基于labview转子轴心轨迹测量与识别系统开发毕业设计(编辑修改稿)

基于labview转子轴心轨迹测量与识别系统开发毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

的振动，其特征为：机组振幅随机组负荷变化较明显 (4)因机组轴线曲折、紧固零部件松动、机组对中心不准、推力轴承调整不良所引起的机组振哈尔滨理工大学学士学位论文 7 动，其特征为：机组在空载低转速运行时，机组便有明显振动。 转子振动 的基本特征 转子正常工作，即转子在无故障状态，具体说是转子处于平衡状态、对中情况良好、转轴截面的径向刚度相等、转轴与机壳之间无摩擦等条件下 的状态，在此情况下，转子运动不受干扰。 频率成分以一倍频为主，混有少量噪声成分。 理想轴心轨迹为圆形，但由于实际上不平衡总是存在的，轴心轨迹往往是椭圆形。 正常情况下的轴心轨迹与不平衡的轴心轨迹在形状上相同，但正常情况下的振幅比不平衡时要小的多。 旋转机械的主要部件是转子，其结构形式虽然多种多样，但对一些简单的旋转机械来说，为分析和计算方便，一般都将转子的力学模型简化为一圆盘装在一无质量的弹性转轴上，转轴两端由刚性的轴承及轴承座支承。 该模型称为刚性支承的转子，对它进行分析计算所得到的概念和结论用于简单的旋转机械是 适用的。 由于做了上述种种简化，若把得到的分析结果用于较为复杂的旋转机械时不够精确，但基本上能够说明转子振动的基本特性。 图 21 单圆盘转子 大多数情况下，旋转机械的转子轴心线是水平的，转子的两个支承点在同一水平线上。 设转子上的圆盘位于转子两支点的中央，当转子静止时，由于圆盘的重量使转子轴弯曲变形产生静挠度，即静变形。 此时，由于静变形较小，对转子运行的影响不显著，可以忽略不计，即认为圆盘的几何中心 O’与轴线 AB上 O点重合 ,如图 21所示。 转子开始转动后，由于离心力的作用，转子产生动挠度。 此时转子有两种运 动：一种是转子的自身旋转，即圆盘绕其轴线 AO’B的转动；另一种是弓形转动，即弯曲的轴心线 AO’B与轴承联线 AOB组成的平面绕 AB轴线的转动。 这时，圆盘的中心 O’在相互垂直的两个方向上，以某一频率做简谐振动。 一般情况下，两个方向的振幅不相等，因此圆心 O’的轨迹为椭圆，O’的这种运动是一种涡动或进动。 转子的涡动方向与转子的转动角速度同向时，称为正进动；反向时，称为反进动。 由于有转子正进动和反进哈尔滨理工大学学士学位论文 8 动的存在使得的轴心轨迹具有较复杂的形状。 一般情况下，当非同步涡动的角速度与转子角速度的关系为整数比时，轴心轨迹仍将是一 条封闭的曲线，否则轴心轨迹不是封闭的。 常见故障原因及轴心轨迹的特征 转子不平衡 引起振动的原因是多方面的 ,但转子的不平衡是引起机器振动的主要原因之一。 转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。 据统计，旋转机械约有一半以上的故障与转予不平衡有关。 因此，对不平衡故障的研究与诊断也最有实际意义。 造成转子不平衡的具体原因很多，主要有：结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀，受热不均匀，运行中转子的腐蚀、磨损、结垢、零部件的松动和脱落等。 按发生 不平衡的过程可分为原始不平衡、渐发性不平衡和突发性不平衡等几种情况。 按其机理又可分为静失衡、力偶失衡、准静失衡、动失衡等四类。 转子的不平衡故障包括：转子质量不平衡、转子初始弯曲、转予热态不平衡、转子部件脱落、转子部件结垢、连轴器不平衡等，不同原因引起的转子不平衡故障规律接近，但也有各自的特点。 转子的不平衡故障会产生许多不良后果，首先会引起转子的弯曲和内应力进而引起转子疲劳甚至断裂。 其次会引起机器的振动与噪声，加速机械零件的磨损。 由质量不平衡引起的转子不平衡的振动特征有 (1) 轴心轨迹为椭圆，如图 22所 示 图 22 转子不平衡轴心轨迹 (2) 振动的时域波形近似为正弦波 ； (3) 频谱图中，能量主要集中在基频并有较小的高次谐波； (4) 其进动特征为正进动。 哈尔滨理工大学学士学位论文 9 转子不对中 大型机组通常由多个转子组成，各转子之间用连轴器联接构成轴系，传递运动和转矩。 由于机器的安装误差、工作状态下热膨胀、承载后的变形以及机器基础的不均匀沉降等，有可能会造成机器工作时各转子轴线之间产生不对中。 