专利名称：旋转机器支承状态、动平衡及不对中的测试方法和装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及机械装备可靠性与安全技术领域，具体是一种旋转机器支承状态、动平衡及不对中的测试方法和装置。
背景技术：
现代的复杂机器通常由若干功能单机通过机械连接组合而成；旋转机器则由联轴器连接而成。普遍存在的问题是不仅因为各机器有其独立的支承以及该支承存在静态刚度的各向异性，而且在运转的动态条件下还存在等效静刚度的变化、存在其与系统组合后的共振，还存在各机器的静态不对中及不同于静态不对中的动态不对中问题。由此带来了在系统安装、调试和运转时出现动态刚度、阻尼和不对中效果不同于静态效果，以致使得安装、调心工作无所适从而机器振动强烈并影响安全和寿命的问题。其根本原因在于当前对于支承刚度及不对中的测试方法都是基于静态条件进行的。例如，对轴系悬挂质量为M的重物前后，用千分表或者激光测量仪测量轴的向下垂直位移YD ；对轴系通过上方滑轮悬挂质量为M的重物前后，用千分表或者激光测量仪测量轴的向上垂直位移YU ；对轴系通过左方滑轮悬挂质量为M的重物前后，用千分表或者激光测量仪测量轴的向左水平位移YL ；对轴系通过右方滑轮悬挂质量为M的重物前后，用千分表或者激光测量仪测量轴的向右水平位移YR。如附

图1-1。但在静态测量时，由于转子和轴系的自身重力向下方的作用消除或减小了轴承下方的游隙而使向下的方向体现为高刚度，向上的方向则体现为低刚度；而运转时则因为建立了油膜，上下方向的刚度就不同于静态时的刚度。特别是静态时轴心的上下左右位置不同于运转时的轴心上下左右位置，以致两台机器静态时调整为同心(对中) 的结果在运转以后可能变为不同心(不对中)。为了克服上述静态测试与调节的缺陷，已有在动平衡机器上或在运转中测试不平衡量并据此进行调节的方法，但为了避免受到高转速时出现的共振或临界转速的量值放大和相位改变的影响而通常只进行低转速的测试。但根据低转速测试的结果仍然不能发现共振与临界转速等因素对于平衡和对中的影响，从而不能进行更全面、准确地调节。因此，在静态时和低转速时对于支承刚度和同心度的检测虽然具有一定的价值， 但往往不能真实地反应机器运转时轴系的实际状况，例如机器转子与静子的支承轴承、金属橡胶柔性减震器在振动幅度增大时的支承刚度上升[1]而阻尼则相应下降，由此引起共振频率随振动幅度、特别是随共振幅度上升而上升，甚至引起油膜震荡。由于转子存在质量m、不平衡偏心量为r、转速频率为f，则转子受到轴承支承的向心力为F = mv2/r，由于ν = 2 π rf，所以有F = πΚ2 π rf)2/r = mr(2 3if)20进而有加速度峰值A = F/ (m+m2) = rm(2Ji f)7 (m+m2)，式中m2为支承转子的机器质量。从而有振幅峰值 X = A/ (2 π f)2 = rm/ (m+m2)。向心力和加速度都是与频率的平方成正比的值。该力由支承的轴承及其油膜传递到机器，但由于转速频率f接近或等于机器或轴承支承共振频率时，机器质量m2的特性发生动态变化，其运动的相位不同于力的相位，在力作用方向的运动视在质量降低，甚至出现负值即反向，从而使得加速度A和振幅X上升，减小甚至消除了轴承的油膜厚度，使轴承对于转子的支承刚度上升、阻尼下降，共振频率上升，共振增益增大，出现所谓“硬弹性共振” 现象。如图1-2表明小振动时全转速范围内只有低刚度共振，图1-3则表明大振动时全转速范围内只有高刚度共振，图1-4则表明由于低刚度共振幅度大引起硬弹性高刚度共振； 图1-5还表明在转频接近低刚度共振频率时因低、高刚度共振机制交替出现而引起油膜震荡转频接近于低刚度共振时，油膜消失，刚度增大，共振频率突然上升为高刚度共振，但由于共振频率突然上升而转速频率尚未增加，即与共振频率之差突然增大，使振动幅度突然下降，于是油膜重新建立，刚度降低，系统共振频率又突然下降到接近转速频率，振动再次增大，油膜再次消失，出现了转速不增加时共振频率和油膜交替变化的、振动幅度对应起伏变化的所谓“油膜震荡”状态。