[10] 旋转机械轴系扭振固有特性分析_唐贵基
故障诊断方法与应用-旋转机械故障机理与诊断技术-2
故障诊断方法与应用-旋转机械故障机理与诊断技术-2在旋转机械中，故障检测和诊断是一个非常重要的问题。
旋转机械由于其复杂性和运动特性，很容易出现故障。
如果不能及时发现和解决故障，这不仅会导致机器的停机和维修，还会对工业生产和甚至人生造成不良影响。
因此，了解旋转机械的故障原因和相应的检测和诊断技术非常必要。
旋转机械故障机理旋转机械故障的机理主要包括机械失衡、摩擦和磨损、振动和冲击等。
•机械失衡是指转子的重量分配不均衡，导致转速不平稳和振动，因此使旋转机械发生故障。
机械失衡故障通常会由绝热断层、转子膨胀及杆式加速放大器等现象引发。
•摩擦和磨损是旋转机械日常生产中常见的故障类型，这种故障往往是由于摩擦力和润滑液的缺乏引起的。
过度的摩擦会导致间隙变小，可能导致机器受损，进而导致故障。
•振动是另一种常见的故障类型。
它通常由外力或内置不均引发，例如机器震动、传动系统故障等。
振动可能对机器部件施加额外的压力，进而导致磨损或振动破坏。
•冲击是机械故障的另一种类型。
它通常由于异常阻力或硬件故障引起。
此外，冲击往往形成旋转机械故障的第一步，因为它会引发一系列的机械运动变化，直到最终导致故障。
故障诊断技术目前，旋转机械故障的诊断技术已经非常成熟。
根据机械故障的机理，有很多可以用来识别和验证故障的技术。
下面列举了一些经常使用的故障诊断技术：1. 传感器技术传感器技术可以监测旋转机械的各个方面，如转速、温度和压力等。
通过检测机械变量可以发现旋转机械内部退化和故障的征兆，例如雷劈、绝缘材料的老化等。
2. 振动分析振动分析是检测旋转机械故障的一种常用技术。
通过检测旋转机械的振动特性以获取台架脏振动数据，可以识别出旋转机械外在的或内部的问题。
振动分析技术可以预防故障，增加旋转机械的寿命。
3. 声音分析声音分析技术可以通过检测旋转机械的声波信号来分析机械的状态。
它依据声音的频率、声域及频率幅值等参数进行分析，可以在旋转机械发生故障时检测到异常声音的变化，从而达到及时诊断的目的。
可调品质因子小波变换在滚动轴承微弱故障特征提取中的应用_唐贵基
第 36 卷 第 3 期 2016 年 2 月 5 日
中
国 电 机 工 程 学 Proceedings of the CSEE
报
Vol.36 No.3 Feb. 5, 2016 ©2016 Chin.Soc.for Elec.Eng. 中图分类号：TH 17；TP 206
DOI：10.13334/j.0258-8013.pcsee.2016.03.019
x
H 0 (ω ) H1 (ω )
LPS α
H1 (ω ) HPS β
w(2)
w
(1)
(a) 分解滤波器组
c(3) w
(3)
LPS
HPS
1
α
1
* H0 (ω )
LPS
* H1 (ω )
1
α
1
* H0 (ω )
β
LPS
* H1 (ω )
1
峭度极值分量筛选
* H0 (ω )
w(2)
HPS
α
1
y
β
冗余信号分量剔除 包络谱分析 故障识别
中共筛选出 P 个峭度极值分量{z1, z2,⋅⋅⋅, zP}(P < N)， 在所得信号分量中，某些分量可能蕴含的故障信息 过少或不包含故障相关信息，对于故障特征提取来 说意义不大，反而会增加后续分析过程的负担，因 此该步骤利用相关系数准则对此类冗余信号分量 进行剔除，相关系数表达式为
1）设置 TQWT 的品质因子 Q 和冗余因子 r，
利用可调品质因子小波对原始信号进行处理，分解 层数 m 为理论允许的最大值，计算公式如下[9]：
共轭；β = 2/(Q + 1)为高通尺度因子；α = 1 − β /r 为 低通尺度因子；r 为冗余因子。 图 2 为品质因子 Q = 5、冗余因子 r = 3 时可调 品质因子小波变换的频率响应，从图中可以看出频 率响应为一个非恒定带宽的滤波器组，相邻频带并 不正交，并且随分解层数的增大，滤波器的频率中
高速旋转机械系统动力学特性分析与改进
高速旋转机械系统动力学特性分析与改进一、引言随着工业化进程的不断推进，高速旋转机械系统在现代工程中发挥着越来越重要的作用。
然而，高速旋转机械系统的动力学特性对系统的性能和稳定性有着重要影响。
