201所转子动力学特性分析报告Word文件下载.docx
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完成日期：
2014-11-28
11
目 录
一、前言 3
二、转子动力学分析 3
%0.1转子基本信息 3
%0.2有限元建模 4
%0.3轴承刚度 5
%0.4转子临界转速分析 6
%0.5不平衡量稳态同步响应分析 8
三、结论 10
一、前言
针对201所提供的的转子轴承系统，建立了动力学模型，进行动力学特性计算。
通过分析转子系统临界转速、不平衡量响应特性，对转子-支承系统的设计方案进行分析验证,为轴承设计选型、轴系结构的方案确认和优化提供技术支持。
二、转子动力学分析
2.1转子基本信息
201所提供的转子结构如图1所示。
该转子由一级悬臂式结构的离心叶轮组成，叶轮质量为11.12 kg，直径转动惯量为0.128 kg.m2,极转动惯量为0.239
kg.m2。
转子采用两支点结构，其中叶轮端轴承为圆柱滚子轴承，另一端为深沟球轴承。
图1提供的转子结构布局简图
2.2有限元建模
采用DyRoBeS软件对该转子轴承系统进行转子动力学特性计算，建立的有限元模型如图2所示。
图2转子轴承系统有限元模型
在模型建立过程中，针对轴系结构特点，确定了以下建模细则：
（1）将轴系离散化为圆柱或锥形有限元单元；
（2）叶轮被看成刚性圆盘，在轴段的相应位置用集中质量和惯性矩来模拟（模型中用），其质量、转动惯量和质心位置利用三维模型计算获的；
（3）对一些小零件的材料和结构进行简化，忽略一些细小的局部结构（如倒角、退刀槽等）。
其中转轴材料为40Cr，法兰盘为45#钢，离心叶轮按刚性盘建模，所有旋转部件的质量、转动惯量和重心位置通过三维建模计算获得，如图2中节点3处圆盘。
叶轮质量为11.12kg，直径转动惯量为0.128kg.m2，极转动惯量为0.239
建模完成后，对转子关键属性数据检查比对：
*******************RotorEquivalentRigidBodyProperties*******************RotorLeftEnd C.M. Diametral Polar Speedno LocationLengthLocation Mass Inertia Inertia Ratio
（mm） （mm） （mm） （kg） （kg-m^2） （kg-m^2）
1 .000 131.000 31.544 13.104 .1314 .240514 1.0000
其中，转子模型长度为131mm，与AutoCAD设计图数据一致；
并确认支承
位置及支承跨距52mm数据等也与设计图纸均一致。
建完模后，可进行静力学分析，得出支承处的轴承反力，如下图3所示。
图3转子两支承处的轴承反力与转子应力分布图
2.3轴承刚度
该转子支承采用了滚子轴承和深沟球轴承，基本数据如下：
叶轮端轴承（Brg1）：
圆柱滚子轴承NU322ECJ，铜保持架：
滚子直径Dw=8mm
滚子长度L=8.5mm
滚子数量NumberofRE=18个非叶轮端轴承（Brg2）：
深沟球轴承6208
滚珠直径Dw=8mm
滚珠数量NumberofRE=18个
接触角0度
深沟球轴承刚度按照如下经验公式估算：
而圆柱滚子轴承刚度按照如下经验公式估算：
根据提供的轴承参数，利用DyRoBeS软件Tool中滚动轴承刚度分析计算工具，分析两轴承刚度结果如图4所示。
图4两轴承刚度的计算结果
显然，轴承1的刚度为432502N/mm，轴承2的刚度为68280.3N/mm，将其代入rotor模块中的轴承菜单中。
2.4转子临界转速分析
针对分析计算的滚动轴承刚度值，代入构建的转子动力学模型，进行临界转速分析。
接过如图5所示。
图5前四阶临界转速及振型
图6前四阶振型应变能分布
分析可知，转子第一阶临界转速发生在47488rpm左右。
从应变能分布图上可以看到，在临界转速位置，轴承应变能已经达到78%以上，为典型刚体模态。
3、4阶为典型的柔性转子振型。
而该转子实际运行转速在5300rpm，远低于1阶临界转速，显然振动以该阶刚体模态振型为主。
2.5不平衡量稳态同步响应分析
分析由于不平衡量引起的稳态同步响应情况（Steady-state SynchronousResponse），这对于判定转子临界转速发生位置，以及在越过临界转速时的振动幅度等情况有重要作用。
不平衡量的设置：
叶轮以及主轴的制造和装配过程中，都存在不平衡量。
这些质量的不平衡产生的效应将在转子运转越过临界转速时得到放大。
因此，对于制造过程的不平衡量要严格控制，在转子中，叶轮的不平衡量都要求控制在一定范围以内。
分析中我们把所有不平衡量均放置在叶轮轮背位置，如图7所示，其中me=1kg.mm。
图7施加不平衡量的转子模型通过稳态同步响应分析，查看
波德图（BodePlot），可以看到各个节点位置的最大振幅、AF值、峰值振幅发生时转速（临界转速）、
相位角等信息。
其中，AF值为根据API标准定义的振幅放大系数其
图8 AF值定义 含
义见图8。
稳态同步响应振动分析结果见图9，其中两轴承位置分别对应Stn4
和Stn8。
图9转子两轴承处稳态同步响应分析Bode图
为比较转子不同轴向处振动情况，对叶轮轴端、轴承位置、非叶轮轴承位置、轴端处振动进行比较，如图10所示。
Stn1
Stn4
Stn8
Stn10
图9转子稳态同步响应分析Bode图
从以上振动响应分析可知，该转子第一阶临界转速发生在47800rpm左右，工作转速5300rpm远低于临界转速。
且叶轮端振动比非叶轮端振动明显要大。
三、结论
针对转子结构尺寸，采用DyRoBeS软件，构建了转子动力学模型，分析了转子临界转速与振型。
综合考虑滚动轴承刚度，可知该转子第一阶临界转速发生在47488rpm左右，且为典型刚体振型模态，远高于工作5300rpm，具有足够的安全裕度。
进行不平衡响应分析，可知在工作转速范围内，叶轮端
振动要大于非叶轮端。
参考文献
[1]WenJengChen,EdgarJ.Gunter,IntroductiontoDynamicsofRotor-BearingSystems,2005
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