气体轴承-转子系统典型振动特性分析

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《轴承振动特征分析》PPT课件

• 润滑油失效 – 滚道和滚子的变色（蓝、棕）是润滑失效的征兆，随之产生滚道、滚子和保持架磨损，导致过热和严重故障。 – 滚动轴承的正常运行取决于各部件间存在良好油膜失效常常由润滑不足和过热引起
轴承故障原因及其解决
• 腐蚀 –其征兆是在滚道、滚子、保持架或其他位置出现红棕色区域 –原因是轴承接触腐蚀性流体和气体 –严重情况下，腐蚀引起轴承早期疲劳失效 –除掉腐蚀流体，尽可能使用整体密封轴承
滚动轴承振动尖峰能量(gSE)报警值。
滚动轴承故障的振动特征
轴承零部件的自振频率
安装在机器上的滚动轴承自振频率范围约为500到2000Hz之间。自振频率与转速无关，无论轴的转速高低它都处在一个相同的频率位置。
轴承故障特征频率
滚动轴承故障特征频率就是轴承故障产生的振动频率。 BPFO – 外圈故障特征频率 BPFI – 内圈故障特征频率 BSF – 滚动体故障特征频率 FTF －保持架故障特征频率
1. 可听到噪声 2. 温度略升高 3. 非常高的超声，声发射，振动尖峰能量，轴承外环有故障 4. 振动加速度总量和振动速度总量有大的增加 5. 在线性刻度的频谱上清楚地看出轴承故障频率及其谐波和边带 6. 振动频谱噪声地平明显提高 7. 剩余寿命小于1％
IV．第四阶段
1. 噪声的强度改变 2. 温度明显升高 3. 超声，声发射，振动尖峰能量迅速增大，随后逐渐减小，轴承外环处在损坏之前故障状态 4. 振动速度总量和振动位移总量明显增大，振动加速度总量减小 5. 较低的轴承故障频率占优势的振动尖峰，振动频谱中噪声地平非常高 6. 剩余寿命小于0.2％
保持架故障频率：
FTFe≌N(0.5-1.2/n)
估算公式
n=滚动体数目； N=轴的转速。

气体轴承的动态特性分析及实验研究

气体轴承的动态特性分析及实验研究任佟; 陈东菊; 李彦生; 范晋伟【期刊名称】《《西安交通大学学报》》【年(卷),期】2019(053)008【总页数】8页(P68-75)【关键词】气体轴承; 气膜阻尼系数; 轴承转子系统; 动态特性【作者】任佟; 陈东菊; 李彦生; 范晋伟【作者单位】北京工业大学先进制造技术北京市重点实验室 100024 北京【正文语种】中文【中图分类】TH133.35气体轴承作为主轴系统中支撑主轴回转运动的重要元素,其性能将直接影响主轴在工作中的运动精度,并对加工零件的表面质量、形状精度及粗糙度造成重要影响[1]。

气体轴承的动态特性在很大程度上决定系统的动态特性。

轴承的动态特性是通过轴承的阻尼系数和动态刚度来衡量的。

气体轴承工作时,微小气膜间隙产生气膜波动,气膜阻尼会抑制气膜波动,因此气膜阻尼成为影响气体轴承动态特性的重要因素。

然而,空气黏度仅为液压油的1/1 000,这样导致气体的阻尼特性很差,为了更准确地分析气体轴承的动态特性,有必要对主轴的气膜阻尼进行研究。

一些学者在微机电系统下建立了气膜阻尼模型。

Pandey等和Altu等通过格林公式研究了不同条件下弹性平板间的阻尼分布情况[2-3];李锡广等针对MEMS陀螺中带孔结构建立了空气阻尼计算模型[4];Xia等提出了圆形和椭圆形微扭镜的挤压薄膜空气阻尼系数[5];周浩等仿真计算了微陀螺仪表芯结构的空气阻尼系数[6];Li 等、Homentcovschi等和高春晖等针对不同形状的穿孔微孔板挤提出了压膜阻尼的计算分析模型[7-9];Moeenfard等采用EKM分析了微镜中挤压薄膜阻尼问题[10];Ghanbari等提出了一种用于研究面内振荡微束谐振腔中流体薄膜阻尼的数学模型[11];陈奥运建立了敏感模态压膜阻尼简化分析模型[12];Wang等分析了平行板驱动器中的挤压膜阻尼系数对环境的影响[13]。

然而,这些模型对于气浮轴承并不完全适用。

汽轮机#1轴承振动大分析及处理方法

汽轮机#1轴承振动大分析及处理方法顾崇廉，谈立春（北京太阳宫燃气热电有限公司，北京 100028）摘要：针对汽轮机#1轴承振动偏大，特别是机组带大负荷时振动迅速增加，同时出现半频振动，且半频分量的比重较大。

从轴承自激振动、轴系负荷分配和汽流激振方面进行分析，利用检修期间，对#1轴振问题进行治理，使机组振动水平达到优秀范围内。

关键词：轴振；轴承自激振动；晃度；汽流激振；一、前言北京太阳宫电厂为燃气—蒸汽联合循环机组，汽轮机为LN275/CC154-11.49/0.613/0.276/566/566型哈汽机组， 1、2#轴承为4瓦块可倾瓦轴承，振动保护监视系统TSI，监测1～6号轴承X、Y方向（分别为面向机头向后看垂直中分面左侧45°和右侧45°位置）转子相对振动以及垂直方向的轴承座振动。

二、机组振动特点2010年10月机组检修之前，机组振动主要反映在#1轴承轴振动（特别是Y方向轴振）偏大，轴承座振动很小，通常不超过10μm 。

对振动数据进行分析，其#1轴承轴振具有如下特征：（1）#1轴承轴振测点位置晃度值过大根据该机组多次冷态启动过程数据，发现在低转速（通常400r/min左右）时#1轴承X、Y方向轴振动数据（即晃度值）分别高达75μm和90μm左右，严重超标。

但基频值分别只有25μm和30μm左右。

（2）带负荷后振动出现一定程度的爬升机组带负荷后#1轴承轴振较空载时的数据明显增大（特别是Y方向轴振）。

表1列出的是不同工况下1、2号轴承轴振动数据，从中看出热态空载时#1轴承轴振较冷态空载时有一定的增大，223MW时的振动（Y方向轴振）进一步增大。

表1 不同工况下汽轮机1、2#轴承轴振基频和通频值（μm∠°/μm）（3）额定负荷附近振动剧烈波动当机组在较大负荷（220MW附近）运行时，#1轴承轴振就呈现一定的波动，波动主要来自21.87Hz的低频分量，幅值5～50μm不等，而基频分量基本不变；当负荷超过240MW，振动大幅波动，见图1，波动仍是21.87Hz的低频分量为主，其最大波动到达103μm。