调平衡与调同心的目的是降低转子所产生的振动激励。应用于静态检测的千分表或者激光测量仪，不能解决动态条件下的不平衡和不同心(不对中)检测问题，从而也不能准确指导(旨在保证动态时动平衡合格和机器之间对中的)调节工作。现有的基于振动响应幅度检测动平衡和不对中的方法因为受到复杂的水平、垂直方向不同的共振因素的影响而不能准确地识别真实的不平衡与不对中。例如附图1-6 图 1-9所示的通过机器水平、垂直1阶振动的轨迹之长轴来识别不平衡的现有动态监测方法， 因为在转速频率越过水平、垂直的两个固定共振转速频率的前、中、后，都有不同的轨迹，据此识别不平衡的方向和大小也难以实现。现代工业机械系统经常需要检查机器的支承是否稳定，以识别支承的状态是否劣化或者存在不良因素，识别支承的变刚度设计是否达到预定的技术指标，作为减小机器振动、延长机器寿命和保障机器安全的维护指南。例如某些设计为线性刚度的机器在出现支承与机器系统共振(特别是与转速频率的1阶共振)时由于振幅增大而出现软弹性或硬弹性等非线性弹性现象，不仅使得振动增大，而且共振转速区间变宽，直到艰难地越过共振区域之后振动减小时才能恢复原来的弹性。弹性是材料在外力作用下发生变形，当外力取出后能回复原状的能力。刚度是指在外力作用下抵抗弹性变形的能力。弹簧材料要求有较高的弹性。某些机器的质地不良的弹性支承可能存在不受欢迎的非线性弹性，因为软弹性可能导致机器的在共振时刚度下降、 振动超常增大和降低转速时也不能迅速退出共振等现象，而硬弹性可能导致机器的在共振时刚度增加、振动超常增大和增加转速时也不能迅速冲过共振区等现象。对于固定安装、 不变质量的旋转机器的支承而言，硬弹性和软弹性支承均是不利的。当代普遍采用的柔性支承则易出现软弹性现象。识别系统属于硬弹性或软弹性支承的经典方法，是铁摩辛柯 (Timoshenko)在机械振动学中提出的变转速振动测试方法如果机器在增速过程中出现频率为 的共振后，继续增速时共振频率随着转速频率增加而继续增高，直到频率增加到 f2 > fO后振动突然减小，则为硬弹性共振；如果机器从高转速降低转速的过程中出现频率为fO的共振后，继续减速时共振频率随着转速频率继续下降，直到频率减小到Π < fO后振动突然减小，则为软弹性共振。但没有对于机器在何转速下出现刚度变化及高低转速下刚度变化程度的相对比较，更没有对于机器的刚度变化发生在何方位(水平、垂直及其他方向)的量度。

发明内容
本发明所要解决的技术问题是，在旋转机器运转过程中检测机器等效支承状态、 动平衡和检测各台机器之间的不对中信息，克服传统的静态检测方法不能识别机器动态条件下的支承刚度状态和对中状态的盲区以及因此而不能全面正确地指导调试的困境。为解决上述问题，本发明的技术方案是，旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法为1)获得两台通过联轴器连接的机器(1、2)之靠近联轴器侧的在N(O) N(i)的 (i+Ι)个准全转速试验的转速数据及其对应的振动数据样本N (0 i)，xl(0 i)、yl(0 i)、x2(0 i)、y2(0 i)；2)利用所述4*(i+l)个振动数据样本分别进行FFT分析得到准全转速范围每个转速状态的1阶振动量值xi 1 (0 i)、Yl 1 (0 i)、X21 (0 i)、Y21 (0 i)和准全转速范围每个转速状态的2阶振动量值X12 (0 i)、Y12 (0 i)、X22 (0 i)、Y22 (0 i)，或利用所述4*(i+l)个振动数据样本分别进行转速跟踪滤波得到准全转速范围每个转速状态的1阶振动波形样本:xll(0 i)、yll (0 i)、x21 (0 i)、y21 (0 i)和准全转速范围每个转速状态的2阶振动波形样本X12(0 i)、yl2(0 i)、X22(0 i)、y22(0 i)J# 到1阶振动传递响应函数和2阶振动传递响应函数；3)利用共振频率F对应于从0 i的某个试验序号i0的转速N(iO)，以复合理想传递函数相对除振动传递响应函数，得到变激振、变刚度识别函数；4)利用变激振、变刚度识别函数建立识别判据以及处理方法；5)进行量值和方向的不对中分析计算。