CN102252836B - 旋转机器支承状态、动平衡及不对中的测试方法和装置 - Google Patents

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CN102252836B CN 201110093802 CN201110093802A CN102252836B CN 102252836 B CN102252836 B CN 102252836B CN 201110093802 CN201110093802 CN 201110093802 CN 201110093802 A CN201110093802 A CN 201110093802A CN 102252836 B CN102252836 B CN 102252836B
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Abstract

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。

Description

旋转机器支承状态、动平衡及不对中的测试方法和装置
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v＝2πrf，所以有F＝m(2πrf)2/r＝mr(2πf)2。进而有加速度峰值A＝F/(m+m2)＝rm(2πf)2/(m+m2)，式中m2为支承转子的机器质量。从而有振幅峰值X＝A/(2πf)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f0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＞f0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f0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f1＜f0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(0)～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)，x1(0～i)、y1(0～i)、x2(0～i)、y2(0～i)；
2)利用所述4*(i+1)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)、Y11(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+1)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：x11(0～i)、y11(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)、y12(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(i0)，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(0)～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)，x1(0～i)、y1(0～i)、x2(0～i)、y2(0～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N0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-N0)/CI，并在共振区间减少增量至D/2。
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N0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+1)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)、Y11(0～i)、X21(0～i)、Y21(0～i)，以及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)；或者对所述4*(i+1)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：x11(0～i)、y11(0～i)、x21(0～i)、y21(0～i)，以及准全转速范围每个转速状态的2阶振动波形样本：x12(0～i)、y12(0～i)、x22(0～i)、y22(0～i)；
2)对N(0)～N(i)的(i+1)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X11(0)、Y11(0)、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)/X11(0)、YC11(0～i)＝Y11(0～i)/Y11(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)。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＝T/(2π))，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
M ( f ) = 1 ( 1 - ( f F ) 2 ) 2 + ( 2 η f F ) 2 = ( ( 1 - ( f / F ) 2 ) 2 + ( 2 ηf / F ) 2 ) - 0.5
构建基于该阻尼比η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)＝((1-(f/F)2)2+(2ηf/F)2)-0.5
M(i)＝((1-(N(i)/N(i0))2)2+(2η(N(i))/N(i0))2)-0.5
