專利名稱：旋轉機器支承狀態(tài)、動平衡及不對中的測試方法和裝置的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及機械裝備可靠性與安全技術領域，具體是一種旋轉機器支承狀態(tài)、動平衡及不對中的測試方法和裝置。
背景技術：
現(xiàn)代的復雜機器通常由若干功能單機通過機械連接組合而成；旋轉機器則由聯(lián)軸器連接而成。普遍存在的問題是不僅因為各機器有其獨立的支承以及該支承存在靜態(tài)剛度的各向異性，而且在運轉的動態(tài)條件下還存在等效靜剛度的變化、存在其與系統(tǒng)組合后的共振，還存在各機器的靜態(tài)不對中及不同于靜態(tài)不對中的動態(tài)不對中問題。由此帶來了在系統(tǒng)安裝、調(diào)試和運轉時出現(xiàn)動態(tài)剛度、阻尼和不對中效果不同于靜態(tài)效果，以致使得安裝、調(diào)心工作無所適從而機器振動強烈并影響安全和壽命的問題。其根本原因在于當前對于支承剛度及不對中的測試方法都是基于靜態(tài)條件進行的。例如，對軸系懸掛質量為M的重物前后，用千分表或者激光測量儀測量軸的向下垂直位移YD ；對軸系通過上方滑輪懸掛質量為M的重物前后，用千分表或者激光測量儀測量軸的向上垂直位移YU ；對軸系通過左方滑輪懸掛質量為M的重物前后，用千分表或者激光測量儀測量軸的向左水平位移YL ；對軸系通過右方滑輪懸掛質量為M的重物前后，用千分表或者激光測量儀測量軸的向右水平位移YR。如附

圖1-1。但在靜態(tài)測量時，由于轉子和軸系的自身重力向下方的作用消除或減小了軸承下方的游隙而使向下的方向體現(xiàn)為高剛度，向上的方向則體現(xiàn)為低剛度；而運轉時則因為建立了油膜，上下方向的剛度就不同于靜態(tài)時的剛度。特別是靜態(tài)時軸心的上下左右位置不同于運轉時的軸心上下左右位置，以致兩臺機器靜態(tài)時調(diào)整為同心(對中) 的結果在運轉以后可能變?yōu)椴煌?不對中)。為了克服上述靜態(tài)測試與調(diào)節(jié)的缺陷，已有在動平衡機器上或在運轉中測試不平衡量并據(jù)此進行調(diào)節(jié)的方法，但為了避免受到高轉速時出現(xiàn)的共振或臨界轉速的量值放大和相位改變的影響而通常只進行低轉速的測試。但根據(jù)低轉速測試的結果仍然不能發(fā)現(xiàn)共振與臨界轉速等因素對于平衡和對中的影響，從而不能進行更全面、準確地調(diào)節(jié)。因此，在靜態(tài)時和低轉速時對于支承剛度和同心度的檢測雖然具有一定的價值， 但往往不能真實地反應機器運轉時軸系的實際狀況，例如機器轉子與靜子的支承軸承、金屬橡膠柔性減震器在振動幅度增大時的支承剛度上升[1]而阻尼則相應下降，由此引起共振頻率隨振動幅度、特別是隨共振幅度上升而上升，甚至引起油膜震蕩。由于轉子存在質量m、不平衡偏心量為r、轉速頻率為f，則轉子受到軸承支承的向心力為F = mv2/r，由于ν = 2 π rf，所以有F = πΚ2 π rf)2/r = mr(2 3if)20進而有加速度峰值A = F/ (m+m2) = rm(2Ji f)7 (m+m2)，式中m2為支承轉子的機器質量。從而有振幅峰值 X = A/ (2 π f)2 = rm/ (m+m2)。向心力和加速度都是與頻率的平方成正比的值。該力由支承的軸承及其油膜傳遞到機器，但由于轉速頻率f接近或等于機器或軸承支承共振頻率時，機器質量m2的特性發(fā)生動態(tài)變化，其運動的相位不同于力的相位，在力作用方向的運動視在質量降低，甚至出現(xiàn)負值即反向，從而使得加速度A和振幅X上升，減小甚至消除了軸承的油膜厚度，使軸承對于轉子的支承剛度上升、阻尼下降，共振頻率上升，共振增益增大，出現(xiàn)所謂“硬彈性共振” 現(xiàn)象。