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渦旋壓縮機的振動時域和頻域分析

發布日期:2015-04-06 來源: 壓縮機產業網 查看次數: 945
核心提示:  目前在美國、日本等國家渦旋式壓縮機的應用已相當廣泛,尤其在空調領域,已能實現微振、靜音的水平,與之相比,我國在渦旋壓
    
  目前在美國、日本等國家渦旋式壓縮機的應用已相當廣泛,尤其在空調領域,已能實現微振、靜音的水平,與之相比,我國在渦旋壓縮機的應用方面,其發展前景可觀。國內對于往復式、離心式等壓縮機的振動研究進行的較多,在渦旋壓縮機振動方面的研究尚少。對于渦旋壓縮機在我國的應用,提高加工精度可以起到很大的推動作用,同時依據實際中得來的振動信號的分析,建立合理的裝配工藝也是一種有效的途徑。
  1渦旋壓縮機的振源分析渦旋壓縮機(不采用徑向隨變機構)的動力傳輸鏈如圖1所示。建立如下假設:( 1)忽略電機振動的影響( 2)在潤滑條件良好的情況下,十字滑塊的影響可以忽略不計( 3)渦旋壓縮機作為一個整體,與支撐底座組成的振動系統的影響忽略不計( 4)忽略由于進、排氣口處氣流脈動所造成的影響。
  不同設備上所用的轉子其振動特性及引起振動的原因有很大的差別。高速轉子,其動平衡程度要求高,同時軸承的運轉情況及潤滑油膜的自激振動都要仔細地分析。中、低速轉子則不然,渦旋壓縮機的轉子轉速為3 000 r /min左右,屬中低速轉子,其所受載荷、動平衡程度及安甘肅工業大學學報裝情況是振動分析考慮的方面。
  動渦旋盤作為傳輸鏈上的第二個環節,也是渦旋壓縮機的關鍵部件,它的運轉情況直接影響機器的性能好壞,是研究的重點。
  2動渦旋盤的振動數學模型動渦旋盤所受的力是一復雜的空間力系建立兩坐標系:即慣性坐標系(X , Y , Z)和動坐標系(x , y ,z ) .在動渦旋盤運轉過程中,兩坐標系坐標軸始終對應平行。為分析問題方便,另外建立的廣義坐標系(z)用來度量動渦旋盤運轉平穩性用拉格朗日方程建立動渦旋盤的振動微分方程動渦旋盤的振動分析力學模型見文獻[2],要保證兩力學模型的儲能效果(剛度)等效,耗能(阻尼)效果等效。
  根據動渦旋盤的動力學分析及以上所述,可以推得動渦旋盤的振動數學模型:式中m質量轉動慣量動渦旋盤質心坐標方程( 1)中的等效剛度系數k和等效阻尼系數c 0,可由相關理論來確定,也可利用實驗來測定徑向隨變機構的采用,使動渦旋盤有一個徑向的自由度[ 6].該自由度上的振動可認為與動渦旋盤的軸向振動無關,可簡化為一單自由度的振動系統。
  3曲軸的振動數學模型渦旋壓縮機的曲軸屬于階梯軸,它的動力學分析可以見文獻[4 ].
  曲軸工作時有3個振動方向:沿x , y坐標的彎曲振動繞中心線(z坐標)的扭轉振動。將曲軸的振動分解為上述的3種振動,如圖2和圖3所示。
  在此,把曲軸的振動看成有限自由度的振動系統。為了使圖示的簡化分析模型能反映曲軸的實際振動情況,必須遵循等效處理的幾個條件:每一段的質量與對應的集中質量相等每一段的慣性矩與對應圓盤的慣性矩相等各段對應的集中質量的質心均分布在同一中心線上相鄰段之間的剛度(抗扭剛度和抗彎剛度)與兩質點間的剛度相等。
  利用振動力學中的影響系數法和拉格朗日方程來建立曲軸的振動微分方程:m,δ,c分別為系統的質量矩陣、柔度矩陣和阻尼矩陣,Q為振動系統的外界激振力矩陣。
  抗彎剛度為曲軸扭轉振動方程:式中M曲柄銷所受的阻力矩(圖5)分別為各等效圓盤的轉動慣量分別為各段的抗扭剛度分別為各段長度各圓盤相對于靜平衡位置的轉角由方程( 3)可知,氣體阻力矩M對曲軸的扭轉振動影響較大。
  4渦旋壓縮機的振動頻域分析頻域分析所用的數據是由以下實驗獲得的。實驗所用的設備及裝置如下:甘肅工業大學渦旋研究所的渦旋壓縮機性能實驗臺, 5h的立式渦旋壓縮機,三個壓電式加速度傳感器,電荷放大器,日本TEAC公司生產的XR510C型磁帶記錄儀和中國天津電子儀器總廠與美國亞特蘭大公司譜動態部合作生產的SD375Ⅱ型動態分析儀各一臺。實驗框圖如圖4所示。
  該實驗所得的數據和表2頻率幅值傳感器安裝部件頂部中部動渦旋盤安裝處底部振動相干系數值頻率f / Hz相干系數T相關對象頂部與中部的振動信號頂部與底部的振動信號底部與中部的振動信號由表1和表2可以發現:所測渦旋壓縮機的振動信號中,頻率為49 Hz及49 Hz倍數的分量和頻率為121 Hz的分量是主要的。
  顯然所測渦旋壓縮機的電機轉速為2 950~2 850 r /min,頻率為49 Hz及其倍數的分量的出現是正常的,這是由于電機的周期性激發所造成的,屬電機的同步振動。完全消除該分量是不可能實現的,只有設法降低其在整個振動能量(功率)中所占的比例。提高軸承潤滑條件,提高主軸的加工質量,選擇性能較好的電機等可以降低該分量所占的能量(功率)比例。
  頻率為121 Hz的分量是分析的重點。作者認為它的產生是動渦旋盤造成的。由測量數據可看出,靠近電機的底部傳感器所測的信號中,該分量的幅值相當小,這就排除了軸承的因素十字滑塊的振動受動渦旋盤的影響而一般氣流的脈動頻率比較高,隨機性很強。
  確定頻率分量為121 Hz的動渦旋盤的振動方向。由表1可知,中部傳感器所測信號中,該分量的幅值比較大(頂部傳感器測的是渦旋壓縮機的縱向振動信號中部和底部傳感器測的是渦旋壓縮機的橫向振動信號) ,所以作者認為是由徑向柔性機構造成的。產生該頻率分量的原因有二:一是動渦旋盤的軸向振動二是徑向柔性機構的原因。作者認為發現該分量對渦旋壓縮機的減振工作有很大益處。
  另外,分析表明表格中的頻率為2. 5 Hz的分量是干擾造成的,是由傳感器的信號傳輸線固定不當造成的。
  5結論1)渦旋壓縮機的振動主要是由氣體作用力、氣體阻力矩的不穩定性造成的。阻力矩的不穩定必然使得驅動力矩也不穩定,這就使渦旋壓縮機的工作性能變差。
  2)通過頻域分析,對渦旋壓縮機的實際振動情況有了一定的認識,為進行針對性的減振提供了依據,也為渦旋壓縮機的故障診斷提供了一種很好的方法。
 

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