王康, 張一凡, 孫天翔, 王永巖, 秦楠

(青島科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院, 青島 266100)

隨著科技的進(jìn)步和經(jīng)濟(jì)的發(fā)展,現(xiàn)代生產(chǎn)過(guò)程對(duì)設(shè)備的依賴(lài)程度越來(lái)越高,任何設(shè)備都有它的壽命周期,因此設(shè)備的故障具有客觀(guān)必然性。機(jī)械設(shè)備的迅速發(fā)展推動(dòng)了機(jī)械故障診斷技術(shù)的不斷提升,然而,對(duì)故障的診斷研究?jī)H依靠現(xiàn)有故障案例或?qū)碚撃Ｐ头治鍪遣粔虻?一套旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬設(shè)備,以便研究人員可隨時(shí)對(duì)所需要的故障類(lèi)型進(jìn)行研究分析。旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)需要模擬不同轉(zhuǎn)速下的各種故障,尤其在模擬點(diǎn)碰摩故障時(shí)會(huì)使轉(zhuǎn)子受到一定的沖擊,不平衡故障會(huì)加劇這種情況的發(fā)生。在對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行受力分析的基礎(chǔ)上,使用仿真技術(shù)手段計(jì)算分析,這是研究轉(zhuǎn)子振動(dòng)特性的常用方法[1]。叢蕊等[2]、程勇等[3]使用數(shù)值仿真研究了轉(zhuǎn)子碰摩故障和振動(dòng)響應(yīng)。Zhang等[4]建立了轉(zhuǎn)子的運(yùn)動(dòng)微分方程,通過(guò)仿真和試驗(yàn)對(duì)轉(zhuǎn)子的響應(yīng)進(jìn)行求解,證明可以調(diào)整控制參數(shù)改善支承特性。Haj?man等[5]對(duì)渦輪轉(zhuǎn)子進(jìn)行了建模與動(dòng)力學(xué)分析,總結(jié)了旋轉(zhuǎn)軸建模的標(biāo)準(zhǔn)方法,并介紹了將基礎(chǔ)效應(yīng)納入動(dòng)力模型的兩種方法。張永旺等[6]考慮了轉(zhuǎn)子的陀螺效應(yīng),創(chuàng)建了基于瑞利梁的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)模型,并用數(shù)值仿真進(jìn)行模態(tài)計(jì)算。然而,數(shù)值仿真中為了追求結(jié)果精確而建立的動(dòng)力學(xué)模型往往比較復(fù)雜,程序編程也頗具難度。

針對(duì)上述情況,有限元仿真可以對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)分析[7]和動(dòng)力學(xué)分析[8-10],因此有限元軟件仿真可以比較徹底的研究轉(zhuǎn)子的振動(dòng)特性[11]。趙宇等[12]使用有限元軟件對(duì)整體葉盤(pán)進(jìn)行了仿真分析,并進(jìn)行了模態(tài)分析和振動(dòng)特性分析。姚星宇等[13]使用ANSYS對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了研究,求解出不同預(yù)緊力下的臨界轉(zhuǎn)速。周濤等[14]為獲得轉(zhuǎn)子靜力學(xué)特性將SolidWorks建立的模型導(dǎo)入ANSYS Workbench進(jìn)行分析。崔博等[15]針對(duì)高速轉(zhuǎn)子的離心應(yīng)力所致失效問(wèn)題使用ANSYS Workbench進(jìn)行了靜力學(xué)和模態(tài)分析。文獻(xiàn)[16-19]針對(duì)耦合故障建立了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)有限元模型,通過(guò)仿真得到轉(zhuǎn)速對(duì)轉(zhuǎn)子振動(dòng)特性的影響,并以搭建試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行試驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證仿真結(jié)果的正確性。陳付平等[20]、宋駿琛等[21]基于A(yíng)NSYS Workbench有限元分析軟件對(duì)轉(zhuǎn)子進(jìn)行分析,計(jì)算了陀螺效應(yīng)下的臨界轉(zhuǎn)速,繪制了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的Campbell圖,并與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比論證。溥江等[22]通過(guò)繪制Campbell圖來(lái)分析轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速、不同轉(zhuǎn)速下的渦動(dòng)頻率,并結(jié)合各階模態(tài)振型云圖進(jìn)行分析,為旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)與結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了參考。