发电厂汽轮机轴承振动大的原因分析及处理措施

发电厂汽轮机轴承振动大的原因分析及处理措施摘要：汽轮机组是发电厂运行的重要基础，汽轮机组作为主要的动力设备其轴承运行的安全性、稳定性至关重要。

所以，在这样的情况下，就需要相关部门和工作人员提高对其的重视程度，还需要对设备自身振动的原因进行分析，并采取科学合理的措施，从而保障能够为发电厂的正常运行奠定一个坚实的基础。

因此，本文主要针对发电厂汽轮机组轴承振动的原因进行分析和研究，并结合实际情况提出相应的处理措施。

关键词：发电厂；汽轮机组；轴承振动；振动处理1、发电厂汽轮机组轴承振动原因分析1.1汽轮机主轴激振现象汽轮机主轴运行工况是反映汽轮机是否安全稳定运行的关键指标。

汽轮机主轴的转速、偏心度、轴振动和胀差等参数变化都会引起轴承的异常振动，尤其是高参数大容量火力发电厂，其蒸汽对汽轮机的叶片不断产生冲击，导致气流激振，汽轮机主轴经常受到气流激振现象的影响后，导致与汽轮机主轴相配合的轴承振动异常，甚至振幅扩大。

1.2高压缸动静碰磨在经过长时间的运行测试后,发现当汽轮机组冲转值超过3000转时,“蛙跳”问题会出现在高压缸中,之后机组中的轴承就出现了异常振动。

通过对高压缸进行检查发现,其内部发生了动静碰磨问题。

而且由于机组中高压转子前汽封段比较长,这就使得其在启动时会发生左右不均的问题,从而使高压缸膨胀工作不顺畅,进而造成机组轴承振动异常问题的发生。

其主要问题有:高压转子的汽封与轴封受到严重磨损;电端的猫爪垂弧差超出了标准范围;红丹对磨接触的面积不足[1]。

1.3人为因素以某电厂汽轮机为例，机组启动过程中,如果人员误触传感器接线盒等,将可能引起振动数据异常。

为排除该因素,机组进行了第2次启动,转速从2300r/min开始,并确保就地测点处无人员干扰。

但机组振动情况再次出现,转速上升至2354r/min时,2号轴承x向振动由45.3μm升至138μm,之后回落至正常;转速上升至2461r/min时,2号轴承y向振动由37.9μm升至250μm,汽轮机振动保护动作,汽轮机跳闸,因此排除了人为干扰造成的机组振动异常。

静压止推气体轴承性能分析

计算流体力学在 20 世纪 80 年代取得了重大进展。在高速可压缩流动方面，基于总变差减小(Total Variation Diminishing，TVD)与矢通量分裂(Flux VectorSplitting)、通量差分分裂(Flux Difference Splitting)等方法的高精致格式 (High Resolution Scheme)终于较好地解决了流体力学的一大难题——跨、超音速计算的激波精确捕获。而采用传统的人工黏性方法的 Jameson 格式等在这方面也取得很大的成功。多重网格与残差光顺(Residual Smoothing)等加速收敛技术有效地减少了三维流动模拟的巨大计算工作量。而在低速不可压流动方面，利用人工可压缩性方法与压力校正法等对纳维尔-斯托克斯方程组的直接求解取代了局限性很大的流函数-涡量法等传统解法，从而也促进 CFD 技术向流体传热、多相流、燃烧与化学反应流等领域迅速扩展与深入。这些进展为通用 CFD 软件的发展奠定了良好的理论基础。计算流体力学按照求解的方程可以分为两大类，一类是求解传统的 NS 方程。另一类是近一二十年发展起来的方法。这类方法直接求解波耳兹曼方程，NS 方程可以看作是波耳兹曼方程在一定条件下进行统计平均的结果。波耳兹曼方程在微观尺度上按照概率统计的方法描述了流体微团的运动。这类方法的优势是，在低于 0.3 马赫数以下的计算中可以达到非常高的计算精度，所以被广泛的应用于汽车领域。但是，在超过 0.3 马赫数的问题中，其本身的理论基础不是十分成熟，限制了其在航空航天领域的应用。本文还是求解传统的 NS 方程。对于 NS 方程常用的离散方法有限体积法 (FVM)、有限元素法(FEM)、有限差分法(FDM)和谱方法等等。
计算流体力学和相关的计算传热学，计算燃烧学的原理是用数值方法求解非线性联立的质量、能量、组分、动量和自定义的标量的微分方程组，求解结果能预报流动、传热、传质、燃烧等过程的细节，并成为过程装置优化和放大定量设计的有力工具。计算流体力学的基本特征是数值模拟和计算机实验，它从基本物理定理出发，在很大程度上替代了耗资巨大的流体动力学实验设备，在科学研究和工程技术中产生巨大的影响。不但如此，计算流体力学还能够处理一些实验和理论分析都难以解决的问题。 NASA 曾经研究一种新型飞机(Aerospace Plane)，这种飞机将以 20 倍音速以上的速度飞行。因为这样的马赫数远远超过现在风洞的能力，所以无法使用风洞实验满足研究

汽轮机振动特性分析及故障判断

汽轮机振动特性分析及故障判断随着经济的快速发展，汽轮机被广泛的应用在各行各业，加强汽轮机振动特性分析及故障判断，对我国汽轮机行业的的发展起着至关重要的作用。

本文将从汽轮机振动故障分析、西屋引进型600MW汽轮机振动特性分析及汽轮机振动特性分析发展趋向等几个方面进行分析。

标签：汽轮机;振动特性;故障一、前言目前由于汽轮机行业的不断壮大，汽轮机振动特性分析及故障判断的问题得到了人们的广泛关注。

虽然我国在此方面上有所完善和进步，但是仍然存在一些问题和不足需要改进。

在建设社会主义和谐社会的新时期，进一步加强汽轮机的振动特性分析技术，保证汽轮机的运行质量，是促进汽轮机发展的一个重要环节。

二、汽轮机振动故障分析1、转子故障引起的振动（1）转子质量不平衡。

在现场发生的机组振动过大，按其原因分，属于转子质量不平衡的占了绝大部分，转子质量不平衡可分为转子残余不平衡和转子部分缺损两种情况。

（2）转子中心不正。

机组各转子中心不正对轴承振动的影响很大，它是产生转子扰动力的原因之一，而影响转子中心不正的原因很多，其中有由于转子中心测量调整不精确造成的，有由于联轴器缺陷造成的。

