[10] 旋转机械轴系扭振固有特性分析_唐贵基
故障诊断方法与应用-旋转机械故障机理与诊断技术-2
故障诊断方法与应用-旋转机械故障机理与诊断技术-2在旋转机械中，故障检测和诊断是一个非常重要的问题。
旋转机械由于其复杂性和运动特性，很容易出现故障。
如果不能及时发现和解决故障，这不仅会导致机器的停机和维修，还会对工业生产和甚至人生造成不良影响。
因此，了解旋转机械的故障原因和相应的检测和诊断技术非常必要。
旋转机械故障机理旋转机械故障的机理主要包括机械失衡、摩擦和磨损、振动和冲击等。
•机械失衡是指转子的重量分配不均衡，导致转速不平稳和振动，因此使旋转机械发生故障。
机械失衡故障通常会由绝热断层、转子膨胀及杆式加速放大器等现象引发。
•摩擦和磨损是旋转机械日常生产中常见的故障类型，这种故障往往是由于摩擦力和润滑液的缺乏引起的。
过度的摩擦会导致间隙变小，可能导致机器受损，进而导致故障。
•振动是另一种常见的故障类型。
它通常由外力或内置不均引发，例如机器震动、传动系统故障等。
振动可能对机器部件施加额外的压力，进而导致磨损或振动破坏。
•冲击是机械故障的另一种类型。
它通常由于异常阻力或硬件故障引起。
此外，冲击往往形成旋转机械故障的第一步，因为它会引发一系列的机械运动变化，直到最终导致故障。
故障诊断技术目前，旋转机械故障的诊断技术已经非常成熟。
根据机械故障的机理，有很多可以用来识别和验证故障的技术。
下面列举了一些经常使用的故障诊断技术：1. 传感器技术传感器技术可以监测旋转机械的各个方面，如转速、温度和压力等。
通过检测机械变量可以发现旋转机械内部退化和故障的征兆，例如雷劈、绝缘材料的老化等。
2. 振动分析振动分析是检测旋转机械故障的一种常用技术。
通过检测旋转机械的振动特性以获取台架脏振动数据，可以识别出旋转机械外在的或内部的问题。
振动分析技术可以预防故障，增加旋转机械的寿命。
3. 声音分析声音分析技术可以通过检测旋转机械的声波信号来分析机械的状态。
它依据声音的频率、声域及频率幅值等参数进行分析，可以在旋转机械发生故障时检测到异常声音的变化，从而达到及时诊断的目的。
可调品质因子小波变换在滚动轴承微弱故障特征提取中的应用_唐贵基
第 36 卷 第 3 期 2016 年 2 月 5 日
中
国 电 机 工 程 学 Proceedings of the CSEE
报
Vol.36 No.3 Feb. 5, 2016 ©2016 Chin.Soc.for Elec.Eng. 中图分类号：TH 17；TP 206
DOI：10.13334/j.0258-8013.pcsee.2016.03.019
x
H 0 (ω ) H1 (ω )
LPS α
H1 (ω ) HPS β
w(2)
w
(1)
(a) 分解滤波器组
c(3) w
(3)
LPS
HPS
1
α
1
* H0 (ω )
LPS
* H1 (ω )
1
α
1
* H0 (ω )
β
LPS
* H1 (ω )
1
峭度极值分量筛选
* H0 (ω )
w(2)
HPS
α
1
y
β
冗余信号分量剔除 包络谱分析 故障识别
中共筛选出 P 个峭度极值分量{z1, z2,⋅⋅⋅, zP}(P < N)， 在所得信号分量中，某些分量可能蕴含的故障信息 过少或不包含故障相关信息，对于故障特征提取来 说意义不大，反而会增加后续分析过程的负担，因 此该步骤利用相关系数准则对此类冗余信号分量 进行剔除，相关系数表达式为
1）设置 TQWT 的品质因子 Q 和冗余因子 r，
利用可调品质因子小波对原始信号进行处理，分解 层数 m 为理论允许的最大值，计算公式如下[9]：
共轭；β = 2/(Q + 1)为高通尺度因子；α = 1 − β /r 为 低通尺度因子；r 为冗余因子。 图 2 为品质因子 Q = 5、冗余因子 r = 3 时可调 品质因子小波变换的频率响应，从图中可以看出频 率响应为一个非恒定带宽的滤波器组，相邻频带并 不正交，并且随分解层数的增大，滤波器的频率中
高速旋转机械系统动力学特性分析与改进
高速旋转机械系统动力学特性分析与改进一、引言随着工业化进程的不断推进，高速旋转机械系统在现代工程中发挥着越来越重要的作用。
然而，高速旋转机械系统的动力学特性对系统的性能和稳定性有着重要影响。
因此，对高速旋转机械系统的动力学特性进行分析和改进是非常必要的。
二、动力学特性分析高速旋转机械系统的动力学特性主要包括振动现象、稳定性以及共振等问题。
1. 振动现象高速旋转机械系统在运行过程中会出现不可避免的振动现象。
这种振动不仅会降低系统的工作效率，还会对机械部件造成损伤。
因此，对振动进行分析和控制是非常重要的。
2. 稳定性高速旋转机械系统的稳定性是指系统在工作过程中是否能保持平衡状态。
若系统不稳定，会导致系统振荡甚至失衡，进而使整个系统运行不正常。
因此，对稳定性进行分析和改进对于系统的正常运行具有重要意义。
3. 共振共振是指机械系统在某个或某些特定频率下发生振动时，受到的外界激励与机械系统自身固有频率产生共振现象。
共振现象会加剧机械系统的振动幅度，甚至造成系统的破坏。
因此，对共振进行分析和控制是必不可少的。
三、改进方法针对高速旋转机械系统的动力学特性问题，可以采取以下改进方法。
1. 结构设计改进通过优化结构设计，可以降低振动噪声和提高系统稳定性。
例如，增加机械部件的刚度、减小质量偏心和采用阻尼材料等方式可以有效改善系统的动力学特性。
2. 润滑改进适当的润滑可以减少机械系统的摩擦和磨损，降低振动噪声和能量损失。
选择合适的润滑方式和润滑剂，优化润滑系统的设计，可以有效改善机械系统的动力学特性。
3. 控制系统改进优化控制系统的设计，如采用反馈控制、模糊控制和自适应控制等方法，可以提高系统的稳定性和抗干扰能力。
同时，合理设置控制参数和控制模式，可以减小系统的共振现象，降低振动的影响。
4. 材料选用改进选择合适的材料可以改善机械系统的动力学特性。
例如，选用高强度、高硬度和低密度的材料，可以提高系统的刚度和耐磨性，减小振动和疲劳损伤。
旋转机械故障特征分析表
40
40
10
10
20
80
20
25
支座结构共振
10
70
10
10
