CN102928222A - 一种滑动轴承动力特性系数试验识别方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种滑动轴承动力特性系数试验识别方法，包括以下步骤：⑴将待识别轴承固定在试验台上；⑵转轴位于轴承与转轴动力输入端之间的部位为转轴轴段，在转轴轴段上设置键相标记作为后续转速分析和键相、同步采集分析基准；⑶对转轴轴段施加不平衡力作为激励力；⑷将转轴升速到试验转速，分别测量转轴轴段动态应变信号、转轴相对于轴承的振动位移；⑸由转轴轴段动态应变信号计算轴承所受动态载荷；⑹将轴承动态载荷和转轴振动位移代入轴承润滑理论相应计算公式，得到两组求解方程；⑺改变不平衡力，得到另外两组求解方程；⑻求解四组求解方程，获得轴承动力特性系数。本发明可对大型轴承开展试验，无需配备激振器等大型设备，识别结果准确。

Description

一种滑动轴承动力特性系数试验识别方法

技术领域

本发明涉及一种旋转机械滑动轴承动力特性系数试验识别方法，属于正置试验法，可以为技术人员分析滑动轴承动力特性提供试验数据，主要应用于电力、冶金、石化等行业中的大型旋转机械，如汽轮机、压缩机、发电机、燃气轮机、泵、风机等。

背景技术

滑动轴承是大型旋转机械的重要部件，起着支撑转子的关键作用，对于保证机组的安全稳定运行至关重要。在转子-滑动轴承所组成的***中，轴承动力特性对于***不平衡响应、临界转速、稳定性等动力特性的影响很大，是机组设计和故障诊断、治理时的主要考虑因素。

滑动轴承动力特性研究大多建立在线性化、小扰动假设基础上，此时轴承动力特性可以用将油膜力在平衡点附近作线性化展开后的8个刚度、阻尼系数来表示。这8个系数统称为滑动轴承动力特性系数。目前，滑动轴承动力特性系数求解有理论计算法和试验识别法两种。

其中，理论计算法是通过数值差分或其它方法求解滑动轴承流体动力润滑Reynolds方程及其压力扰动方程，从而求出8个刚度、阻尼系数。但是，滑动轴承动力特性与轴颈偏心、转速、润滑油特性、轴承形式、供油方式等都有关，影响因素较多，采用该方法建立的计算分析模型难以全面考虑，计算模型中的假设也较多，边界条件难以准确选取，导致计算结果存在一定的误差。

而滑动轴承动力特性试验识别法有很多种，常见的有：

（1）倒置试验法。将轴承悬挂起来，轴名义上只作旋转运动，试验轴承在轴上浮动，即可在载荷作用下在垂直于轴线的平面内运动。通过施加激励力到轴承上，求出轴承阻抗函数，根据振动变化由阻抗函数反求出轴承动力特性系数。这种方法又可以进一步细分为：

(a)载荷增量（影响系数）法。分别在轴颈垂直和水平方向上施加静载荷，测量加载后转子在垂直、水平方向上的偏移量，组成影响系数矩阵，求逆得到刚度系数矩阵。这种方法只能求得刚度矩阵，无法求出阻尼矩阵；

（b）动态激振法。在垂直、水平方向上施加动态激振力，测量轴颈同频振动响应。一次激励可以建立4个方程，2次线性独立激振可以得到8个方程。此法需要两次实验，由于2次实验的条件不可能完全相同，可能会带来一定误差；

（c）复合激励法。同时采用包含两种不同频率的简谐激振力，对轴颈在垂直/水平方向施加激励，利用振动响应频率和激振力频率相同的条件，一次性求得8个系数。这种方法比较快捷；

（d）瞬态激励法。对轴颈施加瞬态激励力或冲击力，测出轴颈在冲击激励下的振动响应，利用信号频谱分析等方法建立求解方程组。这种方法试验工作量小，但是冲击激励时，某些频率的能量可能比较弱，有可能导致这些频率点的识别误差较大。