如圖1-2表明小振動時全轉速范圍內(nèi)只有低剛度共振，圖1-3則表明大振動時全轉速范圍內(nèi)只有高剛度共振，圖1-4則表明由于低剛度共振幅度大引起硬彈性高剛度共振； 圖1-5還表明在轉頻接近低剛度共振頻率時因低、高剛度共振機制交替出現(xiàn)而引起油膜震蕩轉頻接近于低剛度共振時，油膜消失，剛度增大，共振頻率突然上升為高剛度共振，但由于共振頻率突然上升而轉速頻率尚未增加，即與共振頻率之差突然增大，使振動幅度突然下降，于是油膜重新建立，剛度降低，系統(tǒng)共振頻率又突然下降到接近轉速頻率，振動再次增大，油膜再次消失，出現(xiàn)了轉速不增加時共振頻率和油膜交替變化的、振動幅度對應起伏變化的所謂“油膜震蕩”狀態(tài)。調(diào)平衡與調(diào)同心的目的是降低轉子所產(chǎn)生的振動激勵。應用于靜態(tài)檢測的千分表或者激光測量儀，不能解決動態(tài)條件下的不平衡和不同心(不對中)檢測問題，從而也不能準確指導(旨在保證動態(tài)時動平衡合格和機器之間對中的)調(diào)節(jié)工作?，F(xiàn)有的基于振動響應幅度檢測動平衡和不對中的方法因為受到復雜的水平、垂直方向不同的共振因素的影響而不能準確地識別真實的不平衡與不對中。例如附圖1-6 圖 1-9所示的通過機器水平、垂直1階振動的軌跡之長軸來識別不平衡的現(xiàn)有動態(tài)監(jiān)測方法， 因為在轉速頻率越過水平、垂直的兩個固定共振轉速頻率的前、中、后，都有不同的軌跡，據(jù)此識別不平衡的方向和大小也難以實現(xiàn)?，F(xiàn)代工業(yè)機械系統(tǒng)經(jīng)常需要檢查機器的支承是否穩(wěn)定，以識別支承的狀態(tài)是否劣化或者存在不良因素，識別支承的變剛度設計是否達到預定的技術指標，作為減小機器振動、延長機器壽命和保障機器安全的維護指南。例如某些設計為線性剛度的機器在出現(xiàn)支承與機器系統(tǒng)共振(特別是與轉速頻率的1階共振)時由于振幅增大而出現(xiàn)軟彈性或硬彈性等非線性彈性現(xiàn)象，不僅使得振動增大，而且共振轉速區(qū)間變寬，直到艱難地越過共振區(qū)域之后振動減小時才能恢復原來的彈性。彈性是材料在外力作用下發(fā)生變形，當外力取出后能回復原狀的能力。剛度是指在外力作用下抵抗彈性變形的能力。彈簧材料要求有較高的彈性。某些機器的質地不良的彈性支承可能存在不受歡迎的非線性彈性，因為軟彈性可能導致機器的在共振時剛度下降、 振動超常增大和降低轉速時也不能迅速退出共振等現(xiàn)象，而硬彈性可能導致機器的在共振時剛度增加、振動超常增大和增加轉速時也不能迅速沖過共振區(qū)等現(xiàn)象。對于固定安裝、 不變質量的旋轉機器的支承而言，硬彈性和軟彈性支承均是不利的。當代普遍采用的柔性支承則易出現(xiàn)軟彈性現(xiàn)象。識別系統(tǒng)屬于硬彈性或軟彈性支承的經(jīng)典方法，是鐵摩辛柯 (Timoshenko)在機械振動學中提出的變轉速振動測試方法如果機器在增速過程中出現(xiàn)頻率為 的共振后，繼續(xù)增速時共振頻率隨著轉速頻率增加而繼續(xù)增高，直到頻率增加到 f2 > fO后振動突然減小，則為硬彈性共振；如果機器從高轉速降低轉速的過程中出現(xiàn)頻率為fO的共振后，繼續(xù)減速時共振頻率隨著轉速頻率繼續(xù)下降，直到頻率減小到Π < fO后振動突然減小，則為軟彈性共振。但沒有對于機器在何轉速下出現(xiàn)剛度變化及高低轉速下剛度變化程度的相對比較，更沒有對于機器的剛度變化發(fā)生在何方位(水平、垂直及其他方向)的量度。

發(fā)明內(nèi)容
