渦輪增壓器軸承性能的熱效應(yīng)要點(diǎn)

1、渦輪增壓器浮環(huán)軸承性能的熱效應(yīng)物理模型和快速計(jì)算方案的目的是提高性能的渦輪增壓器（TC）轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)。大多數(shù)商用汽車的渦輪增壓器含有浮環(huán)軸承（FRBs）是由于其低成本和減少功率損耗。然而，即使達(dá)到了極限周期，使他們的連續(xù)運(yùn)行，但持續(xù)的次 同步動(dòng)作影響這類轉(zhuǎn)子/軸承系統(tǒng)。浮環(huán)軸承包括兩個(gè)串聯(lián)的流體油膜并易于在 操作的擴(kuò)展速度范圍內(nèi)出現(xiàn)一個(gè)或兩個(gè)次同步不穩(wěn)定。在這描述了一個(gè)預(yù)測(cè)浮環(huán)軸承強(qiáng)迫響應(yīng)的流體模型。該模型包含一個(gè)集總參數(shù)的熱能平衡來(lái)估算潤(rùn)滑油粘 度和轉(zhuǎn)子、軸承和浮動(dòng)環(huán)的熱增長(zhǎng)。浮環(huán)軸承模型，完全集成到一個(gè)非線性轉(zhuǎn)子 動(dòng)力學(xué)計(jì)算程序，在給定的轉(zhuǎn)子速度下預(yù)測(cè)浮環(huán)的速度、軸承和環(huán)偏心率、功率 損

2、耗及內(nèi)和外油膜的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)力系數(shù)作為負(fù)載的函數(shù)施加在浮環(huán)軸承上。實(shí)際負(fù)載條件下，靜態(tài)和動(dòng)態(tài)的，在工作間隙和有效的潤(rùn)滑油粘度的改變是對(duì)準(zhǔn)確估 計(jì)渦輪增壓器動(dòng)態(tài)強(qiáng)迫響應(yīng)最重要。出口潤(rùn)滑油溫度、功率損耗和浮環(huán)速度的預(yù) 測(cè)值與在汽車渦輪增壓器試驗(yàn)臺(tái)測(cè)量獲得的值很好的吻合。被測(cè)試TC的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)穩(wěn)定性的特點(diǎn)也重要。關(guān)鍵詞：浮環(huán)軸承；穩(wěn)定性；轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)；渦輪增壓器第1章介紹渦輪增壓器通常用于增加內(nèi)燃機(jī)的輸出功率和效率。傳統(tǒng)的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子 通常由浮環(huán)軸承（FRBs）支撐并且在其大部分工作速度范圍經(jīng)常出現(xiàn)次同步旋 轉(zhuǎn)（轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)不穩(wěn)定）盡管如此，浮環(huán)軸承達(dá)到穩(wěn)定極限周期，從而成為一個(gè) 非常有競(jìng)爭(zhēng)市場(chǎng)的成本效

3、益的解決方案。浮環(huán)軸承還提供比滑動(dòng)軸承或半浮環(huán)軸承低功耗和比較冷的工作條件。然 而，已知的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)不穩(wěn)定性帶來(lái)嚴(yán)重的渦輪增壓器（TC）振動(dòng)和壓力脈動(dòng)， 造成車輛噪聲，可靠性差，性能缺乏1 。制造商必須依賴于昂貴的店鋪和測(cè)試 實(shí)踐證明TC性能，由于預(yù)測(cè)工具往往是基于過(guò)于嚴(yán)格薄膜模型，因此不能在一 定工作條件范圍內(nèi)精確的呈現(xiàn)浮環(huán)軸承的動(dòng)力性能或足夠快的計(jì)算轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)極限環(huán)的幅度和頻率。目前，可靠的預(yù)測(cè)和次同步旋轉(zhuǎn)的振幅控制都是接受渦 輪增壓器性能所需要有條件，而不是嚴(yán)格滿足旋轉(zhuǎn)開(kāi)始的工作邊界條件。因此， 傳統(tǒng)的（線性）轉(zhuǎn)子-由承穩(wěn)定性的方法不再令人滿意。圖1所示的是一個(gè)典型的包括串聯(lián)的內(nèi)外油