（2）正置试验法。把试验轴承固定的轴承试验台称为正置结构。这种方法又可以进一步细分为：

（a）不平衡响应（模态综合）法。利用有限元等方法建立转子-轴承-轴承座***动力学分析模型，由***在2组不平衡工况下的振动响应差值构建求解方程组，识别动力特性系数。这种方法需要建立较为精确的转子动力学分析模型，识别精度受模型精度的影响较大；

（b）平衡台试验识别法。利用大型动平衡台开展测试。建立动平衡台轴承-摆架***动力学分析模型，通过改变动平衡台摆架刚度，以不平衡力作为激励力，测取刚度改变前后的转子不平衡响应，建立求解方程组。这种方法的误差主要来源于摆架结构参数的准确性，如摆架刚度等；

倒置试验法需要配置专门的设备将轴承悬挂起来测试，试验工作量较大，对于大型轴承而言有一定困难。正置试验法由于轴是旋转的，很难对它施加动态载荷将轴承振动“真正”激发起来，需要借助于转子***数学模型等，该方法一直用得较少。

发明内容

本发明的目的在于提供一种操作简单、易于实施、识别结果准确、成本较低且可以对大型轴承开展试验的滑动轴承动力特性系数试验识别方法。

本发明的上述目的通过以下的技术措施来实现：一种滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于包括以下步骤：

⑴将待识别的轴承固定在试验台上；

⑵转轴位于轴承与转轴动力输入端之间的部位为转轴轴段，在转轴轴段上设置键相标记作为后续转速分析和键相、同步采集分析基准；

⑶对转轴轴段施加不平衡力作为激励力；

⑷将转轴升速到试验转速，分别测量转轴轴段动态应变信号、转轴相对于轴承的振动位移；

⑸由转轴轴段动态应变信号计算轴承所受动态载荷；

⑹将已计算得到的轴承动态载荷和测量得到的转轴振动位移代入轴承润滑理论的相应计算公式，得到两组求解方程；

⑺改变不平衡力，重复所述步骤⑷～⑹，得到另外两组求解方程；

⑻求解由所述步骤⑹、⑺得出的四组求解方程，得到四个未知数的数值，计算轴承刚度和阻尼系数，即获得滑动轴承动力特性系数。

作为本发明的一种实施方式，在所述步骤⑵中，所述键相标记采用反光条，在转轴轴段的正上方设有光电传感器，以使反光条转动至正对光电传感器位置时发送出一个键相脉冲信号。

作为本发明的一种改进，在所述步骤⑶中，在转轴轴段上设置配重盘，并在配重盘的选定角度处安装不平衡配重，构成不平衡力，角度计算以反光条为0°基准，逆转动方向为正。通过改变试验台轮盘上不平衡配重的大小和角度即可以实现基于不平衡力的工频激励，无需配备激振器等大型设备。

作为本发明的优选实施方式，在所述步骤⑷中，所述转轴振动位移是转轴相对于轴承在水平和垂直方向上的振动数值x(t),y(t)，该振动数值分别由设置在轴承端部垂直和水平方向上的垂直振动传感器与水平振动传感器测量获得，所述垂直振动传感器与水平振动传感器分别连接信号采集分析仪，所述转轴振动位移信号与所述键相脉冲信号发送至信号采集分析仪。

作为本发明的进一步改进，在所述步骤⑷中，测量转轴轴段动态应变信号采用应变片，将反光条盘动至转轴轴段的正上方，在转轴轴段靠近待识别轴承非自由端的截面垂直和水平方向上各布置一组用于测量截面弯矩的应变片，所述应变片输出动态应变信号，该动态应变信号是旋转坐标系下的动态应变值ε₁(t),ε₂(t)：

①采用坐标变换法，求出固定坐标系下的动态应变值：

ε_水平(t)＝ε₁(t)cos ωt-ε₂(t)sin ωt

                                         (1)

