旋转机械中带传动的振动分析
旋转机械振动分析案例 ppt课件
d.保持架故障： f (Hfz0 ) { fi [1 d (cos) / D] fo[1 d (cos) / D]} / 2
式中：
n径-滚、动α-体接数触、角f、r-内ffi0、外f环o12几相f分r (对1别转为Dd速内co频外s率环) 、转d速-滚频动率体，直二径者、方D向-节一圆致直
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波形出现“削顶”
丰富的高次谐波
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滚动轴承故障的振动诊断及实例
1. 滚动轴承信号的频率结构 滚动轴承主要振动频率有：
（1）通过频率 当滚动轴承元件出现局部损
伤时（如图中轴承的内外圈或 滚动体出现疲劳剥落坑），机 器在运行中就会产生相应的振 动频率，称为故障特征频率， 又叫轴承通过频率。
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该机组自1986年1月30日以后，测点③的振 动加速度从0.07g逐渐上升，至6月19日达到 0.68g，几乎达到正常值的10倍。为查明原因， 对测点③的振动信号进行频谱分析。
轴承的几何尺寸如下： 轴承型号：210； 滚动体直径：d＝12.7mm； 轴承节径：D＝70mm； 滚动体个数：z＝10； 压力角：＝00。
um P－P
H
85
30
V
15
6
A
28
28
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振动信号所包含的主要频率成分都是奇数倍转频，尤以3倍 频最突出。另外，观察其振动波形振幅变化很不规则，含有 高次谐波成分。根据所获得的信息，判断汽轮机后轴承存在 松动。
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停机检查时发现汽轮机后轴承的一侧有两颗 地脚螺栓没有上紧，原因在于预留热膨胀间隙过 大。后来按要求旋紧螺母，振幅则从85μm下降 至27μm，其余各点的振动值也有所下降，实现 了平稳运行。
第二章 旋转机械振动分析基础汇总
第二章 旋转机械振动分析基础振动在设备故障诊断中占了很大的比重，是影响设备安全、稳定运行的重要因素。
振动又是设备的“体温计”，直接反映了设备的健康情况，是设备安全评估的重要指标。
一台机组正常运行时，其振动值和振动变化值都应该比较小。
一旦机组振动值变大，或振动变的不稳定，都说明设备出现了一定程度的故障。
第一节 振动分析的基本概念振动是一个动态量。
图2.1所示是一种最简单的振动形式——简谐振动，即振动量按余弦或正弦函数规律周期性地变化，可以写为()ϕω+=t A y sin （3-1）f πω2=；Tf 1= 试中，y 振动位移；A 振动幅值，反映振动的大小；ϕ振动相位，反映信号在t=0时刻的初始状态；ω为圆频率；f 为振动频率，反映了振动量动态变化的快慢程度；T 为周期。
图2.1简谐振动波形图2.2给出了三组相似的振动波形：图2.2（a ）为两信号幅值不等，图2.2（b ）为两信号相位不等，图2.2（c ）为两信号频率不等。
可见，为了完全描述一个振动信号，必须知道幅值、频率和相位这三个参数，人们称之为振动分析的三要素。
（a）幅值不等；（b）相位不等；（c）频率不等图2.2 三组相似的振动波型简谐振动时最简单的振动形式，实际发生的振动要比简谐振动复杂的多。
但是根据付立叶变换理论知道，不管振动信号多复杂，都可以将其分解为若干具有不同频率的简谐振动。
图2.3 付立叶变换图解旋转机械振动分析离不开转速，为了方便和直观起见，常以1x表示与转动频率相等的频率，又称为工（基）频，分别以0.5x、2x、3x等表示转动频率的0.5倍、2倍、3倍等相等的频率，又称为半频、二倍频、三倍频。