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：XM11(0～2i)、XM12(0～2i)、YM11(0～2i)、YM12(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：
XM1(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：
XPG1(0～i)＝XC11(0～i)/XM1(0～i)；
YPG1(0～i)＝YC11(0～i)/YM1(0～i)；
XPG2(0～i)＝XC21(0～i)/XM2(0～i)；
YPG2(0～i)＝YC21(0～i)/YM2(0～i)。
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XPG1(0～i)、YPG1(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XPG1(0～i)、YPG1(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；
根据变激振变刚度识别函数XPG1(0～i)、YPG1(0～i)、XPG2(0～i)、YPG2(0～i)进行减震调节。
根据变激振变刚度识别函数XPG1(0～i)、YPG1(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ZG1(0～i)＝[YPG12(0～i)+XPG12(0～i)]0.5；
机器1的最大振动方向角PG1(0～i)＝tg-1[YPG1(0～i)/XPG1(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ZG1(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ZG1(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；
3)如果所提交的最大振动激励ZG1(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：
ZG1(0～i)/(2πN(0～i)/60)2，ZG2(0～i)/(2πN(0～i)/60)2。
其中N为转速数据。
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(I1)、Y12(I1)、X22(I2)、Y22(I2)，及其对应的频率坐标(i)＝(I1、I2)，再根据坐标(I1、I2)，找到对应于2*I1、2*I2的、延伸的1阶振动的复合共振理想传递函数XM1(2*I1)、YM1(2*I1)；XM2(2*I2)、YM2(2*I2)；
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(I1)/YM1(2*I1)、
X22＝X22(I2)/XM2(2*I2)、Y22＝Y22(I2)/YM2(2*I2)；
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Z1、Z2及其方向角P1、P2：
P1＝tg-1(Y12/X12)、P2＝tg-1(Y22/X22)；
Z1＝(Y122+X122)0.5、Z2＝(Y222+X222)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P1＝tg-1(Y12/X12)、P2＝tg-1(Y22/X22)；
Z1＝(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)。
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Y11(0～i)、X11(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Y11(0～i)、X11(0～i)，对垂直、水平振动信号Y11(0～i)、X11(0～i)作峰值检波得到各状态i时的垂直、水平振动峰值Y11P(0～i)、X11P(0～i)；
2)对垂直、水平振动峰值Y11P(0～i)、X11P(0～i)分别除各状态i时的垂直、水平振动峰值Y11P(0)、X11P(0)得到垂直、水平传递函数YC11(0～i)、XC11(0～i)，用水平传递函数YC11(0～i)、XC11(0～i)对应除垂直、水平振动信号Y11(0～i)、X11(0～i)，得到垂直、水平低刚度函数YG11(0～i)、XG11(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：ZG1(0～i)＝[YG112(0～i)+XG112(0～i)0.5，机器1的低刚度方向角：PG1(0～i)＝tg-1[YG11(0～i)/XG11(0～i)]。
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)、X12P(0～i)；
2)对垂直、水平振动峰值Y12P(0～i)、X12P(0～i)分别除Y12P(0)、X12P(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：ZG1(0～i)＝[YG122(0～i)+XG122(0～i)0.5，机器1的低刚度方向角：PG1(0～i)＝tg-1[YG12(0～i)/XG12(0～i)]。
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，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。
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X1、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Y1、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。