ε_垂直(t)＝ε₁(t)sin ωt+ε₂(t)cos ωt

式中ω为旋转坐标的转动角速度；

②由动态应变值计算动态弯矩：

M_垂直(t)＝E×W×ε_垂直(t)

                            (2)

M_水平(t)＝E×W×ε_水平(t)

其中：E,W分别为转轴弹性模量和截面模量；

③根据轴段力学数学模型，忽略轴段自身的不平衡量，计算轴承垂直和水平方向上所承受的动态载荷f_垂直(t),f_水平(t)：

                             (4)

式中：L为轴承轴向中部到测量动态应变值截面的距离。

为了提高测量精度，本发明还可以做以下改进，在所述转轴轴段截面的垂直和水平方向上的弯矩测量采用全桥模式，即所述每组应变片采用4个，所述动态应变信号和所述键相脉冲信号通过无线传输方式发送至动态应变测试分析仪。

本发明在完成所述步骤⑸后，通过频谱分析，求解出轴承动态荷载和转轴振动位移中与试验转速频率相同的简谐分量值f_1,垂直(t),f_1,水平(t),x₁(t),y₁(t)：

轴承动态载荷和转轴振动位移均由若干频率组成，即：

                     (5)

式中：ω_i为各阶频率，F_i,垂直,F_i,水平，X_i,Y_i为与各阶频率相对应的力和位移简谐分量的幅值。

所述简谐分量值相应的复数表示形式是：

f_1，垂直(t)＝F_1，垂直e^jωt

f_1，水平(t)＝F_1，水平e^jωt    (6)

x₁(t)＝X₁e^jωt

y₁(t)＝Y₁e^jωt

在所述步骤⑸中②，所述的转轴为圆轴，转轴的截面模量为：

$W=\frac{\mathrm{\π}(D^3-d^3)}{32}---\left(3\right)$

其中：D,d分别为圆轴外径和内径。

本发明在所述步骤⑹中，所述轴承润滑理论的相应计算公式是：

本发明在所述步骤⑺中，所述另外两组求解方程是：

本发明在所述步骤⑻中，四个未知数的数值是：H_xx,H_xy,H_yx,H_yy，计算轴承刚度和阻尼系数的公式是：

K_xx＝Re al(H_xx),K_xy＝Re al(H_xy)

K_yx＝Re al(H_yx),K_yy＝Re al(H_yy)

                                        (9)

C_xx＝Im ag(H_xx)/ω，C_xy＝Im ag(H_xy)/ω

C_yx＝Im ag(H_yx)/ω，C_yy＝Im ag(H_yy)/ω

式中：Real()和Imag()分别表示取复数的实部和虚部。

与现有技术相比，本发明具有如下显著的效果：

⑴本发明在正置式试验台上进行，属于正置试验法，和实际机组的设置方式相同，是将待识别的轴承固定在地基上（试验台），因此，待识别的轴承的工作状态和实际机组的工作状态完全相同，本发明可以对大型轴承开展试验，克服了倒置试验法不适用于大型轴承的缺陷。

⑵采用由轴承动态载荷、转轴振动位移以及两者与滑动轴承动力特性系数之间的关系构建方程组，进而求出滑动轴承动力特性系数，因此本发明方法简单，易于实施。

⑶本发明通过改变试验台配重盘上配重块的大小和处于配重盘上的角度即可以实现基于不平衡力的工频激励，将轴承振动“真正”激发起来，无需配备激振器等大型设备，降低了试验成本。

⑷本发明采用将旋转坐标系下的动态应变值转换为固定坐标系下的动态应变值来直接测出轴承所承受的动态载荷，解决了轴承动态载荷难以识别的问题，而无需建立转子***有限元模型，减小了建模误差，对滑动轴承动力特性系数的识别更为准确。

