管理振动

2024-08-08

管理振动（精选十篇）

管理振动篇1

田湾核电站工程一期建设2台俄罗斯WWER-1000型反应堆核电机组, 装机容量为2×106万k W。目前2台机组已投入商运6 a多。田湾核电站旋转机械振动监测工作从2003年开始起步, 经过10 a的时间, 目前已建立起一套较为完备的振动监测系统。田湾核电站旋转设备很多, 两台机组有各类旋转设备合计逾千台, 涉及电站各个系统, 其中不乏一些大型重要设备, 如一回路主冷却剂泵、汽轮发电机组、循环水泵、柴油发电机等, 这些都直接影响到核安全, 决定着机组能否安全、稳定运行。因此, 为保证重要设备的安全、可靠, 对旋转设备实施有效的振动状态监测十分重要[1]。

2 旋转机械振动监测的管理模式

2.1 田湾核电站振动监测系统

田湾核电站振动监测系统于2003年开始建立, 2004年初采购并开始使用美国Rockwell公司的Entek振动监测系统, 包括4块便携式数据采集器 (1套DP1500、3台Enpak 2500) 和1套专用数据处理诊断软件 (Odyssey) , 2010年采购并开始使用美国EMERSON公司的CSI 2130振动监测系统 (2台CSI 2130采集器, 1套分析软件) 。软硬件系统通过1台服务器和1台工业计算机组成1个小型局域网, 完成离线采集器的数据上传下载、日常维护和诊断分析以及定期数据库备份工作。对于电厂重要设备, 如汽轮发电机组、一回路主泵 (JEB) 、1号机组主给水泵、循环冷却水泵安装了在线振动传感器, 并配有专门的诊断系统, 由振动技术人员负责监测和诊断工作。

2.2 旋转机械振动监测模式

(1) 定期试验振动监测。定期试验即在机组正常运行期间, 对重要旋转设备进行定期的振动测量和分析。2台机组进行定期监测的旋转机械有434台, 这些需定期进行振动监测的设备根据程序《旋转机械的振动监测》执行。其中《核安全相关系统与设备定期试验监督大纲》中规定定期振动监测的设备有234台 (每个机组117台) 。旋转机械振动监测周期主要以3个月、6个月为主, 位于反应堆厂房部分设备监测周期为换料周期。

(2) 根据运行、维修部门要求测量。根据运行、维修部门的要求, 现场临时测量某一旋转设备或在某一时间段内定期测量旋转设备的振动情况。

(3) 维修后品质再鉴定。设备解体检修后, 对维修后的旋转设备进行振动测量和品质再鉴定, 对维修效果作出评价。特别是大修期间, 众多的转机检修后, 需进行品质再鉴定, 在品质再鉴定期间, 进行振动测量 (包括电机单转及正常带载) 。

(4) 在线振动监测系统。对在线振动监测系统进行设备振动趋势分析和故障诊断, 定期通报设备的振动情况。目前在线监测系统主要包括汽轮发电机组振动监测系统 (TSI/TDM) 、主泵技术诊断系统 (TDS) 、1号机组循环冷却水泵、主给水泵振动诊断系统。

3 田湾核电站旋转机械振动管理现状

3.1 振动限值

田湾核电站主要由俄罗斯设计、供货, 旋转机械的振动限值根据俄方相关法规标准确定, 由设备供货商给出, 主要原则为:对于功率≤5.5 k W的泵组, 一般限值为≤2.8 mm/s;对于功率>5.5 k W的泵组, 一般限值为≤4.5 mm/s;电机单转时, 对于电机的控制限值, 下降一级 (即一般限值为≤2.8 mm/s) ;对于风机, 一般振动限值为≤4.6 mm/s;对于空调机组, 测量框架振动, 限值为≤4.0 mm/s;对于低速设备, 采用位移限值控制 (如对于循泵) ;以上是正常工况下的限值, 在非正常工况下 (如小循环等工况, 一般为正常工况点的10%以外) , 振动限值放宽。以上为一般情况下, 对于不同泵厂家生产的设备, 其给出的振动限值有所不同;其他情况下参照国际/国家相应标准:GB/T 6075.3 (idt ISO10816-3) :额定功率大于15 k W、额定转速在120~15 000 r/min之间的在现场测量的工业机器;GB10068-2000:轴中心高为56 mm及以上电机的机械振动, 振动的测量、评定及限值。JB/T8097-1999:泵的振动测量与评价方法。

3.2 旋转机械振动监测指标

田湾核电站用当月在旋转机械振动监测中发现异常的设备数量作为旋转机械振动监测指标 (绿灯I<4;黄灯4≤I≤5;红灯I>5。其中I=BD1, BD1为当月在旋转机械振动监测中发现异常的设备数量) 。2012年10月-2013年9月, 1号机组当月在旋转机械振动监测中发现异常的设备数量均小于4台, 绿灯。可见, 田湾核电站旋转机械振动监测指标优良。

3.3 旋转机械振动年度监测统计

2009-2012年度旋转机械振动监测统计如表1所示。

比较2009-2012年旋转机械振动测量数据, 振动不合格率有所减小, 说明经过几年的商业运行, 设备的振动状态有所好转以及维修部门工作人员经过大修前的经验反馈学习, 制定相应的管理办法, 检修过程中控制质量, 减少了设备振动超标的不合格率。

3.4 旋转机械故障类型分类

田湾核电站旋转机械振动超标的设备, 主要存在的故障类型有支撑刚度弱、不平衡、轴承故障、基础问题、不对中等, 某些设备同时存在着2个或2个以上故障。目前现场旋转机械振动超标问题较少, 故障原因也比较典型, 不平衡、基础问题、支撑刚度弱、轴承故障、不对中分别占旋转机械故障的比例为28%、28%、22%、17%、5%, 其中以不平衡和基础问题故障为最多, 达到56%。

4 旋转机械典型故障诊断案例分析

4.1 地脚虚脚故障类型分析

田湾核电站2台机组共有10台给水泵 (每台机组正常运行时4台运行, 1台备用) , 都是转速为3 000 r/min的高转速泵, 给水泵的作用是为二回路水循环提供动力, 保证蒸发器的正常冷却。给水泵电机额定功率为5 000 k W, 同步转速为2 982 rpm, 2011年5月31日进行品质再鉴定, 振动技术人员进行了振动测量, 发现该电机驱动端轴向振动为4.26 mm/s, 超过标准要求 (电机单转振动标准要求不大于2.8 mm/s) 。

检查其电机驱动端轴向频谱图, 可以看出, 电机驱动端轴向频谱成分中的主要频率成分为200 Hz, 主要为4 X工频, 且存在1 X~4 X的谐波成分。分析认为, 可能为电机地脚存在问题, 电机前后安装刚性不一致, 导致轴向振动偏大。维修人员用激光对中仪检查电机地脚反弹量情况, 反弹量最大和最小值偏差约0.08 mm (维修程序中要求反弹量最大和最小值偏差≤0.05 mm) , 最大偏差在0.10 mm左右, 将垫片全部取出后, 紧固力矩检查电机地脚反弹量最大和最小值偏差1.45 mm。维修人员通过调整垫片后, 检查地脚虚脚最大和最小偏差约0.04 mm。

检修完成后, 重新测量泵组振动, 电机驱动端轴向振动由原先的4.26 mm/s降至1.6 mm/s, 满足标准要求。其电机驱动端轴向方向频谱图中200 Hz分量明显降低。

可见, 频谱分析是振动技术人员在分析诊断振动异常时的常用手段。掌握典型故障的频谱特征, 可初步判断出大多数振动故障类型。

4.2 转子动平衡故障类型分析

质量不平衡是引起旋转机械振动大的最常见原因之一。田湾核电站自调试以来, 先后遇到了很多由质量不平衡引发的振动超标问题, 其中包括主泵电机、核岛通风系统、立式海水深井泵等。通过现场动平衡, 不平衡问题均得到了解决。田湾核电站振动技术人员根据历次动平衡经验总结, 不再盲目进行试加重, 实现首次试重后设备振动就能达到标准要求, 减少后续的加重, 提高设备动平衡一次成功率。以下以主泵动平衡为例分析。主泵是核电站主回路最重要的设备之一, 主泵电机完全解体检修过程中, 对主泵电机进行了拆卸和安装, 同时拆除电机惯性飞轮上原有的配重块, 检修后主泵电机的动平衡状态会发生变化, 这就需要在检修完成后进行动平衡, 以保证主泵电机振动值满足要求。