4、膜的浮環(huán)軸承。一個(gè)供應(yīng)室提供 發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油到外油膜，通過(guò)浮環(huán)上的孔提供的通道進(jìn)入內(nèi)油膜。 浮環(huán)上的深孔 將每個(gè)油膜分成相等的兩個(gè)油膜，并確保在軸承間隙周圍有均勻的進(jìn)給壓力。 浮 環(huán)轉(zhuǎn)速為轉(zhuǎn)子速度的分?jǐn)?shù)，從而減少剪切阻力損失，但增加維持足夠的流體通過(guò) 內(nèi)油膜的阻力。由于不平衡力、動(dòng)載荷、由電機(jī)工作和路面振動(dòng)傳遞的力導(dǎo)致軸 和浮環(huán)振動(dòng)。浮環(huán)的旋轉(zhuǎn)速度在很大程度上決定了浮環(huán)軸承的穩(wěn)態(tài) （功率損耗）和動(dòng)態(tài)響 應(yīng)（穩(wěn)定性）。一個(gè)基于短軸模型和接近中心操作的過(guò)于簡(jiǎn)化分析來(lái)預(yù)測(cè)環(huán)速比 等式為2。等溫流體分析假設(shè)恒定的潤(rùn)滑油粘度 2-7，因此預(yù)測(cè)一個(gè)固定的環(huán) 速比。然而，理論結(jié)果已經(jīng)被證明是失敗的，因?yàn)榇罅康?/p>

5、實(shí)驗(yàn)和實(shí)踐表明浮環(huán)軸 承的環(huán)速比隨軸轉(zhuǎn)速增加而迅速減少。早在 1995年K已經(jīng)注意到實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和預(yù) 測(cè)之間的顯著的差異。之后 T進(jìn)一步實(shí)驗(yàn)表明環(huán)速比降低，并指出，在一定的 轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)和高的進(jìn)給壓力下，浮環(huán)軸承工作在一個(gè)穩(wěn)定的模式（不出現(xiàn)渦動(dòng)）， 從而顯示出線性動(dòng)力學(xué)預(yù)測(cè)模型應(yīng)用的局限。T和L也通過(guò)實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)環(huán)速比隨軸 轉(zhuǎn)速增加而戲劇性的下降，一個(gè)簡(jiǎn)單的模型也可以很好的預(yù)測(cè)測(cè)量結(jié)果。 從本質(zhì) 上,溫度上升是由于機(jī)械能轉(zhuǎn)換成熱并由潤(rùn)滑油帶走導(dǎo)致的，也通過(guò)浮環(huán)和軸傳導(dǎo)，不僅降低了潤(rùn)滑油的粘度，而且，最重要的是，由于部件的熱增長(zhǎng)導(dǎo)致油膜 間隙顯著的變化。K提出用于浮環(huán)軸承重的靜載荷的全熱模型。他們的實(shí)驗(yàn)被

6、用于這里動(dòng)載條件下輕載的浮環(huán)軸承工作。圖2所示一個(gè)典型的用于測(cè)試的支撐在浮環(huán)軸承是轉(zhuǎn)子的頻率響應(yīng)，在大多數(shù)的轉(zhuǎn)子速度出現(xiàn)兩個(gè)明顯的次同步不穩(wěn)定13。在一個(gè)確定的閾值內(nèi)，當(dāng)轉(zhuǎn)子 轉(zhuǎn)速增加（減少）時(shí)，該亞臨界分岔類型的不穩(wěn)定性出現(xiàn)突然上升（下降）。輕 載浮環(huán)軸承通常顯示兩個(gè)不穩(wěn)定性，一個(gè)在非常低的頻率大約在浮環(huán)轉(zhuǎn)速50%處，第二個(gè)在一個(gè)較大的頻率，大約在浮環(huán)轉(zhuǎn)速的50%加上軸的轉(zhuǎn)速。瀑布圖描繪了測(cè)試結(jié)果（圖2）表明在最高軸轉(zhuǎn)速時(shí)這兩個(gè)次同步運(yùn)動(dòng)持續(xù)并變得劇烈。 T和N注意到線性轉(zhuǎn)子FRB動(dòng)態(tài)分析（參見(jiàn)，例如，參考文獻(xiàn)4? 6）計(jì)算不 穩(wěn)定速度的閾值，但沒(méi)有提供洞察極限周期的振幅和更糟糕的是不提供重