本发明实现了在运转过程中检测机器的不平衡、支承刚度和检测各台机器之间的不对中信息，克服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困境，为完善、改进和提高机器安装、调试的质量及可靠性提供了新的检测技术手段。
附图说明
图1-1为机器静态支承刚度检测示意图；
图1-2为小振动时全转速范围内只有低刚度共振示意图；
图1-3为大振动时全转速范围内只有高刚度共振示意图；
图1-4为由于低刚度共振幅度大引起硬弹性高刚度共振的示意图；
图1-5为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的示意图；
图1-6为水平垂直有不同的共振频率和1阶振动在不同转速下有不同的轨迹示意图；
图1-7为在转频为10Hz时的振动轨迹示意图；
图1-8为在转频为20Hz时的振动轨迹示意图；
图1-9为在转频为25Hz时的振动轨迹示意图；
图2为振动和转速检测传感器安装示意图；
图3为旋转机器支承刚度及不对中的动态测试方法硬件结构框图；
图4为变转速振动测试流程图；
图5为传递函数分析流程图；
图5-0为传递函数及变刚度、变激振分析流程图；
图5-1为Y方向振动的解析仿真电路图；
图5-2为剔除定刚度多共振影响解析出固定激振量所致振动YPG1(i)、yJ11(i)的仿真图；
图5-3为剔除定刚度多共振影响解析出变激振量所致振动YPG1(i)、yJ11(i)的仿真图；
图5-4为剔除定刚度多共振影响解析出变刚度所致振动YPG1(i)、yJ11(i)的仿真图；
图5-5为剔除定刚度多共振影响解析出变激振量和变刚度所致振动YPG1(i)、yJ11(i)的仿真图；
图5-6为在没有变激励、变刚度因素但存在两个共振因素的条件下的时域分析仿真图；
图5-7为5Hz时剔除共振(对于幅度之影响)的振动激励xj11(0～i)、yJ11(0～i)波形所描绘的振动轨迹仿真图；
图5-8为16Hz时剔除共振(对于幅度之影响)的振动激励xj11(0～i)、yJ11(0～i)波形所描绘的振动轨迹仿真图；
图5-9为22Hz时剔除共振(对于幅度之影响)的振动激励xj11(0～i)、yJ11(0～i)波形所描绘的振动轨迹仿真图；
图5-10为25Hz时剔除共振(对于幅度之影响)的振动激励xj11(0～i)、yJ11(0～i)波形所描绘的振动轨迹仿真图；
图5-11为1阶振动引发共振时，水平(上图)、垂直(下图)振动出现严重不对中的2阶振动增大现象的测试记录图；
图5-12为图11状态下的1阶振动轨迹及未修正共振影响的参数之测试记录图；
图5-13为图11状态下的2阶振动轨迹及未修正共振影响的参数之测试记录图；
图6为最大动态不对中分析流程图；
图7-1为以时域转速跟踪滤波器分离出1阶振动Y11(i)、X11(i)的方法分析处理得到的相关信号测试图；
图7-2为3～30Hz转速频率范围内垂直低刚度函数为稳定等幅状态测试图；
图7-3为1阶垂直振动频谱表明垂直方向在转频18Hz时存在1阶共振测试图；
图7-4为3～30Hz转速频率范围内水平低刚度函数，在17Hz～24Hz转速频率范围内刚度为其他转速频率是的约1/2测试图；
图7-5为1阶水平振动频谱表明水平方向在转速频率22Hz存在1阶共振测试图；
图8-1为以时域转速跟踪滤波器分离出2阶振动Y11(i)、X11(i)的方法分析处理得到的相关信号测试图；
图8-2为3～30Hz转速频率范围内垂直不对中函数为稳定等幅状态测试图；
图8-3为2阶垂直振动频谱表明垂直方向在转频9Hz存在不对中导致的2阶共振测试图；
图8-4为3～30Hz转速频率范围内水平不对中函数，在17Hz～24Hz转速频率范围内刚度为其他转速频率是的约1/2测试图；
图8-5为2阶水平振动频谱表明水平方向在转速频率11Hz时存在不对中导致的2阶共振测试图；
图9-1为克服水平低刚度因素后的低刚度测试图；
图9-2为克服水平低刚度因素后的不对中测试图。
图3中，N为转速传感器，35为转速检测通道，X1、X2、Y1、Y2为水平、垂直振动检测传感器，31、33、32、34为水平、垂直振动检测通道，36为AD变换器，37为计算机。
具体实施方式
以下结合附图对本发明的具体实施方式作详细说明。
旋转机器支承状态、动平衡及不对中的动态测试装置，包括机器1，机器2，联轴器，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。如附图2，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X1、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Y1、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。
支承刚度及不对中动态测试仪的计算机37所含的支承刚度及不对中动态测试诊断软件，通过对机器从低转速到最高试验转速的连续慢变转速的振动测量或从低转速到最高试验转速的、每隔Dr/min进行一次的若干定转速振动测量，获得N(0)～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)，x1(0～i)、y1(0～i)、x2(0～i)、y2(0～i)；每个振动检测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N0到最高试验转速NM的检验次数建议值为CI＞50，每次转速增量D＝(NM-N0)/CI，并在共振区间减少增量至D/2，其最高试验转速NM等于机器最高运行转速的100％～105％，所述最低试验转速N0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％。如附图4。
对上述4*(i+1)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)、Y11(0～i)、X21(0～i)、Y21(0～i)，
得到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)，