在1号机组第四次大修期间, 按照计划对4号主泵的电机进行了解体检查。在解体检查4号主泵电机过程中, 拆除了飞轮上的配重块1.2 kg左右。检修完成后, 进行空载试验, 测量初始振动, 电机非驱动端水平方向10.7 mm/s;垂直方向11.6 mm/s;驱动端水平方向3.6 mm/s;垂直方向3.8 mm/s。振动严重超标, 现场严重感觉振动强烈, 完成数据测量后技术人员立即通知主控停运电机。查看频谱图, 可以看出1 H、1 V主要频率成分为16.7 Hz (主泵的1 X=16.7 Hz) , 且1 X幅值占80%以上, 为不平衡故障频率。为了消除缺陷, 决定实施现场动平衡。

第一步, 测量初始状态振动。初始状态振动的测量结果如表2所示。

查询该台主泵的历史配重影响系数, αH=6.0315、αV=6.2213, 按1 H计算应加重为[2]:, 按1 V计算应加重为:

决定在电机飞轮上加重1.8 kg∠215°。

第二步, 加配重, 再测量加重后振动。根据现场配重块组合, 实际加重1.538 kg∠215°后, 测量启动后振动值如表3所示。

可见通过试加配重后振动大幅降低。

5 旋转机械振动监测的管理思路

5.1 增加重要旋转机械设备在线监测系统

田湾核电站的旋转机械设备中, 目前在主泵、汽轮机、1号机组循泵、主给水泵部分测点安装有在线振动监测系统。安装振动在线监测系统, 操作人员则能实时监测泵组的振动状况, 更好地掌握泵组的运行状态, 有利于机组安全稳定运行。技术人员也能及时分析数据, 掌握泵组运行状况, 并提出合理的检修建议等, 有利于开展现场工作, 有利于科学有效地监测设备状态, 保障机组安全稳定运行。今后拟根据1号机组循泵、主给水泵在线监测系统运行经验, 逐步推广其它重要辅泵, 加强振动监测, 保障机组安全稳定运行。

5.2 总结典型设备故障处理经验

总结主泵动平衡影响系数;总结汽轮发电机组各加重部位影响系数;总结典型设备故障处理经验, 做到举一反三。

6 结论

介绍了田湾核电站旋转机械振动监测系统的建立和应用, 阐述了振动管理现状, 包括振动限值、振动监测指标、年度监测统计以及故障类型分类等。通过典型故障案例分析, 介绍了应用振动诊断技术在解决田湾核电站发生的旋转机械设备振动超标故障中的应用, 保证了旋转设备安全、可靠的运行。最后, 结合田湾核电站几年运行经验, 提出了后续振动监测的管理思路。

摘要：振动故障是旋转机械设备常见的一种故障, 危及到设备的安全稳定运行。因此, 在大型发电厂的运行过程中, 对设备振动状态的监测及治理尤为重要, 振动管理就是监测和治理振动的有效手段之一。围绕田湾核电站旋转机械振动监测系统的建立和应用, 阐述了振动管理现状, 包括振动限值、振动监测指标、年度监测统计以及故障类型分类。通过典型故障案例分析, 介绍了应用振动诊断技术在解决田湾核电站发生的旋转机械设备振动超标故障中的应用。由于采用该诊断技术, 保证了旋转设备的安全、可靠运行。最后, 结合田湾核电站几年运行经验, 提出了后续振动监测管理思路。

关键词：振动监测,频谱分析,动平衡

参考文献

[1]曹扬, 李如源, 袁少波.振动监测、诊断技术在核电站的应用[J].核动力工程, 2006 (10) :267-270.

振动压路机振动轴承的润滑篇2

振动轮是振动压路机的关键部件，直接影响压路机的性能和可靠性，在振动轮内部的振动轴承起着至关重要的作用，因此，本人就振动轴承润滑问题提出一些建议，与大家一起共勉。

2.振动轴承的润滑方式

2.1刮油式

依靠振动轮的旋转，封口板附着粘稠的润滑油，顺着封口板流下，落到轴承座和振动轴承上，从而润滑轴承和冷却轴承。但存在一个问题——在轴承座和轴承左侧形成一个封闭的腔，不能更换油液，而且在轴承的左端上方的滚动体不易形成油膜，这样会缩短轴承的寿命。因此这种结构适宜于吨位比较小和承受载荷较小的振动压路机。

2.2刮板润滑式

该润滑是在封口板上焊接几组直板和角钢，使之形成一个漏斗状的腔，这样依靠振动轮转动，封口板可以带较多的润滑油，然后从“漏斗腔”的底端流到轴承座和轴承上，使轴承得到润滑和冷却。该润滑方式解决了仅仅依靠封口板自身附着油量少的问题。

2.3油道润滑式

该润滑是在安装轴承的轴承座增加合理的环形油道，该油道正好与轴承的环形油槽配合，能够使润滑油进出，这样在润滑油的流入流出，使轴承得到润滑，并带走轴承工作所产生的热量和产生的污染，使得轴承永远处在新鲜的“血液”当中，延长了轴承的寿命，提高了轴承的可靠性，适宜于大吨位和载荷较大的振动压路机，

2.4油浴润滑式

设计振动轮时选用较大的轴承，使轴承的最低滚动体的一半或全部浸入润滑油里，这样能够很好地润滑轴承，冷却轴承，但在设计过程中往往因为结构所限不采用该结构，甚至因为采用该结构会增大工艺难度和成本。

2.5喷油或循环润滑式

设计振动轮时增加一个供油泵，增加回油孔和会油槽，装置动力源，定时地喷油，循环往复，能很好地润滑轴承、冷却轴承，但该方式结构复杂、成本高，不宜采用。

2.6油脂润滑式

设计振动轮时选用密闭免维护轴承，这需要高素质的装配、高质量的轴承以及高质量的润滑脂做后盾。但这也存在不足，在润滑脂的失效后要重新拆装振动轮——更换轴承或添加润滑脂，不如更换齿轮油方便。

3.结论

综合以上几种润滑方式，可以看出，单纯从一个方面着手润滑总是不尽人意，如果结合2.2和2.3刮板形成的漏斗腔与油道正好配合，在上方可以进油，转到下方即可放油，由于刮板带的油量大，油道能循环润滑油，这样，就足以满足轴承润滑，延长了轴承的寿命，而几乎没有增加成本，却使可靠性得到了很大的提高。

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管理振动篇3

摘要：国内外有研究表明，全身振动训练法（WBV）对增加皮肤血流量（ SBF）有影响。但特定频率振动或不同振动持续时间对皮肤血流量的影响相关研究并不清楚，本研究目的：探讨不同振动频率下，前臂血流量变化是否存在差异，不同振动持续时间对皮肤血流量的影响变化。方法：选取22名普通高校学校生随机分入两组分别为30 Hz组与50 Hz组，每名受试者前臂被动振动10 min，观察振动期间及振动后恢复阶段10 min皮肤血流量变化情况。结果：1）30 Hz组和50 Hz组在振动训练开始的前4 min内前臂皮肤血流量均有显著性变化（P<0.05)。2）30 Hz组和50 Hz组SBF均在振动训练开始后5 min达到峰值，在振动的5～10 min中，两组皮肤血流量均保持较高值。3）在恢复期，30 Hz组皮肤血流量低于初始基线值，而50 Hz组皮肤血流量保持高于初始基线值。结论：30 Hz组与50 Hz组皮肤血流量在5 min内均有显著性升高，50 Hz组升高更加明显，并且在振动结束后恢复阶段血管收缩速度减慢，皮肤血流量加速现象保持持久，50 Hz振动可能对于加强训练者循环功能有更好的作用。

关键词：振动训练；频率；皮肤血流量

中图分类号：G804.2文献标识码：A文章编号：1007-3612(2008)07-0929-03

全身振动训练法（WBV）作为一种新兴的训练方法正被越来越广泛的运用。全身振动训练法是通过对人体全身或局部施加低频振动的方法激活肌梭特别是初级Ia传入神经纤维兴奋性反射性引起梭外肌纤维收缩在肌肉主动收缩的前提下，最大限度募集运动神经单位活动。全身振动训练法是一种动态的训练方法，能以相对较小的负荷达到训练的效果。国内外近十年有许多学者从不同角度对振动训练法进行了研究，研究方向主要包括训练振动对肌肉力量和爆发力、纵跳高度、代谢变化、激素水平和身体成分等。除了研究健康和运动人群以外，振动训练目前还应用在多发性硬化症，帕金森氏等疾病康复领域。

