毕业设计（论文）-双跨柔性转子系统不平衡故障机理研究及实验设计.docx

郑州大学毕业设计题 目 双跨柔性转子系统不平衡故障机理研究及实验设计院 系 机械工程学院 专 业 机械工程及自动化 年 级 2012级 学生姓名 指导教师 年 月 日摘要在旋转机械中，有50%以上的故障是由转子不平衡引起的，不平衡引起的转子反复弯曲和内应力，造成转子疲劳损坏和断裂；引起旋转机械产生振动和噪声，会加速轴承，轴封等零件的磨损，降低机组的工作效率和使用寿命等等。所以，研究不平衡故障机理，诊断治理不平衡故障，最终使机组平稳的、安全的、可靠地运行是极其重要的。本文以实验室中双跨柔性转子实验台为模型，利用ANSYS模拟此实验台建立双跨柔性转子系统模型，模拟不平衡故障，进行模拟实验分析，得出系统的响应特性；然后设计相应的试验系统，去实验室做不平衡故障实验，通过加不同条件的不平衡质量，收集多组数据，对比分析，得到响应特性。然后将真实实验结果和ANSYS模拟实验结果对比，得出双跨柔性转子系统不平衡故障的响应特性。当旋转机械出现故障时，可以将故障机械的响应特性和本文得出的响应特性对比，诊断机械故障是否为不平衡故障，如果是的话，那么不平衡质量分布在哪一个跨度，以及不平衡质量的大小角度等等信息。关键词：双跨 转子不平衡 ANSYS 模拟 响应特性AbstractThere are more than 50% of the fault is caused by the rotor unbalance In rotating machine.The repeated bending and internal stress caused by unbalanced rotor cause the rotor fatigue damage and fracture ,lead to rotating machinery to produce vibration and noise, will accelerate the bearing, seal and other parts wear, reduce unit efficiency and service life of the work and so on. So it is very important to study the unbalanced fault mechanism, diagnosis and treatment of unbalanced faults, and ultimately make the unit stable, safe and reliable operation.In this paper ,The laboratory double span flexible rotor experiment table as a model, Use the ANSYS to simulate the experimental double span flexible rotor system model ,which to simulate experiment analysis,to conclude the response characteristics of the system; and then design the corresponding experimental system, and go to the laboratory to do the unbalance fault experiment, multiple sets of data were collected through different conditions of unbalance mass of the, contrastive analysis, to get the response characteristics. Then the real experiment results and ANSYS simulation results are compared, and the response characteristics of the unbalanced fault of the double span flexible rotor system are obtained.When the rotating machine fault, the vibration measurement of the rotor, concluding the response characteristics of the contrast, mechanical fault diagnosis whether imbalance fault, if it is, you can judge which span the imbalance quality distribute in , and even the quality and angle of the unbalanced mass and so on.Key words:double span rotor unbalance ANSYS simulation response characteristic摘要2Abstract2绪论41.