1齒輪耦合轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)的一般理論

　　1.1耦合模型

　　1.2齒輪耦合轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)固有振動(dòng)方程

　　1.3齒輪耦合轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的強(qiáng)迫振動(dòng)

　　設(shè)齒輪軸系共有n根轉(zhuǎn)子，每根轉(zhuǎn)子都存在外在激勵(lì)，那么系統(tǒng)將同時(shí)存在n個(gè)不同頻率的激勵(lì)。

　　2DH型透平壓縮機(jī)齒輪耦合轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)

　　2.1轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)參數(shù)的整定

　　經(jīng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，強(qiáng)度校核后初步確定下3根轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)參數(shù)，參照同類壓縮機(jī)組所用軸承決定G軸的支撐軸承采用圓軸承，H軸與L軸采用可傾瓦軸承。然后按本文介紹的齒輪耦合轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)理論對(duì)該壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)與修改整定。整定后的該機(jī)組轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)參數(shù)及詳細(xì)的動(dòng)力學(xué)分析.

　　2.2系統(tǒng)的穩(wěn)定性

　　計(jì)算結(jié)果表明，該壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的失穩(wěn)轉(zhuǎn)速為nG3450r/min，超出*高工作轉(zhuǎn)速14%.

　　2.3系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速

　　在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)#20%的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，有14791 r/min，17998r/min兩個(gè)臨界轉(zhuǎn)速。14791r/min這個(gè)臨界轉(zhuǎn)速比L軸的工作轉(zhuǎn)速低5.7%，對(duì)應(yīng)著一個(gè)L軸以扭轉(zhuǎn)為主的彎扭耦合模態(tài)，17998r/min這個(gè)臨界轉(zhuǎn)速比H軸的工作轉(zhuǎn)速高4.1%，對(duì)應(yīng)著H軸的一個(gè)彎扭耦合模態(tài)。

　　2.4系統(tǒng)的不平衡響應(yīng)

　　雖然在H軸和L軸的工作轉(zhuǎn)速附近存在14791 r/min，17998r/min兩個(gè)臨界轉(zhuǎn)速，但計(jì)算表明，齒輪耦合對(duì)L軸的不平衡響應(yīng)起到了極好的抑制作用，另外由于17998r/min的臨界轉(zhuǎn)速上，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的對(duì)數(shù)衰減率較大（=2.7），而共振放大因子AH較小（AH= 1.38），所以L軸和H軸的不平衡響應(yīng)都很小<4>251-252<5>58-75。按上文給定的不平衡量計(jì)算，在工作轉(zhuǎn)速點(diǎn)上，H，G，L3轉(zhuǎn)子軸承處的*大不平衡振動(dòng)量分別只有4.2%，1.4%，2%，遠(yuǎn)小于API標(biāo)準(zhǔn)允許的26.6%，63.8%，27.8%.綜上可見，該壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)具有良好的動(dòng)力學(xué)性能。

　　3整機(jī)試驗(yàn)測試

　　為了檢驗(yàn)本文理論的正確性，對(duì)按上述理論設(shè)計(jì)整定的一臺(tái)DH型壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的穩(wěn)定性和振動(dòng)進(jìn)行了整機(jī)現(xiàn)場測試。測試是在杭州制氧機(jī)集團(tuán)公司透平分廠進(jìn)行的。

　　3.1測試系統(tǒng)簡介

　　在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的6個(gè)軸承處共設(shè)置了10個(gè)Bently7200型電渦流位移傳感器。1號(hào)，2號(hào)傳感器安裝在H軸左軸承處，3號(hào)，4號(hào)傳感器安裝在H軸右軸承處；5號(hào)，6號(hào)傳感器安裝在L軸左軸承處，7號(hào)，8號(hào)傳感器安在L軸右軸承處；9號(hào)，10號(hào)傳感器則安裝在G軸右軸承處。各傳感器安裝方位分別與水平方向成45。

　　從位移傳感器拾取的電渦流信號(hào)經(jīng)前置器和A/D轉(zhuǎn)換，輸入計(jì)算機(jī)進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，然后對(duì)采集到的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行FFT分析，得到轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的頻譜圖。

　　3.2測試結(jié)果與分析

　　測試是在機(jī)組額定工作轉(zhuǎn)速下進(jìn)行的。

　　3.2.1振動(dòng)信號(hào)與頻譜分析。

　　3轉(zhuǎn)子的頻譜都是以工頻為主，兼有2倍頻和3倍頻，沒有半頻成分，說明系統(tǒng)振動(dòng)主要是由轉(zhuǎn)子的初始不平衡造成，沒有因軸承油膜渦動(dòng)引發(fā)的不穩(wěn)定。整個(gè)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)是穩(wěn)定的，這與理論分析結(jié)果完全相同。

　　3.2.2轉(zhuǎn)子不平衡振動(dòng)測量與分析

　　L軸與G軸的振動(dòng)值完全符合API標(biāo)準(zhǔn)，H軸也非常接近API標(biāo)準(zhǔn)，且整個(gè)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)幅值波動(dòng)很小，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。廠方認(rèn)為，完全達(dá)到設(shè)計(jì)指標(biāo)。

　　由于無法知道實(shí)際轉(zhuǎn)子確切的不平衡量的大小，特別是由于傳感器安裝方向與理論計(jì)算所采用的坐標(biāo)方向不一致，所以實(shí)際測得的轉(zhuǎn)子振幅與理論計(jì)算值差別較大。相對(duì)來說，H軸振動(dòng)較大，L軸與G軸振動(dòng)較小，機(jī)組的這一振動(dòng)特征與理論結(jié)果是一致的。

　　4總結(jié)對(duì)按本文理論與程序整定設(shè)計(jì)的某DH型透平壓縮機(jī)整機(jī)試驗(yàn)測試表明：

　　（1）該壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能優(yōu)良，完全達(dá)到設(shè)計(jì)指標(biāo)；

　?。?）建立的齒輪耦合轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)理論正確，所開發(fā)的齒輪耦合轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)軟件完全滿足工程實(shí)用要求。

　?。?）本文介紹的理論與實(shí)踐說明，在對(duì)象DH型透平壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)這樣的齒輪耦合轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)時(shí)，必須考慮齒輪的耦合效應(yīng)，運(yùn)用齒輪耦合軸系彎扭耦合振動(dòng)理論，才能保證轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)的合理與可靠。