多跨转子系统联轴器偏角不对中试验研究

为了减少多跨转子系统联轴器不对中故障,建立了双跨-三支撑转子系统试验装置,对试验转子系统进行有限元分析,将有限元结果与试验测得的临界转速进行对比验证,并测得联轴器偏角不对中条件下转子系统频谱图、轴心轨迹和时域波形。结果表明:随着偏角不对中量的不断增大,转子系统在通过临界转速时,1倍频振幅的提升倍率呈递增趋势;转子升速过程中,在不对中量的影响下,2倍频伴随整个升速过程,且轴心轨迹呈现"8"字形;在不对中量的影响下,3倍频在通过临界转速时的振幅提升倍率最大;对于双跨-三支撑转子系统,与联轴器在异侧的转子受联轴器偏角不对中振动的影响很小。     

多跨转子系统联轴器偏角不对中振动特性与试验研究

转子系统联轴器不对中是旋转机械频发的故障之一,尤其体现在多跨多轴系转子系统。模拟双跨-三支撑转子系统的有限元模型,求得转子研究范围内的一阶、二阶临界转速;建立了双跨-三支撑转子系统试验装置,测得联轴器偏角不对中量变化时转子系统振动的频谱图与轴心轨迹,分析转子系统振动特性。通过试验结果分析,得出结论:随着偏角不对中量的不断增大,转子系统一阶临界呈现递增的趋势,二阶临界转速影响不大;转子升速过程中,发生偏角不对中时,2倍频明显增加,且轴心轨迹会呈现"8"字形或"香蕉"形;随不对中量的增加,2倍频伴随整个升速过程,当转速升到较高速度时,其幅值进入无规律状态。     

双跨-三支点转子系统偏角不对中试验研究

汽轮发电机组为多跨多支撑挠性转子系统,由于各转子不对中会给机组带来一定的危害。建立双跨-三支点转子系统试验装置,试验测得双跨-三支点转子系统波德图、轴心轨迹图、频谱图、层叠图,分析子转子系统动力特性。通过调节1号轴承标高来设置转子偏角不对中故障,对比健康状态与偏角不对中试验结果得出如下结论:偏角不对中转子系统较健康转子系统临界转速有所下降;不对中会导致转子系统的1倍频明显减小,2倍频增加;偏角不对中状态下,双轴承侧转子振动峰值大于单轴承支撑侧转子振动峰值。该试验结论可指导工程实践,具有一定的实用价值。     

膜盘联轴器-燃气轮机发电机组转子系统动力学分析

通过MATLAB对燃气轮机发电机组耦联转子系统进行了数值仿真,采用Newmark-β方法求解运动微分方程,在考虑膜盘联轴器由于大变形引起的刚度非线性下,分析了耦联转子系统临界转速、模态振型、不平衡响应和联轴器刚度对耦联转子系统动力学特性的影响,仿真结果表明:采用非线性刚度和线性刚度模型描述膜盘联轴器相差16.77%;耦联转子系统的临界转速和不平衡振动响应较单转子系统有所增加;联轴器刚度的增加会提高耦联转子系统的临界转速同时不平衡振动响应也会增大。     

联轴器不对中状态对船舶轴系动力学特性影响的试验

针对某船舶高速轴系不对中状态对轴系振动的影响,建立涡轮转子-传动轴-太阳轮转子试验模型,通过调整轴承支座的标高来模拟平行不对中和转角不对中量,进行多次升降速试验获得靠近轴承处的转子的振动位移。研究表明:不同的联轴器不对中状态对轴系的临界转速没有影响;在工作转速4 200 r/min时,不同联轴器对中状态下轴系各测点基频振动幅值变化很小,靠近套齿联轴器的太阳轮右侧轴承处转子2倍频振动明显大于左侧轴承处的振动;整体抬高太阳轮轴系标高对2倍频振动的影响较小;太阳轮左侧轴承支座标高降低时各轴承处2倍频振动幅值均有一定程度的增大;降低涡轮驱动端轴承支座的标高,轴系2倍频振动幅值整体增大;各对中状态下所有测点振动幅值的计算值与试验测量值的平均偏差小于20%,不同的对中状态对涡轮机转子的振动影响均小于对太阳轮转子的影响。     