目前国内外关于全身振动训练法对于循环系统的研究比较少，仅有少数对血压及心率变化的报道，而全身振动训练法对皮肤血流量影响的文章寥寥可数。目前还不清楚全身振动训练法对皮肤血流量变化的影响机理，特定频率振动或不同振动持续时间对皮肤血流量的影响情况也不清楚，本研究通过实验的方法测定振动10 min以及恢复期15 min30 Hz与50 Hz频率受试者前臂皮肤血流量的变化影响，了解振动训练频率与持续时间与皮肤血流量变化的关系，并进一步探讨导致不同频率振动训练导致皮肤血流量变化可能性机制。

1研究对象与方法

1.1研究对象

本研究选取22名普通高校健康学生志愿者，包括男性受试者13名，平均年龄（20.4±2.6）岁女性受试者9名，平均年龄（20.1±1.9）岁，通过问卷调查的方式要求参与实验的受试者无中枢神经问题，无参与神经肌肉类治疗，无心血管等慢性疾病，所有受试者均自愿参与本次研究。

1.2研究方法

1.2.1实验法把受试者随机均分入两组，30 Hz振动训练试验组与50 Hz振动训练试验组。

1.2.2测试方法

1.2.2.1振动训练试验采用Power Plate pro5 HP（Best Alliance Trading Co.Ltd）进行振动训练，该训练仪可以进行30～60 Hz的振动训练，本实验选择高频50 Hz与低频30 Hz分别对受试者前臂进行10 min振动训练，每一分钟结束后振动停止10 s进行皮肤血流量测定。选择10 s振动间歇进行测试是因为多普勒激光仪是根据光纤光学原理对皮肤血流量进行测定，无法在振动期对皮肤血流量进行准确测定。为了防止实验过程中测试部位重量导致X、Y、Z轴的振动位置偏离或测试部位放置于振动板不同部位影响实验结果。首先使用加速感应器进行了振动试验的预实验，使用5～90 kg重物在振动板上进行振动试验，通过加速感应器记录振动过程中重物的位移情况，结果发现在X、Y、Z轴上重物振动范围很小，30 Hz实验（偏离度：X=1.1%, Y=1.5% Z=1.3%），50 Hz实验（偏离度：X=1.8%, Y=1.4% Z=2.7%），重物放置在振动板不同位置实验发现，30 Hz实验（偏离度：X=1.6%, Y=1.3% Z=0.8%），50 Hz实验（偏离度：X=1.7%,Y=1.4% Z=0．5%）。预实验证明测试部位重量与放置位置对实验过程不会造成影响。

1.2.2.2皮肤血流量测试采用激光多普勒血流图像仪进行所有血流量的测试。试验前30 min对图像仪预热，对感应器与放大器进行相关调试校正。由于人体上肢组织的个体差异可能会影响到测试结果，通过预实验我们将测试位置选定在距离肘横纹2.5 cm，肘内测距离尺骨3.5 cm处，每个受试者在该位置进行无创伤标记。

1.2.3测试过程22名受试者被随机均分入两组，实验前两小时内要求不得进食，受试者要求身着轻松舒适的服装，测试房间温度22～25℃,每名测试者测试前休息10 min,测试时站立于振动仪前右前臂置于振动仪上,手掌向下,肘曲大概120°。

实验组分为30 Hz组与50 Hz组,两组受试者分别进行10 min振动训练,频率30 Hz与50 Hz,在每一分钟间隔10 s,使用激光多普勒血流图像仪测试血流量,振动结束后测试恢复期15 min内血流量变化。

1.2.4数据处理以测试第一分钟平均血流量作为基线值,每分钟测得数据均转化为对基线值百分比进行比较，所有数据均以“均数±标准差"表示。统计分析使用SPSS for windows12.0版统计分析软件完成,组间两两比较使用双因素方差分析,使用独立方差T检验比较性别间血流量变化差异,显著性差异水平P<0.05。

2结果

2.1振动期各时间阶段血流量通过了解不同频率振动训练训练期间血流量的变化情况对比，可以发现振动训练对于人体血流量变化影响的时间变化规律，对比不同频率对血流量影响的效果，有助于不同项目运动项目专项化训练及不同康复计划的制订与监控。

实验结果发现在振动训练期间及恢复期间,虽然50 Hz组皮肤血流量增幅明显大于30 Hz组，但两组之间血流量并无统计学差异(P>0.05)。在振动训练的第2和3 min，30 Hz组的血流量分别是基线值的206%和218%，50 Hz组为基线值的323%和445%。

振动训练的第4 min，30 Hz组与50 Hz组相对于基线值均有显著性增加30 Hz组为256%，50 Hz为428%（P=0.03）。从第4 min持续到第10 min训练结束，皮肤血流量均保持显著性增加（P<0.05）。皮肤血流量在训练第5 min达到峰值，30 Hz组为392%，50 Hz组为539%。两实验组血流量的第二次峰值出现在第8 min。在训练的第9～10 min，皮肤血流量显著性下降(P<0.01)（表2）。

2.2恢复期各时间阶段血流量在以往的研究中，尚无对于不同频率振动下恢复不同时间阶段血流量的研究，而了解恢复阶段不同时间阶段血流量的变化阶段有利于更清楚的了解频率对于血流量变化的影响关系以及振动训练时间强度的监控都有指导作用。

在振动训练结束后的恢复阶段,30 Hz组血流量在第8 min恢复到基线值,从第9 min后血流量开始低于基线值，并在15 min时达到最低点78%。而50 Hz组在恢复阶段的15 min内始终保持高于基线值。恢复阶段测试结束的第15 min为135%。

3分析与讨论

振动训练能激活肌肉的本体感受器，反射的引起不随意收缩的肌肉产生收缩，在电生理学上把这种反射定义为张力性振动反射。

在国际上目前被广泛运用于神经生理学与电生理治疗当中，国外学者利用肌电图对外周神经冲动进行研究，发现在适宜的振动频率下，神经冲动的发放频率加快同步性增强，肌肉出现共振现象，附加振动组的肌点活性平均比对照组高25%左右。在柔韧性反应研究方面振动训练可以提高痛觉阈，肌肉激活，本体感受器兴奋，肌肉温度及血流加速提高柔韧性素质。在国外的研究中，还有的学者通过振动实验反县可以振动训练可以有效的改善平衡控制能力和预防跌倒的风险。在康复医疗领域发现对偏瘫患者的康复具有比较好的效果，并且可以通过振动训练改进中老年妇女骨质疏松和骨矿结构。而对于代谢系统，从最大摄氧量、血流量、体成分、内分泌等领域的研究发现，振动训练对于提高最大摄氧量的值、增加血液循环，提高睾酮水平等均有一定效果，而国内的研究主要集中在振动训练法对于力量训练的训练效果行，而对于其它相关领域的研究还非常少。

振动训练主要受振动强度、振动频率、振动方向等因素的影响，在实际训练中，要注意振动强度的控制，加速度太小，对人体影响效果不明显，而振动时间过长会导致人体不适应反应产生。一般以50 Hz作为界定高频与低频的界限，50 Hz以上的振动，大部分振动能量以波的形式通过组织传播，而60 Hz以上的振动，会引起眼球共振，人体会出现神经失调，内分泌紊乱等症状。所以在设置振动训练计划时需要充分考虑到影响到振动训练结果的限制性因素。

根据文献报道，在以往的振动试验研究中，有学者发现高频对血流速度和肌力都有负面作用，低频对肌力量有增加作用，振动训练后，可以提高大小腿血流量显著性提高，平均血流速增加，阻力因素明显减小。本实验结果发现30 Hz与50 Hz振动训练均可以显著改变前臂血流量，与文献报道结果相符合。在振动训练过程中，30 Hz与50 Hz训练对与血流量的影响没有显著性差异，说明不同频率的振动训练均可作为提高血流量的运动方式。从运动医学角度，通过改善局部受伤的部位的血液循环状况可以促进由神经系统损伤导致的循环系统障碍溃疡症状的恢复。本次研究发现了振动训练对于血流量影响的变化规律，在振动训练开始的前5 min，血流量有显著性变化并在第5 min到达峰值，在5～10 min的过程中，血流量持续保持高于基线值，但始终没有超过5 min的峰值，说明5 min的振动训练可以引起最大限度的血流量变化。长期振动训练对于血流量变化的影响目前还不清楚，可以在今后的研究中继续探讨。