40
50
10
20
50
20
10
20
80
20
26
基础结构共振
20
60
10
10
30
40
30
10
40
40
10
20
80
20
27
压力脉动
和共振结合容易出现故障
100
30
40
30
能激励涡动
或共振
↓
30
30
40
90
10 ----外来干扰因素
90
10 --------→
90 --------→
10
20
30
50
60
20
20
20
50
10
10
10
20
10
50
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15*
轴过盈配合未预紧(松弛)
40
40
10
10
40
50
10
60
20
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10
10
90
16*
轴承衬套未预紧(松弛)
90 --→
10
40
50
10
80
10
10
90
10
10
90
17*
轴承箱未预紧(松弛)
90 --→
10
40
50
10
70
20
10
90
电网冲击下汽轮发电机组轴系扭振响应分析_硕士学位论文 精品
华北电力大学硕士学位论文
摘
要
随着电力系统的发展，汽轮发电机组轴系扭振问题越来越突出。电力系统 故障和运行方式改变都可能产生较大的电网冲击，激起机组轴系扭振。分析电 网冲击下的机组轴系扭振响应特性对保证机组的安全运行有十分重要的意义。 以东方 300MW 汽轮发电机组轴系扭振物理模拟机为研究对象，建立了模 拟机轴系的多段集中质量模型。对 Riccati 传递矩阵法进行了改进，采用改进后 算法和 Holzer 法计算了轴系扭振固有特性，结果与实测结果相吻合。 采用 Newmark-β增量法与 Riccati 传递矩阵法相结合求解轴系扭振响应。 针对 Newmark-β法在时间步长内的线性假设，提出消除线性累积误差的方法， 建立了轴系扭振瞬态响应求解模型，得到模拟机在几种典型电网冲击下的扭振 响应特性。分析结果表明：几种典型电网冲击均能不同程度激起轴系扭振固有 频率；在整个轴系扭振响应上，发电机转子和低压缸转子处的响应较大，而发 电机转子处最为严重；不能单纯确定哪种电网冲击引起轴系扭振的响应更大， 响应的大小与轴段位置有关，应视不同轴段具体分析。 论文分析了扭振机电系统的机、电、网各部分模型，建立扭振的机电统一 模型。利用 EMTP-RV 仿真软件进行了电网冲击下的扭振响应仿真分析，所得 响应结果与用 Newmark-β增量法和 Riccati 传递矩阵相结合的方法计算结果吻 合，为机组轴系扭振的进一步研究提供了理论依据。 关键词： 汽轮发电机组；轴系扭振；响应； Riccati 传递矩阵法； EMTP-RV 仿 真
I
华北电力大学硕士学位论文
Abstract
轴系的扭转振动
2) 两种自振频率, ωe1＜ωe2。 12 9 数值取决于转动惯量和轴段柔度。 3) 在不同圆频率下振动的振型是不同的。 在低圆频率ωe1下的振动是单节振动。 在高圆频率ωe2下的振动是双节振动,它有两个节点, 质量愈大离节点愈近,振幅愈小。
I1 + I 2 I 2 + I3 2 1) = ω 由两种简谐振动相加而成; ω 23 = e12 I1 I 2 e23 I 2 I 3
17 15
2
2
16
2. 轴系阻尼
1)柴油机阻尼 2)轴段阻尼 3)螺旋桨阻尼
Байду номын сангаас15
3.轴系的强制扭转振动特性 1) 轴系的共振 激振力矩频率f=νn 当某次简谐力矩的变化频率等于轴系的某个自振频率 时，轴系便会产生这个自振频率及振动形式下的共振 产生共振转速称临界转速 2)主临界转速与副临界转速
2 12
11
3. n 质量系统的无阻尼自由扭转振动特性
ϕ1=A1(1)sin(ωe1t+ε1)+A1(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+A1(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1) ϕ2=A2(1)sin(ωe1t+ε1)+A2(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+A2(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1) … … … … ϕn=An(1)sin(ωe1t+ε1)+An(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+An(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1)
1) 每个质量扭振均为(n-1)种简谐振动相加而成; 2) 有(n-1)个自振频率, ωe1＜ωe2＜ωe3＜…＜ωe(n-1)。单节点振动振幅 最大,多节点振动的振幅递减; 3) 有(n-1)个振型 即单节点、双节点、三节点……(n-1)节点自由 14 9 扭转振动振型。
旋转机械的振动状态信号检测与故障诊断
复 杂 旋 转机 械 中 ，往 往 一 系列 转 轴 ， 如果 出现 轴 系 对 中不
良，将 会使 各轴 承 的相 对 位置 、轴 系的 工作状 态等 都 发生 改变 ， 同时还 会 引起轴 系 固有振 动频 率 的改变 。 当发生此 类 故障 时 ，振
学术天地
Ｐ ＲＯＣＥ Ｓ Ｓ ＡＮＤ Ｄ ＥＳ Ｉ ＧＮ ・ 材 料 与设 备
旋 转机械 的振 动状 态信号检测与故障诊 断
常 家玉
（ 甘肃有 色冶金职 业技 术 学院，甘肃
金昌 ７ ３ ７ １ ０ ０ ）
【 摘 要】旋转 机械的运行状 态关 系到整个机械 设备的性 能。本文阐述 了旋转机械产生 故障的原 因，分析 了不 同类型 故障振动信 号特征 ；
