第4章9-500型無極捻筒體振動分析本次測試是針對大型的剛性旋轉部件，振動成因較為復雜，因此在測試之初對設備進行了模型的建立，通過仿真得出的參考值以提升診斷的信心。同時通過研究設備動態特性，可以更好的解讀設備運轉振動模式（振型），為以后的設計工作提供依據。4.1求解固有頻率靜態下的無阻尼系統振動平衡方程： （4-1）M：等效質量K：等效剛度X：位移向量則方程的解： （4-2），：第i階振型的固有頻率：第i階振型的頻率相位角將（4-2）帶入（4-1）得 （4-3）令因振動系振幅不全為0，固有 （4-4）由（4-3）得 （4-5）令則 （4-6）是矩陣D的特征向量 初始迭代向量 （4-7）第一次迭代 （4-8）將式（4-6）帶入（4-8）得 （4-9）第二次迭代第m次迭代 （4-10）由（4-10）可知至此可得對于第二階，第三階以至于更高階次的固有頻率，可以令，這里不再贅述。迭代計算的特征是重復且有規則的計算，因此可以采用計算機計算結果，本文所用的是FFEPLUS解算器計算結果如下表4.1所示：頻率數弧度/秒赫茲秒1156.7924.9540.0400732158.5925.240.0396193386.0861.4460.0162744512.6781.5940.0122565878.85139.870.00714936892.93142.110.007036671135.2180.680.005534881226.1195.140.005124591306.8207.980.0048081101421226.160.0044216111450.2230.810.0043325121526.2242.910.0041168131528.3243.240.0041111141629.2259.30.0038566151643.2261.520.0038238161688.4268.710.0037214171711272.310.0036723181774.4282.410.003541191838292.520.0034185201853.2294.940.0033905表4.1選取了部分振型的圖像如下圖所示，詳見附件1名稱類型最小最大位移1URES:合位移 圖解 對于模式形狀: 1(數值 = 24.9545 Hz)0 mm節: 87444.798 mm節: 8981復件 筒體-算例 1-位移-位移1名稱類型最小最大位移3URES:合位移 圖解 對于模式形狀: 3(數值 = 61.4462 Hz)0 mm節: 87449.3169 mm節: 72622復件 筒體-算例 1-位移-位移3名稱類型最小最大位移5URES:合位移 圖解 對于模式形狀: 5(數值 = 139.873 Hz)0 mm節: 87447.4884 mm節: 2080復件 筒體-算例 1-位移-位移54.2求解周期激振的響應電機輸出的磁力矩是周期性變化的，假設其周期函數為，則其輸出力為 （4-11）將周期函數展開成傅里葉級數： （4-12）為傅氏系數。將振動方程進行正則化后可得出： （4-13）則其第i階有阻尼穩態響應為： （4-14）為放大因子：為相位角:由式（4-14）可知，任意階正則坐標的響應是多個具有不同頻率的激振力引起響應的疊加，因而周期性激振函數產生共振的可能性要比簡諧激振高的多。所以很難預料各個振型中哪一個振型將受到激振力的強烈影響。但，當激振力函數展開成傅里葉級數之后，每個激振頻率可以和每個固有頻率比較，從而預測出強烈振動的形式。4.3測試數據本次測試是針對管式捻股機筒體部分的測試。同樣采用了AMSsuite的數據庫路徑分析，簡化了測試流程，同時采集了2種不同情況下的數據，對診斷的準確性有了提升，測點安排見圖14.采集部位主要是軸承的支承架，采集了水平和軸向的振動數據。本次測試同時運用到了高級分析，停機過程峰值相位，以便更好的判斷主振型的頻率和模式。圖14測試位置B1B3B5Horizontal0.744mm/s1.954mm/s0.94mm/sAxial0.778mm/s1.804mm/s0.692mm/s表4.2較早時測試數據測試位置B1B3B5Horizontal0.8418mm/s2.6018mm/s1.4240mm/sAxial1.1102mm/s1.2368mm/s0.6605mm/s表4.3最后測試的數據4.4分析參數首次測試由于是第一次試車轉速未設置過高，約為300r/min，則其1TS=5HZ.稍后的測試在調整的基礎上提高了轉速，其1TS=6.5 HZ.由于初次測試的轉速未達到額定轉速，所以本次分析采用第2次測試數值分析4.5分析結果4.5.1中段支承座測點分析從測試的數據看振動主要的來源是B3測點即筒體中間段的支承架，其值超過了ISO2372的許用值，因此首要分析。由圖15可知其主要振動頻率13.07HZ，約為參數值得2倍，可以判斷筒體中間不位，可能存在一定程度的不對中。4.5.2前后端支承座測點分析觀察B5圖像圖16可以發現，其振動頻率的分布較廣，幅值也較B1測點高。同時從測試數值（圖17）可知B1A的振動值要高于B5A。尤其結構和受力情況可以判斷B1實際上受到了中段對中的影響，又其裝配固定前段是驅動源，影響結果轉化成對筒體軸向的振動。B5同樣受到了B3的影響，且由于其處于真個設備的末端，沒有后續的結構可以分離器振動量，在驅動源對整個設備的影響過程中個頻率會相互影響，或是卷積或是調制，會激發設備的固有頻，此結論由4.1和4.2可知，因此末端筒體的振動頻率分布較廣，且有一定數值的主振型顯示出來。同時又由于其相對驅動源比較遠，考慮到設備阻尼的影響其振動值不會過高。4.5.3軸承故障分析考察軸圈的故障頻率通過分析其peakvue未發現有故障頻率出現，見圖18.4.6成因分析及解決方案4.6.1成因分析同過現場的觀測可以發現，中段的支承座確實有一定的渦動結合4.5分析判斷是中段的筒體有不對中的情況出現，前后端的支承做受到了中段不對中的影響，前段由于是受控端起軸向振動較高，后端是自由端且能量集中，但振動受整體阻尼的影響振動幅度較小但頻率分布較廣。4.6.2解決方案此不對中情況涉及到諸多的問題，有筒體裝配面形位公差原因