因此，对高速旋转机械系统的动力学特性进行分析和改进是非常必要的。
二、动力学特性分析高速旋转机械系统的动力学特性主要包括振动现象、稳定性以及共振等问题。
1. 振动现象高速旋转机械系统在运行过程中会出现不可避免的振动现象。
这种振动不仅会降低系统的工作效率，还会对机械部件造成损伤。
因此，对振动进行分析和控制是非常重要的。
2. 稳定性高速旋转机械系统的稳定性是指系统在工作过程中是否能保持平衡状态。
若系统不稳定，会导致系统振荡甚至失衡，进而使整个系统运行不正常。
因此，对稳定性进行分析和改进对于系统的正常运行具有重要意义。
3. 共振共振是指机械系统在某个或某些特定频率下发生振动时，受到的外界激励与机械系统自身固有频率产生共振现象。
共振现象会加剧机械系统的振动幅度，甚至造成系统的破坏。
因此，对共振进行分析和控制是必不可少的。
三、改进方法针对高速旋转机械系统的动力学特性问题，可以采取以下改进方法。
1. 结构设计改进通过优化结构设计，可以降低振动噪声和提高系统稳定性。
例如，增加机械部件的刚度、减小质量偏心和采用阻尼材料等方式可以有效改善系统的动力学特性。
2. 润滑改进适当的润滑可以减少机械系统的摩擦和磨损，降低振动噪声和能量损失。
选择合适的润滑方式和润滑剂，优化润滑系统的设计，可以有效改善机械系统的动力学特性。
3. 控制系统改进优化控制系统的设计，如采用反馈控制、模糊控制和自适应控制等方法，可以提高系统的稳定性和抗干扰能力。
同时，合理设置控制参数和控制模式，可以减小系统的共振现象，降低振动的影响。
4. 材料选用改进选择合适的材料可以改善机械系统的动力学特性。
例如，选用高强度、高硬度和低密度的材料，可以提高系统的刚度和耐磨性，减小振动和疲劳损伤。
旋转机械故障特征分析表
40
40
10
10
20
80
20
25
支座结构共振
10
70
10
10
40
50
10
20
50
20
10
20
80
20
26
基础结构共振
20
60
10
10
30
40
30
10
40
40
10
20
80
20
27
压力脉动
和共振结合容易出现故障
100
30
40
30
能激励涡动
或共振
↓
30
30
40
90
10 ----外来干扰因素
90
10 --------→
90 --------→
10
20
30
50
60
20
20
20
50
10
10
10
20
10
50
10
10
15*
轴过盈配合未预紧(松弛)
40
40
10
10
40
50
10
60
20
20
90
10
10
90
16*
轴承衬套未预紧(松弛)
90 --→
10
40
50
10
80
10
10
90
10
10
90
17*
轴承箱未预紧(松弛)
90 --→
10
40
50
10
70
20
10
90
电网冲击下汽轮发电机组轴系扭振响应分析_硕士学位论文 精品
华北电力大学硕士学位论文
摘
要
随着电力系统的发展，汽轮发电机组轴系扭振问题越来越突出。电力系统 故障和运行方式改变都可能产生较大的电网冲击，激起机组轴系扭振。分析电 网冲击下的机组轴系扭振响应特性对保证机组的安全运行有十分重要的意义。 以东方 300MW 汽轮发电机组轴系扭振物理模拟机为研究对象，建立了模 拟机轴系的多段集中质量模型。对 Riccati 传递矩阵法进行了改进，采用改进后 算法和 Holzer 法计算了轴系扭振固有特性，结果与实测结果相吻合。 采用 Newmark-β增量法与 Riccati 传递矩阵法相结合求解轴系扭振响应。 针对 Newmark-β法在时间步长内的线性假设，提出消除线性累积误差的方法， 建立了轴系扭振瞬态响应求解模型，得到模拟机在几种典型电网冲击下的扭振 响应特性。分析结果表明：几种典型电网冲击均能不同程度激起轴系扭振固有 频率；在整个轴系扭振响应上，发电机转子和低压缸转子处的响应较大，而发 电机转子处最为严重；不能单纯确定哪种电网冲击引起轴系扭振的响应更大， 响应的大小与轴段位置有关，应视不同轴段具体分析。 论文分析了扭振机电系统的机、电、网各部分模型，建立扭振的机电统一 模型。利用 EMTP-RV 仿真软件进行了电网冲击下的扭振响应仿真分析，所得 响应结果与用 Newmark-β增量法和 Riccati 传递矩阵相结合的方法计算结果吻 合，为机组轴系扭振的进一步研究提供了理论依据。 关键词： 汽轮发电机组；轴系扭振；响应； Riccati 传递矩阵法； EMTP-RV 仿 真