7、新穩(wěn)定 的方法的任何解釋。13。T14,15已經(jīng)介紹，有限的成功，繁瑣的流體流模型 復(fù)制轉(zhuǎn)子浮環(huán)軸承動(dòng)態(tài)響應(yīng)的測(cè)量，即次同步渦動(dòng)的速度區(qū)域和轉(zhuǎn)子再次建立穩(wěn) 定的速度區(qū)域。最近，H 16報(bào)道在最高轉(zhuǎn)速為115kr/min時(shí)綜合測(cè)量殼體加速度在一個(gè)小 安裝在浮環(huán)軸承上的小渦輪。瀑布加速譜顯示典型的渦動(dòng)頻率比與內(nèi)外油膜不穩(wěn) 定的相關(guān)性。較高的潤(rùn)滑油供給壓力延遲了最嚴(yán)重次同步不穩(wěn)定開(kāi)始速度條件， 但更大的次同步速度位移隨之而來(lái)。供油溫度不不影響不穩(wěn)定的閾值速度或渦動(dòng) 消失的轉(zhuǎn)子速度。在工作條件超過(guò) 90kr/min時(shí)無(wú)轉(zhuǎn)子不穩(wěn)定持續(xù)。一個(gè)線性轉(zhuǎn) 子動(dòng)力學(xué)模型很好的預(yù)測(cè)各種進(jìn)油壓力和溫度下不穩(wěn)定的開(kāi)始速

8、度。H 17引入完全的非線性瞬時(shí)轉(zhuǎn)子響應(yīng)模型計(jì)算軸極限周期的幅度和次同步旋轉(zhuǎn)頻率。在實(shí)驗(yàn)中還觀察到，非線性響應(yīng)模型表明在大的轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子不平衡抑制次同步不穩(wěn) 定。K18呈現(xiàn)綜合測(cè)量渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的位移、動(dòng)態(tài)穩(wěn)定的和不穩(wěn)定，并包括 由于壓縮機(jī)蝸殼相對(duì)角傾斜產(chǎn)生的氣動(dòng)側(cè)壓的影響的討論。本論文介紹了在TAMU浮環(huán)軸承流體流動(dòng)模型完全融入了非線性轉(zhuǎn)子動(dòng)力 學(xué)程序和在參考文獻(xiàn)17和18全面描述。層流模型采用了集總參數(shù)熱平衡來(lái)估 計(jì)（剪切依賴）潤(rùn)滑油粘度和轉(zhuǎn)子、軸承和浮環(huán)的熱膨脹。分析預(yù)測(cè)了浮環(huán)的速 度，軸承和環(huán)偏心率，功率損耗及內(nèi)和外油膜的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)力系數(shù)作為負(fù)載的函 數(shù)在給定的轉(zhuǎn)子速度施加在浮環(huán)軸承上。