本發(fā)明所要解決的技術問題是，在旋轉機器運轉過程中檢測機器等效支承狀態(tài)、 動平衡和檢測各臺機器之間的不對中信息，克服傳統(tǒng)的靜態(tài)檢測方法不能識別機器動態(tài)條件下的支承剛度狀態(tài)和對中狀態(tài)的盲區(qū)以及因此而不能全面正確地指導調(diào)試的困境。為解決上述問題，本發(fā)明的技術方案是，旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法為1)獲得兩臺通過聯(lián)軸器連接的機器(1、2)之靠近聯(lián)軸器側的在N(O) N(i)的 (i+Ι)個準全轉速試驗的轉速數(shù)據(jù)及其對應的振動數(shù)據(jù)樣本N (0 i)，xl(0 i)、yl(0 i)、x2(0 i)、y2(0 i)；2)利用所述4*(i+l)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行FFT分析得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的1階振動量值xi 1 (0 i)、Yl 1 (0 i)、X21 (0 i)、Y21 (0 i)和準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動量值X12 (0 i)、Y12 (0 i)、X22 (0 i)、Y22 (0 i)，或利用所述4*(i+l)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行轉速跟蹤濾波得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的1階振動波形樣本:xll(0 i)、yll (0 i)、x21 (0 i)、y21 (0 i)和準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動波形樣本X12(0 i)、yl2(0 i)、X22(0 i)、y22(0 i)J# 到1階振動傳遞響應函數(shù)和2階振動傳遞響應函數(shù)；3)利用共振頻率F對應于從0 i的某個試驗序號i0的轉速N(iO)，以復合理想傳遞函數(shù)相對除振動傳遞響應函數(shù)，得到變激振、變剛度識別函數(shù)；4)利用變激振、變剛度識別函數(shù)建立識別判據(jù)以及處理方法；5)進行量值和方向的不對中分析計算。在所述的獲得N(O) N(i)的(i+Ι)個準全轉速試驗的轉速數(shù)據(jù)及其對應的振動數(shù)據(jù)樣本N (O i)，xl (O i)、yl (O i)、x2 (O i)、y2 (O i)過程中，通過對機器從最低試驗轉速到最高試驗轉速NM的連續(xù)慢變轉速的振動測量或從低轉速到最高試驗轉速、每隔Dr/min進行一次的若干定轉速獲取振動測量。其中D為變轉速測試的間隔。所述的每個振動數(shù)據(jù)樣本的長度建議為4096，采樣方式為天文時鐘觸發(fā)方式或轉速跟蹤觸發(fā)方式。從最低試驗轉速NO到最高試驗轉速匪的檢驗次數(shù)CI建議值為CI > 50，每次轉速增量D = (NM-NO)/Cl，并在共振區(qū)間減少增量至D/2。所述的最高試驗轉速匪等于機器最高運行轉速的100% 105%，所述最低試驗轉速NO應低于機器最低共振轉速50 %，并高于機器運行的最高轉速的10 %，轉速增量D的量值為機器運行的最高轉速的1 3%，建議值為1.85%。獲取1階振動傳遞響應函數(shù)和2階振動傳遞響應函數(shù)的步驟為1)對所述4*(i+l)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行FFT分析，得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的1階振動量值X11 (O i) ,YlKO i)、X21 (O i)、Y21 (O i)，以及準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動量值X12 (O i)、Y12 (O i)、X22 (O i)、Y22 (O i)；或者對所述4*(i+l)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行轉速跟蹤濾波，得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的1階振動波形樣本xll (O i)、yll (O i)、x21 (O i)、y21 (O i)，以及準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動波形樣本xl2 (O i)、yl2 (O i)、x22 (O i)、y22 (O i)；