双跨转子系统的临界转速影响因素分析

建立双跨转子系统模型,利用Ansys软件进行转子临界转速计算,并与理论计算结果比较,以保证结果的正确性。用有限元软件分析研究了支承变化、轮盘变化以及联轴器变化3种影响因素对双跨转子系统临界转速的影响。结果分析表明：在转子上增大支承刚度会增大双跨转子的临界转速,而在支承位置的偏移中,两段转子的临界转速表现出不同的变化趋势。增大转子上的轮盘质量,双跨转子的临界转速减小,偏移转子上的轮盘位置,双跨转子的临界转速增大。增大联轴器的刚度,双跨转子的临界转速增大,联轴器的位置处于中心时,临界转速最大,向两边偏移,临界转速减小。为汽轮机转子系统设计和处理汽轮机运行过程中由于结构数据变化引起临界转速改变提供参考。     

转子-叠片联轴器-轴承系统数值模拟

文中针对大型旋转机械船舶动力装置中的转子-叠片联轴器-轴承系统,依据等效轴段法建立了系统的动力学分析模型。采用Newmark-!逐步积分法,运用fortran语言和matlab软件编写了数值计算程序分析了系统的动力学特性。数值结果表明,相同转速下,各节点的各向振动响应峰值不同,越靠近叠片联轴器振动响应越大。当产生不对中时,转子的轴心轨迹中出现典型的"8"字型。为今后进一步研究叠片联轴器不对中对转子系统的影响提供了参考。     

汽轮机转子模型振动特性的实验与计算分析

搭建了最高转速为8 000 r·min-1的转子振动测试实验台,使其可以实现单双跨转子动平衡和临界转速的振动测试。用幅频图法测量转子模型的临界转速,实验测得转子的转速—振幅图,由于副临界转速的存在,所以不能确定振幅波峰是转子的临界转速还是副临界转速。为了区分副临界转速和临界转速,利用ANSYS软件对转子进行模态模拟计算,判定了转子的临界转速和副临界转速。用影响系数法将不平衡转子进行实验配平,通过动平衡前后振动波形图、幅频特性图和轴心轨迹图的比较,证明了动平衡实验取得了良好的效果。     

转子系统联轴器不对中研究综述

介绍了联轴器的功能、型式以及联轴器不对中的定义、分类,结合国内外研究联轴器不对中的情况,详细总结了含有不对中联轴器的转子系统建模方法、不对中联轴器转子系统动力学特性分析方法以及联轴器不对中对转子系统稳定性的影响,并总结了含有联轴器不对中故障的转子系统振动特征,在此基础上,对联轴器不对中研究中面临的问题和研究趋势进行了讨论。     

转子径向碰摩故障的非线性特征研究

考虑到碰摩转子动静接触时的摩擦力与塑性冲击现象，引入了转子径向碰摩的非线性Goldman-Muzynska模型。运动方程的数值解表明，在2．2倍临界转速以上，转子振动出现明显的分岔和混沌现象，转子升速试验也说明，碰摩故障的典型特征是在较高的转速下出现严格的1／2，1／3等分数倍频，应用上述理论并结合提纯轴心转迹等分析方法，成功 捕捉到一起汽轮机转子的碰摩故障，为今后其它机械设备同类故障的确诊提供了可靠的依据。     