⑸本发明方便操作，实用性强，试验***组成简单，适用范围广。

附图说明

下面结合附图和具体实施例对本发明作进一步的详细说明。

图1是本发明所采用的正置式轴承试验台模型示意图；

图2是转轴振动和键相测点布置示意图；

图3是转轴旋转应变测点布置示意图之一；

图4是转轴旋转应变测点布置示意图之二；

图5是垂直方向应变测点接线示意图；

图6是水平方向应变测点接线示意图；

图7是旋转坐标转换为固定坐标转换的原理示意图；

图8是建立转轴轴段力学数学模型的分析示意图；

图9是本发明的流程框图。

具体实施方式

如图1～9所示，在试验台上设置待识别的轴承1、配重盘2、转轴3、联轴器4和电机5，电机5的动力输出轴通过联轴器4与转轴3连接，转轴3的另一端安装在轴承1中，转轴3位于轴承与联轴器之间的部分是转轴轴段，在转轴轴段上固定套装有配重盘2，可以在配重盘2加设不同重量的配重块，并可以设置在配重盘的不同角度处，形成不平衡配重，参见图1。

本发明一种滑动轴承动力特性系数试验识别方法，包括以下步骤：

⑴将待识别的轴承固定在试验台的一端上，参见图1；

⑵转轴位于轴承与转轴动力输入端之间的部位为转轴轴段，在转轴轴段上设置键相标记作为后续转速分析和键相、同步采集分析基准；在本实施例中，键相标记采用反光条6，将反光条6黏贴在转轴轴段表面即可，如图2所示，在转轴轴段的正上方设有光电传感器7，以使反光条6转动至正对光电传感器7位置时发送出一个键相脉冲信号，脉冲产生的时刻表明了转轴在每转周期中的位置，因此通过对脉冲计数，可以测量转轴的转速，通过将脉冲与转轴的转轴振动位移信号比较，可以确定振动的相位角；

⑶对转轴轴段施加不平衡力作为激励力，即在转轴轴段上设置配重盘2，并在配重盘2的选定角度处安装不平衡配重，构成不平衡力；

⑷将转轴升速到试验转速，分别测量转轴轴段动态应变信号、转轴相对于轴承的振动位移,转轴振动位移是转轴相对于轴承在水平和垂直方向上的振动数值x(t),y(t)，该振动数值分别由设置在轴承端部垂直和水平方向上的垂直振动传感器8与水平振动传感器9测量获得，试验台上设置有两个L型的传感器安装支架11，转轴垂直振动传感器8和转轴水平振动传感器9分别安装在传感器安装支架11上，垂直振动传感器8与水平振动传感器9均采用涡流传感器，它们分别连接信号采集分析仪10，转轴振动位移信号与键相脉冲信号发送至信号采集分析仪10。

动态荷载的测量采用应变片R1-R8，将反光条6盘动至转轴轴段的正上方，在转轴轴段靠近待识别轴承非自由端的截面垂直和水平方向上各布置一组用于测量截面弯矩的应变片，应变片的布置采用全桥模式，每组应变片采用4个，其中，R1-R4两两分布在纵向中心轴即为Y轴的两侧，R5-R8两两分布在横向中心轴即为X轴的两侧，应变片输出动态应变信号，动态应变信号和键相脉冲信号通过无线传输方式发送至动态应变测试分析仪，该动态应变信号是旋转坐标系下的动态应变值ε₁(t),ε₂(t)。

⑸由转轴轴段动态应变信号计算轴承所受动态载荷；

参见图7，①采用坐标变换法，求出固定坐标系下的动态应变值：

ε_水平(t)＝ε₁(t)cos ωt-ε₂(t)sin ωt

                                        (1)

ε_垂直(t)＝ε₁(t)sin ωt+ε₂(t)cos ωt

式中ω为旋转坐标的转动角速度；

②由动态应变值计算动态弯矩：

M_垂直(t)＝E×W×ε_垂直(t)

                                (2)

M_水平(t)＝E×W×ε_水平(t)