（3）转子热弯曲。

转子热弯曲包括发电机转子热弯曲和汽轮机转子热弯曲两部分。

发电机在热态时振动较大，其原因是由于转子在径向受到不均匀的加热或冷却，使转子热弯曲。

汽轮机转子产生热弯曲的原因有些与发电机转子相同，有些则不同。

（4）转子产生裂纹。

转子轴系是大功率动力机械的重要部件，其工作环境极其恶劣，在高温、高压下的蒸汽环境中，并高速运行，不但要受到机械载荷的作用，还要承受交变热负荷。

2、转轴碰摩引起振动转轴径向碰摩是机组启动和正常运行中振动突然增大的主要故障之一，据国内汽轮机转轴事故统计表明，其中的86%是由转轴碰摩引起的，转轴碰摩严重时还会引起轴系破坏事故，因此正确地诊断机组启停和运行中转轴碰摩具有非常重大的意义。

转轴碰摩具体又可分为机组启停中碰摩和工作转速下的碰摩，下面将分别给予分析。

N200型汽轮机低压转子轴承振动分析及处理

第５３卷第６期
２１０１年１２月
汽
轮
机
技
术
Ｖ０．３Ｎｏ６１５．Ｄｅ．０１Ｃ２１
ＴＲＢＮＥＴＨＮＯＯＧＵＩＥＣＬＹ
Ｎ０２０型汽轮机低压转子轴承振动分析及处理
谷志德，王宏伟，冯林魁，李恒海
超速试验前，进行了一次手动打闸试验。在降速通过低
压转子一阶临界转速时，低压转子４号、５号轴承的振动严重超标（表２。源自）２振动原因分析
ＡｂｔａｔＴｒｕｈｔｅａａｙｉｆａｃｒｉｏｒｐａｔａｓｅｍｕｂｎｉｒｔｎｏｈｔｒｕｒｃｓａａｔｉｋｔａｓｒｃ：ｈｏｇｈｎｌｓｓｏｅｔｎｐｗｅｌｎｔａｔｒｉｅｖｂａｉｆｔｅｓａ — ｐｐｏｅｓｄｔ，ｈｎｈｔａｏｔ
低压发电机
速动平衡。机组改造后首次启动过程中，机过低压转子临停
界转速时４号、轴承振动很大；５号工作转速下４号、５号轴承振动未达到理想水平。
高压中压
号轴承的振动已达到优良水平，低压转子的４号、轴承的５号振动虽在合格水平内，但未达到优良水平，有进一步改善仍
分类号：Ｋ６．１Ｔ２８文献标识码：Ａ文章编号：０１５８（０１０－７－２１０ —８４２１）６０６０４
ＢａｉｇＶｂａｉｎｌｓｎｏｕｉｓｏＰＲｔｒｆｔａｕｂｎｄｌ２０ｅｒｉｒｔｎＡａｉａｄＳｌｔｎｒｏｅｍＴｒｉｅＭｏｅＮ０ｎｏｙｓｏｆＬｏｏＳ

船舶增压器静压气体轴承-转子系统动力学特性研究

振
第３０卷第１２期
动
与
冲
击
ＪＯＵＲＮＡＬＯＦＶＩＲＡＴＯＮＡＮＤＨ０ＣＢＩＳＫ
船舶增压器静压气体轴承一转子系统动力学特性研究
于贺春，马文琦，赵广。，王祖温，陈龙兴，刘海艳
１６２；．１０６２中原工学院机电学院，郑州
３ｃｏｌｆｎｒｎｏｅＥｇｎｅｉｇＤｌｎＵｉｅｉｆｅｈｏｇ，ａａ１０４Ｃｉａ．ＳｈｏｏｅａｄＰｗｒｎｉｅｒ，ａａｎｖｒｔｏＴｃｎｌｙＤｌｎ１６２，ｈｎ）Ｅｇｙｎｉｓｙｏｉ
ＡｂｔａｔＡｎａｒｓａｉｅｒｇｒｔｒｓｓｍｉｈｐｔｒｏｈｒｅｓｓｕｉｄＯｅｑａｉｙａｃｉｔｒｃｉｎｓｒｃ：ｅｏｔｔｂａｉ —ｏｏｙｔｗｔａｓｉｕｂｃａｇｒｗａｔｄｅ．ｎｕｓ— ｎｍｉｎｅａｔｃｎｅｈｄｏｍｅｈｄｂｔｅｎｆｗｆｌｎｏｏｙａｃｓｐｏｏｅ．ＣＤｓｆｒｓｕｅａｃｌｔｏｅｄｗｉａａｉｎｏｔｏｅｗｅｏｅｄａｄｒｔｒｎｍｉｓｌｉｄｗａｒｐｓｄＦｏｔｅｗａｓｄｔｃｌｕａｅｆｗｆｌｔｖｒｔｆｗａｏｌｉｈｉｏｅｃｎｒｃｔｎｏｏｐｅ．Ｂｓｄｏｈａｃｌｔｎｒｓｌ，ｏｅｎｎｉｅｒｆｔｇｆｎｔｎｏｅｂａｉｇｌａａａｉｃｅｔｉａｄｒｔｒｓｅｄｉｙａｅｎｔｅｃｌｕａｉｅｕｔｏｓｎｏｌａｔｎｕｃｉｆｔｅｒｏｄｃｐｃｔｎｉｉｏｈｎｙｒｌｔｄｔｃｅｔｃｔｎｏｏｐｅｓｄｒｅ．Ｔｅｆｉｌｍｅｔｔｏｎｈｏｐｉｇａａｙｉｍｅｈｄｗｅｅｕｅｅａｅｏｅｃｎｒｉａｄｒｔｒｓｅｄｗａｅｖｄｈｎｔｅｅｎｈｄａｄｔｅｃｕｌｎｌｓｔｏｒｓｄｉｙｉｉｅｍｅｎｓｒｓｅｔｅｙｔｕｌｈｙａｃｍｏｅｆｈｏｏｙｔｍｎｏｃｃｌｔｔｄｎｍｉｅｐｎｅｕｄｒｔｅｉｆｅｃｓｏｅｐｃｉｌｏｂｉｔｅｄｎｍｉｖｄｄｌｅｒｔｒｓｓｅａｄｔａｕａｅｉｙａｃｒｓｏｓｎｅｈｎｕｎｅｆｏｔｌｓｌｇａｉ，ｕｂｌｎｅｏｃｎａｌｆｒｅＴｅｃｉｃｌｓｅｄａｄｔｅｒｓｏｓｈｒｃｅｓｉｓｗｒｂａｎｄＴｅｒｖｔｙｎａａｃｄｆｒｅａｄｇｓｆｍｏｃ．ｈｒｔａｐｅｎｈｅｐｎｅｃａａｔｒｔｅｅｏｔｉｅ．ｈｉｉｉｃｃｍｐｔｄｎｍｅｃｌｒｓｌｅｅｖｒｅｔｅｔ．ＴｅｓｕｙｎｅｕｔｓｏｄｔａｈｒｐｓｄｍｅｈｄｂｓｄｏｏｕｅｕｒａｅｕｔｗｒｅｉｄｗｉｔｓｓｉｓｉｆｈｈｔｄｉｇｒｓｌｈｗｅｈｔｔｅｐｏｏｅｔｏａｅｎｓｃｃｌｔｎｒｓｌｆＣＤａｄｓｒｅｄｎｍｉｈｒｃｅｉｉｓｏｎｅｏｔｔｂａｉｇｒｔｒｓｓｅｅｔｒｔａｈｌａｕａｉｅｕｔｏＦｃｎｅｃｉｙａｃｃａａｔｒｓｃｆａａｒｓｉｅｒ —ｏｏｙｔｍｂｔｈｎｔｅｏｓｂｔａｃｎｅｔｄｔｎｌｔｏｏｓｒｉｏａｈｄｄｅ．ａｉｍｅ