基于此,以自制旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)的轉(zhuǎn)子為研究對(duì)象,對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行有限元建模和靜力學(xué)、動(dòng)力學(xué)分析。由于旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障大多是由轉(zhuǎn)子不平衡引起的,同時(shí)碰摩、軸承故障也占部分比例,為確保在故障模擬實(shí)驗(yàn)工作轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)不會(huì)發(fā)生共振,提高故障模擬實(shí)驗(yàn)的安全性與故障數(shù)據(jù)信號(hào)采集的可靠性,對(duì)該試驗(yàn)臺(tái)轉(zhuǎn)子的振動(dòng)特性研究顯得尤為必要。

1 動(dòng)態(tài)分析理論

通常N自由度有阻尼系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程為

(1)

而轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)分析則必須考慮陀螺效應(yīng),它的作用是將轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的模態(tài)頻率的大小與其自轉(zhuǎn)角速度變化生成關(guān)系,從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子的徑向振動(dòng)展現(xiàn)為正進(jìn)動(dòng)與反進(jìn)動(dòng)兩類(lèi)模態(tài)[23]。此時(shí)動(dòng)力學(xué)方程為

(2)

式(2)中:G為陀螺矩陣;B為旋轉(zhuǎn)阻尼矩陣。

2 轉(zhuǎn)子有限元模型

2.1 建立三維實(shí)體模型

研究對(duì)象為自制旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)的轉(zhuǎn)子。該轉(zhuǎn)子由雙飛輪與轉(zhuǎn)軸組成,飛輪上設(shè)有螺栓孔,可以添加質(zhì)量塊來(lái)模擬轉(zhuǎn)子不平衡故障。通過(guò)兩個(gè)深溝球軸承與轉(zhuǎn)子A處、F處軸肩過(guò)盈配合,軸承型號(hào)為6005ZZ。轉(zhuǎn)子右端由彈性聯(lián)軸器與三相伺服異步電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸相連,轉(zhuǎn)軸左端與磁粉制動(dòng)器直接相連。轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)尺寸如圖1所示。

A為軸頸1;B為軸頸2;C為左盤(pán);D為軸中點(diǎn);E為右盤(pán);F為軸頸3;φ為轉(zhuǎn)軸直徑圖1 雙盤(pán)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of double disc rotor

利用SolidWorks軟件對(duì)雙盤(pán)轉(zhuǎn)子進(jìn)行三維實(shí)體建模。在建模過(guò)程中,對(duì)模型的圓角、倒角、螺紋以及退刀槽等局部特征進(jìn)行了合理的簡(jiǎn)化。簡(jiǎn)化后的模型有利于減少計(jì)算用時(shí),提高計(jì)算效率,且對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響較小。簡(jiǎn)化后雙盤(pán)轉(zhuǎn)子的實(shí)體模型如圖2所示。

圖2 雙盤(pán)轉(zhuǎn)子實(shí)體模型Fig.2 Solid model of a two-disc rotor

2.2 建立有限元模型

把SolidWorks生成的.STEP文件導(dǎo)入Altair Hyper Mesh軟件進(jìn)行手動(dòng)網(wǎng)格劃分。根據(jù)雙盤(pán)轉(zhuǎn)子在運(yùn)動(dòng)中所表現(xiàn)得結(jié)構(gòu)力學(xué)特性,為了提高計(jì)算精度,整體采用六面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分,對(duì)局部軸承接觸的網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化處理,并檢查了翹曲度5.0、雅可比值0.7等網(wǎng)格質(zhì)量參數(shù)。網(wǎng)格劃分后的節(jié)點(diǎn)數(shù)為16 447,六面體單元數(shù)為13 520,得到三維有限元模型如圖3所示。

