静态下的无阻尼系统振动平衡方程.doc

第4章9-500型无极捻筒体振动分析本次测试是针对大型的刚性旋转部件，振动成因较为复杂，因此在测试之初对设备进行了模型的建立，通过仿真得出的参考值以提升诊断的信心。同时通过研究设备动态特性，可以更好的解读设备运转振动模式（振型），为以后的设计工作提供依据。4.1求解固有频率静态下的无阻尼系统振动平衡方程： （4-1）M：等效质量K：等效刚度X：位移向量则方程的解： （4-2），：第i阶振型的固有频率：第i阶振型的频率相位角将（4-2）带入（4-1）得 （4-3）令因振动系振幅不全为0，固有 （4-4）由（4-3）得 （4-5）令则 （4-6）是矩阵D的特征向量 初始迭代向量 （4-7）第一次迭代 （4-8）将式（4-6）带入（4-8）得 （4-9）第二次迭代第m次迭代 （4-10）由（4-10）可知至此可得对于第二阶，第三阶以至于更高阶次的固有频率，可以令，这里不再赘述。迭代计算的特征是重复且有规则的计算，因此可以采用计算机计算结果，本文所用的是FFEPLUS解算器计算结果如下表4.1所示：频率数弧度/秒赫兹秒1156.7924.9540.0400732158.5925.240.0396193386.0861.4460.0162744512.6781.5940.0122565878.85139.870.00714936892.93142.110.007036671135.2180.680.005534881226.1195.140.005124591306.8207.980.0048081101421226.160.0044216111450.2230.810.0043325121526.2242.910.0041168131528.3243.240.0041111141629.2259.30.0038566151643.2261.520.0038238161688.4268.710.0037214171711272.310.0036723181774.4282.410.003541191838292.520.0034185201853.2294.940.0033905表4.1选取了部分振型的图像如下图所示，详见附件1名称类型最小最大位移1URES:合位移 图解 对于模式形状: 1(数值 = 24.9545 Hz)0 mm节: 87444.798 mm节: 8981复件 筒体-算例 1-位移-位移1名称类型最小最大位移3URES:合位移 图解 对于模式形状: 3(数值 = 61.4462 Hz)0 mm节: 87449.3169 mm节: 72622复件 筒体-算例 1-位移-位移3名称类型最小最大位移5URES:合位移 图解 对于模式形状: 5(数值 = 139.873 Hz)0 mm节: 87447.4884 mm节: 2080复件 筒体-算例 1-位移-位移54.2求解周期激振的响应电机输出的磁力矩是周期性变化的，假设其周期函数为，则其输出力为 （4-11）将周期函数展开成傅里叶级数： （4-12）为傅氏系数。将振动方程进行正则化后可得出： （4-13）则其第i阶有阻尼稳态响应为： （4-14）为放大因子：为相位角:由式（4-14）可知，任意阶正则坐标的响应是多个具有不同频率的激振力引起响应的叠加，因而周期性激振函数产生共振的可能性要比简谐激振高的多。所以很难预料各个振型中哪一个振型将受到激振力的强烈影响。但，当激振力函数展开成傅里叶级数之后，每个激振频率可以和每个固有频率比较，从而预测出强烈振动的形式。4.3测试数据本次测试是针对管式捻股机筒体部分的测试。同样采用了AMSsuite的数据库路径分析，简化了测试流程，同时采集了2种不同情况下的数据，对诊断的准确性有了提升，测点安排见图14.采集部位主要是轴承的支承架，采集了水平和轴向的振动数据。本次测试同时运用到了高级分析，停机过程峰值相位，以便更好的判断主振型的频率和模式。图14测试位置B1B3B5Horizontal0.744mm/s1.954mm/s0.94mm/sAxial0.778mm/s1.804mm/s0.692mm/s表4.2较早时测试数据测试位置B1B3B5Horizontal0.8418mm/s2.6018mm/s1.4240mm/sAxial1.1102mm/s1.2368mm/s0.6605mm/s表4.3最后测试的数据4.4分析参数首次测试由于是第一次试车转速未设置过高，约为300r/min，则其1TS=5HZ.稍后的测试在调整的基础上提高了转速，其1TS=6.5 HZ.由于初次测试的转速未达到额定转速，所以本次分析采用第2次测试数值分析4.5分析结果4.5.1中段支承座测点分析从测试的数据看振动主要的来源是B3测点即筒体中间段的支承架，其值超过了ISO2372的许用值，因此首要分析。由图15可知其主要振动频率13.07HZ，约为参数值得2倍，可以判断筒体中间不位，可能存在一定程度的不对中。4.5.2前后端支承座测点分析观察B5图像图16可以发现，其振动频率的分布较广，幅值也较B1测点高。同时从测试数值（图17）可知B1A的振动值要高于B5A。尤其结构和受力情况可以判断B1实际上受到了中段对中的影响，又其装配固定前段是驱动源，影响结果转化成对筒体轴向的振动。B5同样受到了B3的影响，且由于其处于真个设备的末端，没有后续的结构可以分离器振动量，在驱动源对整个设备的影响过程中个频率会相互影响，或是卷积或是调制，会激发设备的固有频，此结论由4.1和4.2可知，因此末端筒体的振动频率分布较广，且有一定数值的主振型显示出来。同时又由于其相对驱动源比较远，考虑到设备阻尼的影响其振动值不会过高。4.5.3轴承故障分析考察轴圈的故障频率通过分析其peakvue未发现有故障频率出现，见图18.4.6成因分析及解决方案4.6.1成因分析同过现场的观测可以发现，中段的支承座确实有一定的涡动结合4.5分析判断是中段的筒体有不对中的情况出现，前后端的支承做受到了中段不对中的影响，前段由于是受控端起轴向振动较高，后端是自由端且能量集中，但振动受整体阻尼的影响振动幅度较小但频率分布较广。4.6.2解决方案此不对中情况涉及到诸多的问题，有筒体装配面形位公差原因