其中：E,W分别为转轴弹性模量和截面模量；转轴为圆轴，转轴的截面模量为：

$W=\frac{\mathrm{\π}(D^3-d^3)}{32}---\left(3\right)$

其中：D,d分别为圆轴外径和内径。

③根据轴段力学数学模型，参见图8，M为动态弯矩；Q为动态剪力，20为动态应变测量截面，忽略轴段自身的不平衡量，计算轴承垂直和水平方向上所承受的动态载荷f_垂直(t),f_水平(t)：

                 (4)

式中：L-轴承轴向中部到测量动态应变值截面的距离；

在完成步骤⑸后，通过频谱分析，求解出轴承动态荷载和转轴振动位移中与试验转速频率相同的简谐分量值f_1,垂直(t),f_1，水平(t),x₁(t),y₁(t)：

轴承动态载荷和转轴振动位移均由若干频率组成，即：

                                (5)

式中：ω_i为各阶频率，F_i,垂直,F_i，水平，X_i,Y_i为与各阶频率相对应的力和位移简谐分量的幅值。

简谐分量值相应的复数表示形式是：

f_1，垂直(t)＝F_1，垂直e^jωt

f_1，水平(t)＝F_1，水平e^jωt

                                      (6)

x₁(t)＝X₁e^jωt

y₁(t)＝Y₁e^jωt

⑹轴承润滑理论的相应计算公式是：

将已计算得到的轴承动态载荷和测量得到的转轴振动位移代入上述公式(7)中，得到两组求解方程；

⑺改变不平衡力，即改变不平衡配重的配重量及其在配重盘上的角度，重复所述步骤⑷-⑹，得到另外两组求解方程，以上标’表示：

⑻求解由所述步骤⑹、⑺得出的四组求解方程，得到四个未知数的数值H_xx,H_xy,H_yx,H_yy，计算轴承刚度和阻尼系数的公式是：

K_xx＝Re al(H_xx),K_xy＝Re al(H_xy)

K_yx＝Re al(H_yx),K_yy＝Re al(H_yy)

                                      (9)

C_xx＝Im ag(H_xx)/ω，C_xy＝Im ag(H_xy)/ω

C_yx＝Im ag(H_yx)/ω，C_yy＝Im ag(H_yy)/ω

式中：Real()和Imag()分别表示取复数的实部和虚部；

即获得滑动轴承动力特性系数。

本发明的实施方式不限于此，根据本发明的上述内容，按照本领域的普通技术知识和惯用手段，在不脱离本发明上述基本技术思想前提下，本发明的键相标记还可以采用其它实施方式，如键相标记是设置在转轴轴段上的凹槽或凸键，此时，当凹槽或凸键转到键相测量传感器的探头位置时，传感器会产生一个脉冲信号；因此本发明还可以做出其它多种形式的修改、替换或变更，均落在本发明权利保护范围之内。

Claims (10)

1.一种滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于包括以下步骤：

⑴将待识别的轴承固定在试验台上；

⑵转轴位于轴承与转轴动力输入端之间的部位为转轴轴段，在转轴轴段上设置键相标记作为后续转速分析和键相、同步采集分析基准；

⑶对转轴轴段施加不平衡力作为激励力；

⑷将转轴升速到试验转速，分别测量转轴轴段动态应变信号、转轴相对于轴承的振动位移；

⑸由转轴轴段动态应变信号计算轴承所受动态载荷；

⑹将已计算得到的轴承动态载荷和测量得到的转轴振动位移代入轴承润滑理论的相应计算公式，得到两组求解方程；

⑺改变不平衡力，重复所述步骤⑷～⑹，得到另外两组求解方程；

⑻求解由所述步骤⑹、⑺得出的四组求解方程，得到四个未知数的数值，计算轴承刚度和阻尼系数，即获得滑动轴承动力特性系数。

2.根据权利要求1所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于：在所述步骤⑵中，所述键相标记采用反光条，在转轴轴段的正上方设有光电传感器，以使反光条转动至正对光电传感器位置时发送出一个键相脉冲信号。

