彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性分析

王樹涵,楊海生,唐 瑞,羅 斌,楊小民,鄧四二

(1.河南科技大學 機電工程學院,洛陽 471003;2.中國航空發動機集團有限公司 四川燃氣渦輪研究院,成都 610500)

新一代航空發動機的研制除了向高推重比、高性能等方向發展外,還對結構、工況等方面提出更高的要求。為了降低轉子過臨界轉速時產生劇烈振動,將彈性環、擠壓油膜阻尼器與滾動軸承聯合使用,形成彈性環式擠壓油膜阻尼器(elastic ring squeeze film damper,ERSFD) 一體化圓柱滾子軸承,提高航空發動機?軸承系統的動態性能和工作可靠性。

彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承的動態特性研究已引起眾多學者的關注。周明等[1-3]利用雷諾方程推導了ERSFD內外油膜壓力控制方程,建立 ERSFD 減振機理模型,初步研究了其減振機理。洪杰等[4]基于有限元方法,根據有限元擠壓油膜理論對ERSFD中的彈性環支承剛度、油膜壓力場分布和油膜阻尼等特性進行了研究。曹磊等[5-6]通過對彈性環剛度和ERSFD油膜特性的研究,指出了 ERSFD 的減振機理,確定了影響轉子臨界轉速的重要因素。Zhang等[7]采用有限微分法和數值模擬方法分析了ERSFD的油膜壓力分布、承載能力、油膜剛度和振動期間的阻尼特性,并根據油膜壓力結果,用有限元方法揭示彈性環的變形。王震林等[8-9]考慮彈性環凸臺處的接觸作用,采用數值方法改進了ERSFD的流固耦合模型,識別了油膜和彈性環的動力學特性,研究了渦動頻率、凸臺數目、高度和寬度以及彈性環厚度對阻尼器動力學特性系數的影響。Han等[10]利用SAM方法,通過將轉子動力學方程與彈性變形的確定相結合,開發了一種改進的 ERSFD 支撐轉子的動力學模型,指出采用ERSFD可以顯著提高轉子系統的等效油系數和阻尼比。Chen等[11]利用一種半解析法建立了一種帶有ERSFD的螺旋錐齒輪模型,該模型可以很好的利用與齒輪系統,研究結果表明ERSFD與傳統的擠壓油膜阻尼器(squeeze film damper,SFD)相比,在抑制系統非線性特性方面具有更好的性能。Meeus等[12-13]通過試驗對乏油狀態下帶SFD的圓柱滾子軸承進行研究,結果表明軸承在輕載工況下,不平衡激振升高時會出現高度非線性行為;隨后通過試驗模擬和測量振動響應,提出增加軸承受載有助于緩解轉子振動問題。孫雪等[14]建立了考慮軸承套圈彈性變形因素的彈支高速圓柱滾子軸承動力學模型,分析了不同彈性支承結構參數和徑向載荷、軸承內圈轉速對保持架穩定性的影響,研究結果表明:與剛性支承相比,彈性支承使軸承保持架穩定性有了明顯的提升。夏玉磊等[15]在非穩態工況下建立彈支 SFD 圓柱滾子軸承-剛性轉子剛柔耦合動力學分析模型,對軸承打滑率進行了分析。李文灑[16]建立了鼠籠彈支擠壓油膜阻尼器軸承圓柱滾子軸承模型,對鼠籠彈支SFD軸承振動特性及外圈質心軌跡進行分析,并通過試驗對鼠籠彈支SFD對軸承減振作用進行了驗證。鄭向凱[17-18]利用剛柔耦合連接將鼠籠彈支結構與軸承外圈和軸承座相連接,建立鼠籠彈支一體化球軸承動力學模型,對軸承保持架打滑率進行分析,并在此基礎上將模型與SFD進行耦合,研究了軸承工況參數對彈支 SFD 球軸承振動及保持架穩定性的影響。田野等[19]通過試驗對帶鼠籠彈支-擠壓油膜阻尼器的滾動軸承進行研究,分析了彈支結構和SFD的剛度和阻尼特性,計算出該系統的臨界轉速和瞬態動力特性,試驗結果表明,鼠籠彈支-SFD結構可以降低轉子的最大振動幅值,提高系統穩定性。上述學者在進行ERSFD動力學性能分析時,均是將軸承簡單等效為一個阻尼和彈簧剛度;在彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承動力學性能分析時,目前基本是鑒于彈支結構、擠壓油膜阻尼器或彈性環式擠壓油膜阻尼器單個因素基礎上的圓柱滾子軸承動態特性分析,缺乏彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化的動力學特性與圓柱滾子軸承動態性能的相互影響研究。劉準等[20]對某型號航空發動機進行了模擬試驗,出現了極少見的轉子—軸承系統振動幅值長周期變化現象,根據此現象進行長時間測試和驗證。試驗表明,軸承游隙較大時造成了該軸承的振動幅值長周期變化現象。通過改變供油條件或適當增加不平衡載荷的方式消除該現象。田晶等[21]利用建立的中介軸承多點復合故障的4自由度動力學模型分析軸承故障的動力學特性;搭建試驗臺以采集振動信號,對動力學模型進行驗證。鑒于此,本文在滾動軸承動力學理論基礎上,結合ERSFD動力特性,建立了ERSFD一體化圓柱滾子軸承動力學分析模型,對ERSFD一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性及打滑率進行分析,研究結果對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承的結構設計提供一定的理論基礎。