在所述的获得N(O) N(i)的(i+Ι)个准全转速试验的转速数据及其对应的振动数据样本N (O i)，xl (O i)、yl (O i)、x2 (O i)、y2 (O i)过程中，通过对机器从最低试验转速到最高试验转速NM的连续慢变转速的振动测量或从低转速到最高试验转速、每隔Dr/min进行一次的若干定转速获取振动测量。其中D为变转速测试的间隔。所述的每个振动数据样本的长度建议为4096，采样方式为天文时钟触发方式或转速跟踪触发方式。从最低试验转速NO到最高试验转速匪的检验次数CI建议值为CI > 50，每次转速增量D = (NM-NO)/Cl，并在共振区间减少增量至D/2。所述的最高试验转速匪等于机器最高运行转速的100% 105%，所述最低试验转速NO应低于机器最低共振转速50 %，并高于机器运行的最高转速的10 %，转速增量D的量值为机器运行的最高转速的1 3%，建议值为1.85%。获取1阶振动传递响应函数和2阶振动传递响应函数的步骤为1)对所述4*(i+l)个振动数据样本分别进行FFT分析，得到准全转速范围每个转速状态的1阶振动量值X11 (O i) ,YlKO i)、X21 (O i)、Y21 (O i)，以及准全转速范围每个转速状态的2阶振动量值X12 (O i)、Y12 (O i)、X22 (O i)、Y22 (O i)；或者对所述4*(i+l)个振动数据样本分别进行转速跟踪滤波，得到准全转速范围每个转速状态的1阶振动波形样本xll (O i)、yll (O i)、x21 (O i)、y21 (O i)，以及准全转速范围每个转速状态的2阶振动波形样本xl2 (O i)、yl2 (O i)、x22 (O i)、y22 (O i)；
2)对N(O) N(i)的(i+Ι)个转速下的1阶振动量值和2阶振动量值，分别除以其第一个最低转速时的对应振动量值Xll (0)、Yll(O)、X21 (0)、Y21 (0)和X12 (0)、Y12 (0)、 X22 (0)、Y22 (0)，得到归一化的可能含有多个及变刚度的共振因素及原始激振因不平衡量变化因素的传递响应函数值1 阶振动传递响应函数XC11(0 i) = X11(0 i)/Xll(0)、YC11(0 i)= Y11(0 i)/Yll(0)、XC21(0 i) = X21 (0 i)/X21 (0)、YC21 (0 i) =Y21(0 i)/ Y21(0)，2 阶振动传递响应函数为)(C12(0 i) = X12(0 i)/X12(0)、YC12(0 i)= Y12 (0 i) /Y12 (0)、XC22 (0 i) = X22 (0 i) /X22 (0)、YC22 (0 i) = Y22 (0 i) / Y22(0)。获取变激振、变刚度识别函数的步骤为1)找到振动传递响应函数的极大值，确定它们对应的转速N或转频F，所述振动传递响应函数的周期为T = 1/F，延迟时间为t = ΤΛ2 π ))，并定义为可能共振频率，确定它们相对最低转速时的振动传递响应函数幅值的比值Q，据此计算该可能共振因素的阻尼比 η = 1/(2Q)，按照下式的经典连续理论传递函数
权利要求