或者对上述4(i+1)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：
x11(0～i)、y11(0～i)、x21(0～i)、y21(0～i)，
得到准全转速范围每个转速状态的2阶振动波形样本：
x12(0～i)、y12(0～i)、x22(0～i)、y22(0～i)；
对N(0)～N(i)的(i+1)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X11(0)、Y11(0)、X21(0)、Y21(0)和X12(0)、Y12(0)、X22(0)、Y22(0)，得到归一化的含有(可能多个及变刚度)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)/X11(0)、YC11(0～i)＝Y11(0～i)/Y11(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：
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)；
上述传递响应函数可能含有多个线性共振因素、变刚度共振因素和不平衡量变化因素，需要逐一分析并解析这些因素，从而识别系统存在的变刚度、变激振因素。
找到振动传递响应函数的极大值，一般规律表明他们是多共振因素决定的；确定它们对应的转速N或转频F(其周期T＝1/F，延迟时间t＝T/(2π))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，
M ( f ) = 1 ( 1 - ( f F ) 2 ) 2 + ( 2 η f F ) 2 = ( ( 1 - ( f / F ) 2 ) 2 + ( 2 ηf / F ) 2 ) - 0.5
构建基于该阻尼比η及共振频率F的离散的理想传递函数：
由于离散理想传递函数需要以试验序号i为变量，序号i对应的频率是N(0)/60～N(i)/60，而所找到的可能共振频率F也对应于从0～i的某个试验序号i0的转速N(i0)，故可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)＝((1-(f/F)2)2+(2ηf/F)2)-0.5
M(i)＝((1-(N(i)/N(i0))2)2+(2η(N(i))/N(i0))2)-0.5
根据上述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：
XM11(0～2i)、XM12(0～2i)、YM11(0～2i)、YM12(0～2i)；
XM21(0～2i)、XM22(0～2i)、YM21(0～2i)、YM22(0～2i)；
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：
XM1(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)；
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：
XPG1(0～i)＝XC11(0～i)/XM1(0～i)、YPG1(0～i)＝YC11(0～i)/YM1(0～i)；
XPG2(0～i)＝XC21(0～i)/XM2(0～i)、YPG2(0～i)＝YC21(0～i)/YM2(0～i)；
以机器的1截面为例，分析1阶振动传递响应函数XC11(0～i)、YC11(0～i)，由于机器在工作转速范围内一般最多只可能存在2个共振转速，找到最多可达2个极大值XM11、XM12、YM11、YM12及其对应的转速频率XF11、XF12、YF11、YF12；对X、Y各构建2个单共振理想传递函数(曲线)XM11(0～2i)、XM12(0～2i)、YM11(0～2i)、YM12(0～2i)，其共振增益Q分别为XM11、XM12、YM11、YM12，共振频率分别为XF11、XF12、YF11、YF12，其阻尼比分别为Xη1＝0.5/XM11、Xη2＝0.5/XM12、Yη1＝0.5/YM11、Yη2＝0.5/YM12；求复合共振理想传递函数为单共振理想传递函数的基于频率坐标(亦或试验样本序号i，因为试验次数i每增加1次，转速增加DN，转速频率增加DN/60)的相对积：
XM1(0～2i)＝XM11(0～2i)*XM12(0～2i)；YM1(0～2i)＝YM11(0～2i)*YM12(0～2i)；
求变激振、变刚度识别函数＝振动传递响应函数/复合理想传递函数：
XPG(0～i)＝XC11(0～i)/XM1(0～i)、YPG(0～i)＝YC11(0～i)/YM1(0～i)；
求剔除共振的振动激励(含变激振、变刚度)波形＝振动波形/复合理想传递函数：
xJ11(0～i)＝x11(0～i)/XM1(0～i)、yJ11(0～i)＝x11(0～i)/YM1(0～i)。如附图5-0。
图5-1是根据上述方法对机器1的Y方向作分析的仿真电路图。
图5-2是设定为固定激振量＝2和定刚度共振时，仿真得到的剔除定刚度多共振影响解析出固定激振量所致振动YPG1(0～i)、yJ11(0～i)的仿真图，仿真得到的YPG1(0～i)、yJ11(0～i)的峰值幅度约恒定为2，等于不平量的设定值。
图5-3是设定为改变激振量＝2～3和定刚度共振时，仿真得到的剔除定刚度多共振影响解析出变激振量所致振动YPG1(0～i)、yJ11(0～i)的仿真图，所以仿真系统所得的“2振动响应”出现最大幅度达到90的宽共振带。仿真系统所得的“5变激振变刚度识别”，解析出该变激振量信息符合“0变激振量”的设置值；仿真系统所得的“6剔除共振的振动激励”波形，解析出的激励幅度，也符合“0变激振量”设置的规律。
图5-4是设定为固定激振量＝2和定1次共振之前变刚度共振时，仿真得到的剔除定刚度多共振影响解析出变刚度所致振动YPG1(0～i)、yJ11(0～i)的仿真图，仿真系统所得的“2振动响应”出现最大幅度达到61的宽共振带。仿真系统所得的“5变激振变刚度识别”，解析出该变刚度引起的油膜震荡信息；仿真系统所得的“6剔除共振的振动激励”波形，解析出的激励幅度符合变刚度特征：在第一个共振之前的转速段出现起伏的油膜震荡振动幅度高于其他转速的振动幅度(由激振量决定的幅度，为2)的规律。