此课题的目的、来源及意义41.1 本课题的来源41.2 本课题的目的和意义4第二章 国内外发展以及研究状况5 2. 1国外关于转子不平衡研究的发展历程及现状52.2国内关于转子不平衡研究的发展历程及现状62.2本文的研究内容7第三章 转子不平衡故障机理及特征71.概述72转子不平衡故障机理83.转子不平衡表现特征84 转子不平衡故障诊断方法105.转子不平衡故障原因分析及治理措施 11第四章 转子不平衡系统有限元建模及响应特征分析124.1.基于ANSYS软件的双跨柔性转子系统建模124.1.1软件简介124.2参考实验室双跨柔性转子实验台建模124.2.1建模122.2.2 加载并求解14瞬态分析144.3 双跨柔性转子系统的不平衡响应分析17第五章 双跨柔性转子不平衡故障实验分析185.1 实验系统简介18 5.2 实验内容195.3 实验步骤191.标准模式实验19 5.4 实验结果及分析205.4.1 正常情况下的实验结果205.4.2 不平衡情况下的实验结果235.4.3 实验结果分析28第六章 结论与展望30 6.1 全文工作结论306.2设计可行性评估316.3 展望31参考文献32致谢33绪论1.此课题的目的、来源及意义 1.1 本课题的来源旋转机械,比如航空发动机、压缩机、汽轮机、水泵、风机等作为工业中应用最为广泛的一类机械设备，在现代的工业生产制造领域中发挥着极其重要的作用。随着科技的不断进步和日益增长的工业需求，对旋转机械的性能、效率、转速、容量和安全可靠性等多个方面都提出了越来越高的要求。转子系统作为旋转机械的核心部件，在发生故障时，如碰摩、不对中、不对称支承、裂纹、松动等，以及由于油膜力、密封力、气流激振力等外激励作用，常会出现复杂的振动现象，影响设备正常运行，有时甚至会造成严重事故；因此，需要对故障转子系统动力学行为及其故障机理和特征进行深入的研究1。转子的不平衡力是旋转机械主要的激振力，也是其他一些振动故障的主要触发因素。转子的不平衡会产生很多不良的后果。如引起转子反复的弯曲和内应力，造成转子疲劳损坏和断裂；引起机械产生振动和噪声，会加速轴承，轴封等零件的磨损，降低机组的工作效率和使用寿命；转子的振动可以通过轴承，基座传递到基础和周围的建筑物上，恶化周围的工作环境。为了改善机组的工作专挑，在转子制造、安装、调试过程中及大修后，尝尝需要进行厂内单转子的动平衡和现场整个轴系的动平衡处理。事实上转子平衡是旋转机械的一个工艺过程，通过改变转子的质量分部，及在转子上适当的地方加上或减去一定的质量，在轴或轴系上尽可能减少转子的不平衡量，减少转子由于不平衡离心力产生的弯曲，以减少机组振动和轴承的动态反作用力，最终使机组平稳的、安全的、可靠地运行。1.2 本课题的目的和意义在理想状态下,旋转机械的转子转动或者不转动时,对于支撑轴承的压力是相同的,这样的转子是平衡转子。但是在实际生活中的所有回转体因为生产加工以及装配时出现的误差、材料材质不均匀或者铸造时的毛坯缺陷、甚至是设计中就具有不对称的形状等等,以上种种原因,使得转子不平衡。而且就算是静态平衡了,当转子转动的时候,转子上每个质点产生的离心力惯性力等等不能相互抵消的话,转子会出现动态不平衡。转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障. 造成转子不平衡的具体原因很多，按发生不平衡的过程可分为原始不平衡、渐发性不平衡和突发性不平衡等几种情况。原始不平衡是由于转子制造误差、装配误差以及材质不均匀等原因造成的，如出厂时动平衡没有达到平衡精度要求，在投用之初，便会产生较大的振动。渐发性不平衡是由于转子上不均匀结垢，介质中粉尘的不均匀沉积，介质中颗粒对叶片及叶轮的不均匀磨损以及工作介质对转子的磨蚀等因素造成的。不平衡的原因大体分为以下几种：转动件本身形状不对称2、 加工制造上的公差3、 组装安装不当4、 转动件运转时的变形5、 转动件破损磨耗6、 转动件附着异物不平衡是质量和几何中心线不重合所导致的一种故障状态（质心不在旋转轴上），不平衡带来的后果是增加附加载荷，是设备和零部件损坏的最常见的四大故障之一。其表现为振值随运行时间的延长而逐渐增大。突发性不平衡是由于转子上零部件脱落或叶轮流道有异物附着、卡塞造成，机组振值突然显著增大后稳定在一定水平上。