ｏ ｆ ｒ ｏ ｔ ａ ｔ ｉ ｎ ｇ ｍａ ｃ ｈｉ ｎｅ ｙ ｒ ａ ｒ ｅ ｄ ｅ ｓ ｃ ｉｂ ｒ ｅ ｄ ， ｔ ｈ ｅ ｃ ｈ ａ ｒ ａ ｃ ｔ ｅ ｉｓ ｒ ｔ ｉ ｃ ｓ ｏ ｆ ｄｉ ｆ ｆ ｅ ｒ ｅ ｎ ｔ ｔ ｙｐ ｅ ｓ ｏ ｆ ｆ ａ ｕ ｌ ｔ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ｉ ｇ ｎａ ｌ ｓ ａ ｒ ｅ ａ ｎ ａ ｌ ｙｚ ｅ ｄ ， ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｐ ｒ ｉ ｎ ｃ ｉ ｐ ｌ ｅ ａ ｎ ｄ ｏ ｐ ｅ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ｔ ｅ ｐ ｓ ｏ ｆ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｄ ｉ ａ ｇ ｎ ｏ ｓ ｉ ｓ ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ ａ ｒ ｅ ｄ ｉ ｓ ｃ ｕ ｓ ｓ ｅ ｄ ． Ｆｉ ｎ ａ ｌ ｌ ｙ ， ｔ ｈ ｅ ｖｉ ｂｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｆ ａ ｕ ｌ ｔ ｄ ｉ ａ ｇ ｎ ｏ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ａ ｎ ｕ ｍｅ ｒ ｉ ｃ ａ ｌ ｃ ｏ ｎ ｔ ｒ ｏ ｌ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｔ ｏ ｏ ｌ ｉ ｓ ｔ ｅ ｓ ｔ ｅ ｄ ． Ｔ ｈ ｅ ｒ ｅ ｓ ｕ ｌ ｔ ｓ ｓ ｈ ｏ ｗ ｔ ｈ ａ ｔ ｔ ｈ ｅ ｍｅ ｔ ｈ ｏ ｄ ｈ ａ ｓ ｃ ｅ ｒ ｔ ａ ｉ ｎ ｒ ｅ ｌ ｉ ａ ｂ ｉ ｌ ｉ ｔ ｙ ．
旋转机械振动分析基础
旋转机械振动分析基础一、引言旋转机械振动是指旋转机械运行过程中产生的机械结构的振动现象。
由于旋转机械的工作原理决定了它们在运行过程中不可避免地产生振动，而过大的振动会导致机械的损坏和性能下降，因此旋转机械振动分析具有重要的工程应用价值。
本文将介绍旋转机械振动分析的基础概念和方法。
二、旋转机械振动的类型1.变速振动：由于旋转机械的传动系统存在齿轮啮合、轴承传动等机械系统，其传动系统的不平衡和不匀速会导致振动速度的变化，从而产生变速振动。
2.转子动平衡振动：旋转机械的转子由于质量轮廓不一致或者轴承刚度不平衡等原因，转子会产生不平衡力矩，从而使整个机械结构产生振动。
3.阻尼振动：阻尼振动是指由于旋转机械的结构材料存在内部摩擦、空气阻力等因素，使机械振动以一定的幅度逐渐减小并最终消失的振动。
4.外界激励振动：由于外界激励导致机械结构振动，比如由于机械运行过程中的悬挂系统、地震机械结构的振动，以及风吹草动、频率和振幅变化的源数据导致的振动。
三、旋转机械振动分析的方法和技术1.振动感知与测量：通过使用传感器，如加速度计、速度计和位移传感器等，来感知和测量旋转机械的振动状况。
这些传感器可以将振动信号转换为电信号，并通过数据采集和处理系统进行记录和分析。
2.振动特征分析：通过对振动信号进行频域分析和时域分析，可以获取机械振动的频率和幅值等特征。
其中频域分析方法常用的有傅里叶变换和功率谱分析，时域分析方法常用的有包络分析和相关分析等。
3.故障诊断与预测：通过对旋转机械振动的特征进行分析和比对，可以判断机械结构是否存在故障，并进行故障诊断。
同时，结合故障样本的统计学分析和机械振动特征的剩余寿命预测模型，可以对机械故障的发生时间进行预测。
4.振动控制与减振：通过采取振动控制的手段来减少旋转机械的振动。
常用的控制方法包括动平衡调整、减振剂和阻尼器的应用等。
四、旋转机械振动分析的应用领域1.机械设备的故障诊断与维修：通过振动分析技术，可以实时监测机械设备的振动状态，及时发现故障并进行维修，从而提高设备的可靠性和使用寿命。
旋转机械振动特性分析及其控制技术研究
旋转机械振动特性分析及其控制技术研究第一章引言旋转机械在工业生产中扮演着重要角色。
然而，随着工作负荷的增加以及设备长时间运行，机械振动问题逐渐凸显出来。
不仅会导致设备性能下降，还可能引发机械故障和事故，对生产过程造成严重影响。
因此，研究旋转机械的振动特性并提出有效的控制技术至关重要。
第二章旋转机械振动特性分析2.1 机械振动原理机械振动是指机械运动中产生的周期性或非周期性的摆动。
其产生机理可以通过传统的振动原理进行分析，包括质点振动、系统振动以及受迫振动等。
了解机械振动的产生原理，有助于深入探究旋转机械的振动特性。
2.2 机械振动模态机械振动模态是指机械在特定振动频率下的振动形态。
通过模态分析，可以得出机械振动的频率、振幅以及共振区域等重要参数，为机械振动的控制技术提供依据。
第三章旋转机械振动控制技术研究3.1 主动振动控制技术主动振动控制技术通过检测和分析机械振动信号，采取相应的控制策略来减小机械振动。
常用的主动振动控制技术包括负反馈控制和模态控制。
负反馈控制通过不断调整控制力来抑制振动幅值，而模态控制则通过振动模态的调整来改变机械的振动特性。
3.2 被动振动控制技术被动振动控制技术依靠减振器、隔振器和阻尼器等装置来减小机械振动。
减振器通常采用弹簧和阻尼器的组合，通过改变机械的固有频率来降低振动幅值。
隔振器则是在机械与支撑结构之间添加隔振垫或隔振脚，通过隔离机械与外界振动的传递来降低振动。
第四章旋转机械振动控制案例研究4.1 电机振动控制电机是常见的旋转机械，其振动对生产设备的正常运行与寿命有重要影响。
本章将以某电机为例，介绍电机振动特性分析与振动控制技术应用。
4.2 风力发电机组振动控制风力发电机组是旋转机械中应用广泛的一种类型。
由于风速的变化以及风机叶片的磨损等原因，风力发电机组常常面临振动问题。
本章将以实际风力发电机组为例，讨论其振动控制技术应用及效果。
第五章结论本研究系统分析了旋转机械的振动特性以及其控制技术。
发动机-内燃机轴系扭转振动文献综述
发动机-内燃机轴系扭转振动文献综述内燃机轴系扭转振动内燃机是人类历史上贡献最大也得到最广泛应用的热能动力机械，在路面交通、海洋船舶甚至航空等领域都作为主要动力源，然而随着其向着高速、小型强化、大功率方向发展，随着全世界车辆法规的健全合理化，对振动以及噪声问题的研究显得愈发重要。