图5-5是设定为变激振量＝2～3和定1次共振之前变刚度共振时，仿真得到的剔除定刚度多共振影响解析出变激振量和变刚度所致振动YPG1(0～i)、yJ11(0～i)的仿真图，由于同时存在变刚度和变激振量的情况：仿真系统所得的“5变激振变刚度识别”的幅度，既有幅度大于低速时幅度(为2)的随转速慢变化到3的激振量变化的特征，也有1次共振前随着转频变化而幅度起伏大于2的为变刚度特征。
根据所获得的两台机器的“变激振变刚度识别函数”XPG1(0～i)、YPG1(0～i)、XPG2(0～i)、YPG2(0～i)，建立如下识别判据以及处理方法：
识别变激振量的方法：如果“变激振变刚度识别函数”XPG1(0～i)、YPG1(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；
识别变刚度的方法：如果如果“变激振变刚度识别函数”XPG1(0～i)、YPG1(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。
由于只有降低激振量或不平衡量，才能在全转速范围内降低振动，包括共振时的振动；只有有效减小振动，才能避免大振动引发非线性刚度所致的油膜震荡；只有剔除共振影响，才能获得对机器激振的因素，根据该因素的量值进行平衡调节才能不受共振放大因素造成的不真实数据所误导，实现恰如其分的去除偏心质量以减小振动激励的调节，而不是沿用现有方式的尝试性调节。
根据“变激振变刚度识别函数”XPG1(0～i)、YPG1(0～i)、XPG2(0～i)、YPG2(0～i)进行减震调节的方法如下：
计算机器1的最大振动激励ZG1(0～i)＝[YPG12(0～i)+XPG12(0～i)]0.5；
计算机器1的最大振动方向角PG1(0～i)＝tg-1[YPG1(0～i)/XPG1(0～i)]；
计算机器2的最大振动激励ZG2(0～i)＝[YPG22(0～i)+XPG22(0～i)]0.5；
计算机器2的最大振动方向角PG2(0～i)＝tg-1[YPG2(0～i)/XPG2(0～i)]，
因为ZG1(0～i)、ZG2(0～i)的量值总是大于或等于“变激振变刚度识别函数”XPG1(0～i)、YPG1(0～i)、XPG2(0～i)、YPG2(0～i)的值，因此应当针对机器1和机器2在常用工作转速范围的，其中特别包括在振动能被放大而更强烈的共振转速范围的，并且回避在振动不稳定的变刚度转速范围的最大振动激励ZG1(0～i)、ZG2(0～i)之最大值或连续增大区间进行减振调节，以确保机器在上述工作转速状态的振动减小；将所论ZG1(0～i)、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；如果所提交的ZG1(0～i)、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，因为参与振动的质量包括转子质量MZ1、MZ2和机器质量MJ1、MJ2，而转子的偏心量为P1、P2，其间的关系式为：
P1＝ZG1(0～i)*(MZ1+MJ1)/MZ1，
P2＝ZG2(0～i)*(MZ2+MJ2)/MZ2。
如果所提交的ZG1(0～i)、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：
ZG1(0～i)/(2πN(0～i)/60)2，
ZG2(0～i)/(2πN(0～i)/60)2，
因为参与振动的质量包括转子质量MZ1、MZ2和机器质量MJ1、MJ2，而转子的偏心量为P1、P2，其间的关系式为：
P1＝ZG1(0～i)/(2πn(0～i)/60)2*(MZ1+MJ1)/MZ1，
P2＝ZG2(0～i)/(2πn(0～i)/60)2*(MZ2+MJ2)/MZ2。
以解析所得的剔除共振放大因素影响的振动激励xj11(0～i)、yJ11(0～i)波形所构建的振动轨迹的长轴幅度和方向并不能表征机器振动激励的最大值和方向，因为他们虽然剔除了共振对于幅度之影响，但还受到共振等因素的相位影响。
图5-6所示为在没有变激励、变刚度因素但存在两个共振因素的条件下的时域分析，可见解析得到的“剔除共振(对于幅度之影响)的振动激励”xj11(0～i)、yJ11(0～i)以及“变激振变刚度识别函数”XPG1(0～i)、YPG1(0～i)都是幅度峰值恒定为2的函数，从而根据XPG1(0～i)、YPG1(0～i)计算的机器1的最大振动激励ZG1(0～i)＝[YPG12(0～i)+XPG12(0～i)]0.5(但不一定等于2.828，因为存在相位差)、以及机器1的最大振动方向角PG1(0～i)＝tg-1[YPG1(0～i)/XPG1(0～i)](但不一定等于45°，因为存在相位差)也是恒定的，但是，在不同转速下，根据剔除共振(对于幅度之影响)的振动激励xj11(0～i)、yJ11(0～i)波形所描绘的振动轨迹的长轴幅度和方向都在变化，如图5-7～图5-10。解决了经典的动平衡方法仅仅根据振动轨迹的长轴幅度和方向进行动平衡时并不能准确确定对应于不平衡量的振动值和方向的困难。
在实现动平衡调整合格之后再进行不对中调节，则有利于克服诸多不利因素的影响。
因为在现场监测中发现：在出现1阶振动引起的共振时或前后，时有体现不对中的2阶振动突然增大的现象。如图5-11，是1阶振动引发共振时，水平、垂直振动中出现严重不对中的2阶振动增大现象，图5-12是该状态下的1阶振动轨迹及未修正共振影响的参数，图5-13是该状态下的2阶振动轨迹及未修正共振影响的参数。
这是因为，机器不对中对于机器的损害影响，是在振动总量较大(主要是转子不平衡量导致的1阶振动及其共振放大)以致消除轴承在不对中方向的油膜缓冲空间而出现振动限位时发生的，这时，轴承出现油膜破裂和金属干摩擦，轴系出现更大的弯曲应力，结果引起对机器的破坏性后果；而振动则出现上述(对1阶振动)限位所致的2阶振动。反之，如果虽有某些不对中，但振动较小，没有引起油膜破裂和轴系弯曲应力，就既不影响及其安全，也不出现2阶振动。