动不平衡会产生离心力，离心惯性力通过轴承作用到机械及其基础上，引起振动，产生了噪音，加速轴承磨损，缩短了机械寿命，严重时能造成破坏性事故。据统计，有50%左右的机械振动是由不平衡力引起的。因此，有必要改变旋转机械运动部分的质量，减小不平衡力，即对转子进行平衡。使其达到允许的平衡精度等级，或使因此产生的机械振动幅度降在允许的范围内。研究本课题，可以深入的了解机器转子系统不平衡时的响应特性，为机器的不平衡故障诊断提供依据，及时了解机器工作状态，可以及时发现或者预防不平衡故障。诊断不平衡故障发生的原因，及时作出正确的修理。所以研究本课题，对机器的寿命及生产的质量都有着极其重要的意义。第二章 国内外发展以及研究状况 2. 1国外关于转子不平衡研究的发展历程及现状动平衡测试系统是在二十世纪初开始发展的，一九零七年德国的拉瓦切克首先制造出了动平衡机，随后，黑曼将其改进，这台平衡机支撑试验工件的轴承是用安装在底座的弹簧支撑起来的，工件运动的时候产生的离心力使轴承产生振动，振动波形由类似于地震仪的装置记录下来，由记录的结果确定消除不平衡所需的质量块的大小和位置。拉瓦切克-黑曼平衡机结果比较简单，但却是高速旋转机械不平衡量测量的开山鼻祖。在这个基础上，出现了很多汇总平衡机器，如阿基莫夫式平衡机，索德伯格式平衡机，崔伯勒式平衡机等等。1925年，日本制造了一种平衡转速高于转子支撑系统共振频率的平衡机，使支撑震动的测量精度和平衡进度都提高了许多。1935年，日本的久野五十男将同步发电机与光学法大装置结合起来用于测量机构，通过在屏幕上显示出李沙育式的图像，通过图像就可以读出支撑振动的相位和大小；同期美国的吉肖特公司和德国的申克公司发展了该方法，研制出以采用交流发电机的瓦特计时测量装置为基础的现代电器测量机构，在此基础上，将可动线圈式振动传感器和以瓦特计为基础的电器测量机构结合，建立了双面同时测量法，这种测量方法简单，精度较高，性能优良，打开了现代动平衡试验机的新局面2。最开始的时候，人们所掌握的平衡技术只是静平衡，由于静平衡技术的种种弊端，比如精度低、适用范围窄等等原因，不能满足人们对于生产的需要，人们便开始研究动平衡。最开始研究的是单面动平衡，也取得了一定成果。但是随着时代的进步和发展，机械的功率越来越大，单面的动平衡便不能够满足大功率新机器的平衡要求，不能让它们达到预期的平衡状态，人们便将目光投向了两个平面的动平衡领域。两个平面的动平衡领域也是我国五六十年代极少数人掌握的平衡理论，而且，此种平衡方法是在低速实验台上进行的。对于测量对象来说，振动系统中有轴承、轴、配重等等，最开始时仅仅测量轴承的振动情况，后来有人开始研究振动相位；对振动相位的研究极大地推动了转子平衡技术的发展。到了1935年左右，运用振动相位来分析转子的振动规律，从而对转子进行平衡的理论方法已经相对完善了。到了1940年和1950年左右，英国、美国等这些工业发达的国家，已经普通的采用了这种平衡发拿法，特别是动平衡机的问世，使得转子平衡比之前方便准确了很多，这使得动平衡机得到广泛的应用，使得机械制造部门的制造能力大大提升。传统的动平衡机需要频繁的动态调整，但是在1970年左右，硬支撑平衡机面世了，他弥补了传统软支撑平衡机的缺点，在静态下设定平衡尺寸，让平衡机的使用范围更加广阔，工作的更加准确可靠，这更使得平衡机的发展有了质的飞跃。德国、美国、日本等工业发达国家，他们十分看重动平衡技术，对于动平衡的研究非常重视，事实证明他们是对的，如今，他们制造出的一些新型的多功能智能平衡机，在现代化机械设备诊断维修中发挥这极其重要的作用，对整个机械工业的繁荣做出了巨大贡献。2.2国内关于转子不平衡研究的发展历程及现状在我国,平衡机上首先应用的是测相找平衡技术，到一九九五年在电力部门开始使用,一九五七年以后,这种平衡方法才开始在全国各种实验场所和电厂及有关部门投入使用并普及推广，测相找平衡技术在振动测量手段上是进步了很多,人们在测相找平衡的基础上又建立了更加完善的平衡理论，当时大家觉得此种方法已经很成熟了，但是，这种方法的理论基础和最开始用的两个平面平衡方法的理论是一致的。所以随着时代的发展和进步，机械的机组容量不断的增加，清冷发电机的出世，更使得发电机的单机容量急剧的增加；转子的长度和直径的比值越来越大，比之前高出许多，转子的刚性越来越小而柔性越来越大，转子系统愈加偏向于柔性系统这使得转子长径比得到了非常大地增加,其刚性，因此越来的平衡理论就不能急解决这些大机组的转子平衡问题，人们需要更加先进的平衡技术来诊断设备和维护生产。,因此，从50年代以来,许多工业发的国家，他们对柔性转子平衡理论进行了大 量的模型试验和研究, 在 60 年代初取得了一些进展，他们的研究成果开始在工业转子上得到应用,而且得到了较为满意的效果,到了60年代中期和末期,柔性转子平衡理论和 方法又有了新的进展,使得转子平衡理论较普遍地在工业转子上采用,改进了转子原来的平衡工艺,转子平衡质量得到了提高,这不仅使得工作转速下轴承动态反作用力得到降低 ,而且使得转子挠 曲有了显著降低。