1 彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承動力學模型

1.1 彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承坐標系

根據彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承的結構特點,建立如圖1所示的坐標系。

圖1 彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承坐標系

(1) 慣性坐標系{O;X;Y;Z},X軸與軸承軸線重合,YOZ面與通過軸承中心的徑向平面平行,此坐標系在空間中固定,其他坐標系均參照此坐標系來確定。

(2) 滾子質心坐標系{or;xr;yr;zr},此坐標系原點與滾子幾何中心重合,yr沿軸承徑向方向,zr沿軸承周向方向。此坐標系隨著滾子中心移動,但不隨滾子自轉,每個滾子都有自己的局部坐標系。

(3) 保持架質心坐標系{oc;xc;yc;zc},此坐標系由慣性坐標系{O;X;Y;Z}平移得到,原點oc與保持架幾何中心重合,坐標系隨著保持架一起移動和旋轉。

(4) 保持架兜孔中心坐標系{op;xp;yp;zp},此坐標系開始時與滾子質心坐標系重合,隨后隨著保持架一起移動和旋轉;此坐標系的原點op與保持架兜孔幾何中心重合,每個兜孔都有自己的局部坐標系。

(5) 內圈質心坐標系{oi;xi;yi;zi},此坐標系由慣性坐標系{O;X;Y;Z}平移得到,坐標原點oi與內圈幾何中心重合,坐標系隨內圈一起移動和旋轉。

(6) 彈性環質心坐標系{ot;xt;yt;zt},此坐標系由慣性坐標系{O;X;Y;Z}平移得到,坐標原點ot與彈性環幾何中心重合。

1.2 ERSFD計算模型

ERSFD一體化圓柱滾子軸承結構如圖2所示。與傳統的擠壓油膜阻尼器(SFD)相比,ERSFD在擠壓油膜中裝配了彈性環結構,彈性環的內外側交替布置支承凸臺,將擠壓油膜分隔成多個分段的油膜腔,內凸臺與軸承外圈(軸頸)的外圓柱面接觸,外凸臺與軸承座的內圓柱面接觸。

圖2 彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承簡圖

彈性環相對軸承座不自轉,阻尼器的長度與軸頸直徑之比通常小于1/4,內外腔的油膜半徑間隙通常不超過軸頸直徑的千分之五。為了簡化控制方程,本文忽略彈性環上的小孔,且阻尼器未有軸向端封,對油膜流體作以下假設:① 忽略體積力; ② 薄膜流動; ③ 流體為不可壓牛頓流; ④ 未考慮溫度效應和軸頸曲率效應;⑤ 沿潤滑膜厚度方向黏度數值不變;⑥ 流體為層流流動;⑦ 忽略慣性力。

根據以上的假設并結合N-S方程,推導出彈性環式擠壓油膜阻尼器的油膜控制方程為

(1)

(2)