9、分析還計(jì)算了浮環(huán)軸承的阻抗，即反作 用力，作為（瞬間）轉(zhuǎn)子和浮環(huán)位置和速度的函數(shù)。一個(gè)適當(dāng)?shù)谋碚髁黧w粘度包 括剪切變稀和溫度的依賴性和在工作間隙的變化由于元件溫升是確定浮環(huán)運(yùn)行 轉(zhuǎn)速和軸承的整體動(dòng)態(tài)受力性能的可靠性是至關(guān)重要。第2章分析圖3描繪了浮環(huán)軸承坐標(biāo)系統(tǒng)和軸和環(huán)的中心相對(duì)于軸承中心的位置。內(nèi)油膜厚度hi和外油膜厚度ho是內(nèi)外油膜徑向間隙Ci,o和軸和浮環(huán)中心矢量位移 ej和er的函數(shù)。在圖3, j和r表示軸和浮環(huán)的旋轉(zhuǎn)速度，ej表示軸相對(duì)于浮環(huán)中心的位置。 注意到e=ej+er。工作徑向間隙Ci,o由固體（軸、浮環(huán)和軸承）的溫升導(dǎo)致每個(gè) 膜的溫升決定。軸和浮環(huán)由于作用在浮環(huán)軸承的外部載

10、荷而進(jìn)行動(dòng)態(tài)運(yùn)動(dòng)。軸和浮環(huán)的橫向 運(yùn)動(dòng)方程為：其中F是內(nèi)外油膜力作用在軸和浮環(huán)上， W分別是靜態(tài)和動(dòng)態(tài)負(fù)載作用在 軸和浮環(huán)上。作用在浮環(huán)軸承上的靜態(tài)載荷是由于浮環(huán)的重量和每個(gè)軸承支撐轉(zhuǎn) 子重量的一部分。外部壓力進(jìn)入的外油膜也產(chǎn)生一個(gè)附近靜載荷。由于轉(zhuǎn)子不平衡（載荷、靜態(tài)和動(dòng)態(tài)。包括在轉(zhuǎn)子動(dòng)態(tài)模型中由相鄰轉(zhuǎn)子和圓單元傳遞的彎曲 力）典型的動(dòng)態(tài)載荷是同時(shí)存在的。剪切驅(qū)動(dòng)力，從每層油膜，內(nèi)外油膜，作用在浮環(huán)上決定了浮環(huán)的旋轉(zhuǎn)速度。其中Ir是浮環(huán)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。浮環(huán)軸承的反作用力 ej和阻力矩是軸、浮環(huán)轉(zhuǎn) 速、工作間隙、油膜黏度、瞬時(shí)軸和浮環(huán)的位置和速度的函數(shù)。例如：有限元方法被用于離散化流域和獲取 G形

11、式的雷諾方程式（8）21。由此 產(chǎn)生的壓力場(chǎng)代數(shù)方程來(lái)求解用于內(nèi)和外油膜粘度和間隙的恒定值和一個(gè)浮環(huán) 旋轉(zhuǎn)速度的假象值。流體膜力和拖曳力矩由方程（6）和（7）計(jì)算出，運(yùn)動(dòng)方程 的迭代求解決定了軸和浮環(huán)的偏心率和浮環(huán)轉(zhuǎn)速。集總參數(shù)熱模型決定了每層油膜的有效的溫升。 由此產(chǎn)生的溫度設(shè)定內(nèi)外薄 膜流體粘度和工作間隙（該模型簡(jiǎn)單的理由是需要提供一個(gè)快速、 準(zhǔn)確計(jì)算程序 準(zhǔn)備積分完整的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)響應(yīng)程序）。下面的表達(dá)式定義每層油膜的 機(jī)械功率耗散（剪切驅(qū)動(dòng)和壓力擠壓）。機(jī)械功率通過(guò)流經(jīng)內(nèi)外油膜的潤(rùn)滑油帶走（對(duì)流）也通過(guò)軸、浮環(huán)和 軸承 表面?zhèn)鲗?dǎo)。集總參數(shù)熱模型由準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)方程表示（該熱系統(tǒng)時(shí)間常數(shù)比

