对不平衡振动的影响
（1）临界转速的动力特性 临界转速现象：不平衡离心力引起共振现象。临界转速时， 转 子产生较大的弯曲变形，做弓状回旋运动（“涡动”或“进动 ”），转子质心远离轴承中心线，离心力剧增，转子产生更大 变形，离心力进一步放大，机器剧烈振动。 临界转速：一阶临界转速ncr1，多阶临界转速ncri （阶数i） 设计要求：工作转速n避开临界转速ncr。 一般规定：工作转速n<一阶临界转速ncr1，n 0.75 ncr1 工作转速n>一阶临界转速ncr1，1.4ncri<n <0.7ncr(i+1)
旋转机械常见的11种故障原因
旋转机械常见的11种故障原因，你是不是都了解常见的旋转机械故障原因都有哪些呢？就让我们为大家一一介绍一下吧。
旋转机械的故障诊断1.不平衡不平衡是各种旋转机械中最普遍存在的故障。
引起转子不平衡的原因是多方面的，如转子的结构设计不合理、机械加工质量偏差、装配误差、材质不均匀、动平衡精度差；运行中联轴器相对位置的改变；转子部件缺损，如：运行中由于腐蚀、磨损、介质不均匀结垢、脱落；转子受疲劳应力作用造成转子的零部件（如叶轮、叶片、围带、拉筋等）局部损坏、脱落，产生碎块飞出等。
2.不对中转子不对中通常是指相邻两转子的轴心线与轴承中心线的倾斜或偏移程度。
转子不对中可分为联轴器不对中和轴承不对中。
联轴器不对中又可分为平行不对中、偏角不对中和平行偏角不对中三种情况。
平行不对中时振动频率为转子工频的两倍。
偏角不对中使联轴器附加一个弯矩，以力图减小两个轴中心线的偏角。
轴每旋转一周，弯矩作用方向就交变一次，因此，偏角不对中增加了转子的轴向力，使转子在轴向产生工频振动。
平行偏角不对中是以上两种情况的综合，使转子发生径向和轴向振动。
轴承不对中实际上反映的是轴承座标高和轴中心位置的偏差。
轴承不对中使轴系的载荷重新分配。
负荷较大的轴承可能会出现高次谐波振动，负荷较轻的轴承容易失稳，同时还使轴系的临界转速发生改变。
3.轴弯曲和热弯曲轴弯曲是指转子的中心线处于不直状态。
转子弯曲分为永久性弯曲和临时性弯曲两种类型。
转子永久性弯曲是指转子的轴呈永久性的弓形，它是由于转子结构不合理、制造误差大、材质不均匀、转子长期存放不当而发生永久性的弯曲变形，或是热态停车时未及时盘车或盘车不当、转子的热稳定性差、长期运行后轴的自然弯曲加大等原因所造成。
转子临时性弯曲是指转子上有较大预负荷、开机运行时的暖机操作不当、升速过快、转轴热变形不均匀等原因造成。
转子永久性弯曲与临时性弯曲是两种不同的故障，但其故障的机理是相同的。
转子不论发生永久性弯曲还是临时性弯曲，都会产生与质量偏心情况相类似的旋转矢量激振力。
第6章旋转机械故障诊断
▪ 半速涡动
➢ 因为油具有黏性，所 以轴颈表面的油流速 度与轴颈线速度相同， 均为rω，而轴瓦表面 的油流速度为0
➢ 假设油流速度呈直线 分布
➢ 轴颈某一直径扫过的 面积，即为油楔入口 与出口的流量差
rωl C e dt rωl C e dt 2rlΩedt dQ
2
2
1 1 dQ
（1）原始不平衡； （2）渐变不平衡； （3）突发不平衡。
转子不平衡的轴心轨迹
同步采集
转子不平衡故障谱图
转子不平衡与转速的关系
•当ω<ωn，即在临界转速下，振幅随着转速的增加而增 大； •当ω接近ωn时，发生共振，振幅具有最大峰值； •当ω>ωn，即在临界转速上，转速增加时振幅趋于一个 较小的稳定值； •当工作转速一定时，相位稳定.
