孫虎兒,楊兆建,梁群龍,龐新宇

(1.太原理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,山西太原 030024;2.中北大學(xué)機(jī)械工程與自動化學(xué)院,山西太原 030051)

0 引 言

對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)故障的研究是為了防止系統(tǒng)可能出現(xiàn)的具有危害性的破壞.近 20年來,轉(zhuǎn)子的振動測試技術(shù)和故障診斷技術(shù)發(fā)展很快,很多技術(shù)成果已經(jīng)在現(xiàn)場使用,而且使用效果也很好.隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展,在轉(zhuǎn)子的測試和診斷技術(shù)方面,涌現(xiàn)了不少新技術(shù)、新分析手段,如鐵譜分析儀、全息譜技術(shù)、超聲波技術(shù)等.但是,通過研究發(fā)現(xiàn),如果轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)發(fā)生故障,首先會表現(xiàn)在軸承的負(fù)荷上.換句話說,如果軸承負(fù)荷發(fā)生了變化,則預(yù)示了轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)發(fā)生了一定的故障,再以其他方法輔助檢測,可很快判斷其故障性質(zhì)和類型.

1 考慮軸承負(fù)荷作用的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)建模

1.1 系統(tǒng)建模

根據(jù)目前我們試驗(yàn)臺[1]的情況,可建立如圖1所示的力學(xué)模型[2].從圖1中可以看出,該模型的建立,主要考慮了電機(jī)、聯(lián)軸器、軸、軸承等的耦合作用,結(jié)構(gòu)上比較復(fù)雜,求解難度大,而且有些因素并非主要因素.另外,在建模時引入了軸承負(fù)荷,軸承負(fù)荷[3-4]主要是由轉(zhuǎn)子不對中、摩碰、油膜渦動等轉(zhuǎn)子的故障而引起.因此如何建立合理的力學(xué)模型顯得尤為重要,力學(xué)模型的求解過程也是尋求軸承負(fù)荷與振動信號[5-8]的耦合關(guān)系的過程,為此對圖1所示的力學(xué)模型作了一些必要的簡化.

圖1 考慮軸承負(fù)荷的轉(zhuǎn)子振動的力學(xué)模型Fig.1 Model of lateral vibration of the rotor system on bearing load

圖2 軸承轉(zhuǎn)子振動的簡化力學(xué)模型Fig.2 Simplified dynamic model of vibration of the rotor system

1.2 模型簡化

為求解方便,在考慮主要因素的前提下,有意識地簡化了一些因素,通過簡化得到如圖2所示的力學(xué)模型.在簡化模型中,作了一些必要的等效,等效軸的時候作了兩個方面的考慮:一方面將軸等效為彈簧;另一方面將其看作剛性為∞,具有一定長度和質(zhì)量的桿.將軸和圓盤的質(zhì)量等效為 m1,油膜剛度和軸在長度方向的剛度串聯(lián)后等效為剛度 k1,c1代表油膜產(chǎn)生的阻尼系數(shù).m2是左支撐的質(zhì)量,軸承座剛度、螺栓剛度和載荷傳感器的剛度串聯(lián)后的等效剛度為 k2.同理,右支撐的各個量也可求得.F1,F2是通過載荷傳感器測得的.

1.3 振動方程的建立

通過圖2所示的力學(xué)模型,根據(jù)達(dá)朗貝爾原理建立了二自由度三質(zhì)體振動方程.

2 實(shí)測載荷分析

2.1 載荷傳感器

轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的載荷測量一直是個難題,其難度主要在于載荷傳感器本身很難布置,這也是有關(guān)軸承負(fù)荷狀態(tài)檢測幾乎處于空白的主要原因.楊兆建教授發(fā)明的載荷傳感器很好地解決了這一問題,其主要原理是再在載荷傳感器上打上盲孔,在盲孔中貼應(yīng)力應(yīng)變片,通過測傳感器本身微小的變形量來檢測載荷的變化.傳感器布置于軸承座下面,在建模時可將傳感器本身看作一個具有有一定剛度的彈簧.

2.2 實(shí)測載荷

通過載荷傳感器實(shí)測可得到載荷的實(shí)際變化規(guī)律,圖3,圖4分別為圖1中右支撐和左支撐的載荷變化規(guī)律曲線,經(jīng)過擬合可得到載荷 Fy1,Fy2.