12、瞬態(tài)轉(zhuǎn)子動(dòng) 力學(xué)的典型時(shí)間顯著的大，因此油膜和邊界固體的不穩(wěn)定的熱流量條件都可以忽 略）。第3章浮環(huán)軸承的性能預(yù)測(cè)下面的圖顯示對(duì)應(yīng)于潤(rùn)滑油的進(jìn)給條件等于 37.8 8C和138kpa的預(yù)測(cè)。 模型的結(jié)果用來(lái)進(jìn)行說(shuō)明，覆蓋渦輪增壓器的實(shí)際運(yùn)行速度范圍。 試驗(yàn)數(shù)據(jù)的比 較在一系列的操作條件后顯示出來(lái)。圖5顯示了預(yù)測(cè)當(dāng)轉(zhuǎn)子速度增加時(shí)浮環(huán)速度比迅速減小。當(dāng)渦輪機(jī)軸承的荷載較大時(shí)會(huì)有一個(gè)較低的速度。通過(guò)先前Tatara 9 a nd Trippett and Li 10,11的調(diào)查驗(yàn)證，目前的速度比表明考慮機(jī)械能量耗散對(duì)加熱潤(rùn)滑油和降低其粘度是重 要的。最重要的是，油膜和軸承部件的溫度上升引起的熱膨脹減

13、少了內(nèi)外油膜的 工作間隙。MI23 舊«43 30.22 200.o.ao. pegs口0 屠0 220.2020406080100120140Rotor 即ged kRPM1 ig. 5 Prcdiclcd nng speed rulitFs versus rulor speed tor lubricant nu卩plied ni 37.7 <' (1(X! ')and 13S kPd (20lbf in2 gjtigc)圖6和7給出內(nèi)外層薄膜最高溫度和功耗，圖8描繪了由于熱影響導(dǎo)致間隙 的變化。通過(guò)研究浮環(huán)軸承，內(nèi)油膜間隙小(Ci/Co=0.36)，對(duì)通過(guò)的

14、流體有一 個(gè)大的阻力，因此，內(nèi)油膜溫度和功耗是非常高的。當(dāng)內(nèi)間隙并沒(méi)有從標(biāo)稱值改 變太大時(shí)，外間隙在達(dá)到最高轉(zhuǎn)速120kr/min之前約以10%下降。這一結(jié)果是在 特殊實(shí)驗(yàn)室條件試驗(yàn)的，在實(shí)際的渦輪增壓器不一定能找到具有高的工作溫度的 轉(zhuǎn)子。HU-S5 o 5 o- Q 55 & 4 ® 2 【3乍LBJiduleLcpqn- EnEM旻' lrurtiiH 謁唧 bsanngi, aulBf Film (adid200勿406060100FtotOr Spied |kRPM140Predklctl uhricuinl niximum. Geniperalurfhml

15、or s«pixiJ for lubricanL supplied ut 37.7 CH(M) !> Hjjd IJKkFuin" LtLLielFi曲.7 Fredicltd btariin ptmer kto ve、皿 roior ipeed Ibr lubricanL supplied ul A7.7 C (iCW F) iind 18 kFd (2(> Ihf ii?閑 Lige)8sa _EHt5<0B80 204080140Ftolor spMd kRPM所尊 K Prcdkicd clcarunccuilh reaped lo nominal

16、 versus rotor spcttC for lubricanL supplied M37.7 C (100 F) und 138 Pa (201 bf in2 gauge»作用在浮環(huán)件內(nèi)表面和外內(nèi)外表面上的阻力矩的平衡決定了該環(huán)旋轉(zhuǎn)速度該速度主要取決于潤(rùn)滑油有效粘度比（Ui/Uo ）和工作間隙比（Co/Ci）（見(jiàn)方程（1）。因此，當(dāng)軸速度的增加，內(nèi)油膜粘度降低（較高溫度）和外薄膜間隙 由于熱膨脹而導(dǎo)致減小。因此，環(huán)速率比降低。圖9描述（無(wú)量綱）環(huán)和軸，（|eR|, |e）/ （Ci+Co）靜偏心隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速增 加迅速下降。渦輪端環(huán)由于重載其偏心比壓縮機(jī)端環(huán)稍高。 由于渦輪和壓縮機(jī)