圖3 雙盤(pán)轉(zhuǎn)子網(wǎng)格模型Fig.3 Double-disc rotor mesh model

2.3 材料屬性與約束條件

把Altair Hyper Mesh生成的.inp文件通過(guò)外部模型組件導(dǎo)入Workbench軟件。轉(zhuǎn)軸、飛輪材料均為28MnCr5,輸入?yún)?shù):密度為7 800 kg/m3、彈性模量為215 GPa、泊松比為0.3。

對(duì)于轉(zhuǎn)軸類(lèi)零件的邊界條件約束,有多種方法:遠(yuǎn)程位移(remote displacement):可引入轉(zhuǎn)動(dòng)自由度,對(duì)位移和角度同時(shí)設(shè)定的約束。圓柱形支撐(cylindrical support):施加在圓柱面可以對(duì)徑向、軸向、切向單獨(dú)控制的約束。僅壓縮支撐(compression only support):在表面上施加僅限制法向方向移動(dòng)的約束。

這些方法各有優(yōu)劣,需要根據(jù)情況去選擇約束類(lèi)型。

3 雙盤(pán)轉(zhuǎn)子靜力學(xué)分析

分析中使用Compression Only Support作為約束條件,可以更接近于實(shí)際情況。以分量的形式在軸頸A、F處的外圓表面上施加Y軸負(fù)方向800 N的軸承載荷。打開(kāi)弱彈簧功能以防止剛體約束不足。為了模擬碰摩力,以分量的形式在碰摩區(qū)B處施加Z軸正方向40 N、Y軸正方向8 N的力,材料摩擦系數(shù)為0.2,滿(mǎn)足庫(kù)侖定律。對(duì)有限元模型求解,得到轉(zhuǎn)子的總變形與Von-Mises等效應(yīng)力云圖如圖4所示。

圖4 靜力學(xué)分析云圖Fig.4 Static analysis cloud

由總變形云圖[圖4(a)]可知,最大變形量為0.34 μm,最大值點(diǎn)在近碰摩力飛輪C圓周處。由Von-Mises等效應(yīng)力云圖[圖4(b)]可知,最大值點(diǎn)在近碰摩力軸頸A處,最大應(yīng)力為1.57 MPa。

由應(yīng)力局部細(xì)節(jié)圖[圖4(c)]可以清晰看出,軸承內(nèi)圈對(duì)轉(zhuǎn)軸軸肩的應(yīng)力情況,由于受到軸承載荷與碰摩力的影響,轉(zhuǎn)軸受到的軸承內(nèi)圈約束后的局部應(yīng)力特征應(yīng),出現(xiàn)了應(yīng)力集中。

4 雙盤(pán)轉(zhuǎn)子動(dòng)態(tài)分析

對(duì)于旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)的轉(zhuǎn)子,通常在模擬故障實(shí)驗(yàn)時(shí),受到作用在轉(zhuǎn)子本體上以動(dòng)載荷形式出現(xiàn)的激振力,而且在模擬多種故障實(shí)驗(yàn)中,根據(jù)不同情況,轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速一般能達(dá)到高轉(zhuǎn)速帶。為了確保旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)的使用安全性與故障數(shù)據(jù)可靠性,不僅要對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析,更要考慮結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性,當(dāng)結(jié)構(gòu)在遭受一定幅值的周期性激振力時(shí),可以有良好的動(dòng)態(tài)特性。

因此,對(duì)雙盤(pán)轉(zhuǎn)子模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析,其中包括模態(tài)分析與諧響應(yīng)分析,據(jù)此研究該模型的動(dòng)態(tài)特性,并為旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障的模擬實(shí)驗(yàn)提供了參考。對(duì)于轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)仿真,還必須重視陀螺效應(yīng)的影響,同時(shí)也應(yīng)考慮支承條件的設(shè)定,以達(dá)到準(zhǔn)確獲得轉(zhuǎn)子振動(dòng)特性的目的[24]。