转子—轴承系统非线性振动及分岔特性研究

转子—轴承系统非线性振动及分岔特性研究转子-轴承系统非线性振动及分岔特性研究摘要：转子-轴承系统是工业中非常常见且重要的机械系统之一。

在该系统中，转子通过轴承得到支撑并旋转，以实现机械设备的正常运转。

然而，由于传动链的非线性、摩擦、失衡等因素的存在，转子-轴承系统常常会出现非线性振动。

本文通过理论分析和数值模拟的方法研究了转子-轴承系统的非线性振动机理及其分岔特性。

一、引言转子-轴承系统广泛应用于工业生产中的各个领域，如船舶、飞机、机床等。

然而，由于系统自身的非线性特性，该系统常常会发生非线性振动，给机械设备的正常运行带来不利影响。

因此，研究转子-轴承系统的非线性振动特性对系统的安全运行和性能提升具有重要意义。

二、转子-轴承系统的非线性振动机理转子-轴承系统的非线性振动主要由以下因素引起：轴承的摩擦力、传动链的非线性特性、转子的失衡等。

其中，轴承的摩擦力是主要因素之一。

当转子在摩擦力的作用下旋转时，摩擦力会导致转子-轴承系统产生非线性振动。

同时，传动链的非线性特性也会对系统的振动特性产生显著影响。

另外，转子的失衡也是导致系统振动非线性的重要因素之一。

三、转子-轴承系统的数值模拟为了研究转子-轴承系统的非线性振动特性，本文利用数值模拟的方法对系统进行仿真分析。

首先，建立了转子-轴承系统的数学模型，并将其转化为一组非线性常微分方程。

然后，利用数值求解方法求解该方程组，得到系统的时间-位移响应曲线和频谱图。

通过对比不同参数条件下的模拟结果，研究了转子-轴承系统的非线性振动特性及其分岔现象。

四、转子-轴承系统的非线性振动分岔特性研究表明，转子-轴承系统在一定条件下会产生分岔现象。

分岔是指系统的振动模态在某些特定参数下发生突变的现象。

在转子-轴承系统中，通过改变参数，如失衡量、摩擦力大小等，我们发现系统的振动模态会发生突变，从而产生新的振动模态。

这一现象说明了转子-轴承系统具有丰富的非线性振动特性和动力学行为。

高速静压气体轴承——转子系统的特性研究的开题报告

高速静压气体轴承——转子系统的特性研究的开题报告一、题目高速静压气体轴承——转子系统的特性研究二、研究背景随着工业生产的不断发展，机械设备的使用频率增加，对轴承的要求也越来越高。

而高速静压气体轴承因其高转速、低磨损、低摩擦等特点受到了广泛的关注。

目前已经有多种静压气体轴承被研发出来并且应用于实际生产中。

然而，由于转子系统的复杂性，使得这些轴承的性能优劣不一，需要针对性进行研究和改进。

三、研究内容和方法研究内容：1. 系统整体结构设计和参数选择，包括定子、转子、轴承以及工作气体等。

2. 研究转子系统的运动模式，包括转子的动力学特性、受力分析等。

3. 研究静压气体轴承的特性，包括承载能力、摩擦系数、磨损性能等。

4. 通过理论分析和仿真计算，研究不同参数对转子系统特性的影响，包括转子的振动、谐波等。

5. 实验验证研究结果，优化系统结构参数，提高轴承的性能。

研究方法：1. 理论分析和计算方法，包括力学模型、数学模型等。

2. 计算机仿真方法，使用ANSYS、SolidWorks等工具进行模拟计算。

3. 实验方法，通过建立实验体系验证理论计算结果。

四、研究意义1. 可以为高速静压气体轴承的改进和优化提供参考依据。

2. 可以提高轴承的耐磨损能力，延长轴承使用寿命，降低维修成本。

3. 可以推动高速气体轴承技术的发展，促进相关行业的进步。

五、进度计划第一年：文献调研，熟悉研究对象，建立转子系统模型，进行理论分析和计算。

第二年：完成计算机仿真，分析不同参数对转子系统特性的影响。

第三年：通过实验验证研究结果，优化系统结构参数，提高轴承的性能。

提交毕业论文。

六、参考文献1. 蒋凡, 张鸿, 郑明忠, 曲富荣. 高速非接触式轴承技术综述[J]. 工程科学学报, 2020, 42(4):434-448.2. 李坤, 康逸飞, 张水源. 滑动轴承特性研究进展[J]. 机械设计与制造, 2019, 03:210-217.3. 郭海燕, 郭文静, 刘江宁. 基于压气静力润滑理论的高速气体轴承设计与仿真[J]. 机械设计与制造, 2019, 12:31-36.4. M. Sarangi, J. M. Caicedo, B. K. Biswas, et al. Mathematical modeling and optimization of a double-acting aerodynamic thrust bearing rotor system considering actuator dynamics and rotor flexibility[J]. Mechanical Systems and Signal Processing, 2019, 115:278-300.。

