1引言

懸臂結(jié)構(gòu)的通風(fēng)電動(dòng)機(jī)靠近通風(fēng)機(jī)葉輪一側(cè)的軸承除要承受通風(fēng)機(jī)葉輪的重量外，還要承受轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不平衡離心力引起的交變載荷，使轉(zhuǎn)子和軸承同時(shí)產(chǎn)生振動(dòng)，增大機(jī)械噪聲。轉(zhuǎn)子不平衡力引起的振動(dòng)在通風(fēng)機(jī)振動(dòng)頻譜中主要表現(xiàn)為軸頻及其倍頻的振動(dòng)，為了抑制由于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不平衡引起的振動(dòng)，目前普遍采用的方法是對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)動(dòng)平衡。本文根據(jù)對(duì)剛性轉(zhuǎn)子的運(yùn)動(dòng)分析，制定了通風(fēng)機(jī)現(xiàn)場(chǎng)動(dòng)平衡的試驗(yàn)方法。試驗(yàn)表明，該方法可以有效地降低由于動(dòng)平衡不良原因引起的通風(fēng)機(jī)軸頻振動(dòng)。

2剛性轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動(dòng)

研究剛性轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡運(yùn)動(dòng)的模型為圖1所示的Jeffcott轉(zhuǎn)子。它是由一根支承在兩個(gè)軸承上的豎軸，中間裝有質(zhì)量m的圓盤。設(shè)圓盤的幾何中心為O1，質(zhì)心G，偏心距e=O1G，軸支承中心的連線與圓盤的交點(diǎn)為O。當(dāng)轉(zhuǎn)子靜止時(shí)，圓幾何中心O1與軸心O是重合的。

建立直角坐標(biāo)系xoy，圓盤形心O1的運(yùn)動(dòng)軌跡為xy)，則圓盤質(zhì)心G的位置為(x+ecoswt，y+esinwt)。假設(shè)轉(zhuǎn)軸在O處的X和Y方向的剛度均為k，粘性阻尼系數(shù)C，則圓盤在x和y方向的運(yùn)動(dòng)微分方程為：

因此轉(zhuǎn)子的運(yùn)動(dòng)是繞形心O1點(diǎn)自轉(zhuǎn)，同時(shí)又繞支承中心O作公轉(zhuǎn)，它們的角速度都是w。

分析單盤轉(zhuǎn)子位移與激勵(lì)力矢量之間相位角φ與頻率比r的關(guān)系：當(dāng)r 當(dāng)r>l時(shí)，質(zhì)心G和回轉(zhuǎn)中心O處在幾何中心O1的同一側(cè)，在幾何中心的外側(cè)，π／2<φ<π；當(dāng)r=l時(shí)，φ=π/2，軸彎曲的橫向位移接近最大值R=e／2ζ，這時(shí)軸的轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速nc=60wn(2π)。若不考慮其它因素，其值與軸不轉(zhuǎn)時(shí)橫向彎曲振動(dòng)頻率相等。

對(duì)于已知的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，轉(zhuǎn)子質(zhì)量m，支承軸承的阻尼系數(shù)c和彈性剛度K一定，當(dāng)轉(zhuǎn)子在某一轉(zhuǎn)速w下穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)，由式（5）可知相位角φ是一個(gè)常數(shù)，在振動(dòng)研究中，通常稱φ為機(jī)械滯后角。由式（6）可知也是一個(gè)常數(shù)，通常稱α為影響系數(shù)。在工程中，機(jī)械滯后角φ可以通過(guò)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速信號(hào)和振動(dòng)信號(hào)直接測(cè)量，影響系數(shù)α可通過(guò)加試重的方法測(cè)得。

設(shè)理圓盤轉(zhuǎn)子見(jiàn)圖2，質(zhì)量為m，質(zhì)心O和圓盤形心O重合。在半徑R上加一微小質(zhì)量△m1,質(zhì)心移到G1，偏心距為e1，則圓盤轉(zhuǎn)子以轉(zhuǎn)速W旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的動(dòng)撓度為δ1，測(cè)得圓盤振動(dòng)幅值為A1由單自由度系統(tǒng)振動(dòng)原理知A1δ1。同增，如在半徑R上加一微小質(zhì)量△m2，質(zhì)心移到G2，偏心距為e2則，圓盤轉(zhuǎn)子以轉(zhuǎn)速w旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的動(dòng)撓度為δ2，測(cè)得圓盤振動(dòng)幅值為A2，且A2δ2。由α=δ/e為常數(shù)可得。在工程中一般以轉(zhuǎn)子的實(shí)際偏心質(zhì)量為△m1,則通過(guò)加重△m2可以求得轉(zhuǎn)子的實(shí)際偏心質(zhì)量為。如果在實(shí)際偏心質(zhì)量為△m1的180度相位角加質(zhì)量為△m1的平衡塊，則可以校正轉(zhuǎn)子的質(zhì)心G1回到形心O位置，使轉(zhuǎn)子平衡。