采用信号分析理论中的快速傅立叶变换可以很方便地求出复杂振动信号所含频率分量的幅值和相位。
目前频谱分析已成为振动故障诊断领域最基本的工具。
频谱分析所起的作用可以概括为以下两点：1）特定故障的频率特征具有必然性。
例如，转子不平衡的频率为工频，气流基振和油膜振荡等故障的频率为低频，电磁激振等故障为高频。
带传动理论 带传动的动力学分析 机械振动
U = K r 1 θ1 − r 2 θ2
2
应用 Lagrange 动力学方程，则带传动系统的运动微分方程为
2 I1 θ1 + k l r1 θ1 − 2k l r1 r2 θ2 = 0 2 I2 θ2 − 2k l r1 r2 θ1 + 2k l r2 θ2 = 0
B2 B1
=
2 2kl r 2 2 −ω I 2
2kl r 1 r 2
(21) 2 当ω2 n1 = p1 = 0,
B2 B1
=
r1 r2
= λ1
2 r2 1 I 2 +r 2 I 1
(22)
2 当ω2 n2 = p2 = 2k l B2 B1 I1 I2
时，
= − I 1 r 2 = λ2
2 1
I r
y 0,t −y l,t l
l−x =
y(0,t) l
l− x +
y (l,x) l
x
(a)
dx
F
θ + x
θ
F
(b) 图 3 带传动横向振动的力学模型
因此 y x, t = y ∗ x, t + yz x, t = y ∗ x,t +
l−x l
e1 sin ωt + l e2 sin( i t + φ)
(4)
a − p2 X1 − bX2 = 0 (5) −fX1 + e − p2 X2 = 0 式(4)在任何瞬时都满足方程(3)，即式(4)是微分方程(3)的解。当X1 =X2 =0 时，条 件(5)显然成立，但这只代表振系的平衡情况，不代表任何振动情形。要使X1 与X2 有非零解，式(5)的系数行列式必须等于零，即 a − p2 −b 2 ∆= e − p2 − bf = 0 (6) 2 = a−p −f e−p 或者 p4 − a + e p2 + ae − bf = 0 (7) 2 2 这是p 的二次式，称为振系的频率方程，p 的两个根为 p2 1,2 =
机械传动系统中的强迫振动控制
机械传动系统中的强迫振动控制一、引言机械传动系统是工业生产中常见的一种设备，广泛应用于各个领域。
然而，在机械传动系统的运行过程中，往往会出现振动问题，这不仅会影响设备的正常运行，还会加速设备的磨损，减短设备的使用寿命。
因此，对于机械传动系统中的强迫振动进行控制是至关重要的。
二、机械传动系统中的强迫振动原因强迫振动是指机械传动系统在受到外界激励作用下而产生的一种不稳定振动现象。
在机械传动过程中，强迫振动主要有以下几个原因：1.不平衡质量：传动系统中的某些部件存在质量不平衡的情况，当这些部件旋转时，就会产生一定的离心力，从而引起系统的振动。
2.齿轮啮合：在齿轮传动中，由于齿轮的精度、配合间隙等问题，会导致齿轮啮合时产生振动和噪声。
3.轴承故障：轴承是机械传动系统中重要的部件之一，当轴承出现故障时，会引起系统的不稳定振动。
三、机械传动系统中强迫振动的危害强迫振动对机械传动系统产生的危害主要表现在以下几个方面：1.降低传动效率：强迫振动会使机械传动系统受到外界激励，振动能量会损耗部分机械能，从而导致传动效率降低。
2.增加噪声：强迫振动会引起机械传动系统的噪声，给周围环境和使用者带来不适。
3.加剧磨损：振动会增加机械传动系统内各部件之间的相对运动，从而加剧部件的磨损和疲劳。
四、强迫振动控制方法为了控制机械传动系统中的强迫振动，可以采取以下几种控制方法：1.通过改变结构来控制振动：对于槽型齿轮传动等结构，可以通过改变传动结构，选择更好的齿轮精度、增加配合间隙等方法来控制振动。