目前有许多促进血流量的运动康复方式，但都有其不同的弱点，如热疗可能会导致皮肤烫伤，药物疗法会有副作用，许多人无法进行日常的运动训练。振动训练法具有适用人群范围广，训练方式简便等特点。参与实验的所有受试者在实验过程中均没有任何不适的症状。而且本次实验发现仅需要5 min的振动训练，血流量的改变即可达到峰值，适合于很多没有时间专门进行体育锻炼人群进行健身活动。

4结论

30 Hz与50 Hz振动训练均可以显著性提高皮肤血流量，振动训练的效果至少可以持续9 min以内。30 Hz与50 Hz振动训练对血流量变化影响无显著性差异，但50 Hz振动训练对血流量影响速度更快。在恢复阶段15 min内，50 Hz血流量始终高于基线者，而30 Hz在恢复阶段很快就下降到基线值以下，说明50 Hz的振动训练对于提高训练者的血流量可能更为持久有效。振动训练法可能是一种较好的促进局部血液循环，提高血流量的康复手段。振动训练法对于循环系统如最大摄氧量，体成分，内分泌等方便的研究有待进一步开展。

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管理振动篇4

关键词：烘干炉,循环风机,振动,具体方法

0前言

一汽-大众佛山涂装车间是由德国艾森曼公司承建的技术性较高的汽车涂装车间, 共有5条烘干炉线, 包括2条电泳烘干炉线、1条PVC烘干炉线和2条面漆烘干炉线。5条烘干炉线共使用了58台循环风机。其中28台风机用于热风循环, 功率37~90 k W, 介质温度接近200℃。一旦在生产期间发生15 min以上故障, 加上烘干炉降温和升温损失的时间, 将对生产造成极大的损失。为了保持生产稳定, 必须持续性地监测和管理设备状态, 实现预防性维修。

1振动分析的原理

离心风机类旋转机械的主要功能是由旋转部件实现的, 其发生故障的主要特征是机器伴有异常的振动和噪声。通过对振动信号的幅域、圆频率和相位3要素进行监测, 可以得到机器最重要的故障信息。在此基础上, 使用快速傅里叶变换 (FFT) 进行频谱分析, 可以对振动的频率构成、成分和强度分布等频域特征进行分析。结合旋转机械的典型故障特征, 可以预测和诊断振动原因, 以针对性采取措施消除故障源。为此, 列举了西门子风机 (1LG6207-4MA6-Z) 常见的故障及其特征, 表1。

2振动测试

2.1设置测试点

本项目中, 由于电机轴和叶轮通过平键直连, 所以负荷是通过轴承直接传递的, 因此在电机的驱动端和非驱动端各布置一个振动测试点 (图1) 。采集信号时, 选用Benstone公司的Impaq Elite4通道动态信号分析仪, 加速度传感器吸附固定在测试点上。

2.2将测振点进行编号和标识

实际测量时, 每季度对所有正常运行的风机驱动端和非驱动端2点进行测量, 包括轴向、水平和垂直3个方向。同时, 将现场所有风机测振点进行编号和标识, 而且在测量仪器中也按同样次序设置好最优路径, 这样可以大大提高测量效率。

2.3设定振动值

根据GB/T 6075.3-2011, 为了达到使“机器振动能长期运行”的状态, 则对于本项目刚性支架的风机, 设定了振动值, 即振动值应该<2.8 mm/s;而柔性连接的振动值应<4.8 mm/s。

3案例

12号循环风风机额定功率30 k W, 运行频率50 Hz, 额定转速1752 r/min, 在某次测振时水平方向振动较大, 其频谱如图2和图3所示:

电机非驱动端和驱动端水平方向上的振动值分别达到了约6.3 mm/s和6.4 mm/s, 均超出了振动设定值。通过频谱可知, 振动的主要分量集中在1倍频上, 且2倍频和3倍频上亦有反映, 所以, 可以推断振动的主要原因是动不平衡, 次要原因为不对中。为了解决主要故障原因, 需要对该台风机进行动平衡调整。测量发现偏重角度为224°, 通过试重, 加重20.7 g之后, 电机的非驱动端和驱动端振动值分别降低至0.8 mm/s和1mm/s。通过调整动平衡的方法, 消除了该台风机振动过大的故障原因, 避免了生产期间振动不断增大引起的停机风险。

4总结

自采用以上方法后, 在停产期间, 针对振动值超标的风机进行了2次动平衡调整, 1次不对中调整。通过提前采取措施等, 在设备运行的一年多中, 虽然是满负荷运行, 但未出现因风机本身或振动故障等引起的设备停台问题。考虑到设备的设计、安装、工况及维护保养千差万别, 为了做到预防和有针对性的维修, 需要仔细分析和综合考量, 不断积累经验, 特别是应做好2项工作。

(1) 记录好设备的变动情况, 包括变频器参数更改、电机润滑、轴承更换等, 便于分析振动变化情况。

(2) 烘干炉风机长期运行在高温工况, 因此需特别注意其在冷态、热态和启动时的差异, 不断积累历史数据。

《弦振动实验报告》篇5

一、实验目的 1、观察固定均匀弦振动共振干涉形成驻波时的波形，加深驻波的认识。

2、了解固定弦振动固有频率与弦线的线密ρ、弦长 L 和弦的张力Τ的关系，并进行测量。

二、实验仪器

弦线，电子天平，滑轮及支架，砝码，电振音叉，米尺

三、实验原理

为了研究问题的方便，认为波动是从 A点发出的，沿弦线朝Ｂ端方向传播，称为入射波，再由Ｂ端反射沿弦线朝Ａ端传播，称为反射波。入射波与反射波在同一条弦线上沿相反方向传播时将相互干涉，移动劈尖Ｂ到适合位置．弦线上的波就形成驻波。这时，弦线上的波被分成几段形成波节和波腹。驻波形成如图（2）所示。

设图中的两列波是沿 X 轴相向方向传播的振幅相等、频率相同振动方向一致的简谐波。向右传播的用细实线表示，向左传播的用细虚线表示，它们的合成驻波用粗实线表示。由图可见，两个波腹间的距离都是等于半个波长，这可从波动方程推导出来。

下面用简谐波表达式对驻波进行定量描述。设沿 X 轴正方向传播的波为入射波，沿 X 轴负方向传播的波为反射波，取它们振动位相始终相同的点作坐标原点 “O”，且在 X＝0 处，振动质点向上达最大位移时开始计时，则它们的波动方程图（2）

分别为：

Y 1 ＝Acos2(ft－x/ )Y 2 ＝Acos[2(ft＋x/λ)+ ] 式中 A 为简谐波的振幅，f 为频率，为波长，X 为弦线上质点的坐标位置。两波叠加后的合成波为驻波，其方程为：

Y 1

＋Y 2 ＝2Acos[2（x/ ）+/2]Acos2ft

① 由此可见，入射波与反射波合成后，弦上各点都在以同一频率作简谐振动，它们的振幅为｜2A cos[2（x/ ）+/2] |，与时间无关 t，只与质点的位置 x 有关。

由于波节处振幅为零，即：｜cos[2（x/ ）+/2] |＝0 2（x/ ）+/2＝(2k+1) / 2

(k=0.2.3.…)

可得波节的位置为：

x＝k /2

② 而相邻两波节之间的距离为：

x k ＋ 1 －x k ＝(k＋1)/2－k / 2＝ / 2

③ 又因为波腹处的质点振幅为最大，即

｜cos[2（x/ ）+/2] |

=1 2（x/ ）+/2 ＝k

(k=0.1.2.3. )