圖3 右支撐實(shí)測載荷曲線Fig.3 Detected load curve of right support

圖4 左支撐實(shí)測載荷曲線Fig.4 Detected load curve of left support

3 仿真與實(shí)測振動信號對比分析

3.1 仿真結(jié)果

將實(shí)測載荷和系統(tǒng)各個參數(shù)代入方程(1),用數(shù)值法求解,得到振動信號的仿真圖像.對照圖5,圖6可以看出,左支撐的加速度幅值要大于右支撐的加速度幅值,分析其原因,主要是左右支撐上的載荷不同(即 F0不同)而造成的.另外,左支撐的加速度波形“拍振”[9]效應(yīng)更加明顯,原因主要是由于左支撐上作用的載荷頻率更接近于轉(zhuǎn)子的振動頻率.

圖5 左支撐加速度仿真曲線Fig.5 Simulation acceleration curv e of left support

圖6 右支撐加速度仿真曲線Fig.6 Simulation acceleration curve of right support

3.2 實(shí)測振動信號

通過在軸承座上加裝加速度傳感器,可測得各軸承座的實(shí)時加速度.但是,加速度傳感器布置于軸承座上,當(dāng)轉(zhuǎn)子工作時,軸承座會發(fā)生一定的振動,而傳感器本身也會隨著一起振動,因此測到的信號就會混入較為復(fù)雜的噪聲信號.故在實(shí)際分析時,有必要對振動信號進(jìn)行去噪處理,本文采用小波[10]進(jìn)行了降噪處理.

通過對比左右支撐的實(shí)測加速度曲線(圖7,圖8),發(fā)現(xiàn)了預(yù)仿真曲線的類似之處.首先,左支撐上的加速度幅值要大于右支撐上的加速度幅值;其次,左支撐的“拍振”效應(yīng)明顯高于右支撐.

圖7 左支撐實(shí)測加速度曲線Fig.7 Detected acceleration curve of lef t support

圖8 右支撐實(shí)測加速度曲線Fig.8 Detected acceleration curve of right support

3.3 對比分析

對照圖5和圖7,會看到它們的振動周期基本一致,加速度幅值相同,在相同的時間都出現(xiàn)了尖峰幅值,驗(yàn)證了建模的正確性.對照圖6和圖8,也會發(fā)現(xiàn)相同的規(guī)律.

通過上述分析,基本可以看出這樣的規(guī)律:振動信號中伴隨有強(qiáng)迫振動,而且左右支撐振動加速度幅度不同,振動周期也略有不同.再看圖3,圖4所示的載荷變化規(guī)律,左右支撐的載荷都呈現(xiàn)周期性變化,而且載荷波形的相位并不相同.在同一個軸的不同的兩個支撐上出現(xiàn)了載荷幅值不同、相位不同而且同一時刻載荷方向相反.這樣的情況只能說明一點(diǎn),即轉(zhuǎn)子的標(biāo)高發(fā)生了偏差或轉(zhuǎn)子不對中[11].這是因?yàn)榻r我們充分考慮了電機(jī)的影響(如圖1),也就是說可以將該單跨轉(zhuǎn)子系統(tǒng)看作一個三支撐的系統(tǒng),電機(jī)可看作一個支撐,但簡化模型時,把電機(jī)因素考慮在 Fy1里了,所以出現(xiàn)了 Fy1大于 Fy2的情形.

4 結(jié) 論

本文在考慮軸承負(fù)荷的條件下對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行了建模分析,并對兩個支撐的振動信號進(jìn)行了仿真研究.搭建了基于載荷測量的轉(zhuǎn)子實(shí)驗(yàn)系統(tǒng),實(shí)測了左右支撐的載荷和振動信號.通過比較和分析得出如下結(jié)論:

1)仿真得到的加速度信號和實(shí)測的加速度信號峰值呈周期性變化,周期相同;支撐振動是由軸承負(fù)荷所引起的強(qiáng)迫振動與其它振動信號疊加而成,而支撐振動的特性是受軸承負(fù)荷影響的.

2)軸承負(fù)荷的變化可以作為軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)狀態(tài)估計的一個重要條件,尤其是軸承負(fù)荷對于診斷轉(zhuǎn)子由于標(biāo)高變化而引起故障和不對中引起的故障效果較為明顯;

3)在建模中忽略了一些因素(如阻尼等),造成了仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果有些偏差,在下一步研究中要不斷完善.

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