1、油膜振荡的特征及判别方法山东工程学院 曲庆文 马浩 柴山摘要：油膜振荡是大型机电设备出现故障较多的原因之一，本文主要对机电设备中出现油膜振荡的特征及判别方法加以总结论述，以便尽可能地避免油膜振荡的产生，提高机电设备的利用率和生产效率，减少设备的维修时间。关键词：油膜振荡；设备故障；故障检测1 涡动转轴的涡动通常有惯性涡动、液力涡动和气隙涡动等 1 。对于轴颈轴承受到动载荷时，轴颈会随着载荷的变化而移动位置。移动产生惯性力，此时，惯性力也成为载荷，且为动载荷，取决于轴颈本身的移动。轴颈轴承在外载荷作用下，轴颈中心相对于轴承中心偏移一定的位置而运转。当施加一扰动力，轴颈中心将偏离原平衡位置。若这样
2、的扰动最终能回到原来的位置或在一个新的平衡点保持不变，即此轴承是稳定的；反之，是不稳定的。后者的状态为轴颈中心绕着平衡位置运动，称为“涡动”。涡动可能持续下去，也可能很快地导致轴颈和轴承套的接触，稳定性是轴颈轴承的重要性能之一，是由于惯性作用的主要例证。惯性涡动是由于转子系统的不平衡重量引起的惯性离心力 P 强迫引起的涡动。图 1 所示，矢量 P 与瞬时轴的动态挠度 oH 的夹角 表示惯性涡动的不同位置，夹角 随轴的转速 nW变化。对于小的 nW值， 接近于零，当轴的转速小于临界转速时， 由零增加至 90，此时力 P 可以分解成作用在挠度方向 oH 上的力 Pr和垂直于 OH 的力 Pt。P
3、r与轴的弹性变形后生成的弹性力相平衡；而 Pt则没有与之平衡的固定力，于是被迫形成“同步涡动”。当轴的转速达到临界转速 nk时，涡动达到极值；若转速继续增加，超过临界转速nk后，涡动减小。此时， P r与挠度方向相反，产生自动对中现象，这是柔性轴的特征。图 1 惯性涡动由此可知，涡动振幅 oH 与力 P、角度 及接触介质有关。液力涡动又称流体涡动，它是由于轴颈与轴瓦之间润滑油层中液动力所强迫造成的涡动。图 2 是一经过理想动平衡(S=H)轴的径向轴颈，且有旋转速度 nW。若使该轴无任何横向力作用，那么轴颈位于轴承的中心位置即(H=o)。当由于某种原因，轴颈中心作以半径为 oH 的圆旋转时，润滑
4、层内产生不对称的压力场，它的合力在图中由 RQ表示，同时，在轴颈上作用有与 oH 方向相同的离心力 P。此两个力合成为力 Q，力 Q 可分解为与轴的弹性挠曲力平衡的力 Qr和不平衡力 Qt，此力将引起流体涡动。图 2 液力涡动原理对于流体涡动只能发生在流体润滑状态，且为弹性转子系统的不稳定时刻。对于柔性轴工作的稳定性条件已由 Hori 推导出 1 ，他区分了两种流体涡动，即小的油膜振荡和大的油膜振荡。对于最简单的涡动速度分析，设轴颈中心的涡动转速为 ，润滑剂为常密度，若不考虑压力梯度的影响，根据流量平衡条件，由图 3c 可得，进入控制空间单位轴承宽度的体积流量和离开控制空间的体积流量分别为(R
5、 j-e)(c+e)/2 和(R j+e)(c-e)/2,此二者之差应该等于轴颈移动造成的控制空间的容积增长率，即 2Re，则得图 3 轴颈的涡动倾向(1)式中，R 为轴承半径；e 为偏心距；c 为半径间隙。从而解得= j/(2+c/R) j/2 (2)由此，当轴颈偏离平衡位置，单从流量来考虑，涡动转速为自转转速的一半或稍小。偏心率(偏心距与半径间隙之比)越小，上式越精确。在偏心率大时，压力梯度的影响越来越显著，上式就不能用了。由于偏心率增大有利于轴承的稳定性，所以上式在一般计算中是不能完全反映问题的。2 油膜振荡机理研究的发展油膜振荡是由于滑动轴承中的油膜作用而引起的旋转轴的自激振荡，可产生