为了取得克服最大不对中所致振动的效果，显然应当根据在该出现最大不对中现象的转速状况下的不对中参数进行调心，直至消除该不对中的2阶振动或减小到允许值。静态的不对中监测及调心虽然必要，因为它可以克服严重到任何转速下都出现油膜破坏、转轴受弯的恶劣状态，但因为它不能识别、预测共振等大振动状态下的同类问题，从而不能彻底解决动态不对中的问题，所以必须进行动态不对中监测、确认和根据监测数据进行停机调心。
由上述分析可见：机器的不对中2阶振动的大小，并不与机器的支承刚度、转子的不平衡量有直接的函数关系，但可能或容易因机器出现1阶振动共振时的振动增大而诱发，并且由于某转速下出现的不对中所致的最大2阶振动频率为该转速频率的2倍，该2倍于转速频率的不对中2阶振动幅度受到1阶振动传递响应函数的影响；因此，所述一种旋转机器支承状态、动平衡及不对中的动态测试方法，为了得到X、Y方向2阶振动的真实激励幅度，需要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，再以所得到的X、Y方向的计算结果，进行不对中状况(量值和方向)的计算。
由于此前已经对上述4(i+1)个振动数据样本分别进行FFT分析，
得到准全转速范围的1阶振动量值：
X11(0～i)、Y11(0～i)、X21(0～i)、Y21(0～i)，
得到准全转速范围的2阶振动量值：
X12(0～i)、Y12(0～i)、X22(0～i)、Y22(0～i)，
并且得到了1阶振动的复合共振理想传递函数：
XM1(0～i)、YM1(0～i)；XM2(0～i)、YM2(0～i)，
特别是，该1阶振动的复合共振理想传递函数是根据下式得到的：
XM1(0～i)＝XM11(0～i)*XM12(0～i)、YM1(0～i)＝YM11(0～i)*YM12(0～i)；
XM2(0～i)＝XM21(0～i)*XM22(0～i)、YM2(0～i)＝YM21(0～i)*YM22(0～i)，
而上式中的XM11(0～i)、XM12(0～i)、YM11(0～i)、YM12(0～i)；
XM21(0～i)、XM22(0～i)、YM21(0～i)、YM22(0～i)，是根据阻尼、刚度、质量等测量得到的参数按照数学/物理模型建立的，能够将他们的(例比于转速频率的)变量i的范围扩大到2i，得到延伸的1阶振动的复合共振理想传递函数：
XM1(2i)、YM1(2i)；XM2(2i)、YM2(2i)，
因此，动态最大不对中的分析计算方法为(见附图6)：
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(I1)、Y12(I1)、X22(I2)、Y22(I2)，及其对应的频率坐标i＝I1、I2，再根据坐标I1、I2，找到对应于2*I1、2*I2的、延伸的1阶振动的复合共振理想传递函数：XM1(2*I1)、YM1(2*I1)；XM2(2*I2)、YM2(2*I2)，
计算2阶振动(剔除共振响应)的真实量值：
X12＝X12(I1)/XM1(2*I1)、Y12＝Y12(I1)/YM1(2*I1)；
X22＝X22(I2)/XM2(2*I2)、Y22＝Y22(I2)/YM2(2*I2)；
计算不对中的偏移量和方向角：
如果上述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Z1、Z2及其方向角P1、P2：
P1＝tg-1(Y12/X12)、P2＝tg-1(Y22/X22)；
Z1＝(Y122+X122)0.5、Z2＝(Y222+X222)0.5；
如果上述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，在代入上述公式计算不对中偏移量值Z1、Z2及其方向角P1、P2。
实施例1：机器1的支承低刚度函数测定。
对N(0)～N(i)的i+1个转速下的1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X11(0)、Y11(0)得到归一化的含有(可能多个)共振因素的传递函数值：
XC11(0～i)＝X11(0～i)/X11(0)、YC11(0～i)＝Y11(0～i)/Y11(0)，
再以上述传递函数值除对应的1阶振动量值和2阶振动量值，得到去除传递函数值所表达的(可能多个)共振因素的、隐含的、原始振动函数：
原始振动函数XG11(0～i)、YG11(0～i)，
然后，用下述公式计算各不同转速Ni＝N(0)～N(i)下的低刚度方向角和低刚度振动值：
机器1的低刚度振动值ZG1(0～i)＝[YG112(0～i)+XG112(0～i)]0.5
机器1的低刚度方向角PG1(0～i)＝tg-1[YG11(0～i)/XG11(0～i)]。
如图7所示的是根据所述的一种旋转机器支承状态、动平衡及不对中的动态测试方法，用等效于FFT分析方法的、以时域转速跟踪滤波器分离获得1阶振动Y11(0～i)、X11(0～i)的方法，，以中心频率等于转速频率的时域滤波器对传感器经振动通道输出的振动信号滤波，得到垂直、水平振动(信号)Y11(0～i)、X11(0～i)，对Y11(0～i)、X11(0～i)作峰值检波得到各状态i时的垂直、水平振动峰值Y11P(0～i)、X11P(0～i)，对垂直、水平振动峰值Y11P(0～i)、X11P(0～i)分别除Y11P(0)、X11P(0)得到垂直、水平传递函数YC11(0～i)、XC11(0～i)，用水平传递函数YC11(0～i)、XC11(0～i)对应除垂直、水平振动(信号)Y11(0～i)、X11(0～i)，得到垂直、水平低刚度函数YG11(0～i)、XG11(0～i)，据此垂直、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ZG1(0～i)＝[YG112(0～i)+XG112(0～i)]0.5，
机器1的低刚度方向角PG1(0～i)＝tg-1[YG11(0～i)/XG11(0～i)]。