3.根据权利要求2所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于：在所述步骤⑶中，在转轴轴段上设置配重盘，并在配重盘的选定角度处安装不平衡配重，构成不平衡力。

4.根据权利要求3所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于：在所述步骤⑷中，所述转轴振动位移是转轴相对于轴承在水平和垂直方向上的振动数值x(t),y(t)，该振动数值分别由设置在轴承端部垂直和水平方向上的垂直振动传感器与水平振动传感器测量获得，所述垂直振动传感器与水平振动传感器分别连接信号采集分析仪，所述转轴振动位移信号与所述键相脉冲信号发送至信号采集分析仪。

5.根据权利要求4所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于： 在所述步骤⑷中，测量转轴轴段动态应变信号采用应变片，将反光条盘动至转轴轴段的正上方，在转轴轴段靠近待识别轴承非自由端的截面垂直和水平方向上各布置一组用于测量截面弯矩的应变片，所述应变片输出动态应变信号，该动态应变信号是旋转坐标系下的动态应变值ε₁(t),ε₂(t)；

在所述步骤⑸中：

①采用坐标变换法，求出固定坐标系下的动态应变值：

ε_水平(t)＝ε₁(t)cos ωt-ε₂(t)sin ωt

                                        (1)

ε_垂直(t)＝ε₁(t)sin ωt+ε₂(t)cos ωt

式中ω为旋转坐标的转动角速度；

②由动态应变值计算动态弯矩：

M_垂直(t)＝E×W×ε_垂直(t)

                                        (2)

M_水平(t)＝E×W×ε_水平(t)

其中：E,W分别为转轴弹性模量和截面模量；

③根据轴段力学数学模型，忽略轴段自身的不平衡量，计算轴承垂直和水平方向上所承受的动态载荷f_垂直(t),f_水平(t)：

                      (4)

式中：L为轴承轴向中部到测量动态应变值截面的距离。

6.根据权利要求5所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于：在所述转轴轴段截面的垂直和水平方向上的弯矩测量采用全桥模式，即所述每组应变片采用4个，所述动态应变信号和所述键相脉冲信号通过无线传输方式发送至动态应变测试分析仪。

7.根据权利要求6所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于：在完成所述步骤⑸后，通过频谱分析，求解出轴承动态荷载和转轴振动位移中与试验转速频率相同的简谐分量值f_1,垂直(t),f_1，水平(t),x₁(t),y₁(t)： 

轴承动态载荷和转轴振动位移均由若干频率组成，即：

                              (5)

式中：ω_i为各阶频率，F_i,垂直,F_i,水平，X_i,Y_i为与各阶频率相对应的力和位移简谐分量的幅值。

所述简谐分量值相应的复数表示形式是：

f_1，垂直(t)＝F_1,垂直e^jωt

f_1，水平(t)＝F_1,水平e^jωt

                            (6)

x₁(t)＝X₁e^jωt

y₁(t)＝Y₁e^jωt

在所述步骤⑸中②，所述的转轴为圆轴，转轴的截面模量为：

其中：D,d分别为圆轴外径和内径。

8.根据权利要求7所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于：在所述步骤⑹中，所述轴承润滑理论的相应计算公式是：

。

9.根据权利要求8所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于： 在所述步骤⑺中，所述另外两组求解方程是：

。

10.根据权利要求9所述的滑动轴承动力特性系数试验识别方法，其特征在于：在所述步骤⑻中，四个未知数的数值是：H_xx,H_xy,H_yx,H_yy，计算轴承刚度和阻尼系数的公式是：

K_xx＝Re al(H_xx),K_xy＝Re al(H_xy)

K_yx＝Re al(H_yx),K_yy＝Re al(H_yy)

                                        (9)

C_xx＝Im ag(H_xx)/ω，C_xy＝Im ag(H_xy)/ω

C_yx＝Im ag(H_yx)/ω，C_yy＝Im ag(H_yy)/ω

式中：Real()和Imag()分别表示取复数的实部和虚部。 

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