这一点对于大容量机组的平稳运转是极其重要的。 目前来说，我们 国家已运行和将要投入运行的大容量机组数量不断增加,一九七二年哈电制造的 两百万兆瓦发电机转子,生产厂家第一次采用了柔性转子平衡理论，即按振型 对该转子进行平衡 ,取得了一定的效果,转子平衡质量较前有了较大改进。在这以前, 国内的制造厂对各种容量电机转子的平衡,均采用刚性转子平衡概念进行处理,电力部门也是如此,所以在电厂进行转子平衡时,出现了一些难以解决的问题。上世纪八十年代以来，我国开始对转子的平衡进行了较深入、系统的研究。在国内专家学者的不懈努力之下，我国的转子不平衡诊断技术方面和转子平衡的技术已经得到了很大发展，在实际引用上也取得了许多成果，为我国的机械制造生产及现代化建设做出了巨大贡献，除了自己埋头苦干做研究之外，我国也从世界上工业发达的国家引进了许许多多的先进动平衡技术与机器设备，经过我国机械方向专家们的吸收消化并推陈出新，与时俱进，现如今我国的转子平衡技术已经得到了迅速发展。 2.2本文的研究内容尽管国内外对于转子不平衡故障机理都有很深的研究，但是大部分都是对于转子动平衡理论的研究，而对于双跨柔性转子系统不平衡这一课题却没有单独细致的研究，所以本文就专注于研究双跨柔性转子系统不平衡的响应特性。采用ANSYS有限元软件模拟实验和实际试验台实验分析相结合的方法来进行研究，具体内容如下：单自由度系统不平衡质量引起的强迫振动响应特性；介绍转子系统有限元动力学建模的基本理论，参考双跨柔性转子实验台用有限元软件ANSYS建立双跨柔性转子系统模型；进行模拟实验，分析双跨柔性转子系统不平衡响应特性；设计双跨柔性转子实验台实验，并前往实验室进行实际实验，通过实际实验结果分析得到响应特性；真实实验结果和模拟实验结果对比分析。 第三章 转子不平衡故障机理及特征 1.概述转子不平衡是由于转子部件出现缺损或转子部件质量偏心造成的故障，它是旋转机械最容易发生的故障。转子的不平衡质量在转动时产生的不平衡力及力矩是转子系统的主要激振力，也是其他一些震动故障的主要引发因素。转子的不平衡极有可能会产生很多不良的后果。比如造成轴的疲劳损坏和轴的断裂，使得转子内部产生很大的内应力，引起转子反复弯曲；引起机械产生强烈振动和噪声，同时还会加速轴承，轴封等零件的破坏和磨损，降低系统的使用寿命和工作效率；转子的振动也会通过轴承，箱体、基座然后传递到基础和周围建筑物上，强震动还会恶化周围的工作环境。据统计，旋转机械约有百分之五十以上的故障与转子不平衡有关。以上种种表明，对不平衡故障的研究诊断和治理很有实际意义。导致转子不平衡的因素有很多，按不平衡发生地过程可分为原始不平衡。突发性不平衡以及渐发性不平衡这三种情况。原始不平衡：由于转子的设计误差、制造误差、装配误差以及材质不均匀等等原因，如果在出场的时候动平衡没有达到设定的标准，那么在机械在使用之初，就会产生较大的振动，这种不平衡叫做原始不平衡。渐发性不平衡：随着时间的推移，转子上逐渐形成分布不均匀的结垢，介质中粉尘沉积的不均匀，叶片以及叶轮受到介质颗粒的不均匀磨损，以及转子受到工作介质的碰磨等等。转子的振幅将随运行时间延长而逐渐增大。突发性不平衡：由于叶轮流道有异物附着或者转子上零部件突然脱落、卡塞，转子的振动幅值突然显著加大，然后稳定在一定水平上。不平衡按照转子受力机理又可以分为静失衡、动失衡、准静失衡、力偶失衡、这四类。2转子不平衡故障机理 转子系统是大型旋转设备中的重要部件，它在启 动的瞬态过程中通过共振区时常常会产生很大的振 动。如果振动幅度过大，就会损害转子和支承设备，严 重时会引起转轴断裂。旋转设备在启动过程中，经常 采用较高的启动加速度快速通过临界转速2。在转 子系统设计过程中，分析其在启动过程中的振动情况， 准确把握其各阶临界转速及其在不平衡载荷下的响应情况，将大大提高转子系统的稳定性+。 转子系统在静止坐标系下动力学方程为 M +(C+) +K u = F ( 1) 式中，Cgyr为陀螺效应矩阵，此处忽略不计。+M、 C、 K 分别为系统的质量、阻尼及刚度矩阵，阻尼对其影响不大，故忽略 C 值; u、 分别为系统的位移、速度 和加速度向量; F 为系统的激振力向量。 任何持续的周期载荷将在结构系统中产生持续的 周期响应，即谐响应。转子系统在旋转过程中由于受 到加载在转盘上的不平衡离心力而引起不平衡响应+。 +设 F = P0sint， u( t) = Bsint 代入式( 1) 式中， P0Rn( R 为实数矩阵) ， BRn。+ 推出:( 2M + K) B = P0，引进频响函数 H( ) = ( K 2M) 1 得到: B = ( K -)P0 = H( ) P0 稳态响应: u( t) = H( ) sint 设转子的质量为M，偏心质量为m，偏心距为r，如果转子的质心到两轴承连心线的垂直距离不等于零，具有挠度a，如图1-1所示。