微型航空发动机气体轴承-转子系统临界转速分析

文章编号：２０９５－１２４８（２０２１）０１－００３５－０５微型航空发动机气体轴承－转子系统临界转速分析张　强，张霞妹（中国飞行试验研究院发动机所，西安７１００８９）摘要：近些年来微型涡轮发动机已经成为国内外航空发动机领域的研究热点。

其中气体轴承及其超高速转子系统动力学问题是微型涡轮发动机的关键技术之一。

为了解决微型涡轮发动机的转子结构设计及临界转速确定的基础性问题开展了相关研究。

首先阐述了气体轴承的工作原理，轴承承载力以及等效刚度的计算方法，其次计算了气体轴承－转子系统的临界转速和振型，最后分析了气体轴承参数对转子临界转速的影响，得出了通过改变气体轴承的平均径向间隙、长径比以及偏心率可以控制转子系统临界转速的结论，对微型发动机超高速转子系统设计具有重要的指导意义和参考价值。

关键词：微型涡轮发动机；气体轴承；刚度；转子；临界转速中图分类号：Ｖ２１１文献标志码：Ａｄｏｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．２０９５－１２４８．２０２１．０１．００６ＣｒｉｔｉｃａｌｓｐｅｅｄａｎａｌｙｓｉｓｏｆｇａｓｂｅａｒｉｎｇｒｏｔｏｒｆｏｒｍｉｃｒｏｅｎｇｉｎｅＺＨＡＮＧＱｉａｎｇ，ＺＨＡＮＧＸｉａｍｅｉ（ＡｅｒｏｅｎｇｉｎｅＩｎｓｔｉｔｕｔｅ，ＣｈｉｎａＦｌｉｇｈｔＴｅｓｔＥｓｔａｂｌｉｓｈｍｅｎｔ，Ｘｉ’ａｎ，７１００８９，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎｒｅｃｅｎｔｙｅａｒｓ，ｍｉｃｒｏｔｕｒｂｉｎｅｅｎｇｉｎｅｈａｓｂｅｃｏｍｅａｒｅｓｅａｒｃｈｈｏｔｓｐｏｔｉｎｔｈｅｆｉｅｌｄｏｆａｅｒｏａｔｈｏｍｅａｎｄａｂｒｏａｄＦｏｒｍｉｃｒｏｔｕｒｂｉｎｅｅｎｇｉｎｅ，ｔｈｅｇａｓｂｅａｒｉｎｇａｎｄｔｈｅｄｙｎａｍｉｃｐｒｏｂｌｅｍｏｆｓｕｐｅｒｈｉｇｈｓｐｅｅｄｒｏｔｏｒｓｙｓｔｅｍｉｓｏｎｅｏｆｔｈｅｋｅｙｔｅｃｈｎｏｌｏｇｉｅｓ．Ｉｎｏｒｄｅｒｔｏｓｏｌｖｅｔｈｅｂａｓｉｃｐｒｏｂｌｅｍｓｏｆｒｏｔｏｒｓｔｒｕｃｔｕｒｅｄｅｓｉｇｎａｎｄｃｒｉｔｉｃａｌｓｐｅｅｄｄｅｔｅｒｍｉｎａｔｉｏｎｏｆｍｉｃｒｏｔｕｒｂｉｎｅｅｎｇｉｎｅ，ｔｈｉｓｐａｐｅｒｃａｒｒｉｅｓｏｕｔｒｅｌａｔｅｄｒｅｓｅａｒｃｈ．Ｆｉｒｓｔｌｙ，ｔｈｅｗｏｒｋｉｎｇｐｒｉｎｃｉｐｌｅ，ｂｅａｒｉｎｇｃａｐａｃｉｔｙａｎｄｅｑｕｉｖａｌｅｎｔｓｔｉｆｆｎｅｓｓｏｆｇａｓｂｅａｒｉｎｇｗｅｒｅｅｘｐｏｕｎｄｅｄ，ｔｈｅｎｔｈｅｃｒｉｔｉｃａｌｓｐｅｅｄａｎｄｍｏｄｅｏｆｇａｓｂｅａｒｉｎｇｒｏｔｏｒｓｙｓｔｅｍｗｅｒｅｃａｌｃｕｌａｔｅｄ．Ｆｉｎａｌｌｙ，ｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｇａｓｂｅａｒｉｎｇｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｎｒｏｔｏｒｃｒｉｔｉｃａｌｓｐｅｅｄｗａｓａｎａｌｙｚｅｄ．Ｉｔｉｓｆｏｕｎｄｔｈａｔｔｈｅｃｒｉｔｉｃａｌｓｐｅｅｄｉｓｏｂｖｉｏｕｓｌｙｉｎｆｌｕｅｎｃｅｄｂｙｇａｓｂｅａｒｉｎｇ’ｓｐａｒａｍｅｔｅｒｓｉｎｃｌｕｄｉｎｇｔｈｅａｖｅｒａｇｅｒａｄｉａｌｃｌｅａｒａｎｃｅ，ａｓｐｅｃｔｒａｔｉｏａｎｄｅｃｃｅｎｔｒｉｃｉｔｙ，ｗｈｉｃｈｃｏｕｌｄｂｅｕｓｅｄｔｏｃｈａｎｇｅｔｈｅｃｒｉｔｉｃａｌｓｐｅｅｄｏｆｒｏｔｏｒ．Ｔｈｅｒｅｓｅａｒｃｈｗｏｕｌｄｈａｖｅａｎｉｍｐｏｒｔａｎｔｇｕｉｄｉｎｇｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｃｅａｎｄｒｅｆｅｒｅｎｃｅｖａｌｕｅｆｏｒｔｈｅｄｅｓｉｇｎｏｆｓｕｐｅｒｈｉｇｈｓｐｅｅｄｒｏｔｏｒｓｙｓｔｅｍｏｆｍｉｃｒｏｅｎｇｉｎｅ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｍｉｃｒｏｔｕｒｂｉｎｅｅｎｇｉｎｅ；ｇａｓｂｅａｒｉｎｇ；ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ；ｒｏｔｏｒ；ｃｒｉｔｉｃａｌｓｐｅｅｄ收稿日期：２０２０－０５－０７作者简介：张强（１９８０－），男，陕西西安人，高级工程师，主要研究方向：航空动力装置结构强度振动飞行试验技术，Ｅｍａｉｌ：３３５１９２０３９＠ｑｑｃｏｍ。

