挤压油膜阻尼器对滑动轴承-转子系统的影响

　　为了满足动力机械的高转速、大功率要求,旋转机械的转子变得越来越轻,刚度也变得越来越小,其直接后果是系统的动力学问题变得越来越重要。国内外的许多研究者对转子-挤压油膜阻尼器(SFD)-滚动轴承系统作了大量的理论和实验研究, Hamburg与Paukinson[1]最早发表了一篇有关挤压油膜阻尼器轴承的报告。指出既有阻尼又有弹性地安置滚动球轴承在控制转子振动响应方面是有效的。1978年, P NBansal等人对由于偏置圆进动轨道引发的挤压油膜轴承力进行了实验和理论研究[2],当响应轨迹为偏置轨道的时候,假设响应轨迹为同心圆时得到的理论计算与实验结果不太相符。孟光[3-4]研究了Jeffcott转子系统的非协调响应,以及转速、轴承参数、不平衡参数、质量比等参数对振动的影响,以及SFD的参数优选等问题;还研究了支承在定心和不定心SFD上的柔性转子在突加不平衡力作用下的响应,考虑了突加不平衡时穿越双稳态区的加速效应,指出定心和不定心SFD都能有效抑制由于突加不平衡而引起的振动,而不定心SFD能够更好地抑制由于突加不平衡引发的振动,但很容易发生非协调响应。J B Roberts等人对挤压油膜阻尼器的非线性特性进行了实验研究[5],指出当振动幅值很小时,非线性很微弱;当振动幅值和偏心率很高时,挤压油膜阻尼器的非线性特性很显著,交叉阻尼的影响在真实轴承中不很重要。这些理论和实验成果都是围绕滚动轴承-转子系统展开的。相比较而言,对于挤压油膜阻尼器-滑动轴承-转子系统的研究还比较少,这主要由于滑动轴承能有效地向系统提供阻尼,因而采用滑动轴承支承的转子系统通常具有较好的抑振作用。但在一些特殊场合,仍然需要进一步改进系统的动态特性,因此,需要针对滑动轴承-转子系统设计外加弹性阻尼支承。张家忠等对挤压油膜阻尼器轴承-滑动轴承-转子系统的稳定性和分叉行为进行了分析[6],采用打靶法获得周期响应解,分析中发现系统存在HoPf分叉和倍周期分叉响应形式。但是,他把注意力集中在系统的非线性响应上,没有具体研究挤压油膜阻尼器各参数变化对转子系统的动力特性的影响以及针对滑动轴承-转子该如何设计合适的挤压油膜阻尼器。

　　1　基本模型

　　在研究转子-挤压油膜阻尼器-滑动轴承系统时。可用集中质量法将系统简化为图1所示的系统结构。

　　图1中,2m和m0分别表示圆盘中心处和轴颈中心处的集中质量, m0=0.25m1,2m=0.5m1+m2(m1、m2分别表示转轴总质量和圆盘总质量)。k表示转子的弹性系数,(L表示两轴承中心距)。

　　圆盘中心和轴颈以及外弹性支承的中心坐标分别为(xm, ym), (xo, yo), (xs, ys),3组坐标的关系