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高速旋转壳体的振动特性分析
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万方数据电子出版社LabVIEW的旋转机械振动测试分析系统研究--《武汉理工大学》2011年硕士论文
LabVIEW的旋转机械振动测试分析系统研究
【摘要】：旋转机械在工业部门中常作为动力机械使用,且占据了相当大的比重,保证这类设备的正常运行才能保证工厂的正常运作生产。因此,需对其运行状态进行监测,而振动监测是常用手段。旋转机械正向大型化、复杂化、系统化的方向发展,其运行过程中产生的振动信号越来越复杂,采用传统的平稳信号分析方法不能获得完整的振动特征,需与非平稳振动信号分析方法相结合。
计算机技术的飞速发展,虚拟仪器应运而生。使用虚拟仪器能减少硬件数量,以软件为核心对振动信号进行分析处理,其灵活性及可维护性更强,因此,其在测控领域中使用越来越广泛。LabVIEW软件是目前实现虚拟仪器最流行的设计工具之一,能够高效实现数据采集、分析处理及显示和存储。
针对以上现状,本文首先对旋转机械振动特征进行了研究,分析了其分类以及被监测参数,并对获取振动信号的传感器的工作原理以及选用原则进行了研究,在此基础上对使用接触式测量方法获取振动信号以及使用非接触式测量方法获取转速信号的原理进行了描述。
其次,对旋转机械振动信号的分析方法进行了研究,主要对快速傅里叶变换、联合时频分析技术和阶比分析技术进行了研究,并在LabVIEW平台上对非平稳振动信号进行了仿真分析,其结果与计算结果一致；
再次,对被监测对象进行了研究,布置了振动信号测点以及转速信号测点,并在上述理论研究的基础上,根据数据采集系统建立的一般步骤,搭建了基于虚拟仪器的旋转机械振动信号测试分析系统的硬件平台以及软件平台；
最后,利用建立的振动信号测试与分析系统对发动机壳体振动以及发动机转速进行了监测,获取了其在稳定状态下的频谱分析结果以及阶比分析结果,实现了发动机壳体振动的状态监测。
【关键词】：
【学位授予单位】：武汉理工大学【学位级别】：硕士【学位授予年份】：2011【分类号】：TB534.2【目录】：
ABSTRACT5-9
第1章 绪论9-14
1.1 选题背景和选题依据9-10
1.2 国内外研究现状10-12
1.3 本研究工作任务与目标12-14
第2章 旋转机械振动及测量基本知识14-25
2.1 机械振动基本概念14-16
2.1.1 机械振动定义14-15
2.1.2 振动位移、速度和加速度15-16
2.2 旋转机械的常见振动16-17
2.2.1 按振动频率分16
2.2.2 按振幅方位分16
2.2.3 按振动的变化规律分16-17
2.3 旋转机械测量和监视的基本参数17-20
2.3.1 动态参数17-18
2.3.2 静态参数18-19
2.3.3 其它参数19-20
2.4 典型振动信号测量方法20-24
2.4.1 振动测量传感器20-23
2.4.2 振动信号测试方法23-24
2.5 本章小结24-25
第3章 旋转机械振动信号分析与处理技术25-52
3.1 虚拟仪器与LabVIEW25-29
3.1.1 虚拟仪器25-27
3.1.2 LabVIEW27-29
3.2 采样及采样定理29-31
3.2.1 采样29-30
3.2.2 采样定理描述30-31
3.3 时域分析31-32
3.4 频域分析32-37
3.4.1 傅里叶级数的离散算法33-34
3.4.2 离散傅里叶变换(DFT)及其快速算法34-37
3.5 联合时频分析及LabVIEW实现37-43