图1-1 转子的力学模型由于有偏心质量m和偏心距r的存在，当转子转动时将产生离心力、离心力矩或两兼而有之。离心力的大小和偏心质量m、偏心距r及旋转角速度有关，即Fmr2。众所周知，交变的力（方向、大小均周期性变化）会引起振动，这就是不平衡引起振动的原因。转子每转动一周，离心力的方向就会改变一次，因此不平衡振动的频率与转速是一致的。3.转子不平衡表现特征在实际的工程中，轴和轴承都不是理想元件，轴的刚度在各个方向都不同，轴承也是如此，所以当轴转动时，他在各个方向上施加给轴承的力是不同，不止是方向不同，大小也不相同，而轴承各个方向的刚度不同，所以各个方向上的变形也就不同，也就是转子对不平衡质量的响应在各个方向上都不同，x和y方向上的振幅也就不同，他们之间的相位差也不是九十度。种种原因导致了轴的轴心轨迹不会是圆形而是椭圆形，如图1-2所示。由以上分析可知，转子不平衡故障振动特征主要如下：（1）轴心轨迹是近似椭圆，振动的波形图近似为正弦波（图1-2）。（2）频谱图中，谐波能量集中频率是在基频。并且会出现一些较小的高次谐波，如图1-3所示。（3）当工作转速低于临界转速时，转子的振幅随着转速的提升而缓慢增加，且整体的的振幅处于一个不算很高的水平；当转子的工作转速接近转子的临界转速时，转子的振幅将会急剧增大，振幅出现一个极其突出的峰，远超其他速度的振幅；当转子的工作转速高于转子的临界转速时，转子的振幅反而会急剧的下降，而且随着转速的提升，趋近于一个较小的较稳定的值。整个过程中，转子的振幅对转子的速度反应特别灵敏。如图1-4所示。（4）当工作转速不变时，相位稳定。（5）从轴心轨迹观察进动动特征为同步正进动。图1-2 转子不平衡的轴心轨迹图1-3 转子不平衡故障谱图图1-4 转子不平衡的主要特征4 转子不平衡故障诊断方法转子不平衡的常见诊断依据见表1-1和表1-2,原始不平衡、突发性不平衡、渐变不平衡这三种不平衡形式的共同点是较多的，但是，我们可以从下面两个方面鉴别他们。（1）振动的趋势不同原始不平衡：当机器刚开启，就出现很强的振动而且不会随着时间推移而明显增大或减小，见图1-5（a）；渐变不平衡：机器刚启动时，转子振动比较低，但是随着时间推移，转子的振动将会逐渐升高。见图1-5 (b)； 突发不平衡：开始时转子的振动较小，运行比较平稳，突然转子的振动突变到一个很高的水平，并且不降低，见图1-5（c)。表1-1 转子不平衡振动特征序号特征参数故障特征原始不平衡渐变不平衡突发不平衡1时域波形正弦波正弦波正弦波2特征频率1113常伴频率较小的高次谐波较小的高次谐波较小的高次谐波4振动稳定性稳定逐渐增大突发性增大后稳定5振动方向径向径向径向6相位特征稳定渐变突发后稳定7轴心轨迹椭圆椭圆椭圆8进动方向正进动正进动正进动9矢量区域不变渐变突发后稳定表1-2 转子不平衡的振动敏感参数序号敏感参数随敏感参数变化情况原始不平衡渐变不平衡突发不平衡1振动随转速变化明显明显明显2振动随油温变化不变不变不变3振动随介质温度变化不变不变不变4振动随压力变化不变不变不变5振动随流量变化不明显 不明显不明显6振动随负荷变化不明显不明显不明显7其他识别方法低速时振动趋于0，运动初期振动值就处于较高水平随着运行时间的推移，振动逐步增大振动突然增加，然后稳定图1-5 几种不同性质的不平衡的振幅变化趋势5.转子不平衡故障原因分析及治理措施上述三类转子不平衡的故障原因分析及相应治理措施见表1-3。表1-3 转子不平衡故障原因分析与治理措施序号 原因分类 主要原因 初始不平衡 渐变不平衡 突发不平衡 1 设计原因 结构不合理 结构不合理，易结垢 材质不合理，易腐蚀 结构不合理，应力集中 系统设计不合理，造成异物进人流道 2 制造原因 制造误差大 材质不均匀 动平衡精度低 材质用错 光洁度不够，易结垢 表面处理不好，易腐蚀 热处理不良，有应力 入口滤网制造缺陷 3 安装维修 转子上零部件安装错误 零件漏装 转子未除垢 转子有较大预负荷 4 操作运行 介质带液，造成腐蚀 介质脏，造成结垢 超速、超负荷运行 人口阻力大，导致部件损坏，进人流道 介质带液，导致腐蚀断裂 5 状态劣化 转子上配合零件松动 转子回转体结垢 转子腐蚀 疲劳，腐蚀 超期服役 6 治理措施 按技术要求对转子进行动平衡 按要求对位安装转子上的零部件 消除转子上松动的部件 转子除垢，进行修复 定期检修 保证介质清洁，不带液，防止结垢和腐蚀 停机检修，更换损坏的转子 停机清理流道异物 消除应力，防止转子损坏 第四章 转子不平衡系统有限元建模及响应特征分析 4.1.基于ANSYS软件的双跨柔性转子系统建模4.1.1软件简介有限元法原理简洁、规范，易于操作，在求解由转子和各种辅助件组成的复杂的转子系统动力学问题中有着突出的优点，被广泛的应用在转子动力学相关研究中。