3通風(fēng)機(jī)單平面動(dòng)平衡校正方法

根據(jù)Jeffcott轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)的分析，通風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡一般方法如下：

（1）啟動(dòng)通風(fēng)機(jī)以額定轉(zhuǎn)速WN運(yùn)行，測(cè)得原始不平衡振動(dòng)矢量

（2）停下通風(fēng)機(jī)，在葉輪內(nèi)平面上某個(gè)半徑 R和相位角β上加度重P1= P1﹤β；

（3）啟運(yùn)通風(fēng)機(jī)以額定轉(zhuǎn)速wn運(yùn)行，測(cè)得加試重后振動(dòng)矢量A01= A01﹤α01；

（4）計(jì)算由試重引起的振動(dòng)的振幅值和相位角A1= A01﹤α1；

由A1= A01﹤A01；得，

（6）在葉輪內(nèi)平面半徑R上安裝平衡質(zhì)量Q；

（7）重新測(cè)量轉(zhuǎn)子振動(dòng)，如不滿足要求則重復(fù)進(jìn)行以上試驗(yàn)。

4通風(fēng)機(jī)動(dòng)平衡試驗(yàn)

某型號(hào)通風(fēng)機(jī)組的振動(dòng)較大，為了抑制軸振動(dòng)，通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)動(dòng)平衡來(lái)校正，要求平衡精度到G2.5級(jí)。動(dòng)平衡校正系統(tǒng)采用B&K公司7790動(dòng)平衡系統(tǒng)測(cè)試。風(fēng)機(jī)參數(shù)如下：

額定轉(zhuǎn)速：nN=1800 rpm；

電機(jī)轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)子重量：mM =30 kg；

風(fēng)機(jī)葉輪重量：m1=25 kg；

風(fēng)機(jī)葉輪半徑：R1=2l5 mm；

動(dòng)平衡校正半徑：R=205 mm。

根據(jù)精度等級(jí)計(jì)算試重質(zhì)量：

校正過(guò)程見(jiàn)表1和圖3。通過(guò)校正，通風(fēng)機(jī)的動(dòng)平衡達(dá)到G2.5級(jí)，校正后電機(jī)的振動(dòng)明顯減小，從振動(dòng)頻譜圖上看，30Hz軸頻振動(dòng)比較如表2。

表1 通風(fēng)機(jī)動(dòng)平衡校正過(guò)程

 

	振動(dòng)及相位角		實(shí)際加平衡重		建議加平衡重
	A(mm/s2)	φ(°)	M(g)	φ(°)	M(g)	φ(°)
初始狀態(tài)	161	322
試驗(yàn)狀態(tài)	197	270	13	144	13.2	68
校正狀態(tài)	41	258	13	72

表2 校正前后風(fēng)機(jī)振動(dòng)比較

 

	初始狀態(tài)	校正后狀態(tài)
	振動(dòng)加速度（mm/ s2）
X向（水平方向）	1.68	1.00
Y向（電機(jī)軸向）	3.25	1.39
Z向（垂直方向）	0.05	0.13

5結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)的理論分析和通風(fēng)機(jī)動(dòng)平衡的試驗(yàn)驗(yàn)證，可得如下結(jié)論：

（1）單平面動(dòng)平衡校正方法可以有效降低通風(fēng)機(jī)組的軸頻振動(dòng)，且簡(jiǎn)便易行，具有實(shí)用價(jià)值。

（2）進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)動(dòng)平衡之前，要去除由其它因素所引起的振動(dòng)，如聯(lián)軸器不對(duì)中、軸承松動(dòng)、軸承座地腳螺栓松動(dòng)等故障，通風(fēng)機(jī)安裝平臺(tái)也要牢固穩(wěn)定，否則都會(huì)影響試驗(yàn)的效果。