1.一种旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，该方法为1)获得两台通过联轴器连接的机器(1、幻之靠近联轴器侧的在N(O) N(i)的(i+1) 个准全转速试验的转速数据及其对应的振动数据样本N(0 i)，xl (0 i)、yl (0 i)、 x2(0 i)、y2(0 i)；2)利用所述4*(i+l)个振动数据样本分别进行FFT分析得到准全转速范围每个转速状态的1阶振动量值X11 (0 i)、Yl 1 (0 i)、X21 (0 i)、Y21 (0 i)和准全转速范围每个转速状态的2阶振动量值X12 (0 i)、Y12 (0 i)、X22 (0 i)、Y22 (0 i)，或利用所述4*(i+l)个振动数据样本分别进行转速跟踪滤波得到准全转速范围每个转速状态的1 阶振动波形样本:xll(0 i)、yll (0 i)、x21 (0 i)、y21 (0 i)和准全转速范围每个转速状态的2阶振动波形样本xl2 (0 i)、yl2 (0 i)、x22 (0 i)、y22 (0 i)，得到1 阶振动传递响应函数和2阶振动传递响应函数；3)利用共振频率F对应于从0 i的某个试验序号i0的转速N(iO)，以复合理想传递函数相对除振动传递响应函数，得到变激振、变刚度识别函数；4)利用变激振、变刚度识别函数建立识别判据以及处理方法；5)进行量值和方向的不对中分析计算。
2.根据权利要求1所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，还包括在所述的获得N(O) N(i)的(i+Ι)个准全转速试验的转速数据及其对应的振动数据样本N (O i)，xl (O i)、yl (O i)、x2 (O i)、y2 (O i)过程中，通过对机器从最低试验转速到最高试验转速匪的连续慢变转速的振动测量或从低转速到最高试验转速、每隔Dr/min进行一次的若干定转速获取振动测量。
3.根据权利要求2所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，所述的每个振动数据样本的长度建议为4096，采样方式为天文时钟触发方式或转速跟踪触发方式。
4.根据权利要求2所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，从最低试验转速NO到最高试验转速NM的检验次数CI建议值为CI > 50，每次转速增量D = (NM-NO)/Cl，并在共振区间减少增量至D/2。
5.根据权利要求2所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，所述的最高试验转速NM等于机器最高运行转速的100% 105%，所述最低试验转速 NO应低于机器最低共振转速50%，并高于机器运行的最高转速的10%，转速增量D的量值为机器运行的最高转速的1 3%，建议值为1.85%。
6.根据权利要求1所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，获取1阶振动传递响应函数和2阶振动传递响应函数的步骤为1)对所述4*(i+l)个振动数据样本分别进行FFT分析，得到准全转速范围每个转速状态的1阶振动量值X11 (O i) ,YlKO i)、X21 (O i)、Y21 (O i)，以及准全转速范围每个转速状态的2阶振动量值X12 (O i)、Y12 (O i)、X22 (O i)、Y22 (O i)；或者对所述4* (i+Ι)个振动数据样本分别进行转速跟踪滤波，得到准全转速范围每个转速状态的 1阶振动波形样本:xll(0 i)、yll (O i)、X21 (O i)、y21 (O i)，以及准全转速范围每个转速状态的2阶振动波形样本xl2 (O i)、yl2 (O i)、x22 (O i)、y22 (O i)；2)对N(O) N(i)的(i+Ι)个转速下的1阶振动量值和2阶振动量值，分别除以其第一个最低转速时的对应振动量值 Xll (0)、Y11 (0)、Χ21 (0)、Υ21 (0)和 Χ12 (0)、Υ12 (0)、Χ22 (0)、 Υ22 (0)，得到归一化的可能含有多个及变刚度的共振因素及原始激振因不平衡量变化因素的传递响应函数值1阶振动传递响应函数:XC11(0 i) = Xll (0 i)/Xl 1(0) ,YClKo i) = Y11(0 i)/Yll(0)、XC21(0 i) = X21 (0 i)/X21 (0)、YC21 (0 i) =Y21(0 i)/Y21(0)，2 阶振动传递响应函数为 XC12(0 i) = X12(0 i)/X12 (0)、YC12 (0 i) =Y12 (0 i) /Y12 (0)、XC22 (0 i) = X22 (0 i) /X22 (0)、YC22 (0 i) = Y22 (0 i) / Y22(0)。