3.5.1 STFT变换的时域表示39-41
3.5.2 STFT变换的频域表示41
3.5.3 STFT变换的时频分辨率41-42
3.5.4 基于LabVIEW的STFT变换42-43
3.6 阶比分析技术43-51
3.6.1 阶比分析定义43-45
3.6.2 阶比分析原理45-48
3.6.3 基于LabVIEW的阶比分析48-51
3.7 本章小结51-52
第4章 旋转机械振动测试系统52-69
4.1 测试系统基本组成原理52-53
4.2 基于LabVIEW的测试系统建立53-54
4.3 试验台概述54-58
4.3.1 试验台主要组成部件简介54-56
4.3.2 测点布置56-58
4.4 数据采集系统设计58-68
4.4.1 硬件设计58-61
4.4.2 软件设计61-68
4.5 本章小结68-69
第5章 旋转机械振动测试69-76
5.1 测试方案69-70
5.2 振动测试70-75
5.2.1 参数设置70
5.2.2 时域波形显示70-72
5.2.3 频谱分析72-73
5.2.4 阶比分析73-75
5.3 本章小结75-76
第6章 总结与展望76-78
6.1 总结76-77
6.2 展望77-78
参考文献78-81
攻读硕士学位期间发表的学术论文82
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旋转设备振动故障的分析与判断
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你可能喜欢旋转型机械设备振动与减振方法探讨_环保设备加工_中国百科网
旋转型机械设备振动与减振方法探讨
    摘要:　　在安装工程中，旋转型机械设备的振动是难以避免的，而超出承受力的振动将对设备本身产生极大的危害，也会对周边环境产生噪音污染。如何经济有效的将设备的震动减小到最小值，是设计与施工应着重考虑的课题。
旋转型机械设备振动与减振的探讨
在安装工程中，旋转型机械设备的振动是难以避免的，而超出承受力的振动将对设备本身产生极大的危害，也会对周边环境产生噪音污染。如何经济有效的将设备的震动减小到最小值，是设计与施工应着重考虑的课题。
一般来说，旋转型机械设备的振动主要由以下几种原因形成：
1.转子不平衡。泵或风机等设备的叶轮或轴等旋转部件经长期运转行成腐蚀和磨损造成转子不平衡从而引起振动；
2.联轴器找正不准确引起设备振动。设备在生产或安装时联轴器找正不准确使原动机和设备轴同心度差，从而引起设备振动；
3.设备基础较轻引起振动。由于基础太轻或不牢固，易形成设备与基础产生振动的同步性，从而形成强烈振动；
4.临界转速引起振动。设备轴的转速与转子的固有频率相同时就会发生强烈共振，我们常见有些设备在启动时会有较大幅度的振动，而在其正常运转时情况就会大大转好，就是这种原因。
此外泵类设备的振动原因还有汽蚀和喘振。
以上几点中，第4点是设备本体设计的问题，第3点较容易克服，汽蚀和喘振所引起的振动可以通过系统调节来解决，第1、2点原因指的设备内部旋转部分产生不平衡的惯性力矩和力矩强迫基础形成振动，这种振动是安装工程中最常见的。下面我们主要对由这种原因引起的振动进行分析。
设备基础通常与基坑物质（土壤或其他刚性物质）直接接触，因此旋转设备的回转惯性力或往返惯性力皆传给基坑，从而引起基础与基坑物质的共同振动。由于基础与基坑的不可分割性及吸振效果，所以通常情况下，我们可以将二者合二为一，看作是一个弹簧系统，从而建立一个单自由度减振系统模型（如下图所示）,即我们只考虑垂直方向上的力（水平方向上的力所产生的振动很容易被可视为水平面无限大的基坑所吸收），所以由工程力学原理