可得波腹的位置为：

x＝(2k-1)/4

④ 这样相邻的波腹间的距离也是半个波长。因此，在驻波实验中，只要测得相邻两波节或相邻两波腹间的距离，就能确定该波的波长。

在本实验中，由于固定弦的两端是由劈尖支撑的，故两端点称为波节，所以，只有当弦线的两个固定端之间的距离（弦长）等于半波长的整数倍时，才能形成驻波，这就是均匀弦振动产生驻波的条件，其数学表达式为：

L＝n / 2

(n=1.2.3.…)由此可得沿弦线传播的横波波长为：

＝2L / n

⑤ 式中 n 为弦线上驻波的段数，即半波数。

根据波速、频率及波长的普遍关系式：V＝f，将⑤式代入可得弦线上横波的传播速度：

V＝2Lf/n

⑥ 另一方面，根据波动理论，弦线上横波的传播速度为：

V＝(T/ρ)1/2

⑦ 式中 T 为弦线中的张力，ρ 为弦线单位长度的质量，即线密度。

再由⑥⑦式可得

f =（T/ρ）

1/2（n/2L）

得

T＝ρ /(n/2Lf)2

即

ρ＝T(n/2Lf)2

(n=1.2.3.…)

⑧ 由⑧式可知，当给定 T、ρ、L，频率 f 只有满足以上公式关系，且积储相应能量时才能在弦线上有驻波形成。

四、实验内容

1、测定弦线的线密度：用米尺测量弦线长度，用电子天平测量弦线质量，记录数据 2、测定 11 个砝码的质量，记录数据 3、组装仪器

4、调节电振音叉频率，弦线长度和砝码数量得到多段驻波，用米尺测量驻波长度，记录频率，砝码质量，波数，波长。（靠近振动端的第一个驻波不完整，要从第二个驻波开始测量波长）

五、数据记录及处理

1、弦线密度测定弦线总长：2.00m

总质量：0.383g

σ=0.383/2.00=0.1915

g/m 2、砝码质量测定：

兰州 g=9.793m/s2 编号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

质量/g 10.015 10.016 9.988 10.020 10.009 10.000 10.013 10.006 10.018 10.018 4.997

波数波长 L/cm 张力 T/N 频率 f/Hz 砝码 m/g 9 17.30 0.049 45.04 4.997 8 17.38 0.049 48.17 4.997 7 16.13 0.049 49.26 4.997 6 20.31 0.098 43.70 10.015 5 23.16 0.098 16.51 10.015 4 30.60 0.196 53.21 20.031 3 41.44 0.343 54.81 35.022 2 69.50 0.980 50.00 100.093 T/N 0.049 0.049 0.049 0.098 0.098 0.196 0.343 0.980 v/m/s 0.506 0.506 0.506 0.715 0.715 1.012 1.338 2．262

lgT/N-1.309-1.309-1.309-1.009-1.009-0.708-0.465-0.009 lgv/m/s-0.296-0.296-0.296-0.146-0.146 0.005 0.126 0.354

六、实验分析

本实验结果基本符合经验公式，但还存在误差，分析有以下原因：

1、未等挂在弦线上的砝码稳定就开始测量。

2、未等形成的驻波稳定就开始记录数据。

3、用米尺测量时读数不够精确。

七、实验问题 1、.如果要确定 v 与σ的关系，实验应如何安排?

答：应准备材质不同的弦线，在频率 f 和张力 T 一定的情况下，出现不同数量的驻波，测量对应波长 L，V=2Lf，作出σ—V 图像。σ作为 V 的幂函数令σ=AV，两边取对数得 lgσ=lgA+BlgV 作 lgσ—lgV 图像求 A,B.若 B=V,A=T 则公式推导正确。

2、弦振动时，使 N（波数）为偶数，将音叉转 90°后，观察现象，并说明原因。

定时振动枕头　让闹钟下岗篇6

有一次，她在玩电动玩具时，发现只要按下玩具的开关，玩具就动起来，好奇的她就把玩具拆开，发现里面有一个振动器，她想如果用振动器的振动来代替闹钟扬声器的声音，不就克服了闹钟吵醒别人的缺点了吗？在学校辅导老师和校长的支持下，她经过一遍又一遍的实验，终于发明了一种“四能枕”。

这种新型定时振动枕头的工作原理是由外接时钟控制设定的时间，在到达设定时间时提醒振动芯片启动，带动振动型机械装置产生机械振动波，达到将人从睡眠状态唤醒的原理。振动波来自机械运动产生，对人体无任何害处并具备有按摩保健功能，可以让人在被唤醒的同时享受对头部轻轻的按摩，有益于头部及头部皮肤血液的循环。

之所以取名叫“四能枕”，是因为枕头具有四种功能。让振动器的振动代替闹钟扬声器的声音，能定时提醒人起床，这是第一个功能：定时提醒；振动器的声音很小，一般人听不到，这是第二个功能：无干扰；闹钟放在枕头旁边，可以随时查时，这是第三个功能：随时查时；振动器的振动可以按摩头部，促进脑部血液循环，这是第四个功能：按摩头部。

枕头的清洗非常简单，只要将枕芯和振动装置一同取出，单独清洗枕套就可以。而且枕套也可以按枕芯尺寸进行量身更换。使用时只要装入电池，校正好时间，按要求设定需要振动的时间即可。

水工钢闸门振动现象及振动特性分析篇7

1闸门的振动机理

引起闸门振动的原因是多方面的, 情况较为复杂。而根据专家们提出的理论认为, 导致振动出现的主要原因是动水作用的不均衡, 从闸门与动水互相接触的那一刻开始, 振动现象则随之出现[1,2]。

闸门结构面对各种形式的作用力, 其出现的振动特点也是不一样的[1]。很多情况下, 闸门的作用力指的都是其结构的外力, 也存在着另外一种情况, 就是闸门自身的结构或与附近质的运动保持相互作用。当闸门受到多种作用力时则将对闸门系统做功, 而输入能量对阻尼耗能填补后能够使得系统出现持续性的振动[3]。

在流激振动方面进行分析研究, 世界各国建筑专家及设计师们将流激振动分为3种:

(1) 外部诱发振动 (微幅随机振动) 。这种振动的引起因素是因为水流自身存在着很大的波动性, 导致脉动压力的出现而引起振动。

(2) 稳定性差导致的振动。这种振动是由于水流的不稳定性及反馈机制共同形成了外力的作用而造成的, 这些和振动内部结构有着十分密切的关系, 不稳定反馈机制涉及到流体动力学中的流体共振或物体共振。

(3) 运动诱发振动 (自激振动) 。这种振动的引起因素是闸门自身结构的诱发力, 它与物体共振反馈的不稳定振动之间不存在准确地区分, 此种振动随着结构运动消失而消失。

2 闸门振动振源情况与处理方式

要想避免振动的发生, 就需要对造成振动的原因进行准确的分析, 这样才能找出合适的处理措施[2]。根据水力条件的各种情况可以把振源分成以下几个因素:

(1) 弧形闸门止水漏水因素。这类发生在止水上的脉动压力会使得止水发生振动, 当漏水量过大时使得闸门顶止水射出的水流不断拍打门叶背后的梁格, 最后引起闸门的振动。针对这些情况应该对工程进行改进优化, 以确保止水具备良好的密封性。对止水位置、材料、尺寸进行合理的规划安排, 促进止水与止水座板的紧密接触, 以防止闸门在漏水停止后出现振动。

(2) 波浪冲击闸门因素。当闸前水位接近胸墙周围时, 其上游具备较大风浪作用时会在胸墙底部和弧门露出水面部分范围内造成封闭气囊, 空气受到压缩, 导致很大的气囊冲击压力, 对弧门的安全造成冲击, 在这种冲击作用下引起了振动。为避免这一情况的出现, 应该在闸门上游装置防浪栅、浪排, 以防止波浪给闸门造成较大作用。对胸墙底部装置通气管时能够在正常泄流时发挥出较好的作用, 能够有效避免闸门出现振动[3]。

(3) 平面闸门的底缘型式因素。根据实践经验得出, 在平面闸门中使用水平底缘常常出现水力条件达不到要求的问题, 这就不断增加了闸门启闭的难度, 尤其是在造成起动水脉动压力出现后出现空蚀, 以上现象都是闸门出现振动的关键因素。可采取以下措施进行防止:闸门底缘的设计需要注重刀刃形底缘及挑出的角度, 最佳情况是将闸门底缘上游倾角、下游倾角分别控制在45°、30°以上, 这样才能保证泄流时底缘流线的有效进行且阻碍闸门振动的发生;时刻保持闸门开度大于底部主梁宽度, 以此来防止形成小开度的强振区。

