聯(lián)軸器不對中狀態(tài)對船舶軸系動力學特性影響的試驗

針對某船舶高速軸系不對中狀態(tài)對軸系振動的影響，建立渦輪轉(zhuǎn)子一傳動軸一太陽輪轉(zhuǎn)子試驗?zāi)Ｐ?，通過調(diào)整軸承支座的標高來模擬平行不對中和轉(zhuǎn)角不對中量，進行多次升降速試驗獲得靠近軸承處的轉(zhuǎn)子的振動位移。不同的聯(lián)軸器不對中狀態(tài)對軸系的臨界轉(zhuǎn)速沒有影響；在工作轉(zhuǎn)速4200r／min時，不同聯(lián)軸器對中狀態(tài)下軸系各測點基頻振動幅值變化很小，靠近套齒聯(lián)軸器的太陽輪右側(cè)軸承處轉(zhuǎn)子2倍頻振動明顯大于左側(cè)軸承處的振動；整體抬高太陽輪軸系標高對2倍頻振動的影響較??；太陽輪左側(cè)軸承支座標高降低時各軸承處2倍頻振動幅值均有變大；降低渦輪驅(qū)動端軸承支座的標高，軸系2倍頻振動幅值整體變大；各對中狀態(tài)下所有測點振動幅值的計算值與試驗測量值的平均偏差小于20，不同的對中狀態(tài)對渦輪機轉(zhuǎn)子的振動影響均小于對太陽輪轉(zhuǎn)子的影響

轉(zhuǎn)子軸系的扭矩傳遞大多采用聯(lián)軸器，聯(lián)軸器不對中將產(chǎn)生一系列不利于設(shè)備運行的動態(tài)效應(yīng)，使旋轉(zhuǎn)機械的振動變得復雜，轉(zhuǎn)子不對中引起的故障約占總故障數(shù)的60。通過理論推導和有限元仿真研究了不對中嚙合力對轉(zhuǎn)子一套齒聯(lián)軸器系統(tǒng)的影響規(guī)律，不對中聯(lián)軸器的剛度并非是恒定的常量，而是與動態(tài)位移相關(guān)的變量，甚至在某些狀況下主剛度出現(xiàn)負值，其倍頻幅值變加，使振動變得復雜；

分析膜片式彈性聯(lián)軸器不對中的情況下，滑動軸承支撐的多盤轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的非線性動力學特性和穩(wěn)定性，聯(lián)軸器引起的倍頻振動中2倍頻依然占據(jù)主要地位；針對某航空發(fā)動機內(nèi)外雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不對中問題，通過有限元仿真得出內(nèi)外轉(zhuǎn)子的振動均出現(xiàn)2倍頻的特征。建立了非線性油膜力影響下不對中滑動軸承一轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學模型，通過微分耦合經(jīng)驗?zāi)B(tài)分解方法能更直觀地找到故障診斷中不對中的頻率成分；對航空發(fā)動機轉(zhuǎn)子的不對中模式和振動特性做了總結(jié)，套齒聯(lián)軸器不對中和支點滾動軸承不對中分別會使低壓轉(zhuǎn)子系統(tǒng)、風扇轉(zhuǎn)子系統(tǒng)和高壓轉(zhuǎn)子系統(tǒng)產(chǎn)生橫向和軸向振動，轉(zhuǎn)頻和倍頻成分均會出現(xiàn)，但與不對中量值(角度和平行偏置量)均不成比例關(guān)系；研究了柔性轉(zhuǎn)子一滾動軸承系統(tǒng)在碰摩和不對中故障耦合作用下的動力學響應(yīng)特征，準確地給出了不對中故障時的頻譜和軸心軌跡圖；通過試驗?zāi)M了油膜渦動和不對中兩種故障的診斷結(jié)果，不對中時階次譜系中基頻和倍頻同時存在，通過階次譜分析能分辨出半頻渦動和不對中的故障差異。

本文通過搭建渦輪轉(zhuǎn)子、傳動軸轉(zhuǎn)子、太陽輪轉(zhuǎn)子通過聯(lián)軸器耦合的試驗?zāi)Ｐ停{(diào)整各軸承支座的標高來模擬轉(zhuǎn)子的各種不對中狀態(tài)，獲得軸承附近轉(zhuǎn)子振動數(shù)據(jù)，試驗得出倍頻成分對軸系振動的影響規(guī)律并通過標高的變化確定不對中量對振動的影響程度?？紤]了聯(lián)軸器耦合剛度對振動的影響，也考慮了軸承座的支反力對軸承動力學參數(shù)的影響，計算了不對中量對不同位置轉(zhuǎn)子的基頻和倍頻的振動響應(yīng)的影響程度。