第6章旋转机械故障诊断
2021年7月30日星期五
大型汽轮机外形及转子
多级汽轮机转子
转子是由合金钢锻件整体精加工，并且在装配上叶片后，进行全速转动试验和精确动平衡
6．1 动力学特征及信号特点
▪ 何谓旋转机械
➢ 主要运动由旋转运动来完成的机械
汽轮机、离心式压缩机、水泵、风机、电动机
➢ 核心：转轴组件
中
向振动较大。
频谱中2X较大，常常超过1X，这与联轴节
A
结构类型有关。 角不对中和平行不对中严重时，会产生较多
谐波的高次（4X～8X）振动。
联轴节两侧径向振动相位差180。
联角
轴不
器
Байду номын сангаас
对 中
不
典型的频谱
相位关系
对
定义：当转子轴线之间存在偏角位移。
2x值相对于1x幅值的高度常取决于联轴器的类 型和结构
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旋转机械转子轴承系统的稳定性
一、转子轴承系统的稳定性
转子轴承系统的稳定性是指转子在受到某种扰动后能否随时间的推移而恢复原来状态的能力，也就是说扰动响应能否随时间增加而消失。
如果响应随时间增加而消失，则转子系统是稳定的，若响应随时间增加不消失，则转子系统就失稳了。
造成机组失稳的情况很多，如动压轴承失稳、密封失稳、动静摩擦失稳等，而失稳又具有突发性，往往带来严重危害。
因此，设备故障诊断人员应对所诊断的机组的稳定性能做到心中有数，一旦发现失稳症兆，应及时采取措施防止其发展。
图1-9 衰减自由振动
比较典型的失稳是油膜涡动。
在瓦隙较大的情况下，转子常会因不平衡等原因而偏离其转动中心，致使油膜合力与载荷不能平衡，引起油膜涡动。
机组的稳定性在很大程度上决定于滑动轴承的刚度和阻尼。
当具有正阻尼时系统具有抑制作用，涡动逐步减弱；反之当具有负阻尼时，系统本身具有激振作用，油膜涡动就会发展为油膜振荡；在系统具有的阻尼为零时，则处于稳定临界状态。
在工程实践中，常常采用对数衰减率来判断系统的稳定性。
对数衰减值是转子做衰减自由振动时，相邻振幅之比的对数值，如图1-9所示：
（1-19）
式中，； c为阻尼系数；m为系统质量；ωd为衰减自由振动的频率。
δ大的系统，对于激励的响应会较快地使之衰减，系统稳定，如δ＜0，说明系统有负
阻尼，系统会自激。
二、多盘转子
图1-10 多盘转子常见振型
实际应用中，转子上可能装配有多个叶轮，这就与前面介绍的单盘转子有所不同，称为多盘转子。
在此仅介绍多盘转子的振型问题。
一个弹性体可以看成是由无数多个质点组成的，各质点之间采用弹性连接，只要满足连续性条件，各质点的微小位移都是可能的，因此一个弹性体有无限多个自由度，而每个质点都有可能产生共振形成共振峰。
就转子而言，转子结构的每个共振峰均伴随着一个振动模态形式，称之为振型。
当激振频率与模态之一吻合时，结构的振动形式会形成驻波。
激振频率不同驻波形式也不同，如图1-10所示分别为一阶、二阶、三阶驻波，其中振值为零的部位称为节点。
了解振型对设备故障诊断具有实际意义：
(1)由振型可见，即使所考虑的测点彼此相距很近，但各点之间所测得的实际振动可能有很大的差别；
(2)轴承部位不一定就是振动最大的部位。
因此，在进行设备诊断时，首先应正确选择好测点，避免设置在节点上；其次，应考虑到在测点测得的振值不一定就是振动最强烈的数值，在其他部位可能会有更大的振值。
三、扭转振动
分析旋转机械振动故障时，一般都是指平行振动，即振动质量仅沿着直线方向往返运动，包括转轴轴线垂直方向的径向振动和沿轴线方向的轴向振动两种形式。
除此之外，有时还会遇到绕着轴线进行的扭转振动。
扭振的力学模型如图1-11所示。
据此可得到扭转系统的运动方程（1-20）
图1-11 多盘转子常见振型
(a)自由振动；(b)强迫振动
式中，I为质量绕旋转轴的惯性矩；φ为运动转角；c′为阻尼常数；k′为转动刚度；M为外加扭矩。
由式(1-20)可见，描述扭转运动的方程与描述平行振动运动的方程具有完全类似的形式，区别在于振动质量M改成了惯性矩I，位移x改成了转角φ，这就表明，上述讨论平动振动时得到的各种规律完全适用于扭转振动。
不过，从监测方法和故障机理上看，两者则有很大的不同。
产生扭转振动的根本原因是旋转机械的主动力矩与负荷反力矩之间失去平衡，致使合成扭矩的方向来回变化。
扭振故障多见于电力系统的汽轮发电机组，石化行业广为使用的烟机也时有发生。
扭振具有极大的破坏性，轻者使作用在轴上的扭应力发生变化，增加轴的疲劳损伤，降低使用寿命，严重扭振会导致机组轴系损坏或断裂，影响机组安全可靠运行。
扭振故障有多种形式，一般按频率特征将轴系扭振分成次同步共振、超同步共振和振荡扭振扭动三种基本形式。