17、端 軸承，環(huán)和軸頸的偏心幾乎是相同的，從而表現(xiàn)出軸和環(huán)幾乎是同心。相對(duì)偏心 ej是很小，因此即使在低的轉(zhuǎn)子速度渦輪增壓器單元也將出現(xiàn)轉(zhuǎn)子動(dòng)力不穩(wěn)定性（次同步旋轉(zhuǎn)）（見(jiàn)后面圖14）。3502040606010012014030O05O.0.00Rolor sp&od kRPMFig. 9 Predicted (dimensicjournal and ring eccentriciiiR versus rotor §peed for luhricanl supplied al 57.7 SC (KMT) and 138kFi (ZOlbOin1 tauae)第4章 與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

18、圖10和11描繪了在各種潤(rùn)滑劑供給溫度和壓力測(cè)量浮動(dòng)環(huán)速比，Q ,以及相應(yīng)的預(yù)測(cè)。用冷空氣（環(huán)境）驅(qū)動(dòng)渦輪增壓器允許最大轉(zhuǎn)速65kr/min。在一般情況下，當(dāng)轉(zhuǎn)子速度增加時(shí)所測(cè)量的環(huán)速比比所預(yù)測(cè)的環(huán)速比顯示更急劇下降。 然而，預(yù)測(cè)給出了測(cè)量值的一個(gè)合理的近似。 改進(jìn)預(yù)測(cè)和測(cè)量之間的相關(guān)性是可 能的。較小的載荷施加到浮環(huán)軸承上導(dǎo)致浮環(huán)的轉(zhuǎn)速在00.4之間的低速。例如,較小的載荷允許除去供給壓力作用在軸承上的影響。但是，注意到，壓縮機(jī)和渦輪機(jī)還強(qiáng)加側(cè)氣動(dòng)載荷，當(dāng)軸速度上升時(shí)幅度迅速增加，因此作用在軸承實(shí)際的 靜載荷是未知的。渦輪入口和壓縮機(jī)的排氣管（銜鐵）的方向是非常重要的。目 前的研究是解決影響

19、浮環(huán)轉(zhuǎn)速這一問(wèn)題。測(cè)試數(shù)據(jù)和預(yù)測(cè)表明，入口壓力和入口潤(rùn)滑油溫度對(duì)渦輪增壓器浮環(huán)轉(zhuǎn)速的影響不大。Predided ring ratio (rnctepenO&nl qI lubricant supply pr assure)xW.9 kP3 (WpsigJ 137 8 kPa (20 p9lg) 1206 8 kPa (30 Ri"* 27民Si kPa (40 p引g)X0.60.5£ 0.2IIIqprdicied ritiig詒 詢 iih 踽urcd 靳Hu凸 with iubi'iui'iG 山卩同収I 41 J7S7 C(100 F) ji

20、nd variiiwi pncss-urcsAolor kRPMil0100.6* B"* a a”口百曼;E 百口* 1Tt i X* a «筆7吃TF）10405080Predictedim書(shū) speed rauos lor various lubncarrt supply tennparalurgs4&s9°C(120jC)37.0C(1OOF)x 2G,7 *C (80 T)O 37.8 X(100BFa 48.9 *C (120 C)Rolor speed kRPMFi|*B IL CompuLriwsn predicted ring rzili

21、iis with measured values willi iLibricasH supplied al 13SkPu. (20 Ibf in2 gmigc) ;md various, tempenitiirics圖12顯示了測(cè)試的出口潤(rùn)滑油溫升， T,相對(duì)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，在32和37.7C 進(jìn)口潤(rùn)滑油的溫度和138kPa進(jìn)口壓力。預(yù)測(cè)計(jì)算近似的入口溫度和測(cè)量的吻合 得很好。圖13顯示由潤(rùn)滑油流動(dòng)傳遞的總功率（兩軸承）。測(cè)試值來(lái)自通過(guò)兩 個(gè)軸承和總體溫升測(cè)量的油流量。通過(guò)流量模型預(yù)測(cè)功率消耗也被示出，在32和37.8C入口溫度。測(cè)量值與預(yù)測(cè)值在測(cè)試速度范圍內(nèi)相當(dāng)一致，但試驗(yàn)數(shù)據(jù)的趨勢(shì)表明，在更高的