4.1 模態(tài)分析結(jié)果

通過(guò)Workbench的模態(tài)分析系統(tǒng)對(duì)雙盤(pán)轉(zhuǎn)子進(jìn)行模態(tài)分析,得到轉(zhuǎn)子系統(tǒng)前8階模態(tài)振型如圖5所示。

圖5 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模態(tài)振型圖Fig.5 Rotor system modal mode diagram

從各模態(tài)總變形的動(dòng)畫(huà)可以看出,雙盤(pán)轉(zhuǎn)子的第一階振型為剛體模態(tài)振型,不予考慮。一階模態(tài)最大位移在轉(zhuǎn)子跨中D處,二階模態(tài)最大位移在左右飛輪C、E處。

固有頻率是雙盤(pán)轉(zhuǎn)子動(dòng)態(tài)性能的重要參數(shù),具體如表1所示。

表1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有頻率Table 1 The natural frequency of the rotor system

4.2 臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算

在Workbench中可以用Campbell圖來(lái)表示模態(tài)頻率隨轉(zhuǎn)速變化,得到轉(zhuǎn)子在規(guī)定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的振動(dòng)分量的變化特征,從而確定轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速。

使用Cylindrical Support(圓柱形支撐)作為約束條件,作用在軸頸A、F處的外圓表面上,同時(shí)固定徑向、軸向自由度,釋放切向自由度。對(duì)模型整體設(shè)置5種轉(zhuǎn)速,確定X軸正方向?yàn)檗D(zhuǎn)軸法線(xiàn)方向。在求解器控制中打開(kāi)阻尼選項(xiàng),在轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)控制中打開(kāi)科里奧利效應(yīng)與Campbell圖選項(xiàng),點(diǎn)數(shù)量設(shè)定為5。最大模態(tài)階數(shù)設(shè)置為8,此時(shí)模態(tài)分析是求解5種轉(zhuǎn)速下對(duì)應(yīng)的前8階模態(tài)。Campbell圖比率設(shè)置為1,并求解。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)Campbell圖和臨界轉(zhuǎn)速與不同轉(zhuǎn)速下的渦動(dòng)頻率表分別如圖6和表2所示。

表2 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速與不同轉(zhuǎn)速下的渦動(dòng)頻率Table 2 Critical speed of the rotor system and the vortex frequency at different speeds

圖6 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)Campbell圖Fig.6 Campbell diagram of the rotor system

從圖6可以看出,轉(zhuǎn)子在200～1 300 rad/s的角速度范圍內(nèi)特征頻率的變化相對(duì)平穩(wěn),等速線(xiàn)和各階模態(tài)頻率線(xiàn)沒(méi)有任何交點(diǎn),這說(shuō)明轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)沒(méi)有臨界轉(zhuǎn)速。從表2可以看出,第1行的頻率值接近于0,這屬于轉(zhuǎn)動(dòng)自由度的問(wèn)題,由于計(jì)算臨界轉(zhuǎn)速的系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣本身具有半正定性質(zhì),即行列式的系數(shù)是不小于0的,因此會(huì)出現(xiàn)1階頻率為0的情況,應(yīng)當(dāng)忽略這種情況下的結(jié)果。各轉(zhuǎn)速下前8階渦動(dòng)方向以正反規(guī)律交替出現(xiàn),每種轉(zhuǎn)速情況下的渦動(dòng)特性基本相同,一般來(lái)說(shuō)旋轉(zhuǎn)方向?yàn)榉催M(jìn)動(dòng)時(shí)模式都是穩(wěn)定的,但正進(jìn)動(dòng)往往會(huì)提升轉(zhuǎn)子剛性,從而增加振動(dòng)的可能性,只有軸的轉(zhuǎn)動(dòng)與渦動(dòng)方向是一致時(shí)才需要判斷模式是否穩(wěn)定。而模式穩(wěn)定性的主要影響因素是軸承系統(tǒng)的剛度,它包括軸承自身的剛度和潤(rùn)滑油膜的剛度。