式中:μ為潤滑油的黏度;R為軸頸半徑;x和θ分別為軸向和周向坐標;Ω為軸頸進動速度;p1和p2分別為內外油膜油的壓力;h1和h2分別為內外油膜厚度,取內油膜厚度h1=c1+ecosθ+r(θ),外油膜厚度h2=c2-r(θ),c1與c2為彈性環式擠壓油膜阻尼器的內外油膜半徑間隙,e為軸頸偏心距,r為彈性環徑向變形量。

彈性環受軸頸的周期偏心距激勵。假定軸頸作穩態圓進動,徑向平面的位移表示為

xt=eosin(Ωt);yt=eocos (Ωt)

(3)

式中,eo為軸頸渦動半徑。

將內凸臺視為剛性結構并與軸頸的外圓柱面接觸,外凸臺與軸承座內環的接觸視為固定約束,兩者始終接觸;因此彈性環上第i個凸臺的徑向位移為

(4)

式中,i=1,2,…,N,N為彈性環凸臺個數。

將式(1)與式(2)積分,推導出內外油壓的表達式

(5)

Q1x+Q2θ∈θi,θj

(6)

(7)

阻尼器軸向兩端的邊界條件為

(8)

式中,pe1和pe2分別為阻尼器軸向初始壓力。因為本文研究的為彈性環式擠壓油膜阻尼器無密封的情況,所以初始壓力為

p1(θ,z)=0;p2(θ,z)=0;θ∈θbi,θbj

(9)

式中,θbi和θbj分別為凸臺位置的上下圓周角。

周向油膜力Fr和徑向油膜力Fr可以通過對油膜壓力(以內油膜為例)在下邊界角至上邊界角之間進行積分獲得

(10)

(11)

最后將彈性環式擠壓油膜阻尼器作用在軸承外圈的油膜力轉換到y和z方向可以表示為

(12)

式中,φ表示軸承徑向與z軸之間的偏移角。

1.3 彈性環剛度計算模型

傳統的彈性環剛度經驗公式只能對彈性環剛度進行近似的估計,因此,使用有限元方法計算彈性環剛度[22]。忽略彈性環的剛性運動,在彈性環內外側建立兩個剛性環分別模擬軸承外圈與軸承座內環。在模型外側施加徑向約束,并對彈性環上一排節點施加徑向力,對這些節點施加周向和軸向約束;求解出彈性環變形量后,由下式計算出彈性環剛度

(13)

式中:Kr為彈性環剛度;Fj為施加的徑向力;δ為彈性環最大位移量。

1.4 彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承動力學微分方程

1.4.1 滾子動力學微分方程

軸承運轉過程中,軸承內、外圈、保持架等都對滾子產生相對作用,滾子受力如圖3所示。本文采用“切片法”對滾子進行處理,計算滾子所受載荷[23]。

圖3 滾子受力示意圖

(14)

1.4.2 保持架動力學微分方程

軸承在運轉過程中,其保持架受到滾子的碰撞摩擦力、保持架與引導面間滑油對保持架端面和表面阻力的共同作用,保持架的受力如圖4所示。

圖4 保持架受力示意圖

(15)

1.4.3 內圈動力學微分方程

內圈的動力學微分方程可表示為

(16)

1.4.4 外圈動力學微分方程

軸承在運轉時,外圈不發生轉動,因此不需要建立軸承外圈力矩平衡方程。與彈性環式擠壓油膜阻尼器結構耦合后軸承外圈受到彈性環自身支反力和擠壓油膜阻尼器y和z方向的油膜力,耦合后的外圈動力學微分方程為

(17)

2 彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性分析

以某航空發動機主軸圓柱滾子軸承為分析對象,采用GSTIFF預估-校正變步長積分法對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承動力學方程組進行求解,研究軸承轉速、載荷以及彈性環結構參數對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性以及保持架打滑率的影響。彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承主要參數如表1所示。

表1 彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承主要參數

對于圓柱滾子軸承,保持架打滑率定義為

(18)

(19)

對振動加速度的時域圖進行快速傅里葉變換,得到振動加速度的頻譜圖。振動加速度級為

(20)

式中:aRMS為振動加速度的均方根值,m/s2;a0為參考加速度,取a0=9.81×10-3m/s2。

2.1 轉速對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性的影響

當軸承徑向載荷為4 000 N,彈性環凸臺個數為8個,彈性環凸臺寬度為5 mm,凸臺高度為0.4 mm,轉速從5 500～13 500 r/min變化時,對圓柱滾子軸承的保持架振動特性進行分析。