(4) 平面闸门门槽空蚀因素。平面闸门是十分常见的门型, 在高速水流通过闸孔时, 由于门槽段的边界出现变化而导致局部压力降低后出现了空穴现象, 以致于形成空蚀破坏的问题。在这期间出现空蚀时则会造成闸门发生激烈的振动, 影响到了闸门的安全运行。在遇到不科学的槽型式时需要根据详细的标准进行调整。

(5) 闸后淹没水流引起振动因素。闸门在一定开度下泄流过程中造成的流水情况常常会不定期地给闸门造成影响, 而闸门在水流强烈的脉动压力下很容易出现振动现象, 这类振动主要是随机荷载下出现的振动, 具有强迫性[4]。这就需要操作在运行时学会改变运行条件, 避免闸门受到淹没水跃的影响, 尽可能保持闸后水流处于良好的状态, 这就从根本上控制了低振动的发生。在防止淹没水跃时, 则需要增加闸门悬吊结构及支承结构的刚度。

参考文献

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振动试验设备上楼的振动分析与隔振篇8

在工业技术飞速发展的今天，振动设备上楼的现象越来越多，这就对结构设计提出了新的要求，除了必要的静力设计外，还需要了解结构的动力特性。

安装有振动设备的多层房屋，在设备反复变动的荷载作用下，使楼面产生垂直楼面的振动，同时也有可能引起整体的水平振动。当设备激振力的频率与结构自振频率重合时，建筑结构就有可能产生共振，引发较大的振动。如果振动过大，就可能影响结构的正常使用，产生裂缝；严重的可能影响结构安全，导致结构破坏。振动问题会给我们的生产和生活带来很多危害。

楼上的振动设备引发多层楼盖的结构振动，往往会降低了设备的动态精度和使用性能，特别是对于一些高精度仪器设备，影响更大，可能因此而无法使用。

楼板过大的振动，还会降低楼面的振动舒适性降低，使处在其中的工作人员有不舒服感，影响人员的身体健康。除此之外，楼板的振动还可能引发结构噪声，并通过结构构件将振动传播到建筑物较远的位置，对工作环境造成严重的干扰，特别是对于有消声室的建筑物应尽量减小楼板振动。

然而，对于有振动设备的厂房，特别是当把振动设备布置在楼上时，结构振动往往不能完全避免，故如何将振动的影响控制在结构安全的范围之内，控制在不影响厂房内敏感设备和操作人员正常运行的范围之内，解决振动问题就成了厂房结构设计中的关键。

2 减隔振原理

结构振动多为连续体系，具有无限自由度，亦即具有无限多个自振频率和无限多阶振型。多层框架结构的振动形态大致可以分为水平和竖向振动两种形式。水平振动的固有频率主要集中在低频范围，而竖向振动的自振频率相对要高一些。水平振动多半体现为整体运动的振动，而竖向振动通常表现为局部振动。对于楼上有振动设备的情况，可以采取必要的隔振措施。图1为在楼板上设有振动台的隔振示意。

为了减小振动设备对楼板的振动影响，可以通过机械隔振方法和结构构造处理来解决。机械隔振方法是在振动设备下设置配重块和隔振器，形成一个有效的隔振体系；结构构造方法，是指增加结构构件的截面，增加结构质量，提高结构刚度。

此时，可将隔振体系视为一个单自由度质-弹-阻体系。力学模型见图2所示。该力学系统的运动微分方程为：

式中，

力输入—位移输出时，位移响应幅值为

其隔振效率，或者传递率就是

隔振效率曲线见图3。

当频率比f/fn≥3.5时，隔振效率可达90%以上。这就是最基本的隔振原理。

3 工程实例

某汽车厂一个试验室改造项目，为一两层钢筋混凝土现浇框架结构。建筑面积约200m2，高度7.8m。建筑物中有若干个小型试验间，配有多种设备。2层楼上安装1个3.0kN推力的电磁激励振动试验台，1楼设有1个半消声室，结构布置如图4所示。

为了避免振动台工作时引起楼面过大振动，防止振动危害，保证建筑物的安全适用，降低噪声，确保消声室本地噪声符合要求，考虑对振动台采取必要的隔振措施。

振动台及其隔振体系的参数如下：

1)设备运行总质量,W1=700kg

2)最大试件重量,W2=40kg

3)1.4m×2.0m底座重量，W3=1500kg

4)每个隔振器竖向刚度,k1=0.158kN/mm

5)每个隔振器竖向阻尼比,ζn=0.064

6）隔振器数量，n=10

7）振动台最大激振力，Fd=3.0kN

8）振动台工作频率范围，f=5Hz～100Hz（主要工作频率33Hz)

9）每个隔振器向下传递静荷载为2.2kN(试验台未工作状态)

同时，在建筑结构设计中，在振动台下增设混凝土梁，适当减小梁的间距；加大混凝土楼板的厚度，取楼板厚度为120mm。

4 分析结果

对于本工程，在按照图2所示的模型简单分析振动响应的同时，也采用更为准确的有限元方法，系统的分析结构各部位的振动强度和振动传递过程。

一般来讲，多层框架结构的振型，前几阶多为整体运动的形态，例如水平振动和扭转振动。本工程的前三阶振型如图5所示。结构振型数据见表1。

虑到振动试验台激振方向仅为竖向，而且工作时的激振频率较高，主要为33Hz。因此，为了提高分析有效性，我们对结构模型做必要的简化，分析中仅考虑竖向振动，sap2000建模如图6所示。

经过上述简化，楼板的振型发生较大变化，楼板的固有频率降低，前几阶振型中主要是楼板振动，在隔振体系振型中包含了与楼板振动的耦合形态。前三阶振型见图7～图10。

按照激振频率fn=33Hz，扰力P=3.0kN，振动响应见表2。

注：不隔振时，33Hz激励直接作用在楼板上，振台下楼板振动振幅为：15.3μm。消声室上楼板振动为：0.6μm。可见采用隔振方法后，振动台下和消声室上的楼板振动幅值分别减少了19和12倍之多。

为了分析楼板振动对消声室的影响，根据声学原理，对于平面波，也就是远场情况，平均声压可以表示为：

声压级为：

式中，v为振动速度，m/s;A为振动幅值,m；ω为圆频率，弧度/s；ρ为密度，0度时空气为1.293kg/m3;c为声速，0度时空气中为331m/s。

由此可知，振动台激励引起楼板振动而产生的噪声小于30dB-A，能够满足使用要求。

分析模型的几种方法结果比较见表3。

注：sap2000计算的配重板上15个点振幅。

对于隔振体系，按照固有频率为4Hz，调整不同的配重块底座的质量大小，可以发现，在隔振台上，随着质量减小，振幅加大；而在隔振台下楼板上，随着质量减小，振幅也减小（见图11）。考虑到隔振的综合效果，最后选取2200kg质量的配重块。

5 结论

1）振动设备安装在多层楼板上，设备运行时的振动对结构影响较大，需要慎重对待。通常可以采取必要的隔振方法，同时还需要配合必要的结构构造措施。处理得好，是可以达到非常好的效果。

2）结合振动理论，运用有限元技术，可以较为准确的计算楼板的振幅，模拟结构振动效应。Sap2000是结构隔振设计有效工具和辅助手段。

3）本文介绍的工程项目是非常典型的楼面振动的实际案例，不但减小了楼板振动，并且解决了振动噪声问题，这里运用的技术和方法可以在相似工程中推广应用。

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管理振动篇9

主轴系统作为数控机床的心脏部件, 其动静态特性直接关系到机床的加工性能[1]。主轴振动试验是在不同转速下测量主轴的振动量, 包括振动位移、速度、加速度的幅值和相位、振动的时间历程、频率等。通过主轴振动试验, 可以找到主轴在使用过程中可能发生的共振点, 或者主轴振动量偏大的转速区域, 以避免主轴在共振区或不稳定状态下工作[2]。

本文在液体静压轴承的实验平台 (图1) 上对不同转速下主轴的振动进行测量, 并测量主轴在每个指定速度保持运转间隔15 min的主轴温升和振动值, 研究温升对主轴振动的影响。