6、与转轴达到临界转速时同等的振幅或更加激烈。油膜振荡不仅会导致高速旋转机械的故障，有时也是造成轴承或整台机组破坏的原因。在日本和中国都有过由于油膜振荡而出现机组破坏的实例。油膜振荡从 1925 年由 Newkirk B L 和 Taylor H D 首先提出以来 2 ，经过了从认识到深化理解的长期发展过程，到目前已经基本成熟，能较深刻地揭示油膜振荡的本质。1925 年 Newkirk 和 Taylor 发现了由用滑动轴承支持的旋转轴，当转速达到转轴的临界转速的两倍以上时，基于某种边界条件，引起转轴的激烈甩动。停止给油，转子甩动即停止，恢复给油，甩动即恢复。从而发现甩动的原因来自于油膜。且论述如下
7、：(1) 油膜振荡发生于转轴两倍临界转速以上，其甩动方向与转轴旋转方向一致；(2) 油膜振荡的甩转角速度与转轴旋转角速度无关，约等于转轴临界转速时的角速度；(3) 油膜振荡与转轴在临界转速下产生的振动不同，一旦发生，转速增加也不会停止；(4) 缩短轴承宽度则不易发生油膜振荡；(5) 轴承的支承若做成自动调心式，在安装轴的两端轴承时使其有少量的不同心度，对于防止油膜振荡也有一定的作用。1956 年 Newkirk B L 和 Lewis J F 发表论文称，在工作转速达 5 倍临界转速时尚未产生油膜振荡。同年，Pinkus O 提到，在大量实验里证实了油膜振荡的“惯性效应”，即当没有油膜振荡时，
8、即使提高转轴的转速也可维持原状；而当产生油膜振荡时，虽然降低转速，油膜振荡仍有继续下去的倾向。同时，有人提出，当转轴工作转速低于不稳定转速时，若加以冲击也可能会出现激烈的油膜振荡现象。在发生油膜振荡后对振幅的变化，Newkirk 和 Taylor 则指出，油膜振荡一旦发生，伴随转轴转速的上升将愈为激烈，以后似乎没有稳定区；但也有人说，提高转速后振幅会减小。日本油膜振荡学者堀幸夫在实验中也有类似的发现。同时人们还提到在某些情况下转轴的稳定与不稳定状态被一段短暂的振荡所分开。润滑油的粘度系数(或油温)对油膜振荡的影响也成为争论的问题。多数学者认为油温愈高也即粘性愈小愈不容易引起油膜振荡，但也有相反
9、意见。Pinkus 还特别提出温热的油和冷油对油膜振荡都具有稳定作用。姚福生院士在东方汽轮机厂工作期间，处理汽轮机油膜振荡问题及在大量实验的基础上也观察到上述结果，对这些油膜振荡稍加处理就会立即消失，采用了提高轴承进油温度、改变轴承垂直和水平间隙、改变轴承宽度、改变轴承形式等手段。总之，油膜振荡的产生与多种因素有关，概括起来如下 38 ：(1) 轴系结构设计 它影响转轴的刚度，也即影响临界转速；同时也影响转轴的载荷分布及轴的挠曲程度；转轴在工作过程中偏心率的大小将影响其临界转速，同时也影响轴承的工作条件，即轴承的工作性能。(2) 轴承负载 大型汽轮发电机组轴系安装时，是在转子不旋转的状态下，按
10、制造厂家提供的挠度曲线和规范，调整轴承中心位置找正的。但在运行过程中，由于机组的热变形，转子在油膜中浮起，以及真空度、地基不均匀下沉等因素的影响，轴系对中情况将发生变化，即标高产生起伏。因此，在热态下，机组轴承的负荷将重新分配，有可能使个别轴承过载，出现温升过高和烧瓦，个别轴承的负荷偏低，产生油膜振荡或其它异常振动。(3) 轴承进油温度 油温对油膜振荡有很大的影响，当其它条件不变时，油温高则油的粘度低，最小油膜厚度变小，轴承的工作点、油膜刚度和阻尼系数都将发生变化。一般情况下，油温高，最小油膜厚度小，偏心率大，轴承不易产生油膜振荡，即稳定转速提高的缘故。(4) 轴瓦间隙 轴瓦间隙影响轴承的稳定