7.根据权利要求1所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，获取变激振、变刚度识别函数的步骤为1)找到振动传递响应函数的极大值，确定它们对应的转速N或转频F，所述振动传递响应函数的周期为T = 1/F，延迟时间为t = ΤΛ2 π )，并定义为可能共振频率，确定它们相对最低转速时的振动传递响应函数幅值的比值Q，据此计算该可能共振因素的阻尼比Π =1/ (2Q)，按照下式的经典连续理论传递函数构建基于该阻尼比n及共振频率F的离散的理想传递函数；2)将经典连续理论传递函数演变为离散的理想传递函数 M(f) = ((l-(f/F)2)2+(2nf/F)2)"0·5M(i) = ((l-(N(i)/N(iO))2)2+(2 n (N(i))/N(iO))2)-0·53)根据离散的理想传递函数算法，分别得出X、Y两个方向的各两个离散的理想传递函数XMl 1(0 2i) ,XMl2 (0 2i) ,YMll (0 2i) ,YMl2 (0 2i)和 XM21 (0 2i)、XM22 (0 2i)、YM21 (0 2i)、YM22 (0 2i)；4)将X、Y方向的各自2个离散的理想传递函数求相对积，得到复合理想传递函数 ΧΜ1(0 2i) = XM11(0 2i)*XM12(0 2i)；YM1(0 2i) = YM11(0 2i)*YM12(0 2i)； XM2 (0 2i) = XM21 (0 2i) *XM22 (0 2i)； YM2 (0 2i) = YM21 (0 2i) *YM22 (0 2i)；5)以复合理想传递函数相对除振动传递响应函数，得到变激振、变刚度识别函数 XPGl (0 i) = XCl 1 (0 i) /XMl (0 i)；YPGl (0 i) = YCl 1 (0 i) /YMl (0 i)； XPG2 (0 i) = XC21 (0 i) /XM2 (0 i)； YPG2 (0 i) = YC21 (0 i) /YM2 (0 i)。
8.根据权利要求1所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，利用变激振、变刚度识别函数建立识别判据以及处理方法的步骤为1)识别变激振量的方法如果变激振变刚度识别函数XPGl(0 i)、YPGl (0 i)、 XPG2(0 i)、YPG2(0 i)存在较之低转速频率时的值连续升高或持久升高的值，则判定为存在变激振状态；2)识别变刚度的方法如果变激振变刚度识别函数XPGl(0 i)、YPGl (0 i)、XPG2(0 i)、YPG2(0 i)在较小转速范围内存在较之低转速频率时的值频繁上升下降， 则判定为存在变刚度状态；3)根据变激振变刚度识别函数XPGl (0 i) ,YPGl (0 i)、XPG2 (0 i)、YPG2 (0 i) 进行减震调节。