作为内燃机的主要零件之一的曲轴，它的结构参数在很大程度上不仅影响着内燃机的整体尺寸和质量，而且也影响着内燃机的可靠性和寿命。
随着内燃机的不断强化，轴系的扭转振动问题也日益突出。
因此在内燃机的设计阶段就应该充分重视扭振问题。
首先应该对其进行计算和分析，必要时采取避振与减振措施，以消除扭振的威胁。
同时有研究表明，曲轴是内燃机的主要噪声源之一，而且曲轴的振动又会传递到机体和其他附件上引起更多的振动和噪声，因此，内燃机及其动力装置轴系的扭转振动是影响安全运行以及噪声控制的重要问题之一。
现代内燃机设计中提出了NVH的概念，通过这一概念来衡量内燃机性能的优劣[2]。
从这一概念可以看出，内燃机的振动和噪声在现代内燃机设计中的重要地位因此研究内燃机曲轴的振动特点对提高曲轴强度，减小并控制内燃机的振动，提高整机的工作可靠性，改善船舶、汽车等交通工具的舒适性都有重要意义。
1内燃机曲轴轴系扭转振动研究的发展历程[7]:内燃机轴系的扭转振动是机械动力学科的一个分支，是内燃机动力学的一部分，在热动力装置发展初期，由于当时技术水平的限制，在相当长的一段时间内，在轴系的强度设计工作中，是把轴系按绝对刚性处理的。
当时认为，轴系中的应力变化完全取决于载荷或受力情况。
但在世纪末，在工业发达国家对内燃机的广泛应用后，由于在动力交通运输部门中所使用的内燃机装置中，各种断轴事故不断发生，这使得工程设计人员认识到，将轴系作为绝对刚体来处理是不合适的，必须作为弹性体进行研究。
从世纪末到世纪初，各种断轴事故的分析报告及有关文章逐渐出现，对于扭转振动的研究也逐渐深入。
内燃机轴系装置之所以能产生扭转振动，其内因是轴系本身不但具有惯性，还具有弹性，由此确定了其固有的自由振动特性。
《轴系的扭转振动》课件
分析轴系扭振的动态特性， 如阻尼比和固有频率的变化 规律。
比较不同实验条件下的轴系 扭振响应，以验证结果的可 靠性和一致性。
结果比较与验证
比较方法
01
比较不同实验条件下的结果，以评估实验 的重复性和可靠性。
03
02
将实验结果与理论模型进行对比，验证模型 的准确性和适用性。
04
验证内容
验证理论模型的预测与实验结果的符合程 度。
智能化与数值模拟
利用智能化技术和数值模拟方法，可实现对轴系 扭转振动更精确、高效的预测和控制。未来研究 可关注智能化技术和数值模拟方法在轴系扭转振 动研究中的应用和发展。
减振技术发展
随着减振技术的不断进步，未来将有更多高效、 可靠的减振方法和装置应用于轴系设计中。研究 可关注减振技术的创新发展及其在轴系设计中的 应用前景。
标准与规范更新
随着轴系扭转振动研究的深入和工程实践的积累 ，相关标准和规范也需要不断更新和完善。未来 研究可关注国际和国内相关标准与规范的动态， 推动轴系扭转振动研究的标准化进程。
2023 WORK SUMMARY
THANKS
感谢观看
REPORTING
04
பைடு நூலகம்
数据采集器将实时采集的数据传输到计算 机进行后续分析。
实验结果与分析
01
实验结果
02 轴系扭振的位移、速度和加速度随时间变化的曲 线图。
03
不同激振频率和幅值下的轴系扭振响应。
实验结果与分析
• 轴系扭振的阻尼比和固有频率等 参数。
实验结果与分析
结果分析
探讨激振频率和幅值对轴系 扭振的影响。
PART 07
总结与展望
本课程总结
旋转机械轴系振动分析主要从哪些方面入手？
旋转机械轴系振动分析主要从哪些方面入手？旋转机械，尤其是大型汽轮发电机组轴系的振动十分复杂，影响因素较多，不但有静态的，而且有动态的，并且这些因素往往综合作用，相互影响。
以下介绍影响旋转机械（及其轴系）振动的主要因素：01临界转速对振动影响当转子的工作转速接近其临界转速时，就要发生共振，这是产生极大振动的主要原因之一。
因此，在转子设计时，应保证工作转速相对于其临界转速有足够的避开率。
02支座特性对振动影响通常轴承座的振动幅值与转子激振力的大小成正比，与支承系统的动刚度成反比。
所以，在转子激振力一定的条件下，轴承座的振动大小主要决定于支承系统的动刚度。
增大轴承座的刚度，可使振动响应峰值转速略有抬高，但可较大的降低轴承座振动峰值。
为避免转子与支座发生共振现象，应使支座自振频率与工作频率之比大于2。
03轴承特性对振动影响轴承是提供转子系统阻尼的主要来源。
阻尼的大小不仅对振动系统的稳定性有直接的影响，而且对振动响应峰值也有很大的影响。
理论计算和试验表明，轴承的动力特性不仅与轴承的几何尺寸有关，而且还与轴承型式、流体介质和流动状态、线性与非线性计算方法等因素有关。
目前一致认为减小轴承的长径比能提高油膜刚度，增大轴承偏心率，提高轴承的稳定性；当间隙比较小时，增大间隙比可提高轴承的刚度和阻尼，增加轴承的稳定性，当间隙比较大时，反而会降低稳定性，使失稳转速降低；应用低粘度的润滑油或提高平均油温，可以增加轴承的稳定性；从轴承型式上，一般认为圆轴承的承载能力最强，但稳定性较差，椭圆轴承稳定性较好，可倾瓦轴承稳定性最好。
04平衡质量对振动影响在线性系统（绝大多数情况），转子不平衡响应的峰值与转子残余不平衡量的大小成正比。
减少不平衡量可以明显地降低响应峰值，尽可能的提高转子动平衡精度是提高转子振动品质的有效措施。
05转子温度对振动影响在高参数或超临界汽轮机中，高、中压转子温度较高，这会引起转子材料弹性模量的变化。
材料的弹性模量随温度的升高而降低，从而使转子的弯曲的刚度和临界转速降低，故在分析计算中应计入转子温度变化的影响。
新型动力旋转机械扭振监测系统
新型动力旋转机械扭振监测系统
徐洪志;张艳春
【期刊名称】《振动工程学报》
【年(卷),期】2004(017)0z2
【摘要】介绍清华大学热能工程系动力机械与工程研究所研制的新型动力旋转机械扭振监测系统,主要用于大型汽轮发电机组及重型车辆动力轴系扭振的监测.该系统主要基于脉冲时序计数原理,通过齿盘和非接触式传感器采集扭振信号,并利用大规模可编程器件,结合跟踪滤波和峰值检测技术,配合PC机进行扭振监测处理.该系统性价比和分辨率较高,精度可达0.01度.