圖5和圖6分別為不同轉速工況下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架振動加速度幅頻特性;圖7為不同軸承轉速工況下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架振動加速度級圖;圖8為不同轉速工況下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架打滑率特性圖。圖9為不同轉速工況下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架質心軌跡圖。

圖5 不同轉速下非ERSFD軸承保持架的振動頻譜圖

圖6 不同轉速下ERSFD軸承保持架的振動頻譜圖

圖7 軸承轉速對保持架振動加速度級的影響

圖8 軸承轉速對保持架打滑率的影響

(a) 5 500 r/min未裝配ERSFD

由圖5和圖6可知,保持架加速度Y方向上fT(fT為保持架渦動頻率)的諧波次數和其對應的幅值都隨轉速的增加而增加。由圖7可知,相同轉速工況下含ERSFD結構的圓柱滾子軸承比圓柱滾子軸承振動加速度級小2.4%～9.8%。由圖8可知,保持架打滑率隨著轉速的增加而增加;圓柱滾子軸承與含ERSFD結構的圓柱滾子軸承在相同轉速工況下相比保持架打滑率增加4.7%～12.2%。由圖9可知,隨著軸承轉速的增加,保持架質心軌跡逐漸由橢圓渦動變得混亂,在11 500 r/min時開始變得無序;裝配ERSFD的圓柱滾子軸承保持架質心軌跡在相同工況下比未裝配ERSFD的規律。

圖5～9表現出的現象是因為隨著軸承轉速的增加,滾子受到的離心力增大,使得滾子外拋加劇,與內滾道間拖動力減小,保持架受到徑向作用增大,使滾子與保持架之間的沖擊頻率增加,振動幅值增大,保持架打滑率也隨之增加,保持架質心軌跡變得混亂。ERSFD油膜力產生的油膜阻尼減小了軸承的進動半徑,并衰減軸承整體振動,使保持架運動更為穩定,因此在相同工況下含ERSFD結構的軸承保持架更為穩定。

2.2 徑向載荷對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性的影響

當軸承轉速為11 500 r/min,彈性環凸臺個數為8個,彈性環凸臺寬度為5 mm,凸臺高度為0.4 mm,徑向載荷從4 000～120 000 N變化時,對圓柱滾子軸承的保持架振動特性進行分析。

圖10和圖11分別為不同徑向載荷下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架振動加速度幅頻變換圖;圖12為不同徑向載荷下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架振動加速度級圖;圖13為不同徑向載荷下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架打滑率特性圖。圖14為不同徑向載荷下圓柱滾子軸承和含ERSFD結構的圓柱滾子軸承保持架質心軌跡圖。

圖10 不同徑向載荷下非ERSFD軸承保持架的振動頻譜圖

圖11 不同徑向載荷下ERSFD軸承保持架的振動頻譜圖

圖12 不同徑向載荷對保持架振動加速度級的影響

圖13 徑向載荷對保持架打滑率的影響

(a) 4 000 N未裝配ERSFD

由圖10和圖11可知,保持架Y方向上的fT的諧波次數和其對應的振動加速度幅值都隨著徑向載荷的增加而減小。由圖12可知,相同徑向載荷下含ERSFD結構的圓柱滾子軸承比圓柱滾子軸承振動加速度級小1.32%～1.89%。由圖13和圖14可知,保持架打滑率隨著軸承所受徑向載荷的增加而減小;圓柱滾子軸承與含ERSFD結構軸承在所受相同徑向載荷下相比保持架打滑率增加4.4%～7.9%,保持架打滑率更為混亂。

圖10～12表現的現象是因為隨著軸承受到徑向載荷的增加,軸承承載區滾子的數量增加,滾子對保持架的拖動增加,滾子與保持架兜孔間的摩擦力增大,因此保持架的振動減小。圖13和14表現的現象是因為隨著軸承所受徑向載荷的增加,滾子與滾道間的接觸載荷隨之增加,使得滾子的運動受到限制,造成保持架打滑率隨著徑向載荷的增加而降低。ERSFD結構產生的油膜阻尼使軸承運行更為穩定,所以在相同工況下含ERSFD結構的軸承保持架運行更為穩定,打滑率降低。