結(jié)合表2和圖5可知,該轉(zhuǎn)子系統(tǒng)第3、6、8階為正進(jìn)動(dòng),2、4、5、7階為反進(jìn)動(dòng),僅分析正進(jìn)動(dòng)的情況,發(fā)現(xiàn)主要變形出現(xiàn)在轉(zhuǎn)軸跨中位置以及飛輪處,這和雙盤(pán)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)本身的結(jié)構(gòu)有關(guān),是符合實(shí)際運(yùn)行情況的。

4.3 諧響應(yīng)分析

通過(guò)Workbench的諧波響應(yīng)分析系統(tǒng)對(duì)雙盤(pán)轉(zhuǎn)子進(jìn)行諧響應(yīng)分析,在軸頸A、F處的外圓表面上添加轉(zhuǎn)動(dòng)副,連接類(lèi)型為幾何體-地面,扭轉(zhuǎn)剛度、扭轉(zhuǎn)阻尼可根據(jù)需要調(diào)整。在轉(zhuǎn)軸跨中位置以分量形式定義激振力,Y分量10 000 N,Z分量10 000 N,同時(shí)定義Y相角90°,對(duì)轉(zhuǎn)子右端施加200 N·mm的扭矩載荷。考慮陀螺效應(yīng),并將解法設(shè)置為完全法,分析整個(gè)系統(tǒng)在受給定激振力下在設(shè)定的掃頻范圍內(nèi)的不同轉(zhuǎn)速下的響應(yīng)情況。

結(jié)合模態(tài)分析的結(jié)果可知一階模態(tài)最大位移在轉(zhuǎn)子跨中D處。首先研究固有頻率約為554 Hz的幅頻響應(yīng)曲線(xiàn),截取頻率范圍500～600 Hz,求解方案間隔設(shè)置為50,選取跨中位置查看變形結(jié)果,Z軸向的頻率響應(yīng)曲線(xiàn)如圖7(a)所示,當(dāng)頻率從500 Hz增加到554 Hz過(guò)程中,該位置的徑向位移逐漸增加,急劇上升達(dá)到峰值27.907 mm,此后迅速下降,然后緩慢降低。除近峰值區(qū)域外,其他頻率處的振幅都很小,說(shuō)明該轉(zhuǎn)子有良好的動(dòng)剛度,符合設(shè)計(jì)要求。同樣也證明了該轉(zhuǎn)子若發(fā)生共振會(huì)在近554 Hz區(qū)域帶內(nèi),實(shí)際使用時(shí)該試驗(yàn)臺(tái)三相伺服異步電動(dòng)機(jī)最高工作轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)不會(huì)達(dá)到該頻率,所以能有效地避開(kāi)共振帶。X軸向的頻率響應(yīng)曲線(xiàn)如圖7(b)所示。該頻域段內(nèi)軸向位移最大值為8.61 μm,較于徑向位移非常微小,因此轉(zhuǎn)子主要表現(xiàn)為徑向振動(dòng)。

圖7 轉(zhuǎn)子諧響應(yīng)分析結(jié)果圖(500～600 Hz)Fig.7 Rotor harmonic response analysis result plot(500～600 Hz)

當(dāng)轉(zhuǎn)子在實(shí)際工作頻率范圍內(nèi)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),即在一個(gè)相對(duì)低頻的區(qū)域內(nèi)分析,可得轉(zhuǎn)軸跨中位置的徑向諧響應(yīng)譜線(xiàn)如圖8所示。

圖8 徑向諧響應(yīng)譜線(xiàn)(0～50 Hz)Fig.8 Radial harmonic response spectral line(0～50 Hz)

在低頻范圍內(nèi),隨著頻率的增大,該位置的響應(yīng)位移是逐漸增加的,在此區(qū)域內(nèi)轉(zhuǎn)軸跨中位置的最大位移在101.06 μm,是符合設(shè)計(jì)要求的。

5 實(shí)驗(yàn)研究

使用自制的旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行靜模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析,實(shí)驗(yàn)流程如圖9所示。綜合考慮現(xiàn)有的軟件條件與實(shí)驗(yàn)條件,對(duì)轉(zhuǎn)子使用錘擊法進(jìn)行多點(diǎn)激勵(lì)單點(diǎn)拾振的軸承約束模態(tài)實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)設(shè)備是北京波譜品牌的WS-5294錘擊測(cè)振系統(tǒng),包括數(shù)據(jù)采集儀、臺(tái)式計(jì)算機(jī)、壓電式加速度傳感器、力錘等[25]。

