本发明公开了一种转子-滑动轴承动力相似试验台及试验方法,电机通过第一联轴节和增速齿轮箱相连,增速齿轮箱与转子通过第二联轴节相连,增速齿轮箱驱动转子转动;转子由左滑动轴承和右滑动轴承支撑;左滑动轴承通过左轴承工装和左轴承座相连,右滑动轴承通过右轴承工装和右轴承座相连,若干电磁执行机构非接触式安装在转子的下面;本发明通过非接触式电磁力改变滑动轴承的静载荷,通过动力相似原则将原来的大型转子缩小为小型的试验转子,并保证其试验状态与支撑大型转子时的实际工作状态一致,方法可行,实验结果具有极大的工程参考价值;对轴承的设计、极限载荷承载、动力特性分析、可靠性分析等,具有较高的参考价值,大大节约了成本。
1.一种转子-滑动轴承动力相似试验方法,该方法是在转子-滑动轴承动力相似试验台上实现的,用于大型高速径向滑动轴承性能测试,所述转子-滑动轴承动力相似试验台包括:电机(1)、第一连轴节(2)、增速齿轮箱(3)、左滑动轴承(4)、左轴承工装(5)、左轴承座(6)、若干电磁执行机构(7)、转子(8)、右滑动轴承(9)、右轴承工装(10)、右轴承座(11)、第二联轴节(15);其中,所述电机(1)通过第一联轴节(2)和增速齿轮箱(3)相连,增速齿轮箱(3)与转子(8)通过第二联轴节(15)相连,增速齿轮箱(3)驱动转子(8)转动;转子(8)由左滑动轴承(4)和右滑动轴承(9)支撑;左滑动轴承(4)通过左轴承工装(5)和左轴承座(6)相连,右滑动轴承(9)通过右轴承工装(10)和右轴承座(11)相连,以便不同的轴承可以在同一个试验台上进行试验;若干电磁执行机构(7)非接触式安装在转子(8)的下面,可以施加静载荷;所述电磁执行机构(7)包括定子(12)、线圈(13)和固定板(14),线圈(13)绕在定子(12)上,定子(12)固定在固定板(14)上;其特征在于,它包括以下步骤:(1)制备模型转子并将模型转子通过左滑动轴承(4)和右滑动轴承(9)安装在试验台上,模型转子的轴颈尺寸、一阶临界转速和动力学特性与原型转子一致,改变轴其余段的直径以及轴上圆盘的大小和位置,使转子在原型轴承支撑下的一阶弯曲临界转速与原转子-滑动轴承系统一致;在工作状况类同的条件下测试和试验滑动轴承的线性及非线性动力性能相一致;(2)电磁执行机构(7)的线圈(13)中通入直流电流,在转子(8)上产生一个方向向下、大小不变的电磁力,该力通过转子(8)作用于左滑动轴承(4)和右滑动轴承(9)上,增加了左滑动轴承(4)和右滑动轴承(9)的静载荷,电磁执行机构(7)可以是一个,也可以采用多个,通过调整电磁执行机构(7)的位置和数目以及线圈(13)中电流的大小,使得模型转子在试验环境中与原型转子的实际工况中的静载荷完全一致;(3)通过电磁执行机构(7)所产生的电磁力,可以进行左滑动轴承(4)和右滑动轴承(9)的极限承载能力试验。技术领域
本发明涉及转子动力学技术领域,尤其涉及一种径向滑动轴承试验装置及其试验方法。
背景技术
流体动压径向滑动轴承在大型高速及高速精密的旋转机械(如汽轮机组、工业压缩机、核电机组及各类大型机床)中得到广泛应用,滑动轴承不仅支撑转子正常运行,而且轴承油膜所提供的阻尼也是转子-轴承系统阻尼的主要来源。随着旋转机械的大型化、高速化和大容量化,转子-轴承系统的稳定性已经接近极限,因而轴承的设计也越来越重要,滑动轴承性能的好坏直接影响到整个机组的工作精度、寿命、可靠性和其他诸多技术经济指标,为此,在发展新产品或对产品质量的确认都要求在工作状况类同的条件下考核轴承的性能和可靠性,有时还需要对滑动轴承的极限承载能力进行考核。影响滑动轴承性能的因素有很多,包括设计、制造、安装及其所支撑的转子性能等,理论计算只能给出方向性的指导意见,真正的滑动轴承性能考核必须依赖实验进行。从相关文献来看,目前的滑动轴承试验台主要分为两大类。