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在旋轉(zhuǎn)機械中，噪音主要來自兩方面：1、流體運動。2、轉(zhuǎn)子、軸承、支撐系統(tǒng)的振動。噪音作為上述兩方面的結(jié)果，單就保護環(huán)境和人員健康來說，采用屏蔽措施是最易用的手段。而噪音和振動本身還可以作為監(jiān)測設(shè)備運行狀況的參數(shù)。通過聽針可以監(jiān)聽轉(zhuǎn)子和靜子部件有無摩擦，噪音的突變往往是設(shè)備運行工況變化的反應(yīng)，比如喘振、倒泵等。 旋轉(zhuǎn)機械的故障多數(shù)和振動有關(guān)，而且振動信號能夠更迅速、更直接（振動值超標(biāo)可以直接作為設(shè)備的聯(lián)鎖信號）的反映機械設(shè)備的運行狀態(tài)，所以在透平設(shè)備監(jiān)測上，多是把振動作為參數(shù)的。 目前最常采用軸承振動評定和軸振動值評定。評定參數(shù)可用振動振幅（位移、速度或加速度）和振動烈度（即均方根值，它代表了振動能量的大?。﹣肀硎?。標(biāo)準(zhǔn)有：GB/T 11348.2—1997，ISO 7919-2:1996等。API684中也有關(guān)于振動的要求。 * |) M8 M# x# R- {5 L$ S
此外，相位、轉(zhuǎn)速、軸瓦溫度等參數(shù)也需要一并監(jiān)測。; m4 O/ |* z' |$ }' [
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噪音主要是加以屏蔽。對于振動，則必須在設(shè)計階段就開始考慮： 1、轉(zhuǎn)子、支承系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速。簡單說就是要求的轉(zhuǎn)子從低剛度支承直到剛性支承下的臨界轉(zhuǎn)速關(guān)于剛度的圖譜。轉(zhuǎn)子支承系統(tǒng)的基本模型是單自由度自由振動模型： 【質(zhì)量矩陣】·加速度+【粘性阻尼矩陣】·速度+【剛度矩陣】·位移=0 說白了就是受力平衡。 2、轉(zhuǎn)子在臨界轉(zhuǎn)速下的不平衡響應(yīng)。 3、轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速-對數(shù)衰減率圖譜。保證不平衡響應(yīng)造成的振動在可接受的時間內(nèi)衰減至可接受的水平。 4、轉(zhuǎn)子的振型（轉(zhuǎn)子在任一臨界轉(zhuǎn)速下振動時的彈性線）。工作中，轉(zhuǎn)子在任一轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)時，其彈性線將是由許多階的主振型曲線成分迭加而成，這些主振型成分我們稱為主振型分量。所以當(dāng)我們設(shè)計的轉(zhuǎn)子是工作在n階臨界轉(zhuǎn)速時，就必須計算其1-n+1階臨界轉(zhuǎn)速下的振型。轉(zhuǎn)子各階主振型之間具有正交性，這是是高速動平衡的理論基礎(chǔ)。 5、后續(xù)的扭振和軸系振動計算。準(zhǔn)確說，軸系的臨界轉(zhuǎn)速才是真正的臨界轉(zhuǎn)速。 9 G+ z/ I) }" r
對于高速轉(zhuǎn)子，還要考慮支承阻尼（滑動軸承油膜剛度、支座靜剛度、支座參振質(zhì)量的函數(shù)）與轉(zhuǎn)速的關(guān)系從而避開一個必然會出現(xiàn)臨界轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速區(qū)間，或者通過改變滑動軸承油膜剛度、支座靜剛度移動這個區(qū)間。
M0 W% K9 g- }0 `在這部分內(nèi)容之前有轉(zhuǎn)子的靜力計算、軸承計算。0 _8 C- P. l, l% H; q# E9 B
上述內(nèi)容之間又有交叉的部分，比如油膜的半速渦動和動力學(xué)失穩(wěn)特性。
3 }& P: P" ?* @1 ~+ i9 x和振動有關(guān)的故障主要有：不平衡、不對中、滑動軸承的半速渦動和油膜振蕩、動靜摩擦。這時候，頻譜分析（用的還是振動，由于有流體的噪音，所以噪音的頻譜就派不上用場了）就派上用場了。! F7 ?$ ?* i5 k5 j& C' t* `% ?
不平衡振動的頻率主要集中在1X工頻，油膜振蕩主頻在0.46工頻附近、動靜摩擦頻譜分布寬，還帶高頻成分...當(dāng)然，還有結(jié)合相位來看。7 f4 {8 f8 @8 E7 b8 U
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樓主: 老鷹
發(fā)表于 2012-1-8 17:50:19