气体轴承的动态特性与优化设计研究

气体轴承的动态特性与优化设计研究概述：气体轴承是一种常用的旋转机械装置，其动态特性和优化设计一直是研究的焦点。

本文将探讨气体轴承的动态特性以及如何通过优化设计来提高其性能。

1. 动态特性的分析1.1 摩擦特性气体轴承的摩擦特性对其性能至关重要。

由于气体的可压缩性，气体轴承的摩擦力较小，从而降低摩擦损失和磨损。

然而，气体轴承的摩擦力随着转速的增加而增大，这可能导致振动和噪音的产生。

1.2 动态刚度气体轴承的动态刚度决定了其对载荷变化的响应能力。

动态刚度越大，轴承在变载荷下的变形越小，从而提高了系统的稳定性和准确性。

研究表明，通过增加气体轴承的环间距、减小气体压力梯度和增加气体供给压力等措施，可以有效提高动态刚度。

2. 优化设计方法为了改善气体轴承的动态特性，研究人员提出了多种优化设计方法。

以下介绍两种常用的方法。

2.1 结构参数优化通过优化气体轴承的结构参数，可以提高其动态刚度和稳定性。

其中一个关键参数是环间距，它决定了气体轴承的刚度和摩擦力。

通过对环间距进行优化，可以在满足轴承载荷需求的同时，提高轴承的刚度和稳定性。

2.2 控制系统优化气体轴承的控制系统对其动态性能有重要影响。

通过优化气体供给系统和控制算法，可以减小激振力和噪音，提高轴承的响应速度和精度。

例如，采用先进的控制策略，如自适应控制、模糊控制等，可以在不同工况下实现最佳的控制效果。

3. 深入研究趋势随着科学技术的不断进步，气体轴承的研究也在不断深入。

以下是一些可能的研究方向：3.1 新型气体轴承材料当前，气体轴承主要采用金属材料，但其摩擦和磨损问题仍然存在。

因此，研发新型气体轴承材料，如陶瓷、高分子材料等，有望改善轴承的性能。

3.2 多场耦合模拟与分析气体轴承的动态特性涉及多个物理场，如流体力学、机械力学和传热学等。

通过开展多场耦合模拟与分析，可以更准确地预测气体轴承的动态行为。

3.3 智能化气体轴承系统随着人工智能技术的发展，智能化气体轴承系统有望实现更高的控制精度和自适应性能。

刍议460MW燃气-蒸汽联合循环机组低压缸轴承振动问题

刍议460MW燃气-蒸汽联合循环机组低压缸轴承振动问题摘要：本文针对某台燃气-蒸汽联合循环机组发生的低压缸轴承振动问题，建立了轴承-支撑系统简化分析模型，研究了低压缸轴承轴振小、瓦振大故障机理，通过精细动平衡降低激振力的方法消除了机组振动。

关键词：460MW；燃气-蒸汽联合循环机组；低压缸；轴承；振动问题一、燃气-蒸汽联合循环机组振动现象本文以某台460MW燃气-蒸汽联合循环发电机组为例，燃机与汽机分轴布置，其中汽机发电机组轴系由高中压缸转子、低压缸转子、发电机转子组成。

低压缸两侧轴承采用座缸式结构，轴承编号为3#和4#。

该机组正常运行过程中的振动数据如表1所示。

低压转子两侧轴承座振动较大，但是轴振较小。

3#瓦侧轴承座振动与x和y轴振之间的比例分别为0.195∶1和0.344∶1，4#瓦侧轴承座振动与x和y轴振之间的比例分别为1.646∶1和3.038∶1。

3#瓦侧轴承座振动小于轴振动，4#瓦侧轴承座振动远大于轴振动，两侧振动特性不完全相同。

2.2支撑刚度对振动的影响支撑刚度k2越大，固有频率ωn越高，在工作转速范围内不可能出现汽缸共振频率，动力学分析时可以只考虑轴系各阶共振频率影响。

当支撑刚度降低到一定程度后，ωn小于最高工作转速时，升速过程中将可能出现与汽缸相对应的共振频率，振动分析时必须考虑支撑系统共振的影响。

从式(4)可以看出，不同转速和支撑刚度下，轴承座振动和转轴相对振动之间会出现比较复杂情况。

①支撑刚度k2较大，或转速ω较低时，k2－ω2m＞k1，Y＞Y2，轴承座振动小于轴振，轴承座振动与轴振之间的振动相位相同。

这是一种比较常见的情况。

在这种情况下，轴承座振动与轴振之间的差值随着转速的升高而减小。

②转速升高或支撑刚度降低到一定程度后，转速所对应的频率与支撑共振频率重合，k2≈ω2m，此时Y=0，轴振近似为0，轴承座振动将远大于轴振，振动主要表现在轴承座振动上。

③支撑刚度k2进一步减小，或转速ω进一步升高，k2－ω2m＜k1，Y＜Y2，轴承座振动大于轴振。

轴向槽气体润滑轴承-转子系统非线性行为

轴向槽气体润滑轴承一转子系统非线性行为
张永芳，周世生，吕延军，吴莹。，虞烈
（１．西安理工大学印刷包装工程学院西安，７１００４８）（２．西安理工大学机械与精密仪器工程学院西安，７１００４８）
转子系统非线性动力响应的局部迭代求解方法和系统的非线性动力学行为及分岔。ＹａｎｇＰａｎ等口研究了系统响应的周期解及其稳定性，并未对系统丰富复杂的非线性现象进行研究。以上均是针对圆柱型动压气体轴承开展的研究。对于动压气体轴承来说，当轴承的承载能力越大，系统就越不稳定。为了克服这一缺点，可在轴承的内表面沿轴向方向开轴向槽，这样具有轴向槽的动压气体轴承不但能够防止压力摄动沿轴向方向扩展，同时轴向槽能够收集灰尘和污染物以保持轴承表面的清洁。为了减少有限差分法或有限元法迭代求解动压气体轴承非线性气膜力的计算工作量，笔者运用微分变换法求解非线性气膜力。利用轨迹图、Ｐｏｉｎｃａｒｉｆ映射图和功率谱，研究了有限宽三轴向槽气体轴承
二运动、周期四运动、周期八运动及混沌运动等。关键词非线性；动压气体轴承；转子；微分变换法
ＴＨｌｌ３．１；ＴＨ１３３．３