大部分滑动轴承试验台的结构是转子由两个辅助轴承(滑动或滚动轴承)支撑,即主轴的中心位置基本不变,试验用滑动轴承安置在轴的中间或悬臂端,轴瓦安装在可移动的气压或液压结构上,压力增加时,轴瓦相对于轴颈的位置改变,相当于改变了轴承的静载荷。另一类滑动轴承试验台,转子的一端或两端由试验用滑动轴承支撑。轴承的静载荷是确定的,无法改变。试验目的都是测试滑动轴承的摩擦功耗、温度场分布、小扰动下的刚度和阻尼系数等。第一类滑动轴承试验台,试验转子与真实转子的动力特性相差甚远,而且大部分情况下轴都是刚性的,无法展现实际工况下转子-轴承系统的非线性特性和稳定性情况。第二类滑动轴承试验台存在两个问题,一是轴承的静载荷无法改变,很难进行轴承的极限承载能力试验。第二,对于大型滑动轴承,其支撑的转子往往也很大、很重,如果直接对这样的转子-轴承系统进行试验,试验台功率往往不够而导致试验无法进行,如果改用小转子进行试验,又会因为工况差异使得试验的实际意义大大降低。
发明内容
本发明的目的在于针对现有滑动轴承试验装置所存在的不足,提供一种转子-滑动轴承动力相似试验台及试验方法,本发明用于大型高速径向滑动轴承性能测试,虽然支撑转子不同但是试验轴承在试验台上表现出来的线性和非线性动力特性相一致。本发明保证能在工作状况类同的条件下测试和考核滑动轴承的线性及非线性动力性能,需要时也可以对滑动轴承的极限承载能力和可靠性进行考核。本发明的目的是通过以下技术方案来实现的,一种转子-滑动轴承动力相似试验台,它包括:电机、第一连轴节、增速齿轮箱、左滑动轴承、左轴承工装、左轴承座、若干电磁执行机构、转子、右滑动轴承、右轴承工装、右轴承座、第二联轴节;其中,所述电机通过第一联轴节和增速齿轮箱相连,增速齿轮箱与转子通过第二联轴节相连,增速齿轮箱驱动转子转动;转子由左滑动轴承和右滑动轴承支撑;左滑动轴承通过左轴承工装和左轴承座相连,右滑动轴承通过右轴承工装和右轴承座相连,以便不同的轴承可以在同一个试验台上进行试验;若干电磁执行机构非接触式安装在转子的下面,可以施加静载荷。进一步地,所述电磁执行机构包括定子、线圈和固定板,线圈绕在定子上,定子固定在固定板上。一种应用上述转子-滑动轴承试验台的试验方法,它包括以下步骤:(1)制备模型转子并将模型转子通过左滑动轴承和右滑动轴承安装在试验台上,模型转子的轴颈尺寸、一阶临界转速和动力学特性与原型转子一致;(2)电磁执行机构的线圈中通入直流电流,在转子上产生一个方向向下、大小不变的电磁力,该力通过转子作用于左滑动轴承和右滑动轴承上,增加了左滑动轴承和右滑动轴承的静载荷,电磁执行机构可以是一个,也可以采用多个,通过调整电磁执行机构的位置和数目以及线圈中电流的大小,使得模型转子在试验环境中与原型转子的实际工况中的静载荷完全一致;(3)通过电磁执行机构所产生的电磁力,可以进行左滑动轴承和右滑动轴承的极限承载能力试验。本发明的有益效果是,本发明通过非接触式电磁力改变滑动轴承的静载荷,通过动力相似原则将原来的大型转子缩小为小型的试验转子,并保证其试验状态与支撑大型转子时的实际工作状态一致,方法可行,实验结果具有极大的工程参考价值。对轴承的设计、极限载荷承载、动力特性分析、可靠性分析等,具有较高的参考价值,大大节约了成本。
附图说明
图1是转子滑动轴承试验台的结构示意图;图2是电磁执行机构简图;图3原型转子和试验转子结构图;其中图(a)为原型转子,图(b)试验转子;图4xa0原型转子左轴承轴心轨迹(xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0xa0ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=220rad/s);xa0图5xa0模型转子左轴承轴心轨迹(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=220rad/s);图6原型转子左轴承垂直方向振动频谱(不平衡大小为3U₀);图7原型转子左轴承垂直方向振动频谱(不平衡大