某压缩机动力学设计与应用

1齿轮耦合转子滑动轴承系统动力学设计的一般理论

1.1耦合模型

1.2齿轮耦合转子滑动轴承系统固有振动方程

1.3齿轮耦合转子滑动轴承系统的强迫振动

设齿轮轴系共有n根转子，每根转子都存在外在激励，那么系统将同时存在n个不同频率的激励。

2DH型透平压缩机齿轮耦合转子滑动轴承系统的动力学设计

2.1转子系统动力学参数的整定

经结构设计，强度校核后初步确定下3根转子的结构参数，参照同类压缩机组所用轴承决定G轴的支撑轴承采用圆轴承，H轴与L轴采用可倾瓦轴承。然后按本文介绍的齿轮耦合转子动力学理论对该压缩机转子滑动轴承系统的结构参数进行动力学设计与修改整定。整定后的该机组转子滑动轴承系统参数及详细的动力学分析.

2.2系统的稳定性

计算结果表明，该压缩机转子轴承系统的失稳转速为nG3450r/min，超出*高工作转速14%.

2.3系统的临界转速

在转子系统#20%的工作转速范围内，有14791 r/min，17998r/min两个临界转速。14791r/min这个临界转速比L轴的工作转速低5.7%，对应着一个L轴以扭转为主的弯扭耦合模态，17998r/min这个临界转速比H轴的工作转速高4.1%，对应着H轴的一个弯扭耦合模态。

2.4系统的不平衡响应

虽然在H轴和L轴的工作转速附近存在14791 r/min，17998r/min两个临界转速，但计算表明，齿轮耦合对L轴的不平衡响应起到了极好的抑制作用，另外由于17998r/min的临界转速上，转子系统的对数衰减率较大（=2.7），而共振放大因子AH较小（AH= 1.38），所以L轴和H轴的不平衡响应都很小<4>251-252<5>58-75。按上文给定的不平衡量计算，在工作转速点上，H，G，L3转子轴承处的*大不平衡振动量分别只有4.2%，1.4%，2%，远小于API标准允许的26.6%，63.8%，27.8%.综上可见，该压缩机转子轴承系统具有良好的动力学性能。

3整机试验测试

为了检验本文理论的正确性，对按上述理论设计整定的一台DH型压缩机转子轴承系统的稳定性和振动进行了整机现场测试。测试是在杭州制氧机集团公司透平分厂进行的。

3.1测试系统简介

在转子系统的6个轴承处共设置了10个Bently7200型电涡流位移传感器。1号，2号传感器安装在H轴左轴承处，3号，4号传感器安装在H轴右轴承处；5号，6号传感器安装在L轴左轴承处，7号，8号传感器安在L轴右轴承处；9号，10号传感器则安装在G轴右轴承处。各传感器安装方位分别与水平方向成45。

从位移传感器拾取的电涡流信号经前置器和A/D转换，输入计算机进行数据采集，然后对采集到的时域信号进行FFT分析，得到转子系统的频谱图。

3.2测试结果与分析

测试是在机组额定工作转速下进行的。

3.2.1振动信号与频谱分析。

3转子的频谱都是以工频为主，兼有2倍频和3倍频，没有半频成分，说明系统振动主要是由转子的初始不平衡造成，没有因轴承油膜涡动引发的不稳定。整个转子轴承系统是稳定的，这与理论分析结果完全相同。

3.2.2转子不平衡振动测量与分析

L轴与G轴的振动值完全符合API标准，H轴也非常接近API标准，且整个转子系统振动幅值波动很小，运转平稳。厂方认为，完全达到设计指标。

由于无法知道实际转子确切的不平衡量的大小，特别是由于传感器安装方向与理论计算所采用的坐标方向不一致，所以实际测得的转子振幅与理论计算值差别较大。相对来说，H轴振动较大，L轴与G轴振动较小，机组的这一振动特征与理论结果是一致的。

4总结对按本文理论与程序整定设计的某DH型透平压缩机整机试验测试表明：

（1）该压缩机转子滑动轴承系统动力学性能优良，完全达到设计指标；

（2）建立的齿轮耦合转子滑动轴承系统动力学设计理论正确，所开发的齿轮耦合转子滑动轴承系统动力学设计软件完全满足工程实用要求。

（3）本文介绍的理论与实践说明，在对象DH型透平压缩机转子轴承系统这样的齿轮耦合转子轴承系统系统进行动力学设计时，必须考虑齿轮的耦合效应，运用齿轮耦合轴系弯扭耦合振动理论，才能保证转子系统动力学设计的合理与可靠。