气体轴承的理论分析与实验设计

Keywords： bump foil, top foil, aerodynamic gas bearings, elastic deflection， stiffness and damp characteristics
ii
南京航空航天大学硕士学位论文
图清单
图 1.1 气体轴承的三种形式 ...............................................................................2 图 1.2 箔片动压气体轴承的四种结构 ...............................................................4 图 1.3 波箔动压径向气体轴承结构图 ...............................................................4 图 2.1 弹性箔片受压变形图 ...............................................................................8 图 2.2 平箔变形分析图 .......................................................................................9 图 2.3 无量纲量平箔受力分析图 .....................................................................10 图 2.4 平箔上作用任意形式载荷的情况 .........................................................11 图 2.5 波箔受力情况分析 .................................................................................11 图 2.6 合变形挠度分析 .....................................................................................14 图 3.1 气流分析模型 .........................................................................................15 图 3.2 轴承运转平稳时各部分变量 .................................................................17 图 3.3 差分网格图 .............................................................................................19 图 3.4 气体轴承边界条件 .................................................................................21 图 3.5 局部坐标下结点分布 .............................................................................22 图 3.6 波箔轴承箔片受力示意图 .....................................................................24 图 3.7 静特性计算程序总流程图(a)与弹性变形子程序流程图(b) ................26 图 3.8 刚性轴承与波箔轴承膜厚比较(a)、压力比较(b) ................................27 图 3.9 轴承数对气膜间隙(a)和压力的影响(b) ................................................27 图 3.10 气膜厚度随偏心率变化图 ...................................................................28 图 3.11 气体轴承总体压力图(a)与受压区压力分布平面图(b) ......................28 图 3.12 波箔上各个波的变形 ...........................................................................29 图 3.13 平箔总体变形(a)与相邻两平箔段变形情况(b) ..................................29 图 3.14 气体轴承总体膜厚图(a)与受压区膜厚分布平面图(b) ......................30 图 3.15 不同长径比下波箔变形比较(a)与平箔变形比较(b) ..........................30 图 3.16 偏位角随偏心率变化图 .......................................................................31 图 3.17 不同偏心率下轴承数对承载的影响 ...................................................31 图 3.18 不同偏心率下波箔变形的比较 ...........................................................32 图 3.19 不同偏心率下两相邻平箔段变形比较 ...............................................32 图 3.20 轴承工作时平箔导热图 .......................................................................36 图 3.21 热流体静特性计算总流程图(a)与温度计算子程序流程图(b) ..........37 图 3.22 轴承工作区温度变化图(a)与工作区温度分布平面图(b) ..................38

动压气体轴承-转子系统稳定性分析

气体轴承近些年来得到国内外学者的广泛关注和研
究，且气体轴承的理论已经相对较为成熟并。对于
Ｊ凸Ｉ
油膜轴承一转子系统的研究在国内已经较为成熟。然而对气体轴承支撑的高速气浮转子的动力特性分析和研究，国内尚远没有油膜轴承一转子系统的研究广泛和成在熟。对于气体轴承稳定性的研究，内学者的系统模型一国般是两个轴承支承一根光轴，此所建立的运动方程仅是因轴的运动方程。本文所建立的模型是两个气体轴承支承
ห้องสมุดไป่ตู้
度，图１ｂ所示。如（）
机，子的Ｔ作转速约为４１；ｒｍｉ，这样的超高转转 × ０／ｎ在
速下，化硅微型陶瓷滚珠轴承已经远远无法满足，此氮因
考虑用气体轴承来支承。
——１—一 —— — ——Ｌ— ———— ———— —＿—— —ｒ — —
Ａｂｔａｔｓｒｃ：Ｔｈｓｐｐｒｓｕｉｓａｍｏｅｏｉｉｏｏｕｐｒｅｙｓｌａｔｇｇｓｊｕｎｌｅｒｎｓｉａｅｔｄｅｄｌｆａｒｄｒｔｒｓｐｏｔｄｂｅｆｃｉａｏｒａｂａｉｇ．Ｔｈｙｔｍ ’ ｔｎｅｇ－ｎｅｓｓｅＳｍｏｉ — ｏ
ｑｕｔｏｎｒｒｓｎｔｄａｄｓｖｄ．Ｒｅｅｒｎｏｅｇｔｆｎｅｓａａｐｉｇｃｅｆｃｅｓｔｅｓａｉｉｙｏｈｅｓｔｍｓｓｕｅｎａｉｓａｅｐｅｅｅｎｏｌｅｆｒｉｇｔｉｈｔｓｉｆｓｎｄｄｍｎｏｆｉｉｎｔ，ｈｔｂｌｔｆｔｙｓｅｉｔｄｉｄｏＲｏｕｈＨｕｒｔｉｅｉｎａｔｉｒｅｈａｈｅｓｓｅｉｔｂｅｄｉｈｅｒｔｔｎｇｓｅｄ．ＩｓｓｕｄｅｈｔｔｓｂｅｒｎＳｔ— ｗｉｚＣｒｔｒｏｎｄｉｓｐｏｖｄｔｔｔｙｔｍｓｓａｌｕｒｎｇｔｏａｉｐｅｔｉｔｉｄｔａｈｅｇａａｉｇ’ ｓｒｃｕｒａａｅｅｓｉｌｉｇｅｃｎｔｉｉｙ，ｌｎｈａｌａａｅｈａｅａｇｅｔｅｆｃｎｔｔｂｉｉｙｏｆｔｓｓｓｅ，ａｏｌｔｕｔｅｐｒｍｔｒｎｃｕｄｎｃｅｒｃｔｅｇｔｎｄｃｅｒｎｃｖｒａｆｅｔｏｈｅｓａｌｔｈｉｙｔｍｎｄｃｎｃｕ— ｓｏｎｈａｍａｌｅｃｎｒｃｔｎｄｌｎｈａａｒｅｃｅｒｃｈｏｄｂｅｉｎｅｒｖｎｉｓｔｔｓｌｃｅｔｉｉｙａｅｇｔｎｄｌｇｌａａｎｅｓｕｌｅｄｓｇｄａｅｇｉｅ．