有限元法通过将连续的求解域看成许多小单元的组合体，对每个单元假定一个近似的函数，用这些函数表示求解域上的未知场函数，然后通过推导，求出这个求解域的满足条件，这就使得一个 连续的无限自由度问题，变成了比较简单的有限自由度问题。求解出以上未知量以后，可以得 到节点值和设定的插值函数，然后进一步计算就得到单元及整个集合的场函数，得到整个求解域的近似解。这里的近似解是把实际问题简化后得到的计算结果。对于整个求解域来说，为了使所得结果的近似程度高，可以通过增加划分的单元数目，这样就不仅可以保证每个单元的尺寸足够小，还可以提高单元自由度数目和插值函数的准确度。4.2参考实验室双跨柔性转子实验台建模4.2.1建模实验室双跨柔性转子实验台模型如图4-1所示系统由一个电机带动，两根轴由弹性联轴器连接，一轴和电机也通过弹性联轴器连接，两根轴由四个轴承支撑，轴承为滑动轴承，每根轴上有一个配重盘，左边配重盘重660g ，右边盘重495g。由于电机只提供转速，弹性联轴器只传递转矩而不传递弯矩，所以建模时忽略电机和左边的弹性联轴器，使用单元节点建模方式，用beam188单元建模两根轴，用combi214单元代替轴承和连接两根轴的弹性联轴器，用mass21单元建模两个配重盘，如图4-2；然后固定四个轴承单元支架端的所有自由度，也就是11、12、13、14这四个点的所有自由度；然后固定所有节点的绕Z轴的转动自由度，如图4-3所示。图4-2图4-1图4-3（1）图4-3（2）2.2.2 加载并求解瞬态分析相对于一般的转子动力学问题，该问题除了考虑科里奥利效应以外，还要考虑如何施加偏心质量而导致的不平衡力。启动之后，偏心质量的位置随着配重盘的转动而不停地变化，从而偏心质量所引起的不平衡力的大小和方向也在不停变化，所以，采用数组的方式加载。设不平衡质量为m，不平衡质量距离轴心r,圆盘转速为w，则不平衡质量转动时施加给圆盘的力为：（1）上式中，加速度分为两项，为向心加速度，为切向加速度。由于在ANSYS中不能施加矢量，而只能在直角坐标系中的坐标轴方向上分别施加加速度。上图中的转轴是Z轴，因此，该矢量只在X,Y两个方向有投影。投影如下：（2）上式中，法相加速度和切向加速度计算如下： （3）将法向加速度和切向加速度带入（2）式中，得到在上述两式中，距离是已知量，要完全确定lx，ly，还需要确定此时的角速度，此时的转角以及此时的加速度。假设在启动瞬间是匀加速转动，在10秒内速度增加到7800rpm，则加速度是任意时刻角速度为任一时刻的转角位将上述转角，角速度，角加速度代入惯性力的两个分量表达式中，就可以求出这偏心质量导致的惯性力的这两个分量。打开科里奥利效应，指定转子最终转速7800，然后将两个方向上的力Flx,Fly分别存储在两个数组fxtab,fytab中，再将两个力分别加到3号节点和8号节点上去。然后求解。不同不平衡质量大小、位置、数量等参数下系统不平衡响应特征单跨系统响应图2-1 单跨转子系统不平衡时的位移时间相应 图2-2 单跨应力时间相应（2）当不平衡质量的大小、位置、数量等参数不同时，系统不平衡响应特性也不相同，为了找到规律，并进行综合分析，则需要进行多组实验，对比分析。实验组别如表4-1组别左边配重右边配重角度100020.9g00300.9g040.9g0.9g050.9g0.9g9060.9g0.9g18071.2g1.2g0图2-3 0.9g-0g3号8号节点幅频曲线-图2-4 0.9g0g振型图左边 0g 右边0.9g ，幅频曲线，3号线代表3号节点，8号线代表8号节点图 2-5图2-6左边0.9g 右边0.9g 图2-7 幅频曲线图2-8 振型图 4.3 双跨柔性转子系统的不平衡响应分析图2-3是左边加0.9g不平衡质量右边不加不平衡质量的幅频特性曲线，该系统的共振频率约为50hz和65hz，振幅最大的是65hz时的3号节点，也就是左边配重盘在3900rpm时振幅达到最大，且远超8号节点的共振振幅（8号节点在3000rpm时共振）。图2-5是右边加0.9g不平衡质量而左边不加不平衡质量的幅频特曲线，该系统的共振频率也是50赫兹和65赫兹，振幅最大的是50hz时的8号节点，也就是右边配重盘在3000rpm时振幅达到最大，且远超3号节点的共振振幅（3号节点在3900rpm时共振）。图2-7是左右都加了0.9g不平衡质量的幅频特性曲线，该系统的共振频率是50赫兹和65赫兹；3号节点在65赫兹时共振，8号节点在50赫兹达到共振，且两个点共振时幅值相差不大。从上面的响应曲线分析可知，左边一跨的临界转速是3900rpm，右边一跨度的临界转速是3000rpm，双跨系统中的每一单跨系统的临界转速都是整个双跨系统的临界转速。每一跨度发生振动时，整个系统都会发生共振。第五章 双跨柔性转子不平衡故障实验分析 5.1 实验系统简介本实验采用的是北京京仪北方仪器仪表有限公司测振仪器分公司生产的ZHS-5型多功能转子实验台。