2.使用减振装置：通过在传动系统中引入减振装置，如减振器、减振器、减震垫等，可以有效地抑制振动传递，减少传动系统的振动。
3.精确平衡：对于不平衡质量引起的振动问题，可以采取平衡校正的方法，通过调整和平衡不平衡质量，降低振动的发生。
4.提高轴承精度：对于由于轴承故障引起的振动问题，可以通过提高轴承的装配精度，选择合适的轴承材料和润滑方式，来降低系统的振动。
旋转机械振动及频谱分析
旋转机械振动及频谱分析
旋转机械振动是指由于旋转机械内部的不平衡、错位、传动链条松弛
等原因引起的振动现象。
这种振动不仅会影响机械设备的正常运行，还会
对设备的寿命和工作效率产生不利影响。
因此，对旋转机械振动进行频谱
分析是非常重要的。
频谱分析是振动分析中最常用的一种方法，它将振动信号分解为不同
频率的成分，并通过频谱图来表示。
在旋转机械振动的频谱分析中，通常
使用傅里叶变换将时域信号转换为频域信号。
通过频谱分析，可以获得机
械振动信号的频率、振幅和相位等信息。
另外，频谱分析还可以判断机械振动是否超过了允许范围。
在设备正
常工作时，机械振动通常都是存在的，但是如果振动超过了设备的允许范围，则可能会导致机械的故障和损坏。
通过频谱分析，可以将机械的振动
信号与设备的允许范围进行对比，及时发现问题并采取相应的修复措施。
在进行频谱分析时，需要注意一些技术和操作细节。
首先，要选择合
适的传感器和采样频率，以确保采集到准确可靠的振动信号。
其次，还需
要选择合适的频谱分析方法和工具，以确保分析结果的准确性和可靠性。
最后，还需要对分析结果进行合理解读和判断，以及采取相应的修复措施。
旋转机械振动分析案例ppt
案例分析与结论：对案例进行分析，包括对振动信号的特征提取、原因诊断和解决方案等 ，并得出结论。
研究成果与展望
研究成果展示
展示旋转机械振动分析案例的研究成果，包括所取得的实验 结果、数据分析方法和结论等。
采用振动隔离和减震技术
总结词
采用振动隔离和减震技术
详细描述
采用振动隔离和减震技术可以有效地减少机械振动对周围环境和设备本身的影响。这包括使用弹性支承、阻尼 材料和减震器等措施。
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案例总结与展望
案例总结
案例背景介绍：介绍旋转机械振动分析案例的相关背景，包括旋转机械的应用领域、案例 的来源和目的等。
通过数学建模，可以求解振动系统的稳态和瞬态响应，为后续的振动分 析和控制提供依据。
旋转机械振动问题的仿真模型
01
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旋转机械振动问题的仿真模型是通过 计算机模拟来再现旋转机械的振动现 象。
该模型基于力学和数学模型，通过数 值计算方法求解振动系统的动态行为 。
通过仿真建模，可以在计算机环境中 模拟振动系统的性能，预测不同条件 下的振动响应，为优化和控制提供支 持。
的重要基础设施。
旋转机械的稳定性和可靠性对 于生产Leabharlann 全和经济效益具有重要意义。
旋转机械振动问题的定义
旋转机械振动是指机械设备在旋转过程中产生的偏离平衡位置的位移或速度变化 。
振动可能导致设备部件的疲劳、磨损和性能下降，甚至引发重大事故。
旋转机械振动问题是一个复杂的技术难题，涉及机械、力学、电气等多个学科领 域。
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带传动的受力分析及运动特性
带传动的受力分析及运动特性传动是指通过机械装置将动力或运动传递到其他部件的过程。
在工程中，传动系统通常用于将动力从一个地方传递到另一个地方，并且提供所需的力，扭矩或速度。
传动系统有助于构建复杂的机械装置，并将输入和输出的动力和运动特性相互匹配。