转子系统不对中振动机理及特征分析

ｔｃｉｏｃｎｏｉｎｃａａｔｒｓｉｆｔｅｒｃｕｉｇＡｎｈａｌｈｒｃｅｉｔｃｆｔｎ— ｏｃｎｒｃｈｅａｔｎｇｆｒｅａｄｍｔｏｈｒｃｅｉｔｃｏｈｅｇａｏｐｌｎ．ｄｔｅｆｕｔｃａａｔｒｓｉｓｏｈｅｎｏｃｎｅｔｉｒｔｒｓｓｅａｅａｓｎｌｚｄ．ｏｏｙｔｍｒｌｏａａｙｅＫｅｒｙｗｏｄｓ：ｎ— ｏｃｎｒｃ；ｅｒｃｕｉｇ；ｉｒｔｏｃａｓ；ｏｃｍｏｉｎｃａａｃｅｉｔｎｏｃｎｅｔｉｇａｏｐｌｎｖｂａｉｎｍｅｈｎｉｍｆｒｅ；ｔｏｈｒｔｒｓｉｃ
甩负荷等事故均会造成轴系扭矩在瞬间发生较
大变化，对传递扭矩的齿式联轴器形成冲击，使联轴
器相互错位，轴系对中状态发生变化，从而造成旋转机械轴系振动加剧。１３软地脚．软地脚也是造成对中不良的主要原因之一。如
度导致旋转机械的壳体及管线存在热膨胀，由于设
轴承不会有附加的支反力，图上也不会有反映。谱在这里，我们研究齿式联轴器不对中对高速转子系
统的影响
计或制造上的缺陷常常会导致壳体及管线的热分布
合振动、承早期损坏及油膜失稳等现轴象，系统平稳运行危害极大。对中不良对转子振对
动的影响首先取决于联轴器的形式，工业上采用的
（）ａ（）ｂ（）ｃ

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ＴｙｐｉｃａｌＶｉｂｒａｔｉｏｎＣｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃＡｎａｌｙｓｉｓｆｏｒＧａｓ
Ｂｅａｒｉｎｇ－ＲｏｔｏｒＳｙｓｔｅｍ
ＨａｎＤｏｎｇｊｉａｎｇＹａｎｇＪｉｎｆｕＣｈｅｎＣｈａｎｇｔｉｎｇ
（ＩｎｓｔｉｔｕｔｅｏｆＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＴｈｅｒｍｏＰｈｙｓｉｃｓ，ＣｈｉｎｅｓｅＡｃａｄｅｍｙｏｆＳｃｉｅｎｃｅｓ，Ｂｅｉｊｉｎｇ１００１９０，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｙｐｉｃａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｆｏｒｒｅｓｏｎａｎｃｅ，ｈａｌｆ－ｓｐｅｅｄｗｈｉｒｌ（ｃｒｉｔｉｃｌａｈａｌｆ－ｓｐｅｅｄｗｈｉｒ１），ｄｏｕｂｌｅｌｏｗｆｒｅ —
ｏｆｍｏｔｉｏｎｏｒｆｂｅａｒｉｎｇ－ｒｏｔｏｒｓｙｓｔｅｍ，ｗｈｉｃｈｐｒｏｖｉｄｅｓｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｏｎｔｒｏｌｌｉｎｇｍｅｔｈｏｄｓａｎｄｔｙｐｉｃａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎａｌｄａｔａｏｒｆｇａｓｂｅａｒｉｎｇ－ｒｏｔｏｒｓｙｓｔｅｍｓｔａｂｉｌｉｔｙｓｔｕｄｙ．
控制与稳定性研究提供可借鉴的数据和方法。
关键词：气体轴承一转子系统；共振；气膜涡动；双低频；气膜振荡；碰磨
中图分类号：ＴＫ１４；Ｖ２１４．３３文献标识码：Ａ文章编号：０２５４— ０１５０（２０１４）３— ００７— ７
ｑｕｅｎｅｉｅｓ，ｇａｓｗｈｉｐ，ｐｏｗｅｒｆｒｅｑｕｅｎｃｙｒｕｂｂｉｎｇａｎｄｌｏｗｆｒｅｑｕｅｎｃｙｕｂｒｂｉｎｇｗｅｒｅｇｉｖｅｎｕｎｄｅｒｇａｓｂｅａｒｉｎｇ－ｒｏｔｏｒｓｙｓｔｅｍｆｏｒａｓｉｎｇｌｅｓｐａｎ．Ｔｙｐｉｃａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓａｓｍｅｎｔｉｏｎｅｄａｂｏｖｅｗｅｒｅａｎａｌｙｚｅｄｂｙａｘｉｓｃｅｎｔｅｒｔｒａｃｋｓ，ｂｉｆｕｒｃａｔｉｏｎａｎｄｓｐｅｃ－
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｇａｓｂｅａｒｉｎｇ－ｒｏｔｏｒｓｙｓｔｅｍ；ｒｅｓｏｎａｎｃｅ；ｇａｓｉｆｌｍｗｈｉｄ；ｄｏｕｂｌｅｌｏｗｆｒｅｑｕｅｎｃｙ；ｇａｓｗｈｉｐ；ｕｂｒｂｉｎｇ
气体轴承一转子系统典型振动特性分析
韩东江杨金福陈昌婷
北京１００１９０）（中国科学院工程热物理研究所
摘要：给出了单跨、气体轴承支承的转子系统中出现的共振、气膜半速涡动（包含临界半速涡动）、双低频特性、气膜振荡、工频碰磨、低频碰磨等典型振动现象，采用轴心轨迹，分岔图，以及频谱图等振动测试分析方法，呈现了以上典型振动现象的动力学特征，为识别气体轴承中的典型振动现象提供试验数据支持；同时，针对以上典型振动特征，采用轴承一转子系统的载荷运动平衡方程，给出了定性的理论分析以及相应的控制方法，为气体轴承一转子系统的振动
ｔｒａｉｖｅｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌａｎｌａｙｓｉｓａｎｄｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇｖｉｂｒａｔｉｏｎｌａｃｏｎｔｒｏｌｌｉｎｇｍｅｔｈｏｄｓｗｅｒｅｄｉｓｃｕｓｓｅｄｗｉｔｈｅｑｕａｔｉｏｎ
气体轴承具有转速高、磨损小、功耗低的优点，
２０１４年３月
润滑与密封
ＬＵＢＲＩＣＡＴＩＯＮＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ
Ｍａｒ．２０１４
第３９卷第３期
Ｖｏ１．３９Ｎｏ．３
ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．０２５４— ０１５０２０１４．０３．００３