小为9U₀);图8模型转子左轴承垂直方向振动频谱(不平衡大小为9U₀);图9不同转速下的原型转子左轴承轴心轨迹;图10不同转速下的模型转子左轴承轴心轨迹;图11原型转子出现概周期时左轴承轴心轨迹(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=370rad/s);图12原型转子出现概周期时左轴承频谱(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=370rad/s);图13原型转子出现油膜涡动时左轴承轴心轨迹(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=380rad/s);图14原型转子出现油膜涡动时左轴承频谱(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=380rad/s);图15原型转子出现概周期时左轴承轴心轨迹(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=370rad/s);图16原型转子出现概周期时左轴承频谱(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=370rad/s);图17原型转子出现油膜涡动时左轴承轴心轨迹(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=380rad/s);图18原型转子出现油膜涡动时左轴承频谱(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=380rad/s);图19不加电磁力的模型转子左轴颈振动频谱(ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=243rad/s);图中,电机1、第一连轴节2、增速齿轮箱3、左滑动轴承4、左轴承工装5、左轴承座6、电磁执行机构7、转子8;右滑动轴承9、右轴承工装10、右轴承座11、定子12、线圈13、固定板14、第二联轴节15。
具体实施方式
下面根据附图详细描述本发明。如图1所示,本发明的转子-滑动轴承动力相似试验台,包括:电机1、第一连轴节2、增速齿轮箱3、左滑动轴承4、左轴承工装5、左轴承座6、若干电磁执行机构7、转子8、右滑动轴承9、右轴承工装10、右轴承座11、第二联轴节15。其中,电机1通过第一联轴节2和增速齿轮箱3相连,增速齿轮箱3与转子8通过第二联轴节15相连,增速齿轮箱3驱动转子8转动;转子8由左滑动轴承4和右滑动轴承9支撑;左滑动轴承4通过左轴承工装5和左轴承座6相连,右滑动轴承9通过右轴承工装10和右轴承座11相连,以便不同的轴承可以在同一个试验台上进行试验;若干电磁执行机构7非接触式安装在转子8的下面,可以施加静载荷。如图2所示,电磁执行机构7包括定子12、线圈13和固定板14,线圈13绕在定子12上,定子12固定在固定板14上。对于大型滑动轴承,其支撑的转子往往也很大、很重,如果直接对这样的转子-轴承系统进行试验,试验台功率往往不够而导致试验无法进行。如果改用试验的小转子,使小型转子和大型转子的动力特性相似,即保证转子的一阶临界转速基本相等,试验轴承试验状态与实际工况一致,进而在不同静载荷、动载荷、转速下试验轴承表现出来的线性和非线性动力特性也是一致的。这样通过变换设计,在功率较小的试验台上进行大型滑动轴承的性能测试,从而大大降低了试验成本。在实验台上可以用动力特性相似的小型转子来替代大型转子如图3所示。本发明应用上述转子-滑动轴承动力相似试验台的试验方法,包括以下步骤:1、制备模型转子并将模型转子通过左滑动轴承4和右滑动轴承9安装在试验台上,模型转子的制备要求如下:1.1、模型转子的轴颈尺寸必须与原型转子的完全一致,从而确保左滑动轴承4、右滑动轴承9与模型转子的轴颈之间的间隙保持不变。