试验台主要用于教学演示以及做动态试验研究用.，其特点是结构紧凑、体积小、运转方便、演示项目多、测试手段先进。台面为球墨铸铁，支架为铝合金，总重量为45kg，使用一段时间后含油轴承需浸32#机油。实验台有两根轴，左轴直径10mm,长度400mm;右边轴直径10mm，长度为510mm，实验台系统由直流电机带动，电机与左边轴之间通过弹性联轴器连接，两根轴之间也是通过弹性联轴器连接，每根轴都由两个轴承支撑，轴承为滑动轴承，传感器包括左右轴上各非接触式电涡流传感器、前置放大器、速度传感器等。左右各有一个配重盘，左边配重盘为80mm，质量为660g ，右边配重盘为80mm，质量为495g。两个盘上都可加不平衡质量。数据采集处理部分包括INV360U信号采集仪，计算机及数据处理软件等，可对转子系统的振动情况（转速、振幅、相位、位移）进行采集、测量与分析。实验台可完成的演示项目：刚性转子现场动平衡挠性转子现场动平衡转子过临界转速时，基座振动与轴的振动及相位变化转子结构形式对临界转速的影响挠性转子的振型滑动轴承油膜震荡非接触测量轴的径向振动和轴向位移（模拟）可演示多面动平衡 5.2 实验内容测出系统的临界转速。测出转子系统处于标准状态下各转速段的波形图，频谱图，轴心轨迹图。测出转子系统处于不平衡状态下各转速段的波形图，频谱图。轴心轨迹图。总结转子不平衡故障机理及诊断方法 5.3 实验步骤1.标准模式实验（1）检查线路是否正确，电机转动是否平稳，固定螺钉是否紧固，以及是否润滑等等。数据采集使用的是PDES数据采集分析仪，设置触发方式为外部触发，采样点数为2048，采样周期16，从电机看向轴，右手方向是零度方向，则一通道是45度方向，二通道是135度方向，速度测量采用光电传感器，轴偏移量的测量采用电涡流传感器。数据保存条件为，若转速不变则一分钟保存一次数据，若转速变化超过20rpm/S 则保存一次数据；若振幅超过20微米，则保存一次数据。（2）安装标准模拟转子圆盘及标准高精度含油轴承，用调速器启动转子，使转子转速保持在1000rpm，把工况包括转速、两通道位移量、时域波形、频谱图及轴心轨迹图等记录下来，然后按同样方法测试不同转速下系统的全部信息，临界转速附近要多测几个点以保证侧准临界转速。 标准模式的参考特征：转子启动均匀后，随着转速升高至轴承油墨形成后振动平稳，振幅过载系数在0.1g 以下，通过第一临界转速时的时间响应图可以看出相应滞后激励90度的时间较为缓慢，从频域分析看，幅值谱中由转速引起的工作频率幅值占振动幅值的比值不大。不平衡实验 在配重盘上添加不同质量，位置的不平衡质量，测出各种情况下的波形图，频谱图，轴心轨迹图。组别左边配重右边配重角度100020.9g00300.9g040.9g0.9g050.9g0.9g9060.9g0.9g18071.2g1.2g0 5.4 实验结果及分析 由实验台采集到的数据分为振动数据和趋势数据，振动数据显示的是一个测点某个固定转速的轴心位移量，由于仪器保存数据过多 ，不可能每一个速度都进行分析，又由于实验时观察得出实验台在3000rpm和5000rpm两处振动十分剧烈，所以对于每组实验只取几个速度点进行分析，取3000rpm 5000rpm、和7000rpm进行分析，在振动数据中找到对应采样频率的txt文件 ，3000rpm 、5000rpm与7000rpm对应的采样频率分别6390hz，10650hz，14910hz，找到和这三个采样频率接近的X通道（45度通道）和Y通道（135度通道）位移量文件，然后由excel合并同一采样频率的X通道文件和Y通道文件，用MATLAB分析生成的excel文件（包括两通道的位移量），以X通道位移为X轴、以Y通道位移为Y轴，生成曲线，就是此转速下的轴心轨迹图。再以时间T为X轴，以X通道位移量为Y轴生成曲线，即为次转速测点下的X通道波形图。对此波形图进行傅里叶快速变换，即可得到此转速测点的X通道的频谱图。以时间T为X轴，一Y通道位移量为Y轴生成曲线，即为次转速测点下的Y通道波形图。对此波形图进行傅里叶快速变换，即可得到此转速测点的Y通道频谱图。