浅议滑动轴承对高速动平衡测量的影响.pdf

浅议滑动轴承对高速动平衡测量的影响盛德恩孟庆慈(衡超装试(北京)科技有限公司北京)摘 要:简要论述了滑动轴承在高速动平衡机转子支承系统中的作用原理通过实例分别讨论了滑动轴承在低速段和高速段对高速动平衡测量的影响并给出了降低和消除这些不利影响的一些建议关键词:高速平衡机支承系统滑动轴承中图分类号:文献标志码:./.():.:收稿日期 作者简介 盛德恩()男汉族硕士研究生高级工程师主要研究方向:转子高速动平衡与超速试验 引 言高速动平衡机转子支承系统是进行挠性转子动平衡测量的核心与关键部件高速动平衡摆架的重要性已为人所熟知 用于将被平衡转子支承于摆架之上的滑动轴承是转子支承系统的重要环节而其对挠性转子动平衡测量的影响目前受到的关注相对较少 本文在这里提出这一问题并对其予以初步讨论以期对高速动平衡实践中遇到的此类问题提供解决思路通常进行平衡工作时首先开启高压油站将转子轴颈顶起启动主驱动系统将转子逐步升速 根据经验确定在某转速下轴承动压油膜能够建立后便可撤下高压顶起油在合适的转速上进行转子刚性状态下的低速平衡在具有永久标定特性的低速平衡测量系统上直接读出两个校正平面上不平衡量的大小和相位 如果不平衡量较小则直接升速至平衡任务要求的最高转速通常为最高工作转速或超速一定的百分比 在整个升速过程中测量转子初始状态下不同转速上的振动幅值和相位测量参数通常为摆架轴承座垂直方向的相对振动速度 逐个在不同的校正平面上加试重测量对应转速上的振动幅值和相位 根据经验或通过测量软件计算影响系数根据影响系数计算各校正质量的大小和相位 校正后再进行复检运转通过多次运转测量与校正直至各目标转速上的振动幅值都在可接受的范围内 在整个过程中并不对滑动轴承的影响因素予以关注在滑动轴承选配时也很少从对平衡测量影响的角度进行考虑只要其能支承转子正常转动就可以了文献计算了某 汽轮机高压转子在某高速平衡机摆架上的前三阶模态计算中不仅考虑了摆架的刚度与轴承座质量也考虑了滑动轴承的刚度和阻尼这是目前仅见的将高速动平衡摆架滑动轴承转子作为一完整系统进行研究的文献其研究的目的是将该转子的高阶模态振动平衡下去但并未对滑动轴承的影响因素予以分析文献和文献作为标准要求平衡设备上使用的轴承支承条件应和现场轴承支承条件类似以使转子在现场运行时的振型在平衡过程中能充分表现出来 这里的轴承支承条件包括摆架和轴承两个环节所以滑动轴承的影响不能不予以重视 滑动轴承在低速段影响图 为某典型的高速动平衡测试中得到的摆架振动伯德图横轴为转速纵轴为幅值(上图)和相位(下图)仔细观察此图会发现在/转速附近的振动幅值和相位曲线都有微微的凸起这不同于经典的转子动力学中的伯德图图 摆架振动伯德图图 是该组测量数据的纳奎斯特图图中自圆心起始的曲线上各点代表随转速的增加的振动幅值(半径)和相位(角度)由图可见在圆心处曲线的起始段有一个小半圆状的外凸这不同于理论上的纳奎斯特图 如果换算成不平衡量则低频段信号得到强化该外凸会更加突出.工程与试验 .图 摆架振动纳奎斯特图图()是将某 汽轮机转子在承载 的摆架上的测量数据根据摆架刚度换算出的当量不平衡量伯德图其横坐标为转速单位/纵坐标为当量不平衡量单位 图()是当量不平衡量纳奎斯特图其横坐标为不平衡向量 分量纵坐标为 分量单位都是 在纳奎斯特图上起始段外凸十分明显如果在这个转速区间进行转子刚性状态不平衡测量结果将是错误的幅值和相位都有较大误差不同转速上测量结果差异很大该现象是如何产生的呢?