1.2、首先选择模型转子轴的直径和长度,经由ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="87"/>先估算轴的临界转速,式中,ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="21"/>是模型转子的固有频率,ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>是转子质量,ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="14"/>是刚度,然后考虑加入圆盘,调整圆盘的质量估算模型转子、左滑动轴承4和右滑动轴承9构成的模型转子-试验轴承系统的一阶临界转速,使之与由原型转子、左滑动轴承4和右滑动轴承9构成的原型转子-试验轴承系统的一阶临界转速基本一致,从而保证转子和轴承之间的相互影响与实际工况基本一致。1.3、计算模型转子和大型转子的动力学特性,保证模型转子系统与大型转子系统的动力学特性一致。模型转子与试验转子的重量与原型转子重量不一致,那么模型转子的轴承所承受的静载荷必然与实际工况不符,计算模型转子动力学特性时,在计算中加入静载荷,也就是在激励力里加入一个恒力,然后计算结果与大型转子的计算结果进行对比,可能某种状况下的动力特性与原型转子的稍微有些不同,在保证步骤二中临界转速一致的前提下,再次稍微调整模型转子的参数,包括轴的直径、长度和圆盘的宽度、质量以及圆盘的个数,直至使模型转子和大型转子的动力学特性一致。下面以一个实例来说明动力学特性一致,实施例用来解释说明本发明,而不是对本发明进行限制。原型转子如图3所示,轴的总长为1.02m,轴上有6个圆盘,转子总重约78kg,轴承跨距0.9m,采用ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="14"/>45的全圆轴承支撑。采用基于雷诺方程和半sommerfeld边界条件的短轴承理论对两者的动力特性进行分析如下。根据动力相似准则,在保证轴颈和一阶临界转速基本一致的情况下,为了显示本发明的容差性,两者的一阶临界转速略有不同。得到模型转子也如图3所示,为了降低试验成本,模型转子只用了3个圆盘,轴承跨距减小至0.7m,转子总重降低为20kg,不到原型转子的1/3。1.3.1、转速不变,不平衡量变化时体现的非线性特征一致保持大型转子的转速不变,变化不平衡量,计算其动力特性。当不平衡量为3U₀(U₁)时,从图4、图6已经看到出现了明显的2倍频分量,甚至隐约可见3倍频分量,这说明轴承油膜力已经出现了明显的非线性特性,随着不平衡量的进一步增加到6xa0U_0、9xa0U₀,2倍频、3倍频分量不断增加,这从轴心轨迹的形状图4就可以直接看出,从频谱图上图7可以看到,甚至还出现了4倍频分量。微调模型转子参数,激励里加入恒力,恒力大小为原始转子和模型转子的静载荷差,对模型转子进行动力学特性计算,直至其与原型转子振动状态都是非常相似的。对比图4和图5,图7和图8可以看到即同样当模型转子转速不变,不平衡量为U₀、3U₀、6U₀、9U₀,不论是轴心轨迹的位置、大小、形状,还是轴颈的振动频谱图,都应与大型原始转子的基本一样。这说明模型转子完全可以真实反映测试轴承的各种性能。1.3.2不平衡量不变,转速变化时体现的非线性特征一致保持原型转子和模型转子的不平衡量大小不变,改变它们的转动速度,所得的左轴颈轴心轨迹分别见图9和图10,从图中可以看出:不论是原型转子还是模型转子,随着转速的增加,轴心轨迹的中心都是向左、向上移动的,两组图中,不论是轴心轨迹的大小、形状,还是轨迹的位置,都非常相似,因为原型转子系统的一阶临界转速(见图12右图)略低于模型型转子系统的一阶临界转速(见图16右图),因此在一阶临界转速附近(250rad/s),模型型转子的轴心轨迹要稍大一些。