I
华北电力大学硕士学位论文
Abstract
轴系的扭转振动
2) 两种自振频率, ωe1＜ωe2。 12 9 数值取决于转动惯量和轴段柔度。 3) 在不同圆频率下振动的振型是不同的。 在低圆频率ωe1下的振动是单节振动。 在高圆频率ωe2下的振动是双节振动,它有两个节点, 质量愈大离节点愈近,振幅愈小。
I1 + I 2 I 2 + I3 2 1) = ω 由两种简谐振动相加而成; ω 23 = e12 I1 I 2 e23 I 2 I 3
17 15
2
2
16
2. 轴系阻尼
1)柴油机阻尼 2)轴段阻尼 3)螺旋桨阻尼
Байду номын сангаас15
3.轴系的强制扭转振动特性 1) 轴系的共振 激振力矩频率f=νn 当某次简谐力矩的变化频率等于轴系的某个自振频率 时，轴系便会产生这个自振频率及振动形式下的共振 产生共振转速称临界转速 2)主临界转速与副临界转速
2 12
11
3. n 质量系统的无阻尼自由扭转振动特性
ϕ1=A1(1)sin(ωe1t+ε1)+A1(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+A1(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1) ϕ2=A2(1)sin(ωe1t+ε1)+A2(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+A2(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1) … … … … ϕn=An(1)sin(ωe1t+ε1)+An(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+An(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1)
1) 每个质量扭振均为(n-1)种简谐振动相加而成; 2) 有(n-1)个自振频率, ωe1＜ωe2＜ωe3＜…＜ωe(n-1)。单节点振动振幅 最大,多节点振动的振幅递减; 3) 有(n-1)个振型 即单节点、双节点、三节点……(n-1)节点自由 14 9 扭转振动振型。
旋转机械的振动状态信号检测与故障诊断
复 杂 旋 转机 械 中 ，往 往 一 系列 转 轴 ， 如果 出现 轴 系 对 中不
良，将 会使 各轴 承 的相 对 位置 、轴 系的 工作状 态等 都 发生 改变 ， 同时还 会 引起轴 系 固有振 动频 率 的改变 。 当发生此 类 故障 时 ，振
学术天地
Ｐ ＲＯＣＥ Ｓ Ｓ ＡＮＤ Ｄ ＥＳ Ｉ ＧＮ ・ 材 料 与设 备
旋 转机械 的振 动状 态信号检测与故障诊 断
常 家玉
（ 甘肃有 色冶金职 业技 术 学院，甘肃
金昌 ７ ３ ７ １ ０ ０ ）
【 摘 要】旋转 机械的运行状 态关 系到整个机械 设备的性 能。本文阐述 了旋转机械产生 故障的原 因，分析 了不 同类型 故障振动信 号特征 ；
ｏ ｆ ｒ ｏ ｔ ａ ｔ ｉ ｎ ｇ ｍａ ｃ ｈｉ ｎｅ ｙ ｒ ａ ｒ ｅ ｄ ｅ ｓ ｃ ｉｂ ｒ ｅ ｄ ， ｔ ｈ ｅ ｃ ｈ ａ ｒ ａ ｃ ｔ ｅ ｉｓ ｒ ｔ ｉ ｃ ｓ ｏ ｆ ｄｉ ｆ ｆ ｅ ｒ ｅ ｎ ｔ ｔ ｙｐ ｅ ｓ ｏ ｆ ｆ ａ ｕ ｌ ｔ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ｉ ｇ ｎａ ｌ ｓ ａ ｒ ｅ ａ ｎ ａ ｌ ｙｚ ｅ ｄ ， ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｐ ｒ ｉ ｎ ｃ ｉ ｐ ｌ ｅ ａ ｎ ｄ ｏ ｐ ｅ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ｔ ｅ ｐ ｓ ｏ ｆ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｄ ｉ ａ ｇ ｎ ｏ ｓ ｉ ｓ ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ ａ ｒ ｅ ｄ ｉ ｓ ｃ ｕ ｓ ｓ ｅ ｄ ． Ｆｉ ｎ ａ ｌ ｌ ｙ ， ｔ ｈ ｅ ｖｉ ｂｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｆ ａ ｕ ｌ ｔ ｄ ｉ ａ ｇ ｎ ｏ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ａ ｎ ｕ ｍｅ ｒ ｉ ｃ ａ ｌ ｃ ｏ ｎ ｔ ｒ ｏ ｌ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｔ ｏ ｏ ｌ ｉ ｓ ｔ ｅ ｓ ｔ ｅ ｄ ． Ｔ ｈ ｅ ｒ ｅ ｓ ｕ ｌ ｔ ｓ ｓ ｈ ｏ ｗ ｔ ｈ ａ ｔ ｔ ｈ ｅ ｍｅ ｔ ｈ ｏ ｄ ｈ ａ ｓ ｃ ｅ ｒ ｔ ａ ｉ ｎ ｒ ｅ ｌ ｉ ａ ｂ ｉ ｌ ｉ ｔ ｙ ．
旋转机械振动分析基础
旋转机械振动分析基础一、引言旋转机械振动是指旋转机械运行过程中产生的机械结构的振动现象。
由于旋转机械的工作原理决定了它们在运行过程中不可避免地产生振动，而过大的振动会导致机械的损坏和性能下降，因此旋转机械振动分析具有重要的工程应用价值。
本文将介绍旋转机械振动分析的基础概念和方法。
二、旋转机械振动的类型1.变速振动：由于旋转机械的传动系统存在齿轮啮合、轴承传动等机械系统，其传动系统的不平衡和不匀速会导致振动速度的变化，从而产生变速振动。
2.转子动平衡振动：旋转机械的转子由于质量轮廓不一致或者轴承刚度不平衡等原因，转子会产生不平衡力矩，从而使整个机械结构产生振动。
3.阻尼振动：阻尼振动是指由于旋转机械的结构材料存在内部摩擦、空气阻力等因素，使机械振动以一定的幅度逐渐减小并最终消失的振动。
4.外界激励振动：由于外界激励导致机械结构振动，比如由于机械运行过程中的悬挂系统、地震机械结构的振动，以及风吹草动、频率和振幅变化的源数据导致的振动。
三、旋转机械振动分析的方法和技术1.振动感知与测量：通过使用传感器，如加速度计、速度计和位移传感器等，来感知和测量旋转机械的振动状况。
这些传感器可以将振动信号转换为电信号，并通过数据采集和处理系统进行记录和分析。
2.振动特征分析：通过对振动信号进行频域分析和时域分析，可以获取机械振动的频率和幅值等特征。
其中频域分析方法常用的有傅里叶变换和功率谱分析，时域分析方法常用的有包络分析和相关分析等。
3.故障诊断与预测：通过对旋转机械振动的特征进行分析和比对，可以判断机械结构是否存在故障，并进行故障诊断。
同时，结合故障样本的统计学分析和机械振动特征的剩余寿命预测模型，可以对机械故障的发生时间进行预测。
4.振动控制与减振：通过采取振动控制的手段来减少旋转机械的振动。
常用的控制方法包括动平衡调整、减振剂和阻尼器的应用等。
四、旋转机械振动分析的应用领域1.机械设备的故障诊断与维修：通过振动分析技术，可以实时监测机械设备的振动状态，及时发现故障并进行维修，从而提高设备的可靠性和使用寿命。
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0 前 言
旋转机械 设备是现代电力 、石油 、化工 、机械加工等行业 的核心设备 , 在整个生产过程中起着 十分重要的 作用 。 由旋 转机械故障造成整个设备的非 正常停机 , 将会造成 巨大的经 济损失 。 其中 , 旋转机 械的 共振 , 是引 起故 障的主 要原 因之 一 , 长期以来备受 专家 、工程 设计 人员的 关注 。 作 为旋 转机 械轴系共振基本问题之一的 “机组轴系扭转振动固 有频率计 算 ”是机组设计不可缺少的一环 。 在跨距较大的旋 转机械如 汽轮发电机组中 , 轴系相对细长 , 轴系自振频 率较低 , 扭振问 题更加突出 。 因此 在设 计制造 中需 要对汽 轮发 电机组 等旋 转机械进行 固有 特 性分 析 , 使 其固 有频 率 避开 工作 频 率范 围 [ 1, 2] 。
的 Riccati传递矩阵法应用最为广泛 [ 7 -10] 。