2.3 彈性環凸臺數量對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性的影響

當軸承轉速為11 500 r/min,所受徑向載荷為4 000 N,彈性環凸臺寬度為5 mm,凸臺高度為0.4 mm,彈性環凸臺個數從8～16個變化時,對圓柱滾子軸承的保持架振動特性進行分析。

圖15為不同彈性環凸臺個數時軸承保持架振動加速度幅頻特性;圖16為不同彈性環凸臺個數時保持架振動加速度級圖;圖17為不同彈性環凸臺個數時軸承保持架打滑率特性圖。圖18為不同彈性環凸臺個數時保持架質心軌跡圖。

圖15 不同凸臺個數下軸承保持架的振動頻譜圖

圖16 凸臺個數對保持架振動加速度級的影響

圖17 凸臺個數對保持架打滑率的影響

(a) 凸臺個數8

由圖15和圖16可知,可知,保持架Y方向上各fT對應的振動加速度幅值和振動加速度級隨著彈性環凸臺個數的增加先降低后升高,在凸臺個數為12個時最低。由圖17和18可知,保持架打滑率和質心軌跡隨著凸臺個數的增加影響較小,與振動加速度幅值和振動加速度級規律相同。

圖15和圖16表現的現象是因為隨著凸臺個數的增加,彈性環的剛度隨之增加,在凸臺個數為12時ERSFD與軸承耦合下的阻尼作效果最佳;隨著剛度的繼續增加,彈性環與軸頸可視為剛性接觸,ERSFD阻尼效果降低;但凸臺數越少,彈性環剛度越小,這樣會導致彈性環支承剛度在周向上分布不均勻,容易引起振動的非線性問題,所以保持架的振動幅值及加振動速度級在此參數以及工況下隨著彈性環凸臺個數的增加先減小后增加。圖17和圖18表現的現象是因為保持架運動隨著振動加速度幅值和振動加速度級的減小而變得相對穩定,使得保持架與滾子間運動穩定,所以保持架打滑率減小。

2.4 彈性環凸臺寬度對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動特性的影響

當軸承轉速為11 500 r/min,所受徑向載荷為4 000 N,彈性環凸臺個數為8,凸臺高度為0.4 mm,彈性環凸臺寬度從5～13 mm變化時,對圓柱滾子軸承的保持架振動特性進行分析。

圖19為不同彈性環凸臺寬度時軸承保持架振動加速度幅頻特性;圖20為不同彈性環凸臺寬度時保持架振動加速度級圖;圖21為不同彈性環凸臺寬度時軸承保持架打滑率特性圖。圖22為不同彈性環凸臺寬度對保持架質心軌跡的影響。

圖19 不同凸臺寬度下軸承保持架的振動頻譜圖

圖20 凸臺寬度對保持架振動加速度級的影響

圖21 凸臺寬度對保持架打滑率的影響

(a) 凸臺寬度5 mm

由圖19和圖20可知,可知,保持架Y方向上各個fT對應的振動加速度幅值和振動加速度級隨著彈性環凸臺寬度的增加先減小,在凸臺寬度13 mm時略微增加,在凸臺寬度為11 mm時最低。由圖21和22可知,凸臺寬度的增加對保持架打滑率的影響較小,與振動加速度幅值和振動加速度級規律相同。

圖19、20、21和22表現的現象是因為隨著凸臺寬度的增加,使得每個凸臺間的距離減小,彈性環剛度增加,由此可以看出改變彈性環凸臺寬度與凸臺個數的規律是幾乎等價的。所以保持架振動加速度幅值和振動加速度級隨著凸臺寬度的增加先減小后增加,保持架打滑率和質心軌跡規律與增加凸臺數相同。

3 試驗驗證

本文采用航空軸承保持架動態性能測試試驗臺對表1中結構參數的彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架打滑率進行試驗,驗證本文所建立模型和計算結果的準確性。

本文試驗采用的彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承打滑率測試試驗機整體結構如圖23所示,試驗臺如圖24所示。試驗機主要由試驗臺、冷卻裝置、蒸發器、高壓氣源、設備潤滑系統、變頻裝置、液壓加載系統、工控機、數據采集系統和操控臺組成。試驗機主體由轉子系統、傳感器和點主軸等結構構成;冷卻裝置、蒸發器、高壓氣源和變頻裝置保證電主軸的正常使用。加載系統主要采用液壓加載方式,由基礎載荷施加系統、沖擊載荷加載系統和壓力傳感器構成,為系統提供試驗載荷;設備潤滑系統為系統提供滑油;數據采集系統和工控機用于采集保持架實際轉速,并對試驗系統進行狀態監控。

圖23 試驗機整體結構

圖24 ERSFD一體化軸承試驗臺

試驗時,試驗軸承安裝在主體底座內,由主體壓蓋壓緊固定。徑向加載組件安裝在主體壓蓋上,通過活塞豎直向下對軸承施加載荷;通過比例閥—壓力傳感器—加載活塞—計算機實現加載的閉環控制;驅動采用高速電主軸,調速系統由智能變頻器和電主軸組合構成。高速電主軸在高速下運行平穩,由給定變頻器的控制信號使電機運轉,實現無級變速,電機實際轉速值由轉速傳感器測量得到并反饋給計算機,計算機對轉速的控制量進行PID調節后D/A輸出形成系統閉環控制。試驗臺原理如圖25所示。

圖25 試驗臺原理圖

保持架轉速測量的準確性影響保持架打滑率的可靠性。彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架實際轉速是利用在保持架的被測端面涂覆深色的標記,區分保持架的顏色,當保持架旋轉時,紅外光傳感器將被測量的轉速變化轉換成光信號的變化,借助光電元件把光強度變化轉換成電信號,實現保持架實際轉速的測量。保持架轉速測試原理如圖26所示。

圖26 保持架測量安裝示意圖

選取有無裝配彈性環式擠壓油膜阻尼器的圓柱滾子軸承保持架打滑率試驗過程中典型工況與仿真結果中的保持架打滑率進行對比。圖27為軸承轉速為8 000 r/min,徑向載荷范圍在2 000～6 000 N時,有無裝配ERSFD的軸承保持架打滑率對比圖。圖28為軸承徑向載荷為4 000 N,轉速范圍在6 000～10 000 r/min時,有無裝配ERSFD的軸承保持架打滑率對比圖。

圖27 徑向載荷對保持架打滑率的影響

圖28 轉速對保持架打滑率的影響

由圖27和圖28對比結果可以看出,仿真結果與試驗結果最大誤差不超過15%,且裝配ERSFD的圓柱滾子軸承打滑率比未裝配的軸承保持架打滑率低,一定程度上驗證了本模型的正確性。出現誤差的原因可能是試驗中傳感器的測量誤差、潤滑油含有一定雜質等情況,使軸承保持架打滑率試驗結果略高于仿真結果。

4 結 論

考慮彈性環式擠壓油膜阻尼器與圓柱滾子軸承的相互耦合,研究了不同工況條件與彈性環結構參數對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承保持架振動和打滑率的影響。結論如下:

(1)與圓柱滾子軸承相比,彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承的保持架穩定性提高。帶ERSFD的軸承fT所對應的振動幅值比未含ERSFD小,振動加速度級小1.32%～9.8%,保持架打滑率小4.4%～12.2%,運行更穩定。

(2) 工況條件對彈性環式擠壓油膜阻尼器一體化圓柱滾子軸承的保持架穩定性影響較大。隨著徑向載荷的增加,保持架頻譜圖中fT諧波次數減少,對應的振動幅值降低,振動加速度級降低,保持架打滑率減小;隨著軸承轉速的增加,保持架頻譜圖中fT諧波次數增多,對應的保持架振動幅值、振動加速度級都增加,保持架打滑率逐漸增加。

(3) 隨著凸臺數量和凸臺個數的增加,保持架的振動幅值及振動加速度級均隨先減小后增大;過大的彈性環剛度相當于彈性環與軸頸剛性連接,ERSFD的阻尼作用降低;過小會導致彈性環支承剛度在周向上分布不均勻,所以要選擇合適的彈性環結構參數。在此模型中最優參數為:凸臺個數12個、凸臺寬度5 mm組合時。