2)對N(O) N(i)的(i+Ι)個轉速下的1階振動量值和2階振動量值，分別除以其第一個最低轉速時的對應振動量值Xll (0)、Yll(O)、X21 (0)、Y21 (0)和X12 (0)、Y12 (0)、 X22 (0)、Y22 (0)，得到歸一化的可能含有多個及變剛度的共振因素及原始激振因不平衡量變化因素的傳遞響應函數(shù)值1 階振動傳遞響應函數(shù)XC11(0 i) = X11(0 i)/Xll(0)、YC11(0 i)= Y11(0 i)/Yll(0)、XC21(0 i) = X21 (0 i)/X21 (0)、YC21 (0 i) =Y21(0 i)/ Y21(0)，2 階振動傳遞響應函數(shù)為)(C12(0 i) = X12(0 i)/X12(0)、YC12(0 i)= Y12 (0 i) /Y12 (0)、XC22 (0 i) = X22 (0 i) /X22 (0)、YC22 (0 i) = Y22 (0 i) / Y22(0)。獲取變激振、變剛度識別函數(shù)的步驟為1)找到振動傳遞響應函數(shù)的極大值，確定它們對應的轉速N或轉頻F，所述振動傳遞響應函數(shù)的周期為T = 1/F，延遲時間為t = ΤΛ2 π ))，并定義為可能共振頻率，確定它們相對最低轉速時的振動傳遞響應函數(shù)幅值的比值Q，據(jù)此計算該可能共振因素的阻尼比 η = 1/(2Q)，按照下式的經(jīng)典連續(xù)理論傳遞函數(shù)
權利要求
1.一種旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，該方法為1)獲得兩臺通過聯(lián)軸器連接的機器(1、幻之靠近聯(lián)軸器側的在N(O) N(i)的(i+1) 個準全轉速試驗的轉速數(shù)據(jù)及其對應的振動數(shù)據(jù)樣本N(0 i)，xl (0 i)、yl (0 i)、 x2(0 i)、y2(0 i)；2)利用所述4*(i+l)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行FFT分析得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的1階振動量值X11 (0 i)、Yl 1 (0 i)、X21 (0 i)、Y21 (0 i)和準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動量值X12 (0 i)、Y12 (0 i)、X22 (0 i)、Y22 (0 i)，或利用所述4*(i+l)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行轉速跟蹤濾波得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的1 階振動波形樣本:xll(0 i)、yll (0 i)、x21 (0 i)、y21 (0 i)和準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動波形樣本xl2 (0 i)、yl2 (0 i)、x22 (0 i)、y22 (0 i)，得到1 階振動傳遞響應函數(shù)和2階振動傳遞響應函數(shù)；3)利用共振頻率F對應于從0 i的某個試驗序號i0的轉速N(iO)，以復合理想傳遞函數(shù)相對除振動傳遞響應函數(shù)，得到變激振、變剛度識別函數(shù)；4)利用變激振、變剛度識別函數(shù)建立識別判據(jù)以及處理方法；5)進行量值和方向的不對中分析計算。