以上计算结果表明:即使两者的一阶临界转速略有不同,但它们所展现出来的动力特性都是极其相似的,在此基础上所测得的相关参数完全可以满足工程应用的要求。1.3.3同一工作状态下,出现油膜涡动当原型转子系统的转速升至ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=370rad/s时,出现了明显的油膜涡动现象,轴心轨迹见图11,在频谱图上出现了较大的不会衰减的固有频率分量(约40Hz)见图12,而且在频谱图上还出现了更低的频率分量,这是工频和固有频率的差值,这是典型的非线性振动特性。因为固有频率和工频的比值为有理数,因此轴颈呈现概周期运动状态。轴心轨迹和频谱图表明,转子系统已经出现了较严重的油膜涡动现象。当转速升至ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=380rad/s时,固有频率分量已经远远大于工频分量见图14,因为此时的工频约为固有频率的1.5倍,因此轴颈呈现周期运动,轴心轨迹为内八字见图13,如果转速继续上升,轴心轨迹就呈现不断发散的现象,系统已经完全失稳。xa0模型转子系统出现油膜涡动直至失稳的过程与原型转子系统完全一致,同样在转速升至ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=370rad/s时,出现了概周期运动见图15,16,转速升至ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=380rad/s时,出现油膜涡动,见图17,18。只是因为模型转子系统一阶临界转速略高,因此系统出现概周期运动、周期运动的转速以及失稳转速也略高。在保证原始大型转子和模型转子轴颈一致的情况下,经估算选择模型转子,然后再对模型转子结构参数微调,使其与大型原始转子动力学特性一致,动力学特性主要体现在随着不平衡量、转速的变化,原始的大型转子和模型转子出现周期运动、概周期运动、半频涡动和失稳等过程和状态是一致的。这样微调后得到的转子模型试验台,可以模拟大型的转子实验台。同样是这个模型转子,如果撤掉作用在转子上的静载荷,其情况就完全不同了,首先是转子的轴心轨迹会全部上浮,使轴承的刚度、阻尼系数发生变化,另外,也是因为轴心轨迹上浮,导致系统的稳定性大大下降,同样条件下,不加电磁力的模型转子系统失稳转速在ntent="drawing" img-format="jpg" inline="no" orientation="portrait" wi="18"/>=243rad/s左右(图19),远远低于原型转子系统的失稳转速,说明加静载荷的方法对动力相似的模拟是很关键的。2、制备的试验转子的重量与原型转子重量不一致,那么轴承所承受的静载荷必然与实际工况不符,本发明采用一套电磁执行机构来解决这个问题。电磁执行机构7的线圈13中通入直流电流,在转子8上产生一个方向向下、大小不变的电磁力,该力通过转子8作用于左滑动轴承4和右滑动轴承9上,就增加了左滑动轴承4和右滑动轴承9的静载荷,电磁执行机构7可以是一个,也可以采用多个,通过调整电磁执行机构7的位置和数目以及线圈13中电流的大小,使得模型转子在试验环境中与原型转子的实际工况中的静载荷完全一致。3、通过电磁执行机构7所产生的电磁力,可以进行左滑动轴承4和右滑动轴承9的极限承载能力试验。包括最大和最小静载荷2种情况,最大静载荷条件下,很容易出现轴承和轴颈碰摩的情况,而最小静载荷条件下,转子浮得很高,很容易出现油膜振荡的情况。在实际工况中,由于进气(液)的方向不同,或叶轮周围工作介质密度变化等情况,往往会使轴承的静载荷出现变化。另外,即使静载荷保持不变,当动载荷或转速变化时,也会引起轴颈静平衡位置的改变,也就是说动静载荷是互相影响的,这些影响在试验台上进行分析则更有效。