9.根据权利要求8所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，根据变激振变刚度识别函数XPGl (0 i)、YPGl (0 i)、XPG2 (0 i)、YPG2 (0 i) 进行减震调节的方法为1)机器1的最大振动激励ZGl(0 i) = [YPGl2(0 i)+XPGl2(0 i)]a5;机器1的最大振动方向角PGl (0 i) = tg"1 [YPG1 (0 i)/XPGl (0 i)]；机器2的最大振动激励ZG2(0 i) = [YPG22(0 i)+XPG22(0 i)]0.5 ；机器2的最大振动方向角PG2 (0 i) = tg-1 [YPG2 (0 i) /XPG2 (0 i)]；2)将机器1的最大振动激励ZGl(0 i)、机器2的最大振动激励ZG2 (0 i)作为真实振动值提交动态平衡调节作为机器激振偏心量计算的依据；3)如果所提交的最大振动激励ZGl(0 i)、机器2的最大振动激励ZG2 (0 i)表征的物理量是振动位移幅度，则直接比例于、但不一定等于转子的偏心量；4)如果所提交的最大振动激励ZGl(0 i)、机器2的最大振动激励ZG2 (0 i)表征的物理量是振动加速度幅度，则不能直接比例于、也不等于转子的偏心量，它们需要折算为振幅ZGl (0 i)/(2JiN(0 i)/60)2，ZG2 (0 i)/(2JiN(0 i)/60)2。
10.根据权利要求1所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，进行量值和方向的不对中分析计算的方法为1)将当前转速频率下出现的X、Y方向2阶振动幅度除以对应的X、Y方向1阶振动复合理想传递响应函数在2倍于当前转速频率时的值，得到X、Y方向2阶振动的真实激励幅度；2)根据准全转速范围的2阶振动量值X12(0 i)、Y12(0 i)、X22(0 i)、Y22(0 i)，找到2阶振动出现最大值X12 (11)、Y12 (11)、X22 (12)、Y22 (12)，及其对应的频率坐标i =(11、12)，再根据坐标(11、12)，找到对应于2*11、2*12的、延伸的1阶振动的复合共振理想传递函数 XMl (2*11)、YMl (2*11) ；XM2 (2*12)、YM2 (2*12)；3)计算剔除共振响应的2阶振动的真实量值X12 = X12(I1)/XM1(2*I1)、Y12 = Y12 (Il)/YMl (2*11)、X22 = X22(12)/XM2(2*12)、Y22 = Y22(12)/YM2(2*12)；4)计算不对中的偏移量和方向角第一步如果2阶振动真实量值X12、Y12、X22、Y22为振幅位移量值，则根据下式计算不对中偏移量值Zl、Z2及其方向角P1、P2 :Pl = tg-1(Y12/X12)、P2 = tg-1 (Y22/X22)；Zl = (Υ122+Χ122) 0 5、Ζ2 = (Υ222+Χ222)0·5 ；第二步如果2阶振动真实量值X12、Y12、X22、Y22为振幅加速度量值，则需分别运算为对应频率下的振幅位移量值，根据公式Pl = tg-1(Y12/X12),P2 = tg-1(Y22/X22) ；Zl = (Y122+X122) 0 5、Z2 = (Y222+X222)0.5 ；计算不对中偏移量值(Z1、Z2)及其方向角(P1、P2)。
11.根据权利要求1所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，可以用等效于FFT分析方法的、以时域转速跟踪滤波器分离的方法获得1阶振动量值 Yll (0 i)、Xll(0 i)，该方法为1)以中心频率等于转速频率的时域滤波器对振动信号滤波，得到垂直、水平振动信号 Yl 1(0 i)、Xl 1(0 i)，对垂直、水平振动信号Yl 1(0 i)、Xl 1(0 i)作峰值检波得到各状态i时的垂直、水平振动峰值YllP (0 i)、X11P(0 i)；2)对垂直、水平振动峰值YllP(0 i)、X11P(0 i)分别除各状态i时的垂直、水平振动峰值YllP(O)、XllP(O)得到垂直、水平传递函数YCl 1(0 i)、)(Cl 1(0 i)，用垂直、 水平传递函数YC11(0 i)、XCll(0 i)对应除垂直、水平振动信号Yl 1(0 i)、Xl 1(0 i)，得到垂直、水平低刚度函数YGll (0 i)、XGll (0 i)；3)根据垂直、水平低刚度函数YG11(0 i)、XG11(0 i)，计算机器1的低刚度振动值=ZGl (0 i) = [YGlI2(0 i)+XGll2(0 i)]0.5，机器 1 的低刚度方向角=PGl (0 i) =tg_1 [YGl 1 (0 i) /XGl 1 (0 i)]。