2.根據(jù)權利要求1所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，還包括在所述的獲得N(O) N(i)的(i+Ι)個準全轉速試驗的轉速數(shù)據(jù)及其對應的振動數(shù)據(jù)樣本N (O i)，xl (O i)、yl (O i)、x2 (O i)、y2 (O i)過程中，通過對機器從最低試驗轉速到最高試驗轉速匪的連續(xù)慢變轉速的振動測量或從低轉速到最高試驗轉速、每隔Dr/min進行一次的若干定轉速獲取振動測量。
3.根據(jù)權利要求2所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，所述的每個振動數(shù)據(jù)樣本的長度建議為4096，采樣方式為天文時鐘觸發(fā)方式或轉速跟蹤觸發(fā)方式。
4.根據(jù)權利要求2所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，從最低試驗轉速NO到最高試驗轉速NM的檢驗次數(shù)CI建議值為CI > 50，每次轉速增量D = (NM-NO)/Cl，并在共振區(qū)間減少增量至D/2。
5.根據(jù)權利要求2所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，所述的最高試驗轉速NM等于機器最高運行轉速的100% 105%，所述最低試驗轉速 NO應低于機器最低共振轉速50%，并高于機器運行的最高轉速的10%，轉速增量D的量值為機器運行的最高轉速的1 3%，建議值為1.85%。
6.根據(jù)權利要求1所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，獲取1階振動傳遞響應函數(shù)和2階振動傳遞響應函數(shù)的步驟為1)對所述4*(i+l)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行FFT分析，得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的1階振動量值X11 (O i) ,YlKO i)、X21 (O i)、Y21 (O i)，以及準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動量值X12 (O i)、Y12 (O i)、X22 (O i)、Y22 (O i)；或者對所述4* (i+Ι)個振動數(shù)據(jù)樣本分別進行轉速跟蹤濾波，得到準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的 1階振動波形樣本:xll(0 i)、yll (O i)、X21 (O i)、y21 (O i)，以及準全轉速范圍每個轉速狀態(tài)的2階振動波形樣本xl2 (O i)、yl2 (O i)、x22 (O i)、y22 (O i)；2)對N(O) N(i)的(i+Ι)個轉速下的1階振動量值和2階振動量值，分別除以其第一個最低轉速時的對應振動量值 Xll (0)、Y11 (0)、Χ21 (0)、Υ21 (0)和 Χ12 (0)、Υ12 (0)、Χ22 (0)、 Υ22 (0)，得到歸一化的可能含有多個及變剛度的共振因素及原始激振因不平衡量變化因素的傳遞響應函數(shù)值1階振動傳遞響應函數(shù):XC11(0 i) = Xll (0 i)/Xl 1(0) ,YClKo i) = Y11(0 i)/Yll(0)、XC21(0 i) = X21 (0 i)/X21 (0)、YC21 (0 i) =Y21(0 i)/Y21(0)，2 階振動傳遞響應函數(shù)為 XC12(0 i) = X12(0 i)/X12 (0)、YC12 (0 i) =Y12 (0 i) /Y12 (0)、XC22 (0 i) = X22 (0 i) /X22 (0)、YC22 (0 i) = Y22 (0 i) / Y22(0)。