【总页数】3页(P1137-1139)
【作者】徐洪志;张艳春
【作者单位】清华大学热能工程系,北京,100084;清华大学热能工程系,北
京,100084
【正文语种】中文
【中图分类】TH113.1
【相关文献】
1.旋转机械传动系统连续扭振动力学建模与仿真 [J], 侯东晓;刘彬;时培明
2.旋转机械扭振模型在线自适应调整方法研究 [J], 崔亚辉;张俊杰;顾煜炯;俎海东;赵宗彬;金铁铮;渠福来
3.旋转机械轴系扭振固有特性分析 [J], 唐贵基;陈秀娟
4.旋转机械用新型振动监测系统——AVTECH [J], 袁保山;李远锡
5.新型旋转机械扭振监测仪的研制 [J], 徐洪志;张艳春
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[10] 旋转机械轴系扭振固有特性分析_唐贵基
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末端截面 :
{e}R N+1 =θR N+1 ≠ 0,
{f}R N+1 =TR N+1 =0,
[ S] N+1
Ji +Ji+1 Ji+1
·
Ki
(3)
Ki′=
Ji +Ji+1 Ji
·
Ki
可以看出 , 该方 法比较 简单 , 可 以合并 任意 单元数 的质
量模型 , 且合并后的 扭振特 性基 本不变 , 故 对于 扭振模 型的 简化计算非常有效 。 这种简化 方法存在一定 的误差 , 对低阶
固有频率比较精确 , 但对于高阶频率 , 误差较 大 , 因 此这种简 化方法只适合于进行 轴系低阶频率的计算 。
(13)
上式为计算 轴系扭 转固 有频率 的 Riccati变换 矩阵 [ S] 的递
推关系式 。
在轴系扭转振 动中 , 系统 左右 两端 均是自 由端 , 故 其边
界条件为
起始截面 :
{e}L 1 =θL 1 ≠ 0,
{f}L 1
=TL 1
= 0,
[ S] 1
=
{f}R i {e}R i
=-p2I1。
的 Riccati传递矩阵法应用最为广泛 [ 7 -10] 。
2.1 Holzer法 Holzer法是轴系扭振计算 的经典 方法 。 其基 本思想 是 :
轴系无阻尼自 由振动时各集中 质量的 惯性力 矩之和为 0, 即
∑N Ji·θ· =0 。 由于 轴系做 简谐 自由振 动 , 有 θi=Θisinωt, 因
对于轴段 i-1, 由于不 考虑 轴的惯 性 , 故两 端的 扭矩应
该相等 , 即 TL i =TR i-1
浅谈旋转机械的主传动系统扭振故障分析
设备管理与维修２００６№１浅谈旋转机械的故障诊断曹梅摘要机械振动是一种十分普遍的现象，凡是运动的机械不管多么精密，都存在程度不同的振动，有时人们用感官很难感觉到振动的存在，只有用现代仪器测量，才能揭示其真实面目。
文章针对旋转机械的故障类型并结合烟厂实例对振动信号进行了分析。
关键词状态监测旋转机械故障诊断振动中图分类号ＴＨ１３文献标识码Ｂ机械故障诊断就是通过测量机器的信息，比如振动信号，判断其运行状态的一种现代化设备管理方法，振动现象与其运行状态有着对应的关系。
机械分为旋转机械和往复机械两种类型，它们在组成结构、动力学特征以及工作原理等方面都有所不同，故障信号的表现形式也存在差异。
烟草行业大多采用旋转机械，例如ＳＨ８０１１隧道式烘梗丝机热风循环风机、ＳＨ９型叶丝在线膨胀干燥系统、高速卷接包机组的刀头组件、ＧＤＸ２硬盒翻盖包装机组齿轮箱、Ｂ１高速包装机组转塔。
这些设备都是生产线上的关键设备，对这些设备加强监测，防止发生故障，具有十分重要的意义。
一、旋转机械故障诊断的特点旋转机械的核心部分是转子组件，它是由转轴及固定在其上的各类圆盘状零件组成。
由于整个转子高速旋转，所以对其制造、安装、调试、维护管理都有很高的要求。
如果其中某个零件出了问题，或在某个连接配合部位发生了异常的变动，就可能会引起机组的强烈振动，对这类机械进行故障诊断时，首先抓住各个故障的特征频率，对振动信号作频谱分析。
通常采用傅里叶变换，将复杂的信号分解为有限或无限个频率的简谐分量，再把各次谐波按其频率大小从低到高排列起来就成了频谱。
旋转机械的振动信号大多数是一些周期信号、准周期信号、或平稳随机信号。
旋转机械的每一种故障都有各自的特征频率，故障频率都与转子的转速有关，或等于转子的旋转频率（简称转频或工频）或倍频或分频。
因此，分析振动频率与转频的关系是诊断旋转机械故障的一把钥匙。
二、旋转机械常见的故障１．不平衡转子不平衡引起的振动是旋转机械的常见的多发故障。
旋转机械振动故障分析讲义共76页文档
46、法律有权打破平静。——马·格林 47、在一千磅法律里，没有一盎司仁 爱。— —英国
48、法律一多，公正就少。——托·富 勒 49、犯罪总是以惩罚相补偿；只有处 罚才能 使犯罪 得到偿 还。— —达雷 尔
50、弱者比强者更能得到法律的保护 。—— 威·厄尔
6、最大的骄傲于最大的自卑都表示心灵的最软弱无力。——斯宾诺莎 7、自知之明是最难得的知识。——西班牙 8、勇气通往天堂，怯懦通往地狱。——塞内加 9、有时候读书是一种巧妙地避开思考的方法。——赫尔普斯 10、阅读一切好书如同和过去最杰出的人谈话。——笛卡儿
旋转机械振动的基本特性
旋转机械振动的基本特性概述绝大多数机械都有旋转件，所谓旋转机械是指主要功能由旋转运动来完成的机械，尤其是指主要部件作旋转运动的、转速较高的机械。
