山東盛華電機生產廠家：大功率電機軸系不平衡響應分析（三）
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一、軸系不平衡響應分析
由于制造安裝轉軸的質量偏心總是存在的，所以設計階段軸系不平衡響應計算也是非常重要的，通過預估不平衡響應，調整轉子結構參數以保證大功率電機組運行時振動達到規定標準。
1.1 轉子-軸承系統不平衡響應計算模型
轉子-軸承系統動力學方程為
式中，ω—旋轉頻率; M1，K1，G1—整體質量矩陣、剛度矩陣和回轉矩陣; cij，kij( i，j = 1，2) —整體油膜等效阻尼和剛度矩陣; U1，2—系統位移向量，即
文中其余繁復的公式就不寫了。我們主要看貼近工程應用的部分。
1.2 不平衡量計算
加不平衡質量時，根據國際標準《旋轉剛體的平衡質量》，取平衡等級G3.2。e × ω = 3.2式中，e—旋轉部件的偏心距; ω—旋轉部件的角速度。在主機本體和勵磁機鐵心位置加載相應的不平衡量，計算了三個軸承位置的最大振動響應，計算結果見表4。
本文采用DyRoBeS轉子動力學分析軟件對長輸管線壓縮機20MW 級高速變頻防爆大功率電機項目軸系進行臨界轉速計算和不平衡響應分析，得到以下結論:
(1) 為保證計算結果的準確性，需對大功率電機軸系進行合理的簡化，簡化過程中需考慮軸本體月牙槽和3#軸承抬高量的影響。
(2) 采用DyRoBeS轉子動力學分析軟件對軸系的臨界轉速進行計算，計算的結果分別為: 一階臨界轉速1756rpm，二階臨界轉速2232rpm和三階臨界轉速5952rpm，有效的避開了大功率電機的運行轉速3120~5040rpm，因此軸系的結構設計是合理的。
(3) 根據軸系的平衡等級計算了軸系在過臨界轉速時軸承位置的最大響應值為 0.048mm，位于3#軸承位置，此結果滿足旋轉機械振動的要求。
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