11、性，主要是由于影响轴承运行的最小间隙，最小间隙是稳定工作的重要依据。最小间隙越小，轴承工作越稳定。(5) 其它因素 根据国内外文献及实验说明，轴承紧力、支承座、基础的刚度等对轴系稳定性也有影响。定性地说，支承刚度、阻尼增大稳定性提高，特别是增大阻尼对提高稳定性有明显的作用，但目前还缺乏实验数据的支持。3 油膜振荡的判别油膜振荡的性质与不平衡振动有本质的区别，油膜振荡现象有以下特征：(1) 油膜振荡在转子一阶临界转速的两倍以上转速时发生，一旦发生振荡，振幅急剧加大，即使再提高转速，振幅也不会下降，如图 4 所示。强烈振动有时会导致烧瓦和轴系的破坏。图 4 油膜振荡(2) 油膜振荡时，轴心涡动频率
12、通常为转子一阶固有频率，振型为一阶振型。(3) 油膜振荡时，轴心涡动方向和转子旋转方向相同，为正向涡动。而干摩擦引起的自激为反向涡动。(4) 转速在一阶临界转速的两倍以下时可能产生半速涡动，涡动频率为转速的一半。半速涡动的振幅较小，若再提高转速则会发展成为油膜振荡，如图 5 所示。半速涡动通常在高速轻载轴承情况下发生。图 5 半速涡动油膜振荡(5) 油膜振荡具有惯性效应，升速时产生油膜振荡的转速与降速时油膜振荡消失的转速不相同，如图 6 所示。图 6 油膜振荡的惯性效应(6) 油膜振荡开始发生但还未发展为剧烈的自激振动时，轴心轨迹图形呈现紊乱状态，在一般情况下，正常工作时，轴心也是按一定的轨迹
13、运动，其轨迹在小范围内变化。当油膜振荡发生时，振动逐步剧烈，轨迹的变化范围剧烈增大，且呈紊乱状态。(7) 油膜振荡时转轴将承受较大的交变应力，由油膜振荡产生的交变应力的频率是转轴旋转频率与轴心涡动频率的差。油膜振荡可根据上述特征进行判断。在实际中，以计算临界频率为依据，测量转轴的转速及振动或轴心轨迹，也可以测量轴上的作用力的变化，判断振动和轴心轨迹，预防油膜振荡发生，保证机器的正常运转。由此可知，防止油膜振荡的措施可从以下几方面着手，即增大轴承载荷；降低润滑油粘度；改变轴承间隙；改变轴承的结构形式等。4 结论以上对油膜涡动与油膜振荡的区别，在概念上的异同及它们的发展过程等作了论述。由上可知，油
14、膜振荡对机电设备的危害极大，是滑动轴承实际应用中必须考虑的问题，同时，油膜振荡的影响因素又很多，在机械的运转过程中，根据油膜振荡产生的现象，应通过测量振动和轴心轨迹来预测油膜振荡产生的可能性，以保证机器的正常运行。SFCB 如何提高旋转机械的稳定性Donald E. BentlyFounder, Chairman, and CEOBently Nevada Corporation, andPresidentBently Rotor Dynamics Research Corporatione-mail: 我们新的流体伺服可控轴承（ServoFluid?Control Bearing (SFCB
15、)）可以从根本上消除流体涡动。油膜振荡及其它一些常见的失稳故障，只能部分地通过流体伺服可控轴承（ SFCB）进行解决。然 庵种岢卸杂谙 饫嗟氖 裙收希 喽杂诔娴募际酰 匀痪哂泻艽蟮挠攀疲 以谝恍 贸现校 梢蕴峁恢挚尚械慕饩龇桨浮颐且丫 诓煌 幕 魃希油暾 难顾趸 榈阶 邮匝樘 哉庵种岢邢 卸 驼竦吹男 辛耸匝楹脱菔荆 馄恼麓蛹际跎虾褪 隙哉庵衷鲅怪岢屑际跞绾翁岣呶榷越 辛司 返乃得鳌疚闹忻枋鑫榷缘南喙毓 绞怯? Don Bently 和 Agnes Muszynska 提出并完善的。流体伺服可控轴承（SFCB）工作的两个原理为了能理解 SFCB 如何工作，我们最好先看一下常规的流体动压和静压轴