旋转机械种类繁多，有汽轮机、燃气轮机、离心式压缩机、发电机、水泵、水轮机、通风机以及电动机等。
这类设备的主要部件有转子、轴承系统、定子和机组壳体、联轴器等组成，转速从每分钟几十到几万、几十万转。
故障是指机器的功能失效，即其动态性能劣化，不符合技术要求。
例如，机器运行失稳，产生异常振动和噪声，工作转速、输出功率发生变化，以及介质的温度、压力、流量异常等。
机器发生故障的原因不同，所反映出的信息也不一样，根据这些特有的信息，可以对故障进行诊断。
但是，机器发生故障的原因往往不是单一的因素，一般都是多种因素共同作用的结果，所以对设备进行故障诊断时，必须进行全面的综合分析研究。
由于旋转机械的结构及零部件设计加工、安装调试、维护检修等方面的原因和运行操作方面的失误，使得机器在运行过程中会引起振动，其振动类型可分为径向振动、轴向振动和扭转振动三类，其中过大的径向振动往往是造成机器损坏的主要原因，也是状态监测的主要参数和进行故障诊断的主要依据。
从仿生学的角度来看，诊断设备的故障类似于确定人的病因：医生需要向患者询问病情、病史、切脉（听诊）以及量体温、验血相、测心电图等，根据获得的多种数据，进行综合分析才能得出诊断结果，提出治疗方案。
同样，对旋转机械的故障诊断，也应在获取机器的稳态数据、瞬态数据以及过程参数和运行状态等信息的基础上，通过信号分析和数据处理提取机器特有的故障症兆及故障敏感参数等，经过综合分析判断，才能确定故障原因，做出符合实际的诊断结论，提出治理措施。
根据故障原因和造成故障原因的不同阶段，可以将旋转机械的故障原因分为几个方面，见表1。
表1旋转机械故障原因分类故障分类主要原因①设计不当，动态特性不良，运行时发生强迫振动或自激振动②结构不合理，应力集中设计原因③设计工作转速接近或落人临界转速区④热膨胀量计算不准，导致热态对中不良制造原因①零部件加工制造不良，精度不够②零件材质不良，强度不够，制造缺陷③转子动平衡不符合技术要求安装、维修①机械安装不当，零部件错位，预负荷大②轴系对中不良③机器几何参数（如配合间隙、过盈量及相对位置）调整不当④管道应力大，机器在工作状态下改变了动态特性和安装精度⑤转子长期放置不当，改变了动平衡精度⑥未按规程检修，破坏了机器原有的配合性质和精度操作运行①工艺参数（如介质的温度、压力、流量、负荷等）偏离设计值，机器运行工况不正常②机器在超转速、超负荷下运行，改变了机器的工作特性③运行点接近或落入临界转速区④润滑或冷却不良⑤转子局部损坏或结垢⑥启停机或升降速过程操作不当，暖机不够，热膨胀不均匀或在临界区停留时间过久机器劣化①长期运行，转子挠度增大或动平衡劣化②转子局部损坏、脱落或产生裂纹③零部件磨损、点蚀或腐蚀等④配合面受力劣化，产生过盈不足或松动等，破坏了配合性质和精度⑤机器基础沉降不均匀，机器壳体变形旋转机械振动的基本特性（1）旋转机械的主要功能是由旋转部件来完成的，转子是其最主要的部件。
旋转机械振动分析基础
第一章旋转机械振动分析基础汽轮机、发电机、燃气轮机、压缩机、风机、泵等都属于旋转机械，是电力、石化和冶金等行业的关键设备。
这些设备出现故障后，大多会带来严重的经济损失。
以100MW～600MW汽轮发电机组为例，出现故障后，多启动一次的直接经济代价（仅考虑燃油和厂用电消耗）约5万～30万元。
机组容量越大，经济损失越大。
振动在设备故障中占了很大比重，是影响设备安全、稳定运行的重要因素。
振动又是设备的“体温计”，直接反映了设备健康状况，是设备安全评估的重要指标。
一台机组正常运行时，其振动值和振动变化值都应该比较小。
一旦机组振动值变大，或振动变得不稳定，都说明设备出现了一定程度的故障。
振动对机组安全、稳定运行的危害主要表现在：(1)振动过大将会导致轴承乌金疲劳损坏。
图1给出了某台机组轴承乌金损坏图片。
某厂一台汽轮发电机组＃1轴承乌金经常损坏。
新轴承换上后，短时只能运行20～30天，长时也只能运行2～3个月。
测试发现，轴颈处转轴振动达到280μm。
大修中对该转子进行了动平衡，大修后的轴振减小为70μm。
稳定运行四年多，乌金没有再次碎裂。
某厂一台压缩机振动不稳定，三个月内累计发生阵发性振动8次。
虽然每次幅值不大、时间不长，但是揭开轴承检查，经常能发现乌金局部碎裂，有时顶轴油孔甚至被磨损的乌金堵住。
图1 轴承乌金疲劳碎裂(2)过大振动将会造成通流部分磨损，严重时将会导致大轴弯曲。
统计数据表明，汽轮发电机组60％以上的大轴弯曲事故就是由于摩擦引起的。
图2给出了某台300MW汽轮机大轴弯曲后实测得到的弯轴曲线[1]。
图3给出了某台机组汽封摩擦损坏图片。
某厂1台汽轮机冷态启动，在1200rpm下暖机30分钟后，2号轴承振动逐渐增大到40μm。
降速到500rpm后再次升速到1200rpm暖机，振动逐渐增大到82μm，振动发散速度越来越快。
打闸停机过程中，振动未见减小，反而进一步加大。
现场人员发现汽封摩擦冒火星。
停机后2号轴颈处大轴晃度达到390μm。
旋转机械振动分析
1.联轴器连接的两轴中心线偏移。
2.振动频率与旋转频率一致或与旋转频率
成倍
1.基础螺丝松动或轴承磨损引起的振动。
2.振动频率含有旋转频率的高次成分。 1.常发生在定制给油的滑动轴承上。 2.是因轴承的力学特征引起的振动。 3.振动频率是轴的固有频率。 1. 在泵、风机等产生压力的结构中，每次
- 11 -
-8-
·用 Mc 作注意状态基准，Md 作为危险 状态基准时:
a. 尽管设备处于正常状态，但判定 为不明状态的概率仍有 2.3%，判 定为危险状态的概率仍有 0.1%
b. 当 对 象 设 备 处 于 不 明 状 态 时 ， （检测值等于 Mc 时）判定正常 或不明状态的概率各为 50%，判 定为危险状态的概率为 15.9%
c. 当检测值等于 Md 时，对象设备达到危险状态，这时，判定为 正常状态的概率仍有 15.9%。
为减少判断误差，应遵守各项注意事项进行检测，这些注意事项 对任何一种检测值的分散性都减小的（用标准差的平方表示检测值的 分散程度）。特别是取三次读数的平均值作为检测值时，分散性就减 小到 1/3，误判概率就能降低。 ·从正常状态的振动测定结果求得的 Mc 和 Md 这些标准，还有待于根 据设备特征，过去的维修数据，今后的维修数据，实施维修的状况， 再求得最佳的绝对判定基准。（通过过去与现在的实际情况而定出） （三） 相互判定基准
-5-
不良状态。 绝对标准是经过大量振动试验，现场振动测试以及一定的理论研
究而总结出来的标准。 （二）相对判定基准 同一部位定期检测，将正常时的振动值作为初始值，看定期检测
值是初始值的几倍，以此来判断设备状态。 一般振动值为原始基准 2 倍时，需加强监测，低频振动增大到原
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0 前 言
旋转机械 设备是现代电力 、石油 、化工 、机械加工等行业 的核心设备 , 在整个生产过程中起着 十分重要的 作用 。 由旋 转机械故障造成整个设备的非 正常停机 , 将会造成 巨大的经 济损失 。 其中 , 旋转机 械的 共振 , 是引 起故 障的主 要原 因之 一 , 长期以来备受 专家 、工程 设计 人员的 关注 。 作 为旋 转机 械轴系共振基本问题之一的 “机组轴系扭转振动固 有频率计 算 ”是机组设计不可缺少的一环 。 在跨距较大的旋 转机械如 汽轮发电机组中 , 轴系相对细长 , 轴系自振频 率较低 , 扭振问 题更加突出 。 因此 在设 计制造 中需 要对汽 轮发 电机组 等旋 转机械进行 固有 特 性分 析 , 使 其固 有频 率 避开 工作 频 率范 围 [ 1, 2] 。
的 Riccati传递矩阵法应用最为广泛 [ 7 -10] 。
2.1 Holzer法 Holzer法是轴系扭振计算 的经典 方法 。 其基 本思想 是 :
轴系无阻尼自 由振动时各集中 质量的 惯性力 矩之和为 0, 即
∑N Ji·θ· =0 。 由于 轴系做 简谐 自由振 动 , 有 θi=Θisinωt, 因
n12c越小 , 相对振动越小 。 找出 n12c最小 的相邻 质量集 中单元 进行合并 , 合并后的刚 度 Ki按 Ji/Ji+1比例分 配 , 分别串 联到 左右两边的 连接刚度上 。 转换过 程如图 2所示 , 转换后的单
元的参数 Ki′、Ji′、Ki-1′分别为
Ji′=Ji +Ji+1
Ki-1′=
对于轴段 i-1, 由于不 考虑 轴的惯 性 , 故两 端的 扭矩应
该相等 , 即 TL i =TR i-1
两端扭角 间的关系为
(8)
第 5期
唐贵基等 :旋转机械轴系扭振固有特性分析
341
θL i =θR i-1
+
Ti-1 Ki-1
将式 (8)、式 (9)写成矩阵形式为
(9)
θL = 1
,
kg/m3。
轴段的扭转刚度值等于该 轴段扭转柔度 值的倒数 , 其计
算式为
K=
GIp L
(2)
式中 , L为轴段长度 , m;Ip为截面极惯性矩 , m-4;G为材料剪 切弹性模量 , Pa。
1.2 模型简化 当轴系模 型的 自由 度 数目 很多 时 , 计 算 系统 固 有 频率
时 , 阶数较高 , 计算复杂且时间 较长 , 由 于模型在模 化时存在 误差 , 因此累积误 差较 大 。 在实 际机械 系统 中 , 机 械运 转速
{f}R i =[
S] i{e}R i, 令 {Z}i=
eR ,
fi
{e}i=θi, {f}i
=Ti, 则上式可变为
eR = U11
fi+1
U21
U12 eR U22 i fi
(12)
故
[ S] i+1
=
{f}R i+1 {e}R i+1
=
U21i +U22i[ S] i U11i +U12i[ S] i
Abstract:Thecalculationofshafttorsionalvibrationnaturefrequency, asabasicproblemofshaftresonancephenomenonof rotationmachines, isaindispensablepartintheunitsdesign.Accordingtotheinherentcharacteristics, thecorresponding programsarepreparedusingRiccatitransfermatrixandHolzermethod, andmodelreductionmethodisintroduced.Finally, adomesticsub-synchronousresonancesimulatorasanexampletoverifythemethodreductionandprogramsarecorrect. Keywords:torsionalvibrationofshafttrains;naturefrequency;riccati;holzer;modelreduction