基于轴心轨迹形态的转子裂纹故障分析

在考虑裂纹转轴时变刚度的条件下,基于裂纹转子动力学模型提出了一种基于轴心轨迹形态的转子裂纹故障诊断方法,并对转子系统1/3和1/2临界转速附近的轴心轨迹形态变化进行了分析。结果表明:在1/3和1/2临界转速附近,裂纹转子系统轴心轨迹的内环形状和偏置方向均会随转速发生变化,且偏置按一定的角度改变;轴心轨迹的变化规律为判断转子裂纹故障提供了新的方法,从而提高了转子故障诊断的效率。     

重型燃气轮机转子不对中故障动力学数值仿真研究

不对中是重型燃气轮机转子核心部件最常见故障.以某重型燃气轮机转子为研究对象,建立重型燃气轮机转子不对中故障有限元动力学模型,通过数值仿真计算转子平行不对中、偏角不对中及复合不对中故障下的振动响应.结果 表明:转子不对中故障典型动力学特征是二倍频峰值增大,角不对中量单独增加0.5°,转子振幅增加20 μm,动力学响应对偏...     

汽轮发电机组联轴器不对中振动分析与诊断

电站机组单机容量的提高,必然对机组安全性、可靠性、稳定性有更的要求。机组振动将直接危及机组的安全运行。联轴器不对中是汽轮发电机组常发生的振动故障之一。根据不对中转子轴系的物理模型,研究了联轴器不对中振动机理,推出了联轴器不对中的故障特征。结合故障特征、故障原因建立了联轴器不对中诊断流程。利用联轴器两侧轴振、瓦振、健相、低转速下轴系晃度值,运用频谱分析方法对联轴器两侧轴振基频振动进行频谱分析以及时域和频域作为辅助进行诊断。对现场联轴器不对中故障机组进行了分析诊断。     

燃气轮机转子裂纹故障分析与诊断

振动监测和诊断是及时诊断旋转机械故障的手段之一,其中的频谱分析能有效地诊断出转子裂纹。介绍了某燃气轮机转子裂纹的振动现象、处理过程以及故障诊断。转子裂纹的振动有以下特征:裂纹转子具有刚度不对称的特点,运行中存在二倍频振动,在启停机经过转子临界转速一半时存在二倍频共振峰;随着裂纹的发展,二倍频共振峰值有增大趋势;联轴器瓢偏以及低速盘车时转子晃度也会增大。根据转子的振动特征判断该转子存在裂纹且仍在发展,检查结果验证了故障诊断的正确性,为转子裂纹的故障分析与诊断提供参考。     

陀螺效应对不同质量转子系统的模态影响研究

为研究陀螺效应对不同质量转子系统振动特性的影响,在其他转子部件和轴承不变的情况下,通过更改转轴的内径,获得不同质量的转子系统。考虑陀螺效应,对各转子系统进行不同刚度下的临界转速计算,探究刚度变化对不同质量转子系统临界转速的影响规律。研究发现随刚度的增加,存在一个刚度值,使不同质量转子临界转速的变化趋势发生变化。对不同质量的转子系统分别进行有无陀螺效应影响下的模态计算,对比分析各阶临界转速在两种情况下的偏差值,发现考虑陀螺效应的临界转速比未考虑陀螺效应的临界转速要高,而且陀螺效应对各临界转速影响不同。通过对比不同质量转子系统临界转速的偏差值,发现转子系统质量的大小对陀螺效应的作用效果也有一定影响。研究成果可为旋转机械转子系统的设计和工程校核提供参考。     

转子系统模态及不平衡响应特性数值分析

为研究轴承支承刚度、温度对转子系统临界转速的影响,以及研究转子系统不平衡响应特性,采用集总参数法模化三圆盘等直径转子系统,通过Riccati传递矩阵法对转子系统模态及不平衡响应特性进行数值计算分析。结果表明:转子系统在各向同性支承条件下的临界转速与各向异性支承条件下的临界转速数值相近;当轴承支承刚度相对于转子系统处于弹性支承范围内时,转子系统的临界转速数值随支承刚度的增大增幅明显;环境温度的升高影响转子材料的物理性质,导致转子的临界转速数值有所降低,且以高阶临界转速受温度影响降幅最大;加载不平衡激励,在一定速度范围内扫频可得到转子系统的临界转速及相应振型;转子对不同位置处的激励,响应振型明显不同。     