22、轉(zhuǎn)子速度，預(yù)測(cè)將低估功耗。U二旦 luaJMt-oalnlRIdduJa工運(yùn)FigH 12 Prcditteti ;uui mtiisurcd cxil oil icniriiturc dilTciviiliiilji. Inlet lubricunl supplied n 32 nnd 37.S C and l38kPa (20 Ibf/m" gauge)too-AID2030W500Rotor speed (kRPM |*- Test. Tsupl< 32 C TSupiv 3.B C70sdtl 蘭【EEj 1=BE<0&61953S1 483 鉗6 6&a

23、mp;47&1S?9 9771172 1270 1367 1465Frequency HzHe，13 Comparison of esiimuiied test and predicted power convecied by iLibdcant. Inlet hibriesnt supplied at32 and 37.8 C iind IIS kPu (20lbr in2 gumgeh Prediction <il inlel 37.8 C圖14顯示在壓縮機(jī)端轉(zhuǎn)子的速度從 10至65kr/min時(shí)軸位移測(cè)量的瀑布 圖。測(cè)試數(shù)據(jù)揭示了兩個(gè)顯著的次同步運(yùn)動(dòng)。運(yùn)動(dòng)的最低頻率是在浮環(huán)

24、速度的 50%的處，開(kāi)始于轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為30kr/ min和持續(xù)到其余測(cè)試速度范圍。在較低的 轉(zhuǎn)子速度下，高頻率（次同步）運(yùn)動(dòng)發(fā)生在浮環(huán)轉(zhuǎn)速加上轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的一半，從而 指出內(nèi)油膜早期不穩(wěn)定。高于 45kr/ min時(shí)，高頻次同步運(yùn)動(dòng)鎖在轉(zhuǎn)子 -由承系 統(tǒng)的固有頻率處（由線性轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)分析預(yù)測(cè)，見(jiàn)文獻(xiàn) 18 ）。K -50% ring speed _ 們聞 « 勺曲)speed1 x synchRjnws. / 二1倫.14 Wu.lerluJ plot oJ' measured cumprcssoi' end shjt'l disphccincnt lur lubr

25、icant suppliM at S7.H C d00 F) and L38 kPi (20 Nrf/in1圖15顯示預(yù)測(cè)轉(zhuǎn)子-孚環(huán)軸承運(yùn)行運(yùn)動(dòng)瀑布圖，在渦輪增壓器全部運(yùn)行速度 范圍內(nèi)（0-20kr/min）。該預(yù)測(cè)是從轉(zhuǎn)子-浮環(huán)軸承系統(tǒng)的多個(gè)非線性時(shí)間瞬 態(tài)響應(yīng)獲得的。在每個(gè)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速，許多主軸轉(zhuǎn)速運(yùn)動(dòng)過(guò)程的系統(tǒng)方程進(jìn)行數(shù)值 積分直到達(dá)到一個(gè)穩(wěn)定的極限周期。浮環(huán)軸承的反應(yīng)力是在每個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)從瞬時(shí) 轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的位移和速度求值。轉(zhuǎn)子浮環(huán)軸承時(shí)間響應(yīng)的快速傅立葉變換 （FFTs） 是在后處理而得到，得到瀑布曲線。 Holt。 17和18 詳細(xì)描述了非線性轉(zhuǎn)子 動(dòng)力學(xué)分析o妝879172146617S0Frequency HzFly* IS Wjicrhill plul nt rKin-Uncjr trunMcnl preihcmm cl oi