型 。 目前 , 轴系力学模型主要有集中质 量模型和连 续质量模 型 。 其中 , 连续质量 模型比较精确 , 但是计算时占 用内存大 , 计算时间长 , 计算 高阶 频率精 度高 。 而 集中 质量模 型简 单 , 计算量小 , 计算低阶 固有频 率时 , 精 度也能 很好 地满 足工程 要求 。
末端截面 :
{e}R N+1 =θR N+1 ≠ 0,
{f}R N+1 =TR N+1 =0,
[ S] N+1
采用集中 质量模型 时 , 为了便 于计 算 , 需 要对 系统 做如 下简化 [ 3 -6] :
(1)不计轴 的质量 , 将其看成无质量的弹簧 。 (2)不考虑 轴的弯曲变形和纵向变形 。 (3)认为支 承是刚性的 。 (4)不计系 统的阻尼 。 1.1 模型建立 根据轴系 结构特点 , 将轴系离散化 , 分成 n个 扭振单元 , 以具有较大惯量的部件 中心线作为质量的中 心点 , 两相邻质 量集中点间的 连接轴段 的刚度 作为 该两集 中质 量的 连接刚 度 。 将轴系等效成如图 1所示的多段集中 质量模型 。
1 0
1 Ki-1
1
θR Ti-1
1 =
1 Ki-1
-p2Ji
1
-
p2Ji Ki-1
式中的系数矩阵称为 第 i段的传递矩阵 。
θR T i-1
(11)
要求得系统的 固有 频率和 振型 需要计 算从 第 1个 单元
到第 N个单元的 总传 递矩 阵 , 计 算量 大 , 编 程复 杂 , 故 引入
Riccati变换 ,
分析如图 3所示 。
图 3 第 i段单元受力分析
写出第 i个圆盘的动力学方程 , 有 Ji·θ· =TR i -TL i
令轴系作 简谐扭振 , 即
(4)
θi =Aisin(pt-α) 代入式 (4)得 ,
TR i =TL i -Jip2θi
(5)
θR i =θL i
(6)
用列向量
θL和
θ
本 文分别 采用霍 尔兹法 和传递矩 阵法分 析了旋 转机械 扭转振动问题 , 利用 Matlab编制 了相 应的程 序 , 并比较 了这 两种方法的精确性 。 最后 , 以某实际汽 轮发电机组 的轴系为 例 , 计算得到了该轴 系的扭 转振 动固有 频率 和振型 , 其 结果 有一定的实用价值 。
R
表示第
i个圆盘左右两端的扭角
Ti
Ti
和扭矩 , 称这些向 量为 状态向 量 。 由式 (5)、式 (6)可得 第 i
个圆盘左右两 端状态向量之间的关系为
θR =
1
0 θL
Ti
-p2 Ji 1 T i
(7)
上式中的 系数矩 阵体现 了从 第 i个 圆盘 左边 状态 到右
边状态的传递 关系 , 故称为点传递矩阵 。
34 0
汽 轮 机 技 术
第 52卷
轴段转动惯量的 计算式为
J=ρ· L· ;Ip为截 面极 惯性 矩 , m-4 。 对于 空心
轴 , Ip=3π2 (d4 -d40), d4、d40 分别 为轴内外径 ;对实心 轴 , Ip=
π 32
d4 ;ρ为轴段材料的密度
Ji +Ji+1 Ji+1
·
Ki
(3)
Ki′=
Ji +Ji+1 Ji
·
Ki
可以看出 , 该方 法比较 简单 , 可 以合并 任意 单元数 的质
量模型 , 且合并后的 扭振特 性基 本不变 , 故 对于 扭振模 型的 简化计算非常有效 。 这种简化 方法存在一定 的误差 , 对低阶
固有频率比较精确 , 但对于高阶频率 , 误差较 大 , 因 此这种简 化方法只适合于进行 轴系低阶频率的计算 。
图 2 模型转化
2 轴系扭振固有频率 的计算
轴系扭振 自由 振 动计 算包 括 固有 频 率和 振 型的 计 算 。 国内外众多学者对 扭振 自由振 动已 经作了 大量 的研究 和计 算 。 目前 , 自由振动的 算法 主要 有 Holzer法 、 Riccati传 递矩 阵法 、特征值法 、有限元法等 , 其中在 Holzer基础上 发展起来
AnalysisofTorsionalVibrationCharacteristicsoftheRotationMachinesShaftTrains
TANGGui-ji, CHENXiu-juan
(DepartmentofMechanicalEngineering, NorthChinaElectricPowerUniversity, Baoding071003, China)
第 52卷 第 5 期 2010 年 10月
汽 轮 机 技 术 TURBINETECHNOLOGY
Vol.52 No.5 Oct.2010
旋转机械轴系扭振固有特性分析
唐贵基 , 陈秀娟
(华北电力大学机械工程系 , 保定 071003)
摘要 :作为旋转机械轴系共振问题基本问题之一的 “轴系扭转振动固有频率计算 ”是机组设计不可缺 少的一环 。 根 据旋转机械轴系扭振的 固有特性的特点 , 采用 Riccati传递矩阵和 Holzer法进行计算 , 并编制了相应的程序 , 介绍了 对模型进行降阶的方法 , 最后通过对次同步谐振模拟机 轴系扭 振固有 频率和 振型的计 算 , 验证了模 型降阶 方法和 计算程序的正确性 。 关键词 :轴系扭振 ;固有频率 ;Riccati;Holzer;模型简化 分类号 :TK262 文献标识码 :A 文章编号 :1001-5884(2010)05-0339-03