7.根據(jù)權利要求1所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，獲取變激振、變剛度識別函數(shù)的步驟為1)找到振動傳遞響應函數(shù)的極大值，確定它們對應的轉速N或轉頻F，所述振動傳遞響應函數(shù)的周期為T = 1/F，延遲時間為t = ΤΛ2 π )，并定義為可能共振頻率，確定它們相對最低轉速時的振動傳遞響應函數(shù)幅值的比值Q，據(jù)此計算該可能共振因素的阻尼比Π =1/ (2Q)，按照下式的經(jīng)典連續(xù)理論傳遞函數(shù)構建基于該阻尼比n及共振頻率F的離散的理想傳遞函數(shù)；2)將經(jīng)典連續(xù)理論傳遞函數(shù)演變?yōu)殡x散的理想傳遞函數(shù) M(f) = ((l-(f/F)2)2+(2nf/F)2)"0·5M(i) = ((l-(N(i)/N(iO))2)2+(2 n (N(i))/N(iO))2)-0·53)根據(jù)離散的理想傳遞函數(shù)算法，分別得出X、Y兩個方向的各兩個離散的理想傳遞函數(shù)XMl 1(0 2i) ,XMl2 (0 2i) ,YMll (0 2i) ,YMl2 (0 2i)和 XM21 (0 2i)、XM22 (0 2i)、YM21 (0 2i)、YM22 (0 2i)；4)將X、Y方向的各自2個離散的理想傳遞函數(shù)求相對積，得到復合理想傳遞函數(shù) ΧΜ1(0 2i) = XM11(0 2i)*XM12(0 2i)；YM1(0 2i) = YM11(0 2i)*YM12(0 2i)； XM2 (0 2i) = XM21 (0 2i) *XM22 (0 2i)； YM2 (0 2i) = YM21 (0 2i) *YM22 (0 2i)；5)以復合理想傳遞函數(shù)相對除振動傳遞響應函數(shù)，得到變激振、變剛度識別函數(shù) XPGl (0 i) = XCl 1 (0 i) /XMl (0 i)；YPGl (0 i) = YCl 1 (0 i) /YMl (0 i)； XPG2 (0 i) = XC21 (0 i) /XM2 (0 i)； YPG2 (0 i) = YC21 (0 i) /YM2 (0 i)。
8.根據(jù)權利要求1所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，利用變激振、變剛度識別函數(shù)建立識別判據(jù)以及處理方法的步驟為1)識別變激振量的方法如果變激振變剛度識別函數(shù)XPGl(0 i)、YPGl (0 i)、 XPG2(0 i)、YPG2(0 i)存在較之低轉速頻率時的值連續(xù)升高或持久升高的值，則判定為存在變激振狀態(tài)；2)識別變剛度的方法如果變激振變剛度識別函數(shù)XPGl(0 i)、YPGl (0 i)、XPG2(0 i)、YPG2(0 i)在較小轉速范圍內(nèi)存在較之低轉速頻率時的值頻繁上升下降， 則判定為存在變剛度狀態(tài)；3)根據(jù)變激振變剛度識別函數(shù)XPGl (0 i) ,YPGl (0 i)、XPG2 (0 i)、YPG2 (0 i) 進行減震調(diào)節(jié)。
9.根據(jù)權利要求8所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，根據(jù)變激振變剛度識別函數(shù)XPGl (0 i)、YPGl (0 i)、XPG2 (0 i)、YPG2 (0 i) 進行減震調(diào)節(jié)的方法為1)機器1的最大振動激勵ZGl(0 i) = [YPGl2(0 i)+XPGl2(0 i)]a5;機器1的最大振動方向角PGl (0 i) = tg"1 [YPG1 (0 i)/XPGl (0 i)]；機器2的最大振動激勵ZG2(0 i) = [YPG22(0 i)+XPG22(0 i)]0.5 ；機器2的最大振動方向角PG2 (0 i) = tg-1 [YPG2 (0 i) /XPG2 (0 i)]；2)將機器1的最大振動激勵ZGl(0 