摆架上采用两个与垂直轴成角的测振传感器测量原始振动信号用两个传感器信号的向量之和进行不平衡解算 首先来看两个传感器的原始信号 图 和 是同一摆架上操作侧和非操作侧传感器原始信号/转速段振动速度伯德图(横轴单位是/纵轴单位是/)和纳奎斯特图(横轴为振动速度向量的 分量纵轴为 分量单位都是/)可以看出两信号形态完全不同因此两信号的向量和也不是想象中的垂直向下的 如果将两信号换算成振动位移则更有助于理解摆架轴承座的振动形态()伯德图()纳奎斯特图图 当量不平衡量伯德图和纳奎斯特图()伯德图()纳奎斯特图图 操作侧传感器信号伯德图和纳奎斯特图()伯德图()纳奎斯特图图 非操作侧传感器信号伯德图和纳奎斯特图工程与试验 .图 是两传感器信号转换成位移随转速的变化关系图横轴是转速单位是/纵轴是振动位移单位是 可见自/之后对称的两个测点处的振动位移变化趋势有很大的不同 也就是说摆架轴承座振动轨迹并不是理想中的圆而是长轴方向及长短轴比例一直在变化着的椭圆图 操作侧和非操作侧测点处振动位移伯德图摆架的振动形态取决于其自身的机械结构也取决于其所受到的激励 在本次动平衡试验中还测量了轴的相对振动两个振动位移传感器安装在轴承座上瓦盖上与垂直轴成 角 操作侧和非操作侧传感器测得的轴振动位移伯德图即幅值和相位随转速变化曲线见图()和图()两图的横轴均为转速单位为/上图纵轴为轴振位移单位为 下图纵轴为相位单位为由图可以看出轴振动位移与轴承座振动位移在变化形态上并不一致说明轴颈在轴承内的运动是有其自身规律的遵从流体动力学原理而摆架轴承座的振动则是在油膜力激励下的机械振动 在升速过程中油膜动态地形成和变化承受转子重力和不平衡离心力 图 依次是转速为/、()操作侧轴振动位移伯德图()非操作侧轴振动位移伯德图图 轴振动位移伯德图/、/和/时的基频轴心轨迹两坐标轴的单位都是 可见其椭圆的半径、长轴方向和长短轴比例都是不断变化的图 个转速点上的轴心轨迹 正是滑动轴承自身的流体动力学规律形成了其对摆架激励的变化过程使得摆架轴承座的振动呈复杂的形态而对称布置的两个传感器测得的各自方向上的振动信号反映了该复杂振动信号中包含了各自运动的水平分量但两点的水平分量是不对称的将两个信号合成为一个信号不能彼此抵消所包含的水平方向成分合成信号并非是真正垂直向下的所以在这个速度段上准确测量不平衡的幅值和相位是不可能的那么可否用影响系数法来进行平衡呢?再看一看加试重所引起的摆架振动的变化 本试验中在平面二的相位、半径 处加质量 的试重 毫无疑问带上试重并不改变滑动轴承的工作状态故摆架振动形态特征同初始状态一样伯德图有个微凸起纳奎斯特图起始段有个半圆状的外凸 用带试重的各转速点的测量数据(振动速度有效值)与初始状态的测量数据做向量减法得到“纯”试重所引起的振动 根据定义这个试重引起的振动向量与所加试重之比就是影响系数根据这个速度段的影响系数计算出欲校正掉初始振动需在该平面上施加的校正质量的大小和相位见图 图中横坐标为转速单位/上曲线为校正质量单位为 下曲线为校正质量的相位单位为 由图可见质量大小并不是水平直线相位也不恒定 此例说明在这个速度段影响系数法所依据的系统线性假设不再成立滑动轴承是系统中的非线性元件因此影响系数法也不再适用.