2.1 Holzer法 Holzer法是轴系扭振计算 的经典 方法 。 其基 本思想 是 :
轴系无阻尼自 由振动时各集中 质量的 惯性力 矩之和为 0, 即
∑N Ji·θ· =0 。 由于 轴系做 简谐 自由振 动 , 有 θi=Θisinωt, 因
n12c越小 , 相对振动越小 。 找出 n12c最小 的相邻 质量集 中单元 进行合并 , 合并后的刚 度 Ki按 Ji/Ji+1比例分 配 , 分别串 联到 左右两边的 连接刚度上 。 转换过 程如图 2所示 , 转换后的单
元的参数 Ki′、Ji′、Ki-1′分别为
Ji′=Ji +Ji+1
Ki-1′=
对于轴段 i-1, 由于不 考虑 轴的惯 性 , 故两 端的 扭矩应
该相等 , 即 TL i =TR i-1
两端扭角 间的关系为
(8)
第 5期
唐贵基等 :旋转机械轴系扭振固有特性分析
341
θL i =θR i-1
+
Ti-1 Ki-1
将式 (8)、式 (9)写成矩阵形式为
(9)
θL = 1
,
kg/m3。
轴段的扭转刚度值等于该 轴段扭转柔度 值的倒数 , 其计
算式为
K=
GIp L
(2)
式中 , L为轴段长度 , m;Ip为截面极惯性矩 , m-4;G为材料剪 切弹性模量 , Pa。
1.2 模型简化 当轴系模 型的 自由 度 数目 很多 时 , 计 算 系统 固 有 频率
时 , 阶数较高 , 计算复杂且时间 较长 , 由 于模型在模 化时存在 误差 , 因此累积误 差较 大 。 在实 际机械 系统 中 , 机 械运 转速
{f}R i =[
S] i{e}R i, 令 {Z}i=
eR ,
fi
{e}i=θi, {f}i
=Ti, 则上式可变为
eR = U11
fi+1
U21
U12 eR U22 i fi
(12)
故
[ S] i+1
=
{f}R i+1 {e}R i+1
=
U21i +U22i[ S] i U11i +U12i[ S] i
Abstract:Thecalculationofshafttorsionalvibrationnaturefrequency, asabasicproblemofshaftresonancephenomenonof rotationmachines, isaindispensablepartintheunitsdesign.Accordingtotheinherentcharacteristics, thecorresponding programsarepreparedusingRiccatitransfermatrixandHolzermethod, andmodelreductionmethodisintroduced.Finally, adomesticsub-synchronousresonancesimulatorasanexampletoverifythemethodreductionandprogramsarecorrect. Keywords:torsionalvibrationofshafttrains;naturefrequency;riccati;holzer;modelreduction
型 。 目前 , 轴系力学模型主要有集中质 量模型和连 续质量模 型 。 其中 , 连续质量 模型比较精确 , 但是计算时占 用内存大 , 计算时间长 , 计算 高阶 频率精 度高 。 而 集中 质量模 型简 单 , 计算量小 , 计算低阶 固有频 率时 , 精 度也能 很好 地满 足工程 要求 。
末端截面 :
{e}R N+1 =θR N+1 ≠ 0,
{f}R N+1 =TR N+1 =0,
[ S] N+1
采用集中 质量模型 时 , 为了便 于计 算 , 需 要对 系统 做如 下简化 [ 3 -6] :
(1)不计轴 的质量 , 将其看成无质量的弹簧 。 (2)不考虑 轴的弯曲变形和纵向变形 。 (3)认为支 承是刚性的 。 (4)不计系 统的阻尼 。 1.1 模型建立 根据轴系 结构特点 , 将轴系离散化 , 分成 n个 扭振单元 , 以具有较大惯量的部件 中心线作为质量的中 心点 , 两相邻质 量集中点间的 连接轴段 的刚度 作为 该两集 中质 量的 连接刚 度 。 将轴系等效成如图 1所示的多段集中 质量模型 。