i)、機器2的最大振動激勵ZG2 (0 i)作為真實振動值提交動態(tài)平衡調(diào)節(jié)作為機器激振偏心量計算的依據(jù)；3)如果所提交的最大振動激勵ZGl(0 i)、機器2的最大振動激勵ZG2 (0 i)表征的物理量是振動位移幅度，則直接比例于、但不一定等于轉子的偏心量；4)如果所提交的最大振動激勵ZGl(0 i)、機器2的最大振動激勵ZG2 (0 i)表征的物理量是振動加速度幅度，則不能直接比例于、也不等于轉子的偏心量，它們需要折算為振幅ZGl (0 i)/(2JiN(0 i)/60)2，ZG2 (0 i)/(2JiN(0 i)/60)2。
10.根據(jù)權利要求1所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，進行量值和方向的不對中分析計算的方法為1)將當前轉速頻率下出現(xiàn)的X、Y方向2階振動幅度除以對應的X、Y方向1階振動復合理想傳遞響應函數(shù)在2倍于當前轉速頻率時的值，得到X、Y方向2階振動的真實激勵幅度；2)根據(jù)準全轉速范圍的2階振動量值X12(0 i)、Y12(0 i)、X22(0 i)、Y22(0 i)，找到2階振動出現(xiàn)最大值X12 (11)、Y12 (11)、X22 (12)、Y22 (12)，及其對應的頻率坐標i =(11、12)，再根據(jù)坐標(11、12)，找到對應于2*11、2*12的、延伸的1階振動的復合共振理想傳遞函數(shù) XMl (2*11)、YMl (2*11) ；XM2 (2*12)、YM2 (2*12)；3)計算剔除共振響應的2階振動的真實量值X12 = X12(I1)/XM1(2*I1)、Y12 = Y12 (Il)/YMl (2*11)、X22 = X22(12)/XM2(2*12)、Y22 = Y22(12)/YM2(2*12)；4)計算不對中的偏移量和方向角第一步如果2階振動真實量值X12、Y12、X22、Y22為振幅位移量值，則根據(jù)下式計算不對中偏移量值Zl、Z2及其方向角P1、P2 :Pl = tg-1(Y12/X12)、P2 = tg-1 (Y22/X22)；Zl = (Υ122+Χ122) 0 5、Ζ2 = (Υ222+Χ222)0·5 ；第二步如果2階振動真實量值X12、Y12、X22、Y22為振幅加速度量值，則需分別運算為對應頻率下的振幅位移量值，根據(jù)公式Pl = tg-1(Y12/X12),P2 = tg-1(Y22/X22) ；Zl = (Y122+X122) 0 5、Z2 = (Y222+X222)0.5 ；計算不對中偏移量值(Z1、Z2)及其方向角(P1、P2)。
11.根據(jù)權利要求1所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，可以用等效于FFT分析方法的、以時域轉速跟蹤濾波器分離的方法獲得1階振動量值 Yll (0 i)、Xll(0 i)，該方法為1)以中心頻率等于轉速頻率的時域濾波器對振動信號濾波，得到垂直、水平振動信號 Yl 1(0 i)、Xl 1(0 i)，對垂直、水平振動信號Yl 1(0 i)、Xl 1(0 i)作峰值檢波得到各狀態(tài)i時的垂直、水平振動峰值YllP (0 i)、X11P(0 i)；2)對垂直、水平振動峰值YllP(0 i)、X11P(0 i)分別除各狀態(tài)i時的垂直、水平振動峰值YllP(O)、XllP(O)得到垂直、水平傳遞函數(shù)YCl 1(0 i)、)(Cl 1(0 i)，用垂直、 水平傳遞函數(shù)YC11(0 i)、XCll(0 i)對應除垂直、水平振動信號Yl 1(0 i)、Xl 1(0 i)，得到垂直、水平低剛度函數(shù)YGll (0 i)、XGll (0 i)；3)根據(jù)垂直、水平低剛度函數(shù)YG11(0 i)、XG11(0 i)，計算機器1的低剛度振動值=ZGl (0 i) = [YGlI2(0 i)+XGll2(0 i)]0.5，機器 1 的低剛度方向角=PGl (0 i) =tg_1 [YGl 1 (0 i) /XGl 1 (0 i)]。