可得：m0d2A/(dt2)+KA=Mr&2cos&t
&&式1其中m0&&设备基础及设备本体质量
K&&弹簧刚性
M&&设备旋转部分质量
A&&弹簧系统竖向振幅
假想弹簧设备本体基坑设备旋转部分设备基础r&
2R&&旋转部分垂直干扰力
r&&设备旋转部分偏心距
&&&旋转部分干扰圆频率
以上数学式为设备基础及本体加速度产生的力、弹簧的作用力与设备本体旋转产生的垂直作用力（R=Mr&2cos&t）之间的数学关系。
如果我们令K/m0=&02,可以推导出如下关系式：
d2A/(dt2)+&02A=Mr&2cos&t/m0&&式2上式中&0为基础与基坑组成的弹簧系统的固有圆频率，如果将上式微分方程求解，可将式2换化成下式：A=acos&0t+bsin&0t+Mr&2cos&t/m0（&02-&2)&&式3式中a、b皆为常数,acos&0t、bsin&0t都属于设备基础与基坑组成的弹簧系统的固有震动特性，在实际中由于系统阻尼的存在，二者很快就会消失所以在设备正常运转的状态下，弹簧系统的振幅应该为：OAO=Mr&2/m0(&02-&2)&&式4又因为&0=2лf0&=2лf,所以有OAO=Mrf2/m0(f02-f2)&&式5
如果将R=Mr&2；&0=2лf0；&=2лf代入式4中，并经推导，又可得出如下数学式：A/（R/K）=AK/R=弹性力/干扰力=传到弹簧系统上的干扰力/干扰力，我们可以上式中二力之比看作为力的传递率&，这样得出下式：&=O1/〔1-（f/f0）2〕O&&式6其中f0、f分别为弹簧系统的固有频率和设备旋转产生的干扰频率(f=n/60,n为设备旋转部分转速)。
这样，我们根据式5及式6就很容易分析出对由基坑和基础组成的弹簧系统的竖向振幅的影响因素及减振的方案：当f=f0时,OAO&无穷大，传递率&&1，即机械设备的全部干扰力无一遗余的都传到弹簧系统上，造成基础的竖向振幅A=R/K达到最大值，这就是所谓的共振，而共振对设备系统及其周边环境的损坏和影响是众所周知的。此时，必须设法改变频率f或f0，即通过改变设备转速或弹簧系统固有频率（或增大系统阻尼）的方法来解决；当f》f0时，OAO&0，传递率&&0，即机械设备的大部分
3干扰力都被基础吸收了。此时，可以通过同时加大基础的挠性即基础及基坑组成的弹簧系统的挠性和一定程度上加大基础质量来解决（基础质量的增大不可能是无限度的）。当f《f0时，OAO&0，传递率&&0，即机械设备本身转速较低，系统不会产生多大振动，可直接采用刚性基础，不必采用减振措施（即使采用一般的减振器减振，也不会有太大作用）。但是这种设备在一般的安装工程中很少遇见。综上所叙，在安装工程中，尽量避开在单层楼板或支撑梁上安装旋转型机械设备，而在无法避免的民用高层建筑的设备层或多层厂房则应考虑如何良好吸振从而减轻振动。通常的作法就是在设备底座安装减振器（减振器分为橡胶减振器、弹簧减振器、橡胶减振垫）。在泵类及风机安装中，同时也要考虑管路系统的防反振措施。这是因为介质在管路中运行时，其本身的振动会沿刚性管路返传给设备，造成设备的二次振动&污染&。管路系统的防反振措施，一般是通过设置挠性接管和悬吊或支承的减振器来实现。管道经过减振以后，其内的介质仍然在管道内沿管道流动，由设备产生的振动也就依然在沿管道传递，所以我们通常称这种减振为消极性的减振，在此，我们不做重点讨论。
下面我们重点探讨一下通过在设备基础上面加设减振器，从而加大基础挠性来解决设备减振的具体方案。
首先，我们阐明一下设备转速与减振之间的关系：
1．转速高的设备便于减振处理，也可以得到较好的减振效果。经过查阅资料，f/f0R2.5时便于采用减振措施。
2．转速低于500转/分钟时，其旋转干扰力也相应较小，不一定采取减振措施。