具有不对中的故障转子系统在其运行过程中将产生一系列有害于设备的动态效应，如引起机器连轴器偏转、轴承早期损坏、油膜失稳、轴弯曲变形等，导致机器发生异常振动，危害极大。 转子不对中包括轴承不对中和轴系不对中两种情况。 轴径在轴承中偏斜称为轴承不对中。 机组各转子之间用联轴节连接时，如不处在同一直线上，就称为轴系不对中。 轴系不对中又分为平行不对中、角度不对中和综合不对中三种情况。 不对中的作用就像转子上有一个不定向的预载荷，容易引起轴向振动。 当转子存在不对中故障时，具有以下特征： (1) 转子径向振动出现二倍频，以一倍频和二倍频分量为主，随着不对中的情况加重，二倍频所占的比例增加； (2) 典型的轴心轨迹为香蕉形，正进动。 二倍频增加的过 程中相应的轴心轨迹 从香蕉型变为 “ 8” 字形，如图 23所示； 图 23 不对中故障轴心轨迹 (3) 连轴器不对中时轴向振动较大，振动频率为一倍频，振动幅值和相位稳定 ， 轴承不对中时径向振动较大，有可能出现高次谐波，振动不稳定 ； (4) 振动对负荷变化敏感。 转子弯曲 转子弯曲与不平衡相似，但是两者是有区别的，质量不平衡是指各横截面的质心连线与几何中心连线存在偏差。 而转子弯曲是指各横截面哈尔滨理工大学学士学位论文 10 的几何中心连线与旋转轴线不重合，二者都会使转子产生偏心质量，从而使转子产生不平衡振动。 转子弯曲故障的轴心轨迹一 般为香蕉型与不对中故障相似但是其轴心轨迹不会因为二倍频分量的增加而变为“ 8”字形，轴心轨迹如图 24所示 图 24 转子弯曲轴心轨迹 转子弯曲有永久性弯曲和临时性弯曲两种情况。 转子永久性弯曲和转予临时性弯曲与转子质量偏心基本相同。 其不同之处是，具有转子永久性弯曲故障的机器，开机启动时振动就较大：而转子临时性弯曲的机器，则是随着开机升速过程振幅增大到某一值后有所减小。 转子碰磨 随着机组参数的不断提高，动静间隙的不断减小，以及运行过程中不平衡、不对中、热弯曲等的影响，经常发生转子碰摩故障。 在 国产 20万千瓦气轮发电机组中，已有多台因动静碰摩而造成转子弯曲的严重事故。 根据摩擦部位的不同，碰摩分为两种情况，转子外缘与静止件接触而引起的摩擦，成为径向碰摩；转子在轴向与静止件接触而引起的摩擦，成为轴向碰摩。 从不同的角度，摩擦还可以分为局部摩擦和全周摩擦；早期、中期和晚期碰摩等。 碰摩是一个复杂的过程，从机理上分析，碰摩振动对转子有以下几方面的影响： (1) 直接影响转子的运动可以分为自转和进动两种形式。 摩擦对自转的影响在于附加了一个力矩，因此，在转子原有力矩不变的条件下有可能使转子的转速发生波动。 至于进 动，由于摩擦力的干预可能使正进动转化为反进动，特别是全周摩擦，常常产生所谓的“干摩擦”现象，从而引起自激振动，影响转子的正常运行，甚至损坏机组。 (2) 间接影响摩擦的作用使动静部件相互抵触，相当于增加了转子的支撑条件，增大了系统的刚度，改变了转子的临界转速及振型，且这种哈尔滨理工大学学士学位论文 11 附加的支承是不稳定的，所以可能引起不稳定的振动和非线性振动。 (3) 冲击影响局部碰摩除了摩擦作用外还会产生冲击作用，其直观效应是给转子施加了一个瞬态的激振力，激发转子以固有频率作自由振动。 虽然自由振动是衰减的，但由于碰摩在每个旋转周期内都 产生冲击激励作用，在一定的条件下有可能使转子振动成为叠加自由振动的复杂振动。 (4) 热变形摩擦引起的热变形可能引起转子弯曲，加大偏心量，使振动加大。 转子碰摩的定量分析比较困难。 一般来说，转子与静止件发生碰摩时，转子受到静止件的附加力作用，它是非线性和时变的，因此使转子产生非线性振动，在频谱图上表现出频谱成分丰富，不仅有工频，还有高次和低次的谐波分量，当摩擦加剧时，这些谐波分量的增长很快。 转子碰磨的故障特征有： (1) 转子失稳前频谱丰富，波形畸变；轴心轨迹不规则变化，正进动； (2) 转子失稳后波形严重 畸变或削波，轴心轨迹发散，反进动； (3) 轻微摩擦时同频幅值波动，轴心轨迹带有小圆环，如图 25(a)所示。 (4) 碰摩严重时，各频率成分幅值迅速增大，轴心轨迹附加的小环也增加，如图 25(b)所示。 (5) 系统的刚度增加，临界转速区展宽，各阶振动的相位发生变化。 (6) 工作转速下发生的轻微摩擦振动，其振幅随着时间缓慢变化 t相位逆转动方向旋转。 (a) (b) 图 25 转子碰磨轴心轨迹 油膜震荡 油膜轴 承因其承载性好，工作稳定可靠、工作寿命长等优点 ， 在各种机械、各个行业中都得到了广泛的应用。 采用流体膜润滑轴承的目的主要是减少摩擦与磨损，但轴承油膜对转子振动特性有很大影响。 油膜振荡是轴颈带动润滑油高速流动时，高速油流反过来激励轴颈，使其发生强烈振动的一种白激振荡现象。 转子轴径在油膜中的剧烈振动将会直哈尔滨理工大学学士学位论文 12 接导致机器零部件的损 坏。 转轴的转速在失稳转速以前的转动是平稳的，当达到失稳转速后即发生半速涡动，随之转速的提高，涡动角速度也随之增加，但总保持着约等于转动速度一半的比例关系，半速涡动一般并不剧烈，但当转速升到比 一阶临界转速的 2倍稍高以后，由于此时的半速涡动的涡动速度与转轴的第一阶临晃转速相重合即产生共振，表现为强烈的振动现象，称为油膜振荡。 油膜振荡发生以后，就将始终保持约等于转子一阶临界转速的涡动频率，而不在随转子转速的升高而升高。 油膜震荡的故障特征有： (1) 油膜振荡总是发生在转速高于转子系统一阶临界转速的 2倍以上。 (2) 油膜振荡的频率接近于转子的一阶临界转速，即使转速在升高，其频率特征不变。 (3) 油膜涡动时，轴心轨迹呈内 8字型，如图 26所示；油膜振荡时，转子涡动方向与转子转动方向相同，轴心轨迹呈花 瓣形，正进动，如图27所示。 (4) 油膜振荡时，转子的挠曲呈一阶振型。 (5) 油膜振荡的发生和失真具有突然性，并具有惯性效应，即升速时产生振荡的转速比降速时振荡消失的转速要大。 (6) 油膜振荡剧烈时，随着油膜振荡的破坏，振荡停止，油膜恢复后，振荡再次发生，这样持续下去，轴承与轴颈不断碰摩，产生撞击声，轴瓦内油膜压力有较大的波动。 图 26 油膜涡动轴心轨迹 图 27 油膜震荡轴心轨迹 轴心轨迹测试方法及信号分析 轴心轨迹是轴心上一点相对于轴承座的运动轨迹。 这一轨迹是在与轴线垂直的 平面内。 因此要求在该平面内的两个垂直方向安装电涡流位移传感器对转轴振动进行测量。 整个测量装置如图 28所示， 这样可以同时检测轴心在 x和 y方向上的振动，将振动输入到电子示波器中，就可以观察到经滤波后的轴心轨迹图形。 哈尔滨理工大学学士学位论文 13 图 28 轴心轨迹测试图 一般来说，在由不平衡引起的轴的运动中，当轴的各方向的弯曲刚度相同时，轴的运动为同步正进动。 轴心轨迹为一圆，反映在 X和 Y方向上是只有基频成分的简谐振动，而且他们的幅值相等，相位相差 900。 但在许多的实际情况下，轴的 各向弯曲刚度及支撑刚度存在差异，由不平衡引起的轴心相应不在是一个圆，而是一个椭圆，这对反映在 X和 Y方向上的振动不仅振幅不同，而且相位相差也不是 900。 在这种情况下，轴的弯曲相对轴的部位不是固定不变的，而是以轴上某一线为中心的左右摆动。 在一般情况下，轴的运动除了上述由不平衡响应引起的同步正进动之外，还存在非同步的正进动和反进动，有时也称为正向涡动和反向涡动。 这时轴心的运动轨迹具有较复杂的形状。 我们用运动分解的概念来说明轴心轨迹的形成。 ρ为同步正向涡动分量，它以和转子角速度相同的角速度 ω旋转。 这样，构成了轴心 c的运动轨迹。 当有涡动存在时，反映在 X和 Y方向上的振动，除了基频成分之外，还有频率为 ωe的振动成分。 当 ω和 ωe的关系为整数比时，我们仍可以获得一条封闭曲线的形式的轴心轨迹：当 ω和 ωe不是整数关系时，曲线将是不封闭的。 下面介绍常用的振动信号分析方法。 (1)振动信号的幅值分析方法 应用于幅值分析的参数有：均值、均方根值、最大值、最小值和绝对平均值等。 这些参数计算简单，对于故障诊断有一定的作用，但它们会因工作条件 (负载、转速等 )的改变而变化，所以又存在对故障不十分敏感、不好区分的缺点。 因此，人们又引入了无量纲 的幅值参数，如波形指标、峰值指标、脉冲指标、裕度指标以及峭度指标等。 这些参数对故障有足够的灵敏度，对信号的幅值、频率变化不敏感，而只取决于概率密度函数的形状，在故障诊断中有广泛的应用。 (2)振动信号的相关分析方法 相关分析主要是应用相关系数与相关函数来实现，即通过相关函数放大器 放大器 滤波器 滤波器 传感器 计算机 哈尔滨理工大学学士学位论文 14 来研究两个信号之间的相关性和收敛性。 不同的信号有不同的相关函数，自相关函数不含有信号的相位信息，只存在单一的量值关系，而互相关函数则包含相位信息，这。