现场动平衡

现场动平衡
现场动平衡是对旋转机械(或部件)在其工作状态或接近工作状态下的振动进行检测和分析，推断它在平衡平面上的等效不平衡量大小和位置。

以便采取措施减小由于旋转部件动不平衡所引起的振动。

现场动平衡可能在几种不同的情况下进行，例如:一、由于缺少相应的动平衡设备或者受工艺上的某些限制，在总装前未做回转部件的精细动平衡；二、虽然对回转部件分别做过细的动平衡，但是在整机组装或安装后由于支承条件改变和连接部件影响重新进行动平衡，特别是由于运转时工况改变，回转部件上零件可能发生错移，致使原先所做的动平衡遭到局部的破坏，所以对整机的振动情况要进行监测，必要时进行整机动平衡；三、在一些精密设备中，某些回转部件更换以后要进行现场动平衡。

现场动平衡中所处理的对象既有几十米长的汽轮—发电机组、几十吨重的大型发电机转子，也有精密仪器中的小型转子。

现场动平衡有时只处理单平面的转子平衡问题就可以了，有时候却要处理多平面、多支承的挠性轴系的平衡问题。

现场动平衡已经是动平衡技术中一个重要的分支。

现场动平衡与在平衡机上进行动平衡一样，需要有测振传感器和相应的仪器，以能在噪声干扰的背景下检测出测点振动信号中与转速同频成分的幅值和相对于基准信号的相角。

但在现场动平衡中还需要对检测结果进行分析计算才能判断应加平衡重的大小和位置。

对于两支承点的刚性转子只要作矢量图或简单的运算就可以得到结果；对于多支承、多平衡平面的轴系则需要在计算机上进行运算。

现场动平衡的基本理论和其它平衡技术，特别是挠性转子的平衡理论是一致的。

下面就一些处理方法和技巧作一些讨论。

一、关于平衡方法
对于刚性转子，动平衡工作的主要着眼点是努力使支承所受的、由动不平衡质量引起的旋转动载最小。

理想的情况是转子的质心在旋转轴线上，并且其惯性主轴和旋转轴线重合。

因为是刚性转子，只要配置两个平衡平面就够了，这两个平面的位置可以根据结构和工艺的
条件而任意选定。

对于每个平衡平面需确定在其指定半径上的不平衡量大小及相角两个参数，因此对于两个平衡平面共有四个待定参数。

在转子-支承系统中布置两个测点，只要先分别测定每个平衡面上的试重(其大小和相角位置已知)对这两个测点读数的影响，那末，根据这两个测点的振动情况就完全可以确定引起振动的不平衡重量。

每个测点的振动(指与转速同频的分量)含有幅值和相角两个信息，两个测点的振动可以提供四个信息，正好用于解决四个待定参数。

上述原理实际上就是影响系数法用于两平衡平面的刚性转子。

动平衡机，无论是软支承的还是硬支承的，都利用这一原理，只是用解算电路来完成两平衡平面影响的分离而已。

在采用解算电路以后，就可以通过电路调试来代替用影响系数法时四阶线性方程组的解算。

这样，动平衡机就能分别直接显示这两个面上的不平衡重的大小和相位。

但是采用解算电路(指一般的、没有移相装置的解算电路)的先决条件是：在某一个面单独加试重时，它对两个测点的振动影响或是相同的、或是相反的。

这就要求转子-机座-支承-传感器系统中阻尼的影响可以忽略或者虽有阻尼但系统保持较严格的对称。

它还要求在平衡转速附近系统没有谐振点。

此外，采用解算电路总不可避免地牲牺一些有用信号。

在现场动平衡中，支承的情况比较复杂，阻尼(包括介质阻尼)的影响也不能忽视。

因此，即使对只采用两个测点的刚性转子也应该采用计算的方法求解。

如果转子-支承系统是对称的或接近对称的，那末也可以用矢量图求出两平衡平面上的对称和反对称不平衡重量。

对于挠性轴的现场动平衡原则上振型平衡法和影响系数法这两种平衡方法都可以用。

振型平衡法着眼于全轴振动的减消，影响系数法则着眼于限制感兴趣的测点上的振动。

但是在实际应用中影响系数法比振型平衡法方便。

振型平衡法是基于各阶振型正交的基础上的。

但在实际支承上各阶振型并不一定理想正交。

此外，要准确测定各阶振型(虽然只是在感兴趣转速范围内的几阶振型)也是很不易容的。

如果振型并不正交或者我们未能按照正交振型进行加重，那么我们在做某一阶振型平衡时很可能就破坏另外几阶振型的平衡。

振型平衡法的实际应用虽然遇到一些困难，但如果我们对机组的振型有一定的了解和估
计，在设置平衡平面时尽量计及振型特点，在布置测点时尽量靠近各阶振型的波峰附近，在选定测试转速时尽量选在机组临界转速的90%左右，那末在应用影响系数法时，所测的影响系数精度可以提高，动平衡的效率可以提高。