3．目前国内定型的减振器产品，可供实际应用的固有频率，一般在2Hz以上，2Hz以下的减振器价格昂贵，一般不予采用。以上是设备转速与减振之间的关系，而减振器减振是通过基础来实现的。这时的基础，我们通常称为减振基座。下面我们先阐述一下减振基座。
减振基座的作用：
1.使减振元件受力均匀及设备震动受到控制，要求其有一定的质量和刚度。
2.减少因机械设备中心位置的计算和安装误差导致的不利影响。
3.降低减振系统的重心位置，增加其稳定性。
4.提高减振系统的刚度，减少其他外力引起的设备变位等不利影响。
5.便于减振器的安装，更便于调整减振器位置使基座水平。
6.当减少机械设备通过共振时，保证减振系统的整体稳定性。减振基座的刚度：对于钢筋混凝土平板型的基座厚度H=基座长度L的0.1倍。对于型钢结构基座基座承重梁挠度不大于L的1/500；对于高重心的设备，一般取基座宽度接近于设备的重心高度；对于往复式机械多采用T型钢筋混凝土基座，以降低机组重心，保证减振系统的稳定性。
减振基座结构形式的确定原则：
1.高压离心风机，一般采用钢筋混凝土平板型结构基座，或槽钢钢筋混凝土混合型结构基座，既有一定的刚度和质量，又可以比钢筋混凝土平板型的基座厚度小，支架则可用槽钢制作以增大其刚度。
2.中低压离心通风机一般采用型钢结构支座。
3.压缩机或机组以及高重心的设备，一般采用T型钢筋混凝土基座。
4.对于冷水冷凝机组的制冷设备，一般宜采用型钢钢筋混凝土混合型结构基座。
5.水泵减振基座宜采用钢筋混凝土基座。
6.每台机械设备宜采用单独的减振基座，不宜作成多台联合基座。我们接着讨论如何进行减振器选型。一般情况下，对减振器选型应首先进行以下计算：一.干扰力的计算一般旋转型设备如风机、水泵等的干扰力
R=Mr&2=4лMrn2/3600上式中M的单位为千克，r的单位为米，n的单位为转/分钟。
二.减振系统振动量计算
减振系统的中心（机组、基座、支架的总重心），与减振元件的刚度中心应力求在同一垂直线上，当难于满足时，其偏心不应大于偏心方向基座的5G。当减振基座平面为矩形，减振系统重心与减振元件刚度中心重合且减振元件采取对称布置时，其重心处的振动速度幅值Vmm/s可假定按单自由度来计算：
V=R/&SK*&*2лf&[V]其中K为单只减振器的竖向刚度，单位牛顿/毫米；R为干扰力，单位为牛顿；&为传递率，[V]最大允许振动幅值。振动的振幅、速度、加速度之间的关系：速度V=A2лf，加速度a=A（2лf）2三.减振器承受荷载的计算W=Q1+Q2+1.5R式中Q1+Q2为设备机组与减振基座总荷载，单位为牛顿，1.5为减振器疲劳系数，在难于取得计算干扰力的有关资料又要求不甚严格时，可令Q1+1.5R=&Q1，其中动荷系数&=1.1～1.4。减振器的使用荷载应小于减振器的额定荷载，一般情况下选用85G[W]。选用减振器时，应该首先确定减振器的数量n，然后计算出旋转干扰力、振动速度和减振器实际承受荷载，使单只减振器的使用荷载P(P=W/n)减振器的额定荷载[P]，设备旋转部分频率f/减振器固有频率f0R2.5，减振系统重心处振动速度幅值V&最大允许振动幅值[V]。其中减振器固有频率可根据减振器使用荷载P查减振器样本或厂家提供的减振器参数得出，最大允许振动幅值[V]一般情况取10毫米。综上所叙，对于旋转型机械设备减振问题，我们可以针对引起设备振动的不同原因，在不同的情况下通过不同的方式来解决。但是在一定的条件下，通过在基座上面加设适合的减振器从而对旋转型机械设备实现减振，无疑是目前最常见的也是最行之有效的方案。
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