盛德恩等:浅议滑动轴承对高速动平衡测量的影响图 需施加校正质量的大小与相位 滑动轴承在高速段影响文献将滑动轴承视为具有一定刚度和一定阻尼的弹性阻尼元件计算了某转子支承在高速动平衡机摆架上的整个系统的前三阶模态参考三阶模态振型成功平衡了三阶振动 该转子重 支承跨距 结构基本对称 其中滑动轴承的刚度是用现代计算软件计算的其垂直方向刚度约为/摆架的刚度约为/计算出的前三阶振型如图 所示对应的前三阶临界转速分别为/、/和/实测得到的三阶临界转速分别为/、/和/可见计算精度较高图 高速平衡机上转子的前三阶振型文献中讲到开始由于缺乏 汽轮机转子的高速动平衡经验开机运转了约 次测试与校正始终难以达到平衡精度要求 后来借助现代软件计算振动模态主要针对第三阶模态进行校正有效降低了工作转速下的振动 平衡后各主要转速上两摆架的振动速度和相位如表 所示本文关注的不是各阶模态的计算精度与平衡结果而是滑动轴承对平衡测量带来的影响首先注意到该被平衡转子的工作转速是/如果设计正确在工作支承条件下不应该存在/和/这两阶临界转速其距工作转速太近了这在工程中是不允许的但在平衡机上却出现了最根本的原因是平衡机支承系统的刚度明显低于工作支承 从振型图上也可以看出第二、三阶振型中支承点处的位移最大表 平衡后主要转速上的振动速度与相位转速(/)测点(/)/()测点(/)/()/根据前面提到的摆架的刚度和滑动轴承的刚度值滑动轴承是支承系统中的小刚度件对系统的临界转速和振型起主导作用 如果做一个简单计算忽略摆架轴承座的质量将摆架刚度与滑动轴承刚度串联来支承转子质量体其一阶临界转速约为/低于最高试验转速 也就是说此时的高速动平衡机相当于是软支承平衡机了 考虑摆架轴承座质量得到更多自由度系统模型其临界转速更低如文献中的计算值和实测值更明确地讲本例中第一、二阶振型实际上是刚体振型为主第三阶振型才是转子挠曲振型为主这从振型图中也能明显地看出来 如果滑动轴承的刚度足够大在规定的试验转速范围(本例为额定转速的)内完全可能不会出现第二、三阶临界转速而第一阶临界转速为转子挠曲临界转速由于通常摆架刚度低于转子工作支承的刚性轴承座刚度这会造成在平衡机上转子的临界转速普遍低于工作状态时的临界转速有些情况下会出现工作支承条件下高于工作转速的高阶模态在平衡机上落入平衡试验转速范围内这给平衡任务带来了额外的复杂性如果滑动轴承的刚度也偏低就更加剧了这种复杂性甚至为了平衡这个高阶振型不得不牺牲低阶振型的平衡效果如本例中前两阶模态振动有些偏大这对转子在工作支承条件下的振动是不利的 主要结论与建议本文结合实例测试数据分析依据高速平衡机转子支承系统的动力学理论讨论了滑动轴承对挠性转子动不平衡测量影响的问题 通过以上讨论可以得出如下几点基本结论和建议:()滑动轴承是遵从流体动力学物理定律工作的在形成稳定油膜的过程中会表现出非线性和径向各向异性在这个转速段上进行准确的不平衡测量是不可能的平衡测量应该避开这个不稳定转速段()虽然摆架传感器是两侧 对称布置的但由于滑动轴承特性造成摆架轴承座振动形态的复杂性两传感器测量信号是非对称的因此将两信号合成不能得到真正垂直向下的振动信号由此会出现信号畸变这对平衡测量不利()为了提高滑动轴承的稳定性尽量避免轴承对不平衡测量带来的干扰建议选用刚度较大的多油楔可倾瓦轴承()为了尽量避免轴承座不对称运动造成的信号畸变建议直接测量垂直方向振动 滑动轴承始终要承受转子的重力和不平衡离心力因此垂直方向应该是最稳定的()滑动轴承成为转子支承系统中的小刚度元件是可能的对转子的各阶模态产生明显的影响可能使得转子在工工程与试验 .