二、应用影响系数法时的一些具体问题
影响系数法是基于线性系统符合叠加原理这一理论基础上的。

如果现场动平衡的机组是处在微振动范畴，影响系数法是可行的。

如果机组的原始振动比较大，有时候就要考虑转子-支承-基座-测量装置系统中会不会出现非线性环节影响问题。

根据用实验方法实测而得到的影响系数，对于机组现存的振动，在经过综合考虑后可以选用较佳的平衡方案使各测点在各转速下的振动都向可接受的水平进行抑制。

这就比较切合工程上的实际应用。

下面讨论应用影响系数法进行现场动平衡时的几个具体问题。

1、平衡平面、测点、转速和方程阶次的考虑
关于平衡平面、测点和测试转速的选择，我们在上面讨论平衡方法时也已有所涉及。

在现场动平衡中受机组结构的限制平衡平面常常是已规定好的。

测点的位置一般就在支承上。

支承的振动是至关重要的，它直接影响机组的安全运行和振动外传。

支承的振动也较易检测。

把支承选作测点无疑是必要的。

但是支承点并不是机组动不平衡响应最灵敏的点。

因此，如果有可能，根据振型估计再补充选择一些测试点可能使现场动平衡效率和效果更好。

如果机组有S个平衡平面，每个平衡平面上的不平衡量为Wk （k=1,2,3……s）；沿机组轴向设r个测点，每个测点上的与某转速同频振动值读数为A i (i=1,2,3……r);在该转速下用矩阵形式写有: 式中aik为影响系数，表示在该转速下k面加重对测点i读数的影响。

矩阵下用括号表示其维数。

如果我们在m次不同转速下进行测试，用下标p表示第p次转速下的测试结果。

p =1,2,3……,用矩阵形式写有:
如果mr=S,则方程组(2)有唯一解;如果mr> S,则方程组有矛盾。

需用最小二乘法求最佳解;如果mr< S，则有无穷多组解。

mmr> S(2)[aikp]
由于影响系数aik不平衡重Wk、同频振动值读数Ai均为复数(包含幅值和相角两个信息。

所以，最后实际上是由2 s个方程构成的方程组。

如果s=2(只设置两个平衡平面)，它是四个四元一次方程式构成的方程组。

从方程(2)看似乎即使在很少的有限几个测点上，通过在不同转速下测量总可以得到足够的方程数以求解〔Wk〕。

m似乎可任意选取。

但是，实际上如所选的测试转速都远较临界转速低，那末，各阶振型响应的差异就可能被量测误差所淹没。

沿轴长尽量多布置几个测点，特别是根据振型估计，在振型峰值附近布置测点，多取得一些测试数据以便进行适当的取舍。

测试的转速也尽量能突出某阶的振型。

2、影响系数的可靠性和方程组的加权处理问题
由于测试装置的工具误差、干扰影响、转速变化和机组本身不稳定等原因，各测点所得的读数总有一定的误差。

误差的大小可以用误差圆形象地表示。

假如在某个平衡平面上加一已知试重，对于某一测点在某选定测试转速下测得加试重前和加试重后的读数分别为Ao及A1，在计算影响系数时认为该试重所引起的读数变化为A1-Ao , 这一计算包含上述各种误差。

真正的读数变化可能是以矢量A1和Ao端点为圆心所作的各自的误差圆内的任意两点所连的向量(图1)。

很明显，如果试重不够大、或者在该转速下该测点或者该加重面正好是其起主导影响的振型的节点附近、或者所用转速接近系统的某临界转速致使读数受转速变化的影响太敏感，这样所得的影响系数可能误差较大。

根据这种可信程度很差的影响系数去求解不平衡重量矩阵〔Wk〕势将导致显著的误差。

所以应该根据(A1-Ao)-这里包含幅值的变差和相角的变差-以及误差圆的估计来判断所得影响系数质量的好坏。

对于可信程度较差的影响系数需重复试验校正，甚至舍弃。

加权处理是对方程组(2)的一个处理。

根据方程(4)算得不平衡重量组〔Wk〕可以推断在经过一次平衡后各测点在各转速下的剩余振动。

如果发现某些测点的振动还比较大，或者我们希望某些重要测点的振动值再进一步抑压，我们可以对方程组(2)进行加权处理。

3、寻求把计算方法和实验方法结台起来以确定影响系数
影响系数完全可以用实验方法确定。

若我们设置S个平衡平面，则为了获得各个影响系数至少要将机组启动[S+1]次。

如果该机组的结构和支承与已测机组相似，可以借用已测机组的影响系数然后在试验中加以修正。

显然实验测定单个机组的影响系数的工作量很大，实际上由于机组原始不平衡量可能相当大，在头几次加试重测影响系数时尽管努力使所加试重是使机组振动有所改善，但机组仍可能振动较大。

这样就无法把转速升到足够高。

这样在机组振动减小后常常反过来要再在初始加重的那些平衡面上再加试重以测试其高速时对各测点的影响系数，实际的起动次数就超过(S+1)次。

无论从经济角度还是从效率角度看都是很不方便的。

因此，寻求能以较少的起动次数、较准确地确定影响系数具有实际意义。

如果我们能较好地建立数学模型，影响系数也可以用计算方法求得。

对于轴的横向振动可以将轴分为很多微单元用传递矩阵进行逐段计算。

但是支承的模型和参数很难准确估计，这就使计算所得的影响系数和实际结果可能有相当的出入。

如果能用实验的办法求得支承的参数，再用数值方法推算影响系数就可能减少起动次数。