16、承是如何工作的。我们的轴承同时借鉴了这些轴承的某些特点，但我们借鉴的过程采取了一种创新的方式，从而使轴承的设计具有新的重大改进。油膜轴承传统上可以分成两种类型： .流体动压轴承.流体静压轴承正如轴承名称本身的含义，一类轴承流体动压类型基于流体动压（运动）的原理，在轴承和转轴之间产生油膜。另一类轴承流体静压类型基于静压（无运动）原理，通过从外部注入带压力的润滑剂来产生油膜。SFCB 结合了这两类轴承的特点。流体动压轴承and Paul GoldmanManagerBently Rotor Dynamics Research Corporatione-mail: and Thom Eldridge
17、SFCB Project Team LeaderBently Rotor Dynamics Research Corporatione-mail: (点击放大)这类轴承1的刚度和阻尼特点可以用下面的公式表达：这里:为流体动压轴承中的径向刚度和阻尼为约束为轴颈直径和径向间隙为轴承长度为运动粘度为偏心率为旋转速度可以看到，这两种轴承参数（刚度和阻尼）是相互作用的。换句话说，在试图改变阻尼时必然引起刚度的变化。例如：公式（1）和（2）显示如果采取提高流体粘度 h 的方法增加刚度，也会导致阻尼的增加，因为两个公式都直接与流体粘度 h 成正比。如果设计者为轴承选择了一个“完美”的刚度，那么这通常会得不到
18、最佳的阻尼，反之亦然。这个基本的约束关系说明在轴承实际设计中通常必须寻求一个平衡点，而不能单纯地去追求完美的刚度和阻尼。我们将会看到，在流体伺服可控轴承中，这将不再是一个问题。同时，还需指出的是刚度直接正比与轴的旋转速度（）。在流体动压轴承中，这是很自然的，因为支撑的油楔是由动态运动（轴承和轴表面之间）产生的。 流体静压轴承这类轴承的刚度特点可以由下面的公式描述，这些公式是由 Rowe 和 ODonoghue 2提出: 这里:=流体静压轴承的刚度=供油压力=轴承直径=轴承和轴颈之间的间隙=轴承长度=单个轴向封油面长度= 基于轴承尺寸 和压力 的无量纲刚度(点击放大) 这里:=油囊压力=油囊数目
19、=单个轴向封油面长度一个流体静压轴承的阻尼同样可以由公式（2）来描述。注意公式（3）中这种轴承的刚度与 Ps润滑油供油孔和泄油孔之间的压差相关。同样很自然的，我们可以发现，提高润滑油压力，可以增加轴承的刚度。流体伺服可控轴承（ServoFluid?Control Bearing）流体伺服可控轴承（ ServoFluid?Control Bearing）综合了流体动压轴承和流体静压轴承的特点，其刚度可以用下面公式表达：这里阻尼与流体静压轴承相同。注意，SFCB 的刚度特点是，与流体动压轴承一样，在低偏心率时具有很高的刚度，并且当轴颈接近轴承壁时，刚度急剧增加，这也与流体动压轴承的特点相同（图 1
20、）。由于 SFCB 的流体静压部分的刚度与流体的粘度无关，所以可以通过改变流体的粘度来调整阻尼，这样，就可以优化阻尼刚度比。涡动和振荡为了描述轴承的特点对一个转子/轴承系统的流体激励失稳（涡动/振荡）产生的影响，我们来考虑一下图 2 所示的简单的转子系统。这个系统的参数包括转子的质量 M，轴的刚度 Ks，刚度 KB，阻尼 DB，和油膜轴承中的流体周向平均速度比。转子的横向响应用位移的矢量 r = x + jy （相应的，x 和 y 是垂直和水平位移，并且 j= -1 ）。轴的弯曲矢量 r1 和轴颈的位移矢量 r2 合成矢量 r。描述系统运动的公式如下所示：这里，a 和 为转子质量中心的径向位置