带传动是一种常见的传动方式，它通过一根或多根带子将动力传递到其他部件。
带传动具有以下几个特点：1.动力传递：带传动能够将旋转动力从一个轴传递到另一个轴上。
通过张紧或松弛带子，可以调整传递的功率和速度。
2.扭矩传递：带传动还能够传递扭矩，即转动力矩。
带子的张力越大，传递的扭矩越大。
3.速比调整：通过改变带子的直径或使用不同直径的滚轮，可以调整带传动的速比。
这样可以在需要时增加或减小输出轴的速度。
4.隔振性能：带传动能够吸收和隔离一些机械振动，从而减少对整个机械系统的影响。
这对于要求平稳运行的机械设备尤为重要。
5.简化设计：相比其他传动方式，带传动具有简单的设计和安装过程。
带子的材料选择丰富，可以根据不同需求选择适当的带子。
带传动的工作原理是通过将动力从一个驱动轴传递到带子上，然后再将其传递到从轴或其他机械部件上。
传动的力分析是确定带子和滚轮上的受力分布，以保证传动的稳定性和有效性。
在带传动中，带子受到张力的作用，并贴紧在滚轮上。
当带子与滚轮接触时，传动力会使带子跳跃或滑动，这会导致一些能量损失。
传动系统的损失主要包括弯曲损失，弯曲挠度损失和摩擦损失。
弯曲损失是由于带子在弯曲过程中发生的能量损失，而弯曲挠度损失是带子由于挠度而发生的额外能量损失。
摩擦损失是由于带子与滚轮接触而产生的能量损失。
为了最大程度地减少能量损失，需要正确选择带子的材料和尺寸，并保持带子与滚轮的适当接触。
此外，还需定期检查和维护带传动系统，以确保其正常工作。
带传动的运动特性主要取决于带子和滚轮的尺寸和特性。
带子的宽度、长度、材料和抗滑性能会影响传动的精度和效率。
滚轮的直径和形状也会影响传动的速比和扭矩传递能力。
旋转机械振动监测和分析
第23卷 第1期2010年3月燃 气 轮 机 技 术GAS TURB I NE TECHNOLOGYV o l 23 N o.1M ar.,2010旋转机械振动监测和分析郑月珍(南京汽轮电机(集团)有限责任公司,南京 210037)摘 要:本文介绍旋转机械振动监测和设备故障诊断的意义、旋转机械的常见振动问题和振动测量的原理及测试方法。
最后介绍我公司研制开发的以计算机为核心的旋转机械振动监测和分析系统的主要功能。
关 键 词:机械振动;轴振动;频谱分析;故障诊断中图分类号:O329 文献标识码:A 文章编号:1009-2889(2010)01-0039-061 振动状态在线监测及预测维修旋转机械的振动监测是设备运转状态监测的重要组成部分。
随着生产技术的发展,一种以状态监测为基础的故障诊断和预测技术得到推广与应用。
这种技术的发展,将使设备的维修方式从传统的 事故维修 和 定期维修 过渡到 预知性维修 ,从而大大提高设备的年利用率,减少停机维修时间,降低维修费用,同时也减少了备件库存量。
此外,旋转机械的振动测试技术也是转子现场动平衡和转子动力特性试验研究不可缺少的手段。
近十年来,我国振动状态监测技术得到了重视和研究,在关键设备上配备了监测仪表或监测系统。
例如从国外引进的燃气轮机发电机组都安装了振动保护系统。
对国内制造的200MW、300MW和600MW汽轮发电机组的仪表设计工作正在选择相应的振动保护系统与主机配套。
国内原有的电站设备已逐渐安装机械保护系统及准备安装机械保护系统。
2 旋转机械振动测试概要旋转机械振动测试的主要对象是一个转动部件 转子或转轴,在进行振动测量和信号分析时,也总是将振动与转动密切结合起来,以给出整个转子运动的某些特征。
2.1旋转机械的振动问题转子是旋转机械的核心部件。
通常转子是用油膜轴承、滚动轴承或其它类型轴承支承在轴承座或机壳、箱体及基础等非转动部件上,构成了所谓的 转子 支承系统 。
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旋转机械中带传动的振动分析
SpectraQuest Inc.