1 0
1 Ki-1
1
θR Ti-1
1 =
1 Ki-1
-p2Ji
1
-
p2Ji Ki-1
式中的系数矩阵称为 第 i段的传递矩阵 。
θR T i-1
(11)
要求得系统的 固有 频率和 振型 需要计 算从 第 1个 单元
到第 N个单元的 总传 递矩 阵 , 计 算量 大 , 编 程复 杂 , 故 引入
Riccati变换 ,
分析如图 3所示 。
图 3 第 i段单元受力分析
写出第 i个圆盘的动力学方程 , 有 Ji·θ· =TR i -TL i
令轴系作 简谐扭振 , 即
(4)
θi =Aisin(pt-α) 代入式 (4)得 ,
TR i =TL i -Jip2θi
(5)
θR i =θL i
(6)
用列向量
θL和
θ
本 文分别 采用霍 尔兹法 和传递矩 阵法分 析了旋 转机械 扭转振动问题 , 利用 Matlab编制 了相 应的程 序 , 并比较 了这 两种方法的精确性 。 最后 , 以某实际汽 轮发电机组 的轴系为 例 , 计算得到了该轴 系的扭 转振 动固有 频率 和振型 , 其 结果 有一定的实用价值 。
R
表示第
i个圆盘左右两端的扭角
Ti
Ti
和扭矩 , 称这些向 量为 状态向 量 。 由式 (5)、式 (6)可得 第 i
个圆盘左右两 端状态向量之间的关系为
θR =
1
0 θL
Ti
-p2 Ji 1 T i
(7)
上式中的 系数矩 阵体现 了从 第 i个 圆盘 左边 状态 到右
边状态的传递 关系 , 故称为点传递矩阵 。
34 0
汽 轮 机 技 术
第 52卷
轴段转动惯量的 计算式为
J=ρ· L· ;Ip为截 面极 惯性 矩 , m-4 。 对于 空心
轴 , Ip=3π2 (d4 -d40), d4、d40 分别 为轴内外径 ;对实心 轴 , Ip=
π 32
d4 ;ρ为轴段材料的密度
Ji +Ji+1 Ji+1
·
Ki
(3)
Ki′=
Ji +Ji+1 Ji
·
Ki
可以看出 , 该方 法比较 简单 , 可 以合并 任意 单元数 的质
量模型 , 且合并后的 扭振特 性基 本不变 , 故 对于 扭振模 型的 简化计算非常有效 。 这种简化 方法存在一定 的误差 , 对低阶
固有频率比较精确 , 但对于高阶频率 , 误差较 大 , 因 此这种简 化方法只适合于进行 轴系低阶频率的计算 。
图 2 模型转化
2 轴系扭振固有频率 的计算
轴系扭振 自由 振 动计 算包 括 固有 频 率和 振 型的 计 算 。 国内外众多学者对 扭振 自由振 动已 经作了 大量 的研究 和计 算 。 目前 , 自由振动的 算法 主要 有 Holzer法 、 Riccati传 递矩 阵法 、特征值法 、有限元法等 , 其中在 Holzer基础上 发展起来
AnalysisofTorsionalVibrationCharacteristicsoftheRotationMachinesShaftTrains
TANGGui-ji, CHENXiu-juan
(DepartmentofMechanicalEngineering, NorthChinaElectricPowerUniversity, Baoding071003, China)
第 52卷 第 5 期 2010 年 10月
汽 轮 机 技 术 TURBINETECHNOLOGY
Vol.52 No.5 Oct.2010
旋转机械轴系扭振固有特性分析
唐贵基 , 陈秀娟
(华北电力大学机械工程系 , 保定 071003)
摘要 :作为旋转机械轴系共振问题基本问题之一的 “轴系扭转振动固有频率计算 ”是机组设计不可缺 少的一环 。 根 据旋转机械轴系扭振的 固有特性的特点 , 采用 Riccati传递矩阵和 Holzer法进行计算 , 并编制了相应的程序 , 介绍了 对模型进行降阶的方法 , 最后通过对次同步谐振模拟机 轴系扭 振固有 频率和 振型的计 算 , 验证了模 型降阶 方法和 计算程序的正确性 。 关键词 :轴系扭振 ;固有频率 ;Riccati;Holzer;模型简化 分类号 :TK262 文献标识码 :A 文章编号 :1001-5884(2010)05-0339-03