旋转机械振动分析与工程应用.pptx

会计学第一节旋转机械油膜振荡故障分析
第二节旋转机械汽流激振故障分析
第一节旋转机械油膜振荡故障分析图2滑动轴承工作原理图A区内，润滑油从大截面流向小截面，流动过程中润滑油受到挤压作用而产生正压力。B区内，润滑油从小截面流向大截面，流动过程中润滑油受到扩散作用而产生负压力。负压力区内润滑油膜破裂，因此负压不可能存在，实际油压为零。润滑油压周向分布如图2（b）所示。图2（c）给出了轴向润滑油压力分布。中间位置处的油压最大，由中间向两端压力按抛物线规律减小。
图2所示的圆柱轴承只含有一个收敛油楔，因此又称单油楔轴承。如果将轴承顶部间隙减小，侧部间隙放大，圆柱轴承就变成了如图3所示椭圆轴承。（a）椭圆轴承（b）三油楔轴承
图3椭圆轴承和三油楔轴承油压分布图4所示的轴承含有多个瓦块，每一瓦块能够绕其支点摆动。由于瓦块可动，所以又称为可倾瓦。这种轴承工作时，每个瓦块能随着轴颈的
变位运动而自由调整位置，形成油楔，以适应转速、轴承负载等的变化。最大特点就是，每一瓦块的油膜力都通过轴颈中心，不会产生容易引起失稳的切向分力。二、滑动轴承油膜振荡故障机理
1、滑动轴承内油膜产生的切向力分析
分析一根不受任何载荷作用的转轴在轴承内旋转时，其轴颈中心应该位于轴承中心稳定旋转，如图5（a）所示。如果此时外界一个小的扰动使轴颈中心偏离轴承中心，如图5（b）所示，在轴承内就会形成收敛油楔，产生压力区。油膜压力合成后，会产生一个径向力和一个切向力。径向力象一个弹簧，迫使轴颈中心返回轴承中心。切向力垂直于外界干扰方向，迫使转子沿着垂直于径向偏移方向运动。一旦切向力超过系统本身的阻尼力，转轴就会产生涡动。涡动发生后，离心力增大，轴颈中心偏离轴承中心更大，所产生的切向力更大，进一步推动轴颈涡动，形成自激振动。可见，轴承内油膜产生的垂直于转子偏位方向的切向力是破坏轴承工作稳定性的根源。2、涡动频率的粗略分析
图6给出了轴颈在轴承内运动示意图。现假设轴颈中心存在涡动。当轴颈转动到图示位置时，轴颈中心有一向上的涡动速度，此时轴承下半部空间将增加。如果涡动频率较大，下半部将出现空穴，油膜破裂，这种涡动不可能存在。如果涡动频率较小，润滑油流动过程中产生的多余流量足以弥补因轴颈中心涡动而增加的空间。所以，润滑油引起的涡动频率等于转动频率的一半，又称为半速涡动和油膜涡动。
3、油膜振荡故障的发生与发展过程
油膜振荡故障大多发生在机组启动升速和超速试验过程中。机组升到一定转速时，转子产生涡动，涡动频率等于转动频率的一半。这个转速通常称为失稳转速。随着转速的升高，涡动频率随之升高，但始终保持等于转动频率的一半。油膜涡动时的振动幅值一般不大。转速升到临界转速附近时，半速涡动会被剧烈的临界共振所掩盖。越过临界转速后，油膜半速涡动重新出现。转速升至两倍临界转速时，涡动频率与转子固有频率重合，产生共振。此时，振动幅值会剧烈增加，油膜涡动发展为油膜振荡。当转速大于两倍转子临界转速后才有可能发生油膜振荡故障。至于轴承在该转速下是否发生油膜振荡，还取决于系统稳定性、阻尼等其它因素。油膜振荡不同于普通的共振，不能用提高转速的方法来消除。
典型的油膜引起的自激振动，随着转速的升高，需要经历油膜涡动和油膜振荡两个阶段。承载较轻的轴承一般首先表现为油膜涡动，然后发展为油膜振荡，两个阶段都存在。但是，这样的划分并不绝对，与轴承所承受的载荷有很大关系。承载较重的轴200承往往不经过油膜涡动阶段，而是直接激发出油膜振荡。图7给出了轻载和重载轴承升速过程中振幅随转速变化情况。（a）轻载轴承（b）重载轴承
图7不同载荷用下轴承自激振动故障的发生和发展过程三、油膜涡动和油膜振荡故障特征
油膜涡动是轴承自激振动的前期，其特点如下：
1、大多发生在两倍临界转速以下区域；
2、振幅较小、幅值可控；
3、转速变化时，涡动频率始终等于转动频率的一半。
油膜振荡是轴承自激振动的后期，其特点如下：
1、振动频率始终等于转子系统固有频率，不随转速的变化而变化。
2、油膜振荡之前，振动以工频分量为主。
3、振动具有幅值大和突发性的双重特性。临近油膜振荡时，会出现不稳定的低频振动分量，幅值时隐时现。一旦出现油膜振荡，振动幅值会在短时间（几秒钟）内剧增，而且振动幅值远大于普通强迫振动。某台发电机启动升速过程中，2600rpm附近偶尔出现不稳定的低频振动，幅值不超过20μm。低频分量出现后能够很快消失。但是当转速继续升到2750rpm时，振动在短时间内直线上升，轴承座振动幅值达到520μm。
4、只有当转速大于二倍转子一阶临界转速之后才有可能发生油膜振荡。
5、转速滞后现象。升速过程中，转速大于失稳阈值转速后出现油膜振荡。但是油膜振荡发生后，机组降速到该阈值转速时，振动并不减小。只有当转速进一步降低后，振动才会减小。升速、降速过程中油膜