21、和角度。转子系统（ 8）开始出现失稳的最低的旋转速度 可以用 Bently-Muszynska 失稳槛值3来描述：这里 为当轴颈处于轴承中心位置（偏心率为 0）时，油膜轴承的刚度。按照公式（7），这时的刚度只由流体静压部分决定：并且与供油压力成正比。当轴承的刚度低于轴的刚度，它就控制了失稳的槛值。在这种情况下增加轴承的供油压力，就可以将失稳槛值移动到操作转速之上。但当轴承的刚度大于轴的刚度时，增加轴承的刚度不会明显的升高失稳槛值。在同步响应出现失稳后，系统会出现自激振动，这时系统响应可以用同样的一组公式来描述。但如果忽略不平衡力，系统的响应会是以未知的自激振动频率振荡的谐波（）。该振荡频率满足
22、下面的公式： 公式中直接和正交项如下所示:直接正交公式 12a 和 12b 同时被满足,当:或者,当:这些响应会导致两种截然不同的失稳现象。第一种通常被称为流体涡动，当满足公式（13a）的条件时会发生这种失稳。当发生涡动时，失稳响应主要受轴承的刚度的影响。第二种失稳情况会在满足公式（13b）的情况下发生，这时会导致振荡失稳。但是，如果研究一下公式（13b）会发现，它只会在 KB 才会发生。实际上，我们不会有一种无限大刚度的轴承。我们通常会在 KB KS时看到振荡失稳。当轴的刚度对失稳响应产生主要影响时会出现振荡失稳。1. 涡动正如上面说明的那样，涡动会在公式（13a）条件时发生。在涡动状态下，
23、轴颈的位移幅值r2 要比轴的弯曲 r1 大得多，而相位是基本相同的。这说明对于涡动响应主要是一种刚性模态。换句话说，轴承的刚度决定失稳响应。通过增加公式（9）中的轴承刚度 KB，我们可以随意升高失稳的槛值 。这可以精确的解释为什么 SFCB 可以消除失稳故障因为轴承刚度 KB可以单独提高，而不会对阻尼产生影响，从而可以将失稳槛值提高到工作转速之上，这排除了涡动发生的可能性。轴承可以在原始设计中保证有恰当的刚度，使失稳槛值高于工作转速。如果由于某些原因状态发生变化，轴承的刚度可以在现场通过升高供油压力来提高，从而可以升高失稳槛值。2. 振荡我们已经说明在公式（13b）的条件被满足时，会看到不同类
24、型的失稳响应，称为振荡。我们也指出轴承不可能真的实现刚度无限大，轴承刚度可以远远大于轴的刚度。本质上，公式（13b）告诉我们的一点是，增加轴承刚度不会对这种失稳的槛值产生影响，失稳槛值受轴的刚度的影响。这是显而易见的，当轴承的刚度远大于轴刚度，系统中最小刚度的弹簧（轴刚度）开始主导系统的响应，而进一步增加轴承刚度不会对响应产生影响。图 2 也可以用来帮助清楚地理解这一点。注意我们在系统中有两个串联的弹簧一个由轴刚度 Ks 决定，另一个由轴承的刚度 KB决定。如果“轴承”弹簧（受 KB 影响的那一项）用一个刚度无限大的弹簧代替（如一条直线），系统还将有一个弹簧，受 Ks 的影响。这就是公式（13
25、b）所描述的情况。轴刚度支配失稳响应的区域称为振荡。我们已经知道，进一步提高轴承刚度无法控制油膜振荡故障。所以必须提高轴刚度，或者降低 l，或两方面同时着手处理。这样，振荡作为一种转子弯曲模态的失稳响应，只能部分地被 SFCB 控制。SFCB 可以从两方面帮助解决振荡故障：可以提高 SFCB 中的润滑油轴向流动来降低 。可以用 SFCB 代替原先转子中间跨距处的密封来增加轴刚度 Ks。 同样，可以安装反旋流装置来降低 。总结这篇文章对流体动压轴承和流体静压轴承的工作原理进行了说明。并且进一步说明 SFCB 同时具有这两类轴承的特征。它的刚度是静压轴承和动压轴承刚度的线性之和，并且，其阻尼与静压轴承相同。文章从数学上以及直观的解释，说明了 SFCB 完全消除涡动失稳的功能，同时，也说明了如何部分地控制振荡失稳的特殊考虑。