12.根据权利要求1所述的旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法，其特征在于，可以用等效于FFT分析方法的、以时域转速跟踪滤波器分离的方法获得2阶振动量值 Y12 (0 i)、X12 (0 i)，该方法为1)以中心频率等于2倍转速频率的时域滤波器对振动信号滤波，得到垂直、水平的2阶振动信号Y12 (0 i)、X12 (0 i)，对垂直、水平的2阶振动信号Y12 (0 i)、X12 (0 i) 作峰值检波得到各状态i时的垂直、水平振动峰值Y12P(0 i)、Χ12Ρ(0 i)；2)对垂直、水平振动峰值Y12P(0 i)、X12P(0 i)分别除Y12P(0)、Χ12Ρ(0)得到垂直、水平传递函数YC12 (0 i)、XC12 (0 i)，用水平传递函数YC12 (0 i)、XC12 (0 i) 对应除垂直、水平振动信号Y12(0 i)、X12(0 i)，得到垂直、水平不对中函数YG12(0 i)、XG12(0 i)；3)根据垂直、水平不对中函数YG12(0 i)、XG12(0 i)，计算机器1的低刚度振动值=ZGl (0 i) = [YG122(0 i)+XG122(0 i)]0.5，机器 1 的低刚度方向角=PGl (0 i) =tg_1 [YG12 (0 i) /XG12 (0 i)]。
13.根据权利要求1所述的任一旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法的测试装置，包括机器1，机器2，联轴器，其特征在于，机器1与机器2通过联轴器连接，机器 1上靠近联轴器侧的机匣和机座上安装有水平振动传感器Xl和垂直振动传感器Y1，机器2 上靠近联轴器侧的机匣和机座上安装有水平振动传感器X2和垂直振动传感器Y2，机器1和机器2上安装有转速检测传感器N和支承刚度及不对中动态测试仪3。
14.根据权利要求13所述的任一旋转机器支承刚度、动不平衡及不对中的测试方法的测试装置，其特征在于，所述的支承刚度及不对中动态测试仪3包括水平振动检测通道31、 33、垂直振动检测通道32、34、转速检测通道35、AD变换器36及内含支承刚度及不对中动态测试诊断软件的计算机37，水平振动检测传感器XI、X2分别与水平振动检测通道31、33 的信号输入端相连，垂直振动检测传感器Yl、Y2分别与垂直振动检测通道32、34的信号输入端相连，振动检测通道31、32、33、34的信号输出端分别与AD变换器36的AD1、AD2、AD3、 AD4输入端相连，AD变换器36的输出端与计算机37的振动输入端相连，转速传感器N通过转速检测通道35与计算机37的转速输入端相连。
全文摘要
本发明公开了一种旋转机器支承状态、动平衡及不对中的测试方法和装置，测试装置包括机器1，机器2，联轴器，其特征在于，机器1与机器2通过联轴器连接，机器1上靠近联轴器侧的机匣和机座上安装有水平振动传感器X1和垂直振动传感器Y1，机器2上靠近联轴器侧的机匣和机座上安装有水平振动传感器X2和垂直振动传感器Y2，机器1和机器2上安装有转速检测传感器N和支承刚度及不对中动态测试仪3，该测试方法和装置解决了传统的静态检测方法不能识别机器动态条件下的支承刚度状态和对中状态的盲区以及因此而不能全面正确地指导调试的问题。
文档编号G01B21/24GK102252836SQ20111009380
公开日2011年11月23日 申请日期2011年4月14日 优先权日2011年4月14日
发明者唐德尧, 曾承志, 李合林, 王智 申请人:唐德尧