作支承条件下工作转速以外的高阶模态在平衡机上落入平衡试验转速范围内为平衡工作增添复杂性甚至对平衡结果带来负面影响 因此在平衡之前对滑动轴承设计应引起足够重视不应将滑动轴承简单视为支承件而应将其视为支承系统中的弹性阻尼件尽量提高其刚度()如果提高滑动轴承刚度受限则平衡至少也应该用与工作状态相同的结构和参数的轴承避免刚度无端降低()为了尽量移开高速端附加的高阶模态可考虑施加摆架附加刚度装置在带附加刚度的条件下进行平衡测量总之滑动轴承是转子支承系统中的一个关键环节其设计需认真考虑其动态特性对平衡测量带来的影响而不能简单认为其是一简单的平衡工装目前对高速动平衡滑动轴承的研究工作还很少本文旨在提出问题以期引起业内专家的关注为解决高速平衡领域的实际问题提供参考参考文献李立波宾光富.某 汽轮机转子高速动平衡试验研究.热力透平():.国家市场监督管理总局国家标准化管理委员会.机械振动 转子平衡 第 部分:具有挠性特性的转子的平衡方法与允差:/.:.(上接第 页)断裂的危险情况为了测试新的动圈约束环境方案的有效性进行了电动振动台最大特性测试(如图 所示)图 为空载 加速度试验条件状态下的驱动电压频谱在这种动圈约束环境下 推力电动振动台的工作频率上限可以达到 图 最大特性测试图 驱动电压频谱 结 论本文分析了导向杆及导向杆和活塞串联对动圈动态特性的影响研究了导向杆、活塞和动圈的横向和纵向动刚度并对动圈的约束环境进行了优化 所提出的优化方案显著提高了 推力电动振动台的工作频率上限可以为其他振动台提高工作频率上限提供思路主要结论如下:()导向杆的横向和纵向动刚度变化具有同步性对动圈的动态特性影响较小()活塞和导向杆串联组成的系统横向动刚度衰减特性使得动圈在 频带上纵向动刚度上升速率远大于横向动刚度的上升速率从而减弱了动圈在 频带上的纵向运动响应导致振动台在 时停止工作参考文献崔志磊王金娥夏天凉.电动振动台动圈的结构动态特性分析.兰州理工大学学报():.赵征卫瑞元.带补偿的电动振动台动圈的自润滑下导向装置.机械研究与应用():.孟繁莹.大型电动振动台动力学分析与数值模拟研究.北京:北京工业大学.李伟荣胡红生.高频电液振动台谐振特性研究.流体传动与控制():.吴昌聚沈润杰何闻等.大尺寸高频振动台的设计.机电工程():.田军委程洪涛邓晓荣等.高频大行程振动台的设计及仿真试验分析.机械制造():.张逸波齐晓军张丽新.振动台动圈建模与仿真分析.航天器环境工程():.左曙光潘健吴旭东等.抑制低频横向振动的电动振动台参数优化.振动与冲击():.夏天凉.电动振动台有限元建模及其附加台面设计.苏州:苏州大学.上官文斌黄志贺良勇等.汽车排气系统吊耳动刚度优化方法的研究.振动与冲击():.刘含玮王洪光李树军等.一种 自由度并联柔索驱动机器人的变刚度特性研究.机械设计与制造():.欢迎订阅欢迎刊登广告联 系 人:孙松野联系电话:.盛德恩等:浅议滑动轴承对高速动平衡测量的影响