船舶涡轮高速轴系动力学特性试验

针对某船舶高速轴系,为获得其临界转速及振动响应特征,建立了涡轮转子-传动轴-太阳轮转子试验台。首先,对大悬臂涡轮转子-轴承系统进行多次升降速试验,通过调整非驱动悬臂端模拟联轴器的的不平衡量(0、2、4、6、8和10 g)以及联轴器圆盘的质量(2.89、4.00和5.0 kg),分别获得了不平衡量及不同等效质量对涡轮转子临界转速及振动响应的影响;然后,对整个涡轮转子-传动轴-太阳轮转子轴系,通过调整不平衡量(0~10g)得到整个轴系的临界转速、涡轮转子和太阳轮转子两侧的不平衡响应特征。研究表明:大悬臂转子-轴承系统在过一阶临界转速(2 685 r/min)及工作转速(4 200 r/min)下,随着不平衡量的增加,各测点的基频振动幅值均有所增加;随着联轴器等效质量增大(0~5.83 kg),轴系的临界转速从2 690 r/min降低至2 680 r/min;对整个轴系,随着不平衡量的增加轴系在工作转速时涡轮转子基频振动幅值显著增大,但太阳轮转子的基频振动基本无变化。     

核电常规岛给水泵CAP1400转子动力学分析

针对常规岛给水泵CAP1400可倾瓦滑动轴承-转子系统安全、平稳运行问题,利用有限元QZ算法计算不同支撑工况下的临界转速。首先设计五瓦可倾瓦轴承,计算了轴承的油膜厚度、刚度和阻尼等非线性动力参数;其次,建立轴承-转子系统模型,采用油膜的特性数据求解可倾瓦轴承-转子系统在刚性支撑、弹性支撑以及"湿态"支撑工况下的临界转速;最后,对给水泵进行联机试验,采集不同流量工况下轴承不同方位的振动值。结果表明:可倾瓦轴承的油膜厚度在0.04-0.05 mm之间,刚度随着转速的增大而增大,而阻尼反之;刚性支撑下的临界转速大于弹性支撑,而"湿态"工况下水膜刚度的增加使得一阶临界转速在8 100-8 777 r/min之间,远大于实际运行速度;试验测得轴承垂直、水平和轴向上振动值与振动速度均满足国家标准。临界转速的计算与试验结果为CAP1400常规岛给水泵可倾瓦轴承-转子系统安全平稳地运行提供了设计依据。     

转子系统油膜涡动及油膜振荡故障特征分析

介绍了转子系统油膜涡动及油膜振荡的产生机理和故障特征。对转子实验台升速过程的振动信号进行了分析,揭示了转子系统油膜涡动和油膜振荡的发生过程。对典型油膜涡动和油膜振荡信号进行了时频分析,揭示出油膜涡动和油膜振荡的故障特征。     

应用谐波平衡法分析裂纹转子的动力特性

为了研究弹性支承对裂纹转子动力特性的影响,借助于谐波平衡法分析了具有弹性支承偏置裂纹转子的盘心位移响应、支承处加速度响应以及支承刚度对系统响应的影响。研究结果表明:具有弹性支承的裂纹转子系统在支承处加速度响应中也包含1X、2X、3X…频率成分,并且出现分数次共振现象。不但如此,当裂纹转子以超临界转速运行时,支承处加速度响应的幅频图上2X以上各谐波分量仍明显存在。因而,转子以超临界转速或亚临界转速运行时,2倍频分量作为裂纹故障的重要特征,总会在支承加速度响应中出现。这对利用轴承座处的振动信号进行裂纹故障检测有一定的实用价值。增加支承弹性不但可以减小裂纹转子过临界转速的响应,还能减小由裂纹引起的超谐波共振响应。