X(ω)為經(jīng)過(guò)電荷放大及濾波、積分后由FFT算法處理為頻域下的位移響應(yīng)信號(hào);F(ω)為經(jīng)過(guò)電荷放大及濾波后由FFT算法處理為頻域下的激勵(lì)力信號(hào)圖9 實(shí)驗(yàn)流程圖Fig.9 Experimental flowchart

將傳感器通過(guò)磁座吸附于預(yù)選點(diǎn)處,最后用信號(hào)傳輸線(xiàn)連接至數(shù)據(jù)采集儀上[26]。實(shí)驗(yàn)儀器連接如圖10所示。

圖10 實(shí)驗(yàn)設(shè)備圖Fig.10 Diagram of experimental equipments

利用力錘依次敲擊實(shí)驗(yàn)選取的24個(gè)測(cè)點(diǎn),使用錘擊測(cè)振系統(tǒng)軟件獲取轉(zhuǎn)子前8階固有頻率。將實(shí)驗(yàn)所得結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行比較,并計(jì)算相對(duì)誤差。具體情況如表3所示。

表3 仿真模態(tài)與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)比Table 3 Comparison between simlation mode and test mode

根據(jù)表3可以看出,從實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)測(cè)得的頻率與有限元軟件仿真分析獲得的頻率相對(duì)誤差在15%之內(nèi)。該誤差出現(xiàn)的原因是有限元仿真中對(duì)實(shí)體模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化,并且使用力錘激勵(lì)存在著實(shí)驗(yàn)誤差[27]。綜上所述,有限元仿真模型較為合理,仿真結(jié)果基本正確。

6 結(jié)論

(1)依據(jù)自制的旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障模擬試驗(yàn)臺(tái)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn),闡明了動(dòng)力學(xué)理論,使用SolidWorks軟件建立雙盤(pán)轉(zhuǎn)子的三維實(shí)體模型,通過(guò)Altair Hyper Mesh軟件劃分了網(wǎng)格,在A(yíng)nsys Workbench軟件里進(jìn)行后處理,為同類(lèi)型轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)分析提供了一定程度的參考。

(2)進(jìn)行碰摩力下的轉(zhuǎn)子靜力學(xué)分析,通過(guò)選用僅壓縮支撐約束條件正確反映了軸承內(nèi)圈對(duì)轉(zhuǎn)軸軸肩的應(yīng)力情況,獲取了最大應(yīng)力位置。

(3)通過(guò)對(duì)雙盤(pán)轉(zhuǎn)子的模態(tài)分析與Campbell圖計(jì)算,得知其在設(shè)定轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)并不會(huì)發(fā)生共振。了解獲取臨界轉(zhuǎn)速的方法,為后續(xù)研究不平衡質(zhì)量在臨界轉(zhuǎn)速區(qū)域內(nèi)的響應(yīng)提供了基礎(chǔ)。

(4)通過(guò)諧響應(yīng)分析研究整個(gè)系統(tǒng)在受給定激振力下在設(shè)定的掃頻范圍內(nèi)的不同轉(zhuǎn)速下的響應(yīng)情況。轉(zhuǎn)子跨中位置的動(dòng)態(tài)變形很小,說(shuō)明該轉(zhuǎn)子有良好的動(dòng)剛度,在低頻范圍內(nèi)工作時(shí),跨中位置最大變形101.06 μm,完全符合設(shè)計(jì)要求;同樣也印證了該轉(zhuǎn)子若發(fā)生共振會(huì)在近554 Hz區(qū)域帶內(nèi)。

(5)對(duì)轉(zhuǎn)子進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析,并與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,誤差在15%以?xún)?nèi),從而驗(yàn)證了有限元模型的準(zhǔn)確性。