图7-1为上述以时域转速跟踪滤波器分离出1阶振动Y11(0～i)、X11(0～i)的方法分析处理得到的相关信号，从图7-1和图7-2可见在实验的3～30Hz转速频率范围内垂直低刚度函数是等幅的，说明不存在变刚度问题；从图7-1和图7-4可见在实验的3～30Hz转速频率范围内水平低刚度函数是变化的，说明在17Hz～24Hz转速频率范围内，水平方向存在变刚度问题，其刚度为其他转速频率时的约1/2；图7-1的垂直、水平振动波形和图7-3、图7-5的垂直、水平频谱表明垂直方向在18Hz、水平方向在22Hz分别存在共振，并且分别对水平、垂直振动存在影响；但本发明的旋转机器支承刚度及不对中的动态测试方法所分离得到的垂直低刚度函数和水平低刚度函数剔除了那些共振因素的影响，获得了直观地表述机器支承刚度动态特性的信息，据此而可对机器支承部件的质量做出调整、改进和维修：在YG11(0～i)＞XG11(0～i)时增大Y方向的刚度，或在YG11(0～i)＜XG11(0～i)时增大X方向的刚度，达到YG11(0～i)＝XG11(0～i)，得到垂直、水平低刚度函数均为等幅函数，如图9-1。
实施例2：机器1的不对中函数测定
支承刚度及不对中动态测试仪的计算机37所含的支承刚度及不对中动态测试诊断软件，通过对机器从低转速到最高试验转速的连续慢变转速的振动测量或从低转速到最高试验转速的若干定转速振动测量，获得N(0)～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)和x1(0～i)、y1(0～i)；对上述2(i+1)个振动数据样本分别进行分析处理，分离机器之一的水平、垂直1阶振动，得到准全转速范围的1阶振动量值：X11(0～i)、Y11(0～i)。
对上述2(i+1)个振动数据样本分别进行分析处理，分离机器之一的水平、垂直2阶振动，得到准全转速范围的2阶振动量值：X12(0～i)、Y12(0～i)；
对N(0)～N(i)的i+1个转速下的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X12(0)、Y12(0)，得到归一化的含有(可能多个)共振因素的传递函数值：XC12(0～i)＝X12(0～i)/X12(0)、YC12(0～i)＝Y12(0～i)/Y12(0)，
再以上述传递函数值XC12(0～i)、YC12(0～i)，除对应的2阶振动量值X12(0～i)、Y12(0～i)，得到去除传递函数值所表达的(可能多个)共振因素的、隐含的、不对中函数：XG12(0～i)、YG12(0～i)，
然后，用下述公式计算各不同转速Ni＝N(0)～N(i)下的不对中方向角和不对中振动值：
机器1的低刚度振动值ZG2(0～i)＝[YG122(0～i)+XG122(0～i)]0.5
机器1的低刚度方向角PG2(0～i)＝tg-1[YG12(0～i)/XG12(0～i)]。
如图8所示的是根据所述的一种旋转机器支承刚度及不对中的动态测试方法，用等效于FFT分析方法的、以时域转速跟踪滤波器分离出2阶振动Y12(0～i)、X12(0～i)的方法，以中心频率等于2倍于转速频率的时域滤波器对传感器经振动通道输出的振动信号滤波，得到垂直、水平的2阶振动(信号)Y12(0～i)、X12(0～i)，对Y12(0～i)、X12(0～i)作峰值检波得到各状态i对应的垂直、水平振动峰值Y12P(0～i)、X12P(0～i)，对垂直、水平振动峰值Y12P(0～i)、X12P(0～i)分别除Y12P(0)、X12P(0)得到垂直、水平传递函数YC12(0～i)、XC12(0～i)，用垂直、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)，据此垂直、水平不对中函数YG11(0～i)、XG11(0～i)，计算
机器1的不对中振动值ZG1(0～i)＝[YG112(0～i)+XG112(0～i)]0.5，
机器1的不对中方向角PG1(0～i)＝tg-1[YG11(0～i)/XG11(0～i)]。
图8-1为上述基于时域转速跟踪滤波器分离出2阶振动Y12(0～i)、X12(0～i)的方法分析处理得到的相关信号，从图8-1和图8-2可见在实验的3～30Hz转速频率范围内垂直不对中函数是等幅的，说明不存在变刚度问题，不影响垂直方向的不对中信息；从图8-1和图8-4可见在实验的3～30Hz转速频率范围内水平不对中函数是变化的，说明在17Hz～24Hz转速频率范围内，水平方向存在变刚度问题，其刚度为其他转速频率时的约1/2；图8-1的垂直、水平振动波形和图8-3、图8-5的垂直、水平频谱表明垂直方向在转速频率为9Hz、水平方向在转速频率为11Hz时，分别存在不对中2阶分量与轴系的共振，频率分别为18Hz和22Hz，并且分别对水平、垂直不对中振动信息存在影响；但本发明的旋转机器支承刚度及不对中的动态测试方法所分离得到的垂直不对中函数和水平不对中函数剔除了那些共振因素的影响，获得了直观地表述机器支承不对中的动态特性的信息，例如，水平不对中函数分别在两个转速范围都存在低刚度现象，分别是由不对中的2阶振动和转子不激振的1阶振动频率通过系统的两个共振频率范围时所引发的，揭示了原本为45度不对中方向在2阶和1阶振动频率通过共振区间时变为27度的机理，即水平方向支承的变(低)刚度改变了不对中振动状态，据此，应对支承的刚度加以调整(例如克服共振时水平刚度下降)，不是盲目调整27度方向的不对中偏移量，而是应当首先解决实施例1所发现的水平低刚度问题，如图9-1，得到垂直、水平方向的低刚度函数均为等幅函数，然后进行本实施例2的分析，如图9-2，则发现垂直、水平方向的不对中函数均为等幅函数，不对中方向角仍为45度，仍然应调整45度角方向的偏移量，方能降低或消除不对中所引发的2阶振动。
为了降低机器1的不对中方向角PZ1(0～i)的2阶振动值ZZ1(0～i)，到ZZ1(0～i)/20.5＝YZ11(0～i)＝XZ11(0～i)≈0，而向PZ1(0～i)方向或其反方向，按照偏心量ZZ1(0～i)折算的位移值，进行停机调心操作。
为了降低机器2的不对中方向角PZ2(0～i)的2阶振动值ZZ2(0～i)，到ZZ2(0～i)/20.5＝YZ21(0～i)＝XZ21(0～i)≈0，而向PZ2(0～i)方向或其反方向，按照偏心量ZZ2(0～i)折算的位移值，进行停机调心操作。