12.根據(jù)權利要求1所述的旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法，其特征在于，可以用等效于FFT分析方法的、以時域轉速跟蹤濾波器分離的方法獲得2階振動量值 Y12 (0 i)、X12 (0 i)，該方法為1)以中心頻率等于2倍轉速頻率的時域濾波器對振動信號濾波，得到垂直、水平的2階振動信號Y12 (0 i)、X12 (0 i)，對垂直、水平的2階振動信號Y12 (0 i)、X12 (0 i) 作峰值檢波得到各狀態(tài)i時的垂直、水平振動峰值Y12P(0 i)、Χ12Ρ(0 i)；2)對垂直、水平振動峰值Y12P(0 i)、X12P(0 i)分別除Y12P(0)、Χ12Ρ(0)得到垂直、水平傳遞函數(shù)YC12 (0 i)、XC12 (0 i)，用水平傳遞函數(shù)YC12 (0 i)、XC12 (0 i) 對應除垂直、水平振動信號Y12(0 i)、X12(0 i)，得到垂直、水平不對中函數(shù)YG12(0 i)、XG12(0 i)；3)根據(jù)垂直、水平不對中函數(shù)YG12(0 i)、XG12(0 i)，計算機器1的低剛度振動值=ZGl (0 i) = [YG122(0 i)+XG122(0 i)]0.5，機器 1 的低剛度方向角=PGl (0 i) =tg_1 [YG12 (0 i) /XG12 (0 i)]。
13.根據(jù)權利要求1所述的任一旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法的測試裝置，包括機器1，機器2，聯(lián)軸器，其特征在于，機器1與機器2通過聯(lián)軸器連接，機器 1上靠近聯(lián)軸器側的機匣和機座上安裝有水平振動傳感器Xl和垂直振動傳感器Y1，機器2 上靠近聯(lián)軸器側的機匣和機座上安裝有水平振動傳感器X2和垂直振動傳感器Y2，機器1和機器2上安裝有轉速檢測傳感器N和支承剛度及不對中動態(tài)測試儀3。
14.根據(jù)權利要求13所述的任一旋轉機器支承剛度、動不平衡及不對中的測試方法的測試裝置，其特征在于，所述的支承剛度及不對中動態(tài)測試儀3包括水平振動檢測通道31、 33、垂直振動檢測通道32、34、轉速檢測通道35、AD變換器36及內(nèi)含支承剛度及不對中動態(tài)測試診斷軟件的計算機37，水平振動檢測傳感器XI、X2分別與水平振動檢測通道31、33 的信號輸入端相連，垂直振動檢測傳感器Yl、Y2分別與垂直振動檢測通道32、34的信號輸入端相連，振動檢測通道31、32、33、34的信號輸出端分別與AD變換器36的AD1、AD2、AD3、 AD4輸入端相連，AD變換器36的輸出端與計算機37的振動輸入端相連，轉速傳感器N通過轉速檢測通道35與計算機37的轉速輸入端相連。
全文摘要
本發(fā)明公開了一種旋轉機器支承狀態(tài)、動平衡及不對中的測試方法和裝置，測試裝置包括機器1，機器2，聯(lián)軸器，其特征在于，機器1與機器2通過聯(lián)軸器連接，機器1上靠近聯(lián)軸器側的機匣和機座上安裝有水平振動傳感器X1和垂直振動傳感器Y1，機器2上靠近聯(lián)軸器側的機匣和機座上安裝有水平振動傳感器X2和垂直振動傳感器Y2，機器1和機器2上安裝有轉速檢測傳感器N和支承剛度及不對中動態(tài)測試儀3，該測試方法和裝置解決了傳統(tǒng)的靜態(tài)檢測方法不能識別機器動態(tài)條件下的支承剛度狀態(tài)和對中狀態(tài)的盲區(qū)以及因此而不能全面正確地指導調(diào)試的問題。
文檔編號G01B21/24GK102252836SQ20111009380
公開日2011年11月23日 申請日期2011年4月14日 優(yōu)先權日2011年4月14日
發(fā)明者唐德堯, 曾承志, 李合林, 王智 申請人:唐德堯