5.4.1 正常情况下的实验结果 第一组实验测点一与测点三幅频曲线图第一组 两边都没有加不平衡质量 3000rpm 测点1 轴心轨迹图 x通道波形图 频谱图 y通道波形图 频谱图测点三 轴心轨迹图 X通道波形图，频谱图Y通道波形图，频谱图5000rpm 测点一 轴心轨迹图 X通道波形图，频谱图Y通道波形图，频谱图测点三 轴心轨迹图 X通道波形图，频谱图Y通道波形图，频谱图7000rpm 测点一 轴心轨迹图 X通道波形图，频谱图Y通道波形图，频谱图 5.4.2 不平衡情况下的实验结果第二组 左边0.9g不平衡质量 3000rpm 测点一 轴心轨迹图 X通道波形图，频谱图Y通道波形图，频谱图测点三 轴心轨迹图 X通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图5000rpm 测点一 轴心轨迹图 X通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图7000rpm 测点一 轴心轨迹图 X通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图测点三轴心轨迹图 X通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图第三组 5000rpm 测点一 轴心轨迹图 X通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图测点三轴心轨迹图 X通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图7000rpm 测点一 轴心轨迹图 X通道波形图频谱图Y通道波形图频谱图.第四组测点一测点三幅值图3000rpm5000rpm7000rpm第五组测点一测点三3000rpm5000rpm7000rpm5.4.3 实验结果分析从上面的实验结果轴心轨迹图、波形图频谱图对比分析可知测点的轴心轨迹都近似为椭圆，时域波形图为正弦曲线，对每个波形图进行傅里叶快速变换，得到的频谱图显示主要的谐波能量集中在基频，也就是当前的转频，说明了转子系统所受的主要激振力就是转子上不平衡质量转动时所产生的不平衡力，另外还有较小的高次谐波。提取每个频谱图中的基频和幅值，以基频为X轴，幅值为Y轴，就得到幅频特性曲线，幅频特性曲线有两个峰，分别位于53.3hz和83.3hz处，即对应系统的一阶临界转速3200rpm和二阶临界转速5000rpm，当转子转速达到3000rpm和5000rpm时都会发生共振；利用趋势数据画出的幅值-转速图，可以看到在3000rpm和5000rpm出幅值有两个很明显的峰值，即对应系统的一阶临界转速和二阶临界转速，这和趋势数据画出的幅值-转速图吻合。组别偏移量（um）转速3000rpm5000rpmX通道Y通道X通道Y通道第一组左右均不加不平衡质量测点点二组左边0.9g 右边0测点一150100263155测点三23316318296第三组左边0 右边0.9g测点点三25618918899第四组左边0.9g 右边0.9g测点一230177288210测点三268196221189表5-1表5-1显示的是在两边配重盘加上不同的不平衡质量之后，3000rpm和5000rpm两个临界转速之下，测点一（支撑左边配种的靠近轴承的测点，反应左边轴的轴心位移）和测点二（支撑右边配重盘的靠近轴承的测点，反应右边轴的轴心位移）两个测点的X通道与Y通道的位移幅值，从表中可以看出来，随着左边加不平衡质量，左右两边的振幅都在增加，而且5000rpm处的幅值比3000rpm处的幅值增加幅度要大很多，同时测点一振幅幅值的增加比测点三处幅值的增加幅度更大；而给右边加不平衡质量之后，左右两边的振幅也都增加了，而且3000rpm处的幅值增加幅度比5000rpm处的幅值增加幅度要大，测点三处的幅值增加幅度比测点一要大很多。这说明连接两根轴的联轴器虽然是弹性联轴器，但是它不止传递了转矩，也传递了弯矩，使得两边的振动相互影响。测点2000rpm30004000500060007000第一组1609075180505036516070855049第二组1759880263555636625678964948第三组1639970188565036826070906055第四组1789969299666038728978986364表4-2表4-2显示的是不同组实验不同转速下测点一和测点二的X通道位移量，由表可以看出，当转速为3000rpm时，测点一的振幅达到最大，而且到达5000rpm时测点一的振幅也没有很大的增幅；而转速为5000rpm时，测点三的振幅达到最大，而且在经过3000rpm时，振幅也没有很大的增幅；当左边加上不平衡质量的时候，测点一的3000rpm振幅有明显增大，而5000rpm振幅并没有明显增幅，当右边加上不平衡质量的时候，测点三的5000rpm振幅有明显增大，而3000rpm振幅并没有明显增幅。所以，可以知道，3000rpm是右边单跨系统的临界转速，5000rpm是左边单跨系统的临界转速。所以，每一个单跨分系统的临界转速都是整个系统的临界转速。当左跨度存在转子不平衡时，左跨度的共振幅值将会大大增加，并且明显高于右跨共振幅值；当右跨度存在转子不平衡时，右跨度的共振幅值将会大大增加，并且明显高于左跨共振幅值；当左右都存在转子不平衡时，左右跨度的共振幅值都将超过正常幅值，且相差不会很大；根据这些特性，分析转子系统的测点振动信号，就可以