8205 Hermitage Road
Richmond, VA 23228
摘要：带传动在各种动力传动中应用广泛。
对于传送带不正确的安装和维护将对机器的运行和老化产生巨大的影响。
广泛使用振动特征来研究带传动的故障。
本文给出了由两个传送带驱动系统的实验结果，包括带张紧状态、运行速度、带轮的偏心度以及未校准等情况。
结果表明：偏心带轮将产生调幅和较大的振动，带轮的偏心很容易使传送带达到固有频率。
同时，偏心对振动特征的影响并不明显。
实验装置和过程
实验装置
本实验中用到的实验器材包括：SpectraQuest公司的机械故障仿真器(MFS)，两个A42 V 的传动带，装有VibraQuest数据采集和分析软件的笔记本，SpectraPad的便携式数据采集器，两个PCB加速度计，Wilcoxon三轴的加速度计。
图1给出了MFS和加速度计以及结构的配置。
图1 实验装置
两个单轴的加速度计分别安装在外侧轴承座上的水平方向和竖直方向。
三轴加速度计安装在轴承座基座的顶部，通过轴连接着带轮。
图1中的数字代表在数据获得系统上的通道数。
带传动的传动比是2.56。
实验过程
首先，记录下不同的转子速度和不同的张力下的基线数据。
然后在驱动带轮上加入未校准的补偿量，并且在相同的速度和张力下记录数据。
最后，用另一个偏心带轮代替驱动带轮并在相同的速度和张力下记录数据。
在偏心带轮测试中，通过慢慢增加转子的速度观察传送带的共振数据。
数据记录的频率上限是2000Hz，每次记录时间是8s。
两个被测试的转子的速度分别是20Hz 和40Hz。
注意这些数据可以从电机控制器读出，但是由于控制器存在误差，实际速度与读数有所偏差。
通过旋转螺钉改变两个带轮的中心距，调节传送带的张力。
两个带轮的张力的高低是由手感决定的。
结果和讨论
本节显示的数据是时域和频域的原始数据。
基准数据
图2中给出了在张力较大的状态下外轴承座的水平方向上得到的加速度数据。
图2(a)和(b)是在20Hz的速度下运行的。
图2(c)和(d)是在40Hz的速度下运行的。
首先从图2中可以看到在40Hz速度下运行的振幅要比在20Hz速度下运行的振幅大。
图2(a)和(c)是时间间隔为0.1s时域数据。
并非随意地选择了0.1s的间隔，转子以20Hz的速度运行，每0.1s大约转两转；转子以40Hz的速度运行，每0.1s大约转四转。
从图2(a)和(c)的波形图看出，很难区分驱动轴每转的周期特征。
仔细观察图2(b)和(d)可知，峰值一般出现在驱动轴的周期频率和谐波频率处。
图2(d)中在120Hz处的振幅极高，可以推测传送带的固有频率就在附近。
图2中给出了在张力比较小的状态下外轴承座的水平方向上的加速度数据。
与张力较大情况类似，速度为40Hz的振幅高于20Hz的振幅。
从图3(a) 和(c)看到，仍然很难区分驱动轮一周内的周期特征。
然而，从图3(b)和(d)中看出，驱动轴每转的频率频谱和它的谐波分组频率频谱不是很清楚。
仔细比较图3(b)和(d)与图2(b)和(d)可看出，在振动频谱中有剧烈的振动，其对应的最大峰值的频率有所下降。
另外，从这几幅图的比较中可知，不管在张力高还是低的状态下，对不同的速度最高峰值的频率彼此吻合。
因为在图3(b)和(d)与图2(b)和(d)中唯一改变的参数是带的张力，所以此带的张力就是振动峰值频率产生的波动的原因，而带的张力最有可能影响的因素是带的固有频率。
图3(b)和(d)与图2(b)和(d)中的最高频率并不受速度影响，而受带的张力的影响，由此可知峰值频率和带的固有频率有关。
图2 通道1的基线数据（高张力）
图4和图5分别给出了在张力高、低两种状态下的三轴加速度计在水平方向上的加速度数据。