1 主轴振动试验

本次试验使用激光位移传感器检测主轴的X方向 (水平) 和Y方向 (竖直) 振动值, 如图2所示。由于实测主轴已经装配于主轴箱体中, 无法直接检测主轴前后轴承的振动情况, 所以试验的第三个激光位移传感器的测点布置在主轴箱的前轴承安装部位, 因为该点的振动最能反映前轴承的振动。根据主轴试验平台与机床的实际转速限制, 对液体静压轴承主轴的转速试验范围设定为0~1 500 r/min, 主轴从初始转速每次间隔上调100 r/min, 每个转速稳定10 s后增速。测试数据通过与激光位移传感器相配套的LK-Navigator2软件进行采集。振动试验总共进行了3组, 将3组试验的振动振幅数据提取后建立与转速对应的曲线, 如图3所示。

由图3的主轴振动数据可以得出以下结论:

1) 由于测试环境中含有噪声及其他振动因素, 故每次测量过程的初始状态都有近1μm的漂移。这个干扰同样存在于测试过程中, 因此测试结果分析时要排除这个干扰。

2) 液体静压轴承主轴的振动在转速低于500 r/min时振幅较大, 随后振动趋于平稳。当转速接近1 350 r/min时, 主轴振动明显变大, 之后又趋于稳定。除去两个振动过大的转速区域, 并排除干扰的影响, 主轴振动幅值基本上在2~6μm范围内。

3) Y方向的振动值大于X方向的振动值, 可见主轴在竖直方向获得的支撑力度比水平方向少, 而事实上试验的主轴恰是侧面固定于试验平台的安装架上。

4) 主轴箱体的振动随着主轴转速的变化也有相应的变动, 并呈逐步上升的趋势, 在高速时逐步下降。而最大的振动发生在转速为1300~1450r/min时, 振幅平均有3.67μm。

2 主轴温升试验

主轴转速越高, 温升越大, 热变形也越大, 随着运转时间的增加, 整个变形也将越大。由于本次测量的主轴没有配置相应的冷却系统, 油液的温度将随着主轴运转时间的增加而增加, 很难达到热平衡状态, 甚至在未到达热平衡状态时油液温升已经超过限制。故此, 本次试验主要采取每个指定转速运转15 min, 再记录相关主轴振动参数, 如图4所示。

3 温升对主轴振动影响的分析

比较图3与图4可以看出, 温升试验过程中主轴的振动相比振动测试振幅总体上减小了1~2μm, 是温升导致主轴部件发生热膨胀, 提高了接触刚度, 即主轴的刚性随着温度的升高会增加。主轴发生大振动的转速区域也发生了变化, 低速区大振动区域由原来的0~500 r/min缩小为0~300 r/min, 高速区大振动区域由原来1 300~1 450 r/min变为1 250~1 400 r/min, 即比原先提早发生并结束振动过大现象。

4 结语

本文针对液体静压轴承的主轴进行了振动试验和温升试验, 分别研究了主轴在不同转速下的振动情况和温升对振动的影响, 发现随着温度的变化, 主轴的整体刚性得到加强, 低速区的大振动区域变小, 高速区的大振动区域从原来的1 300~1 450 r/min变为1 250~1 400 r/min, 即提前发生大振动。另一方面, 由于实验主轴对油液没有进行冷却, 主轴在试验结束时油温接近限定值, 若长期使用主轴, 需要对油液安装一个温度报警器。

摘要：在液体静压轴承主轴的实验平台上, 采用激光位移传感器测量主轴在不同转速下的振动值。根据实验条件设计主轴温升试验方案, 并测量主轴在指定转速运转15 min的温升情况以及振动量, 研究温升对主轴振动的影响。

关键词：液体静压轴承,振动,温升

参考文献

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[7]温德英, 谢黎明.数控机床电主轴系统结构特性分析[J].装备制造技术, 2012 (2) :44-46.

管理振动篇10

1 基本假定

根据本课题研究目的,对所选用的车辆模型引入以下基本假定:

1)车辆作等速运动、不考虑其顺桥向力作用的影响,且假定车辆轮胎始终与桥面紧密接触;

2)轮对和车体作小位移振动;

3)轮对和车体均假定为有质量的刚体,它们之间相互由弹簧和阻尼器连接。

通过上述假定,将车辆模型简化成为由质量块、弹簧和阻尼器连接的振动系统。这种结构便于建立数学模型,便于根据需要增加桥梁的自由度。

2 车辆模型

如图1所示,本文拟定为1个7自由度空间车辆模型,能够比较真实地描述目前公路行驶车辆,并且适于对桥梁的空间有限元模型进行车辆桥梁耦合振动分析。

图1中:Zs1、Zs2、Zs3分别为车体的竖向平动、横向转动、纵向转动自由度;Zt1、Zt2、Zt3、Zt4分别为前后轮对的竖向平动自由度和前后轮对的横向转动自由度;Ks1、Ks2、Ks3、Ks4分别为车体悬挂弹簧刚度;Cs1、Cs2、Cs3、Cs4分别为车体悬挂阻尼器阻尼;Kt1、Kt2、Kt3、Kt4分别为轮对悬挂弹簧刚度;Ct1、Ct2、Ct3、Ct4分别为轮对悬挂阻尼器阻尼。

模型中4个轮子与桥面的4个接触点也会产生4个耦合自由度,这4个耦合自由度同样影响车辆的振动。这样,虽然车辆本身只有7个自由度,但是在振动方程里面将会体现出包括4个耦合自由度在内的11个自由度。

3 车辆模型振动方程的建立

对由弹簧、阻尼器和质量块组成的汽车模型,可以通过结构动力学介绍的直接集成质量、刚度和阻尼矩阵的方法建立振动方程,也可以通过能量法建立振动方程。能量法建立振动方程首先要得到车辆模型的动能T、弹簧势能P和阻尼耗散能R的表达式,然后代入拉格朗日方程

$\frac{d}{d t} | \frac{\partial t}{\partial z_{k}} | - \frac{\partial Τ}{\partial z_{k}} + \frac{\partial Ρ}{\partial z_{k}} + \frac{\partial R}{\partial z_{k}} = 0$ , (1)

即可得到车辆模型振动方程。式中:zk为车辆模型本身自由度中的第k个自由度。

本文的车辆模型自由度较多,利用拉格朗日振动微分方程建立车辆模型的振动方程。在建立模型之前需要确定各个自由度位移和质量块受力的正负号。规定平动自由度位移,在平衡位置位移为零,向下为正,向上为负;转动自由度位移,水平无转交时位移为零,顺时针转动为正,逆时针为负;力的方向与各自由度位移的方向相反。

车辆模型的动能T、弹簧势能P和阻尼耗散能R的表达式

$\begin{array}{l} Τ = \frac{1}{2} \sum_{i = 1}^{3} Μ s_{i} \cdot \dot{Ζ} s_{i}^{2} + \frac{1}{2} \sum_{i = 1}^{4} Μ t_{i} \cdot \dot{Ζ} t_{i}^{2}, (2) \\ Ρ = \frac{1}{2} \sum_{i = 1}^{2} (Ζ s_{1} + η_{i} Ζ s_{2} b + Ζ s_{3} a_{2} - Ζ t_{1} - η_{i} Ζ t_{2} b)^{2} Κ s_{i} + \\ \frac{1}{2} \sum_{i = 3}^{4} (Ζ s_{1} + η_{i} Ζ s_{2} b - Ζ s_{3} a_{1} - Ζ t_{3} - η_{i} Ζ t_{4} b)^{2} Κ s_{i} + \\ \frac{1}{2} \sum_{i = 1}^{2} (Ζ t_{1} + η_{i} Ζ t_{2} d - Ζ a_{i})^{2} Κ t_{i} + \\ \frac{1}{2} \sum_{i = 3}^{4} (Ζ t_{3} + η_{i} Ζ t_{4} d - Ζ a_{i})^{2} Κ t_{i}, (3) \\ R = \frac{1}{2} \sum_{i = 1}^{2} (\dot{Ζ} s_{1} + η_{i} \dot{Ζ} s_{2} b + \dot{Ζ} s_{3} a_{2} - \dot{Ζ} t_{1} - η_{i} \dot{Ζ} t_{2} b)^{2} C s_{i} + \\ \frac{1}{2} \sum_{i = 3}^{4} (\dot{Ζ} s_{1} + η_{i} \dot{Ζ} s_{2} b - \dot{Ζ} s_{3} a_{1} - \dot{Ζ} t_{3} - η_{i} \dot{Ζ} t_{4} b)^{2} C s_{i} + \\ \frac{1}{2} \sum_{i = 1}^{2} (\dot{Ζ} t_{1} + η_{i} \dot{Ζ} t_{2} d - \dot{Ζ} a_{i})^{2} C t_{i} + \\ \frac{1}{2} \sum_{i = 3}^{4} (\dot{Ζ} t_{3} + η_{i} \dot{Ζ} t_{4} d - \dot{Ζ} a_{i})^{2} C t_{i} . (4) \end{array}$