Claims (8)

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)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，获得两台通过联轴器连接的机器1、机器2之靠近联轴器侧的在N(0)～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)，x1(0～i)、y1(0～i)、x2(0～i)、y2(0～i)；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；所述的每个振动数据样本的长度为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N0到最高试验转速NM的检验次数CI，每次转速增量D=(NM-N0)/CI，并在共振区间减少增量至D/2；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N0应低于机器最低共振转速的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％；
2)利用所述4*(i+1)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)、Y11(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+1)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：x11(0～i)、y11(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)、y12(0～i)、x22(0～i)、y22(0～i)；对N(0)～N(i)的(i+1)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X11(0)、Y11(0)、X21(0)、Y21(0)和X12(0)、Y12(0)、X22(0)、Y22(0)，得到归一化的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)/X11(0)、YC11(0～i)=Y11(0～i)/Y11(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)；
3)找到1阶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=T/(2π)，并定义为可能共振频率，确定它们相对最低转速时的1阶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
M ( f ) = 1 ( 1 - ( f F ) 2 ) 2 + ( 2 η f F ) 2 = ( ( 1 - ( f / F ) 2 ) 2 + ( 2 ηf / F ) 2 ) - 0.5
构建基于该阻尼比η及共振频率F的离散的理想传递函数；
4)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)=((1-(f/F)2)2+(2ηf/F)2)-0-5
M(i)=((1-(N(i)/N(i0))2)2+(2η(N(i))/N(i0))2)-0.5
5)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：XM11(0～i)、XM12(0～i)、YM11(0～i)、YM12(0～i)和XM21(0～i)、XM22(0～i)、YM21(0～i)、YM22(0～i)；
6)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：
XM1(0～i)=XM11(0～i)*XM12(0～i)；
YM1(0～i)=YM11(0～i)*YM12(0～i)；
XM2(0～i)=XM21(0～i)*XM22(0～i)；
YM2(0～i)=YM21(0～i)*YM22(0～i)；
7)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：
XPG1(0～i)=XC11(0～i)/XM1(0～i)；
YPG1(0～i)=YC11(0～i)/YM1(0～i)；
XPG2(0～i)=XC21(0～i)/XM2(0～i)；
YPG2(0～i)=YC21(0～i)/YM2(0～i)；
8)利用变激振、变刚度识别函数建立识别判据以及处理方法；
9)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，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XPG1(0～i)、YPG1(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XPG1(0～i)、YPG1(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XPG1(0～i)、YPG1(0～i)、XPG2(0～i)、YPG2(0～i)进行减震调节。
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，根据变激振变刚度识别函数XPG1(0～i)、YPG1(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ZG1(0～i)=[YPG12(0～i)+XPG12(0～i)]0.05；
机器1的最大振动方向角PG1(0～i)=tg-1[YPG1(0～i)/XPG1(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ZG1(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ZG1(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ZG1(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：
ZG1(0～i)/(2πN(0～i)/60)2，ZG2(0～i)/(2πN(0～i)/60)2。
4.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(I1)、Y12(I1)、X22(I2)、Y22(I2)，及其对应的频率坐标i＝(I1、I2)，再根据坐标(I1、I2)，找到对应于2*I1、2*I2的、延伸的1阶振动的复合共振理想传递函数XM1(2*I1)、YM1(2*I1)；XM2(2*I2)、YM2(2*I2)；
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(I1)/YM1(2*I1)、
X22=X22(I2)/XM2(2*I2)、Y22=Y22(I2)/YM2(2*I2)；
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Z1、Z2及其方向角P1、P2：
P1=tg-1(Y12/X12)、P2=tg-1(Y22/X22)；
Z1=(Y122+X122)0.5、Z2=(Y222+X222)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P1=tg-1(Y12/X12)、
P2=tg-1(Y22/X22)；Z1=(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)。
5.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，所述转速增量D的量值为机器运行的最高转速1.85％。
6.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。
7.根据权利要求6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X1、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Y1、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。
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，所述CI>50。
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CN106628943A (zh) * 2015-04-21 2017-05-10 吴联凯 一种输送机安全应急控制系统的控制方法

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Application publication date: 20111123

Assignee: Beijing Tanzhi Science & Technology Development Co., Ltd.

Assignor: Tang Deyao

Contract record no.: 2014110000069

Denomination of invention: Testing method and apparatus for supporting state, dynamic balancing state and non-centering state of rotating machine

Granted publication date: 20130522

License type: Exclusive License

Record date: 20141211

LICC Enforcement, change and cancellation of record of contracts on the licence for exploitation of a patent or utility model
TR01 Transfer of patent right
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Effective date of registration: 20171127

Address after: 100097 Beijing agriculture science building B801, No. 11, middle road of Dawning garden, Haidian District, Beijing

Patentee after: Beijing Tanzhi Science & Technology Development Co., Ltd.

Address before: 100011 Beijing City, Chaoyang District Guangshun Beidajie 33 the Atlantic metro area A 102-2-3A

Patentee before: Tang Deyao