图4和图2区别不大。
然而，图4（b）中最高峰值在60Hz处，而在图2（b）中最高峰值出现在120Hz 处。
虽然三轴加速度计安装在连接驱动轮的轴承座的顶部，但是，得不到驱动轮在频域内每转和它的谐波分量。
图3 通道1 的基线数据（低张力）
比较图5(d)和图3(d)，不难看出在驱动带轮附近安装的加速度计的振幅在频域内很低。
图5(d)的主要分量是60Hz。
比较图5(d)和图4(d)，可以知道带的张力造成了驱动带轮附近的振幅迅速减小。
原因是驱动带轮造成的振动由于带轮的张力较低不能传递到被驱动带轮上。
图4 通道4的基线数据（高张力） 偏心数据
在驱动带轮上引进40/1000英尺的偏心量。
即使在基准测试中，皮金法角偏差被无意地引入，不过也无法避免，因为驱动轮和被驱动轮在带的张力下都会发生偏离。
当张力足够大时，由张力造成的错位数据就不可忽略。
至少在本实验中，有张力造成的错位和人为引入的错位有相同的效果。
图6给出了轴承座外侧在40/1000英尺补偿偏移量时水平方向的加速度数据。
和预期一样，图6和图2相似。
本实验中引进的偏移量很小，以至于振动分析无法检测出来。
图5 通道4的基线数据（低张力） 偏心带轮的数据
用偏心带轮代替正常的带轮，在速度和张力不变的情况下进行试验。
图7和图8分别给出了在张力大、小两种状态时轴承座外侧在水平方向上的加速度数据。
从图7和图8中可以很明显看出，在波形中能区分出驱动轮每转的信号，尤其在转速为40Hz 的时候。
在图7(c)和图8(c)中，很容易看到4个循环的波形。
比较图7(b)(d)和图2(b)(d)，图8(b)(d)和图3(b)(d)，可知驱动轮的每周的信号成为振动频谱的主要分量，尤其在张力较小的时候。
仔细观察图8(d) 和图3(d)可知在偏心带轮的120Hz 出的峰值并没有像在正常实验中那样移动。
具体的原因尚不明确，需要进一步研究。
图6 通道1的偏移数据（张力较大）
图7 偏心带轮通道1的数据（张力较大）
共振数据
实验中使用偏心带轮很容易使传送带达到其固有频率。
图9给出了一些共振数据。
图9(a)和(b)给出了传送带底部处于共振时的数据。
图9(c)和(d)给出了传送带顶部处于共振时的数据。
图9(e)和(f)给出了另一个传送带顶部处于共振时的数据。
由于传送带底部的张力低于顶部的张力，因此传送带底部发生共振的频率较低。
造成两个传送带顶部共振频率的差异的原因是这两个传送带之间的张力不同，而传送带的固有频率是由传送带的张力决定的。
本实验中确定的固有频率和前面进行的铁锤实验获得数据是一致的。
总结和结论
在两个带轮的传动系统中，本实验研究了传送带张紧程度、速度、带轮的偏心度和错位情
况对振动特征的影响。
对偏心轮造成的传送带共振在实验中进行了观察。
图8 偏心轮的通道1的数据
本实验总结如下几点：
带轮的偏心效应对振动特征有很大影响。
虽然振幅随带轮的偏心增长不是很快，但是带轮的偏心将造成很强的调幅。
带轮的偏心很容易激发带轮的固有频率。
当带轮的顶部共振时，将会增加机器的振动级别。
然而，当带轮底部发生共振时，机器振动不是很明显。
带轮的张力对于机器振动特征的影响很大。
随着带轮张力的增加，振动频谱将移向较高的频率区域内。
原因可能是：1）增加带轮张力时，整个机械结构加强了；2）增加带轮的张力时，带轮本身的固有频率也提高了。
未来工作
带轮的错位是否造成轴向的振动现在存有争议。
三轴加速度计轴向采集的数据需要进一步核对。
而且，需要在轴承座外侧的轴向方向安装一个单轴加速度计来采集数据。
需要开发一种可以计算传送带顶部和底部的张力的分析方法，给实验发现提供理论支持。
图9 通道1的共振数据（低张紧力）。