式中:当i=1,2,3时Msi分别表示车体的质量、沿纵轴转动的转动惯量、沿横轴转动的转动惯量;当i=1,3时Mti分别表示车辆前后轴质量,当i=2,4时Mti分别表示车辆前后轴沿纵轴转动的转动惯量;ηi表示正负号的符号,当i=1,3时其值为-1,当i=2,4时其值为+1。

把式(2)、式(3)、式(4)代入式(1),求导整理后得到车辆振动方程

$\underset{˜}{Μ}^{v} \underset{˜}{\ddot{z}} + \underset{˜}{C}^{v} \underset{˜}{\dot{z}} + \underset{˜}{Κ}^{v} \underset{˜}{z} = \underset{˜}{0} . (5)$

式中: $\underset{˜}{z} = {Ζ s_{1} Ζ s_{2} Ζ s_{3} Ζ t_{1} Ζ t_{2} Ζ t_{3} Ζ t_{4} Ζ a_{1} Ζ a_{2} Ζ a_{3} Ζ a_{4}}^{Τ}, \underset{˜}{\dot{z}} = {\dot{Ζ} s_{1} \dot{Ζ} s_{2} \dot{Ζ} s_{3} \dot{Ζ} t_{1} \dot{Ζ} t_{2} \dot{Ζ} t_{3} \dot{Ζ} t_{4} \dot{Ζ} a_{1} \dot{Ζ} a_{2} \dot{Ζ} a_{3} \dot{Ζ} a_{4}}^{Τ}, \underset{˜}{\ddot{z}} = {\ddot{Ζ} s_{1} \ddot{Ζ} s_{2} \ddot{Ζ} s_{3} \ddot{Ζ} t_{1} \ddot{Ζ} t_{2} \ddot{Ζ} t_{3} \ddot{Ζ} t_{4} \ddot{Ζ} a_{1} \ddot{Ζ} a_{2} \ddot{Ζ} a_{3} \ddot{Ζ} a_{4}}^{Τ} ‚ \underset{˜}{Μ}^{v}$ 、 $\underset{˜}{Κ}^{v}$ 、 $\underset{˜}{C}^{v}$ 为振动方程的质量、刚度、阻尼矩阵,通过式(2)、式(3)、式(4)代入式(1)求导、化简整理得

$\underset{˜}{Κ}^{v} = [\begin{matrix} \underset{˜}{Κ}_{11} & \underset{˜}{Κ}_{12} \\ \underset{˜}{Κ}_{21} & \underset{˜}{Κ}_{22} \end{matrix}] \begin{array}{l} . \end{array} (6)$

式中: $\underset{˜}{Κ}_{11}$ 、 $\underset{˜}{Κ}_{12}$ 、 $\underset{˜}{Κ}_{21}$ 、 $\underset{˜}{Κ}_{22}$ 表达式为

$\underset{˜}{Κ}_{11} = [\begin{matrix} \sum_{i = 1}^{4} Κ s_{i} & \sum_{i = 1}^{4} η_{i} b Κ s_{i} & \sum_{i = 1}^{2} a_{2} Κ s_{i} - \sum_{i = 3}^{4} a_{1} Κ s_{i} & - \sum_{i = 1}^{2} Κ s_{i} & - \sum_{i = 1}^{2} η_{i} b Κ s_{i} & - \sum_{i = 3}^{4} Κ s_{i} & - \sum_{i = 3}^{4} η_{i} b Κ s_{i} \\ 0 & \sum_{i = 1}^{4} b^{2} Κ s_{i} & 0 & 0 & - \sum_{i = 1}^{2} b^{2} Κ t_{i} & 0 & - \sum_{i = 3}^{4} b^{2} Κ t_{i} \\ 0 & 0 & \sum_{i = 1}^{2} a_{2}^{2} Κ s_{i} + \sum_{i = 3}^{4} a_{1}^{2} Κ s_{i} & - \sum_{i = 1}^{2} a_{2} Κ s_{i} & 0 & \sum_{i = 3}^{4} a_{1} Κ s_{i} & 0 \\ - \sum_{i = 1}^{2} Κ s_{i} & 0 & - \sum_{i = 1}^{2} a_{2} Κ s_{i} & \sum_{i = 1}^{2} (Κ s_{i} + Κ t_{i}) & 0 & 0 & 0 \\ - \sum_{i = 1}^{2} η_{i} b Κ s_{i} & - \sum_{i = 1}^{2} b^{2} Κ t_{i} & 0 & \sum_{i = 1}^{2} b^{2} Κ s_{i} + d^{2} Κ t_{i} \\ - \sum_{i = 3}^{4} Κ s_{i} & 0 & \sum_{i = 3}^{4} a_{1} Κ s_{i} & \sum_{i = 3}^{4} (Κ s_{i} + Κ t_{i}) \\ - \sum_{i = 3}^{4} η_{i} b Κ s_{i} & - \sum_{i = 3}^{4} b^{2} Κ t_{i} & 0 & \sum_{i = 3}^{4} b^{2} Κ s_{i} + d^{2} Κ t_{i} \end{matrix}] \begin{array}{l} ‚ \end{array}$

$\begin{array}{l} \underset{˜}{Κ}_{21} = [\begin{matrix} 0 & 0 & 0 & - Κ t_{1} & - Κ t_{2} & 0 & 0 \\ 0 & 0 & 0 & d Κ t_{1} & - d Κ t_{2} & 0 & 0 \\ 0 & 0 & 0 & 0 & 0 & - Κ t_{3} & - Κ t_{4} \\ 0 & 0 & 0 & 0 & 0 & d Κ t_{3} & - d Κ t_{4} \end{matrix}] \begin{array}{l} ‚ \end{array} \\ \underset{˜}{Κ}_{12} = [\begin{matrix} 0 & 0 & 0 & 0 \\ 0 & 0 & 0 & 0 \\ 0 & 0 & 0 & 0 \\ - Κ t_{1} & - Κ t_{2} \\ d Κ t_{1} & - d Κ t_{2} \\ - Κ t_{3} & - Κ t_{4} \\ d Κ t_{3} & - d Κ t_{4} \end{matrix}] \begin{array}{l} ‚ \end{array} \\ \underset{˜}{Κ}_{22} = [\begin{matrix} Κ t_{1} \\ Κ t_{2} \\ Κ t_{3} \\ Κ t_{4} \end{matrix}] \begin{array}{l} . \end{array} \end{array}$

按同样的方法可以集成车辆模型的阻尼矩阵和质量矩阵。车辆模型2的振动方程阻尼矩阵表达式

$\underset{˜}{C}^{v} = [\begin{matrix} C_{11} & C_{12} \\ C_{21} & C_{22} \end{matrix}] \begin{array}{l} . \end{array}$

其中:C11、C12、C21、C22 的表达形式与 K11、K12、K21、K22相同,只是将矩阵 $\underset{˜}{Κ}$ 中的刚度值Ksi、Kti换成Csi、Cti。

最后写出车辆模型振动方程的质量矩阵,如式(7)所示。

$\underset{˜}{Μ}^{v} = [\begin{matrix} Μ s_{1} & \dots & \dots & 0 \\ Μ s_{2} ⋰ \\ Μ s_{3} & ⋰ & ⋮ \\ Μ t_{1} ⋮ \\ Μ t_{2} \\ Μ t_{3} \\ Μ t_{4} \\ ⋮ & 0 \\ ⋮ & ⋰ & 0 \\ ⋰ 0 \\ 0 & \dots & \dots 0 \end{matrix}] \begin{array}{l} . \end{array} (7)$