不平衡響應的案例
ANSYS WORKBENCH中關于轉子動力學的新功能介紹-不平衡響應
不平衡響應分析在轉子動力學特性分析中非常重要，它提供給我們兩個信息，一個是峰值轉速的大小，也稱作臨界轉速，另一個信息是過臨界時轉子-軸承系統響應。
對于基于一維梁單元的轉子-軸承系統不平衡響應，在ANSYS WORKBENCH中一般是使用Harmonic Response模塊進行的。不平衡量是通過施加Rotating Force來實現的。當選擇打開科氏效應（coriolic effect)時，在分析設置中一般選用solution method:full進行計算分析。
對于基于二維軸對稱諧波單元的轉子-軸承系統不平衡響應來說，同樣使用的是Harmonic Response模塊進行的。不同的是需要在Model下插入symmetry,如同在計算臨界轉速時的設置一樣，見圖1和圖2.
圖1 諧響應分析中插入symmetry
圖2 設置general axisymmetry參數
和基于一維梁單元的轉子-軸承不平衡響應中一樣，不平衡量是通過插入rotating force來實現的，見圖3.
圖3 不平衡量施加
完成以上設置后就可進行不平衡響應計算，后續可查看頻率響應曲線，見圖4.
圖4 頻率響應曲線
展開 超高速大功率電動機軸系不平衡響應分析
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機組運行時振動達到規定標準。
3.1 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。
3.2 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。
4.
展開 轉子動力學-07三圓盤轉子的不平衡響應（錯誤示例，不考慮陀螺效應）
本文是示例常見錯誤，正確示例為：轉子動力學-06三圓盤轉子的不平衡響應
01 模型和網格見附件
02 定義約束，定義為軸承支承，約束繞軸旋轉自由度
03 施加不平衡激勵
04 查看位移頻響
注意這是沒考慮轉速影響的不平衡響應分析，是錯誤的。結合作者上一個示例，讀者可以看出其中的區別
如需更多細節，請聯系郵箱 leslie_wj@163.com，或者微信leslie_wj
solidb.zip
轉子動力學系列（二）：不平衡響應分析 ￥49
求該轉子渦動頻率、振型、臨界轉速及不平衡響應。
轉子動力學-06三圓盤轉子的不平衡響應（諧響應分析）
01 模型和網格見附件
02 定義約束，定義為軸承支承，約束繞軸旋轉自由度
03 施加不平衡激勵
04 查看位移頻響
solidb.zip
如需更多細節，請聯系郵箱 leslie_wj@163.com，或者微信leslie_wj
『轉貼』橡膠O型圈阻尼器在高速旋轉臺上的應用研究
作者：宣海軍，洪偉榮(浙江大學化工機械研究所，浙江 杭州 310027)
摘要:為驗證橡膠O型圈阻尼器(EORD)的減振有效性，在高速旋轉試驗臺上研究EORD支承高速柔性懸臂轉子系統的不平衡響應。試驗轉子從0逐漸加速到24 000 r/min，然后切斷電源自然降速。記錄轉子升降速過程中的轉速和振動信號。建立基于Timoshenko連續梁理論的轉子有限單元分析模型，求解模態轉速、模態振型和不平衡響應，用Kelvin-Voigt粘彈性線性模型表示橡膠O型圈的動態特性，試驗和理論計算結果比較表明，不平衡響應試驗值和理論值一致，轉子越過一階臨界轉速并升速到2倍臨界轉速以上穩定運行。EORD能有效抑制高速轉子的不平衡響應，提高轉子系統的穩定性。作為一種低成本潔凈的阻尼組件，EORD具有優良的阻尼減振性能。
關鍵詞:橡膠O型圈阻尼器;轉子動力學;有限單元模型;不平衡響應
點評:
展開 samcef field 轉子 軸承類論文幾篇
3.轉子- 軸承- 電機- 隔振器系統不平衡響應分析 郭壘磊, 史 力, 萬 力, 于溯源
建立了轉子- 軸承- 電機- 隔振器系統的3維有限元模型, 系統分別采用電磁軸承和機械軸承作為轉子的支承, 利用專業轉子動力學軟件SAMCEF /ROTOR 對相同的不平衡量, 分析了系統的不平衡響應。通過改變隔振器的剛度, 計算了不同隔振器下系統的不平衡響應。分析結果表明, 對于所分析的電機, 采用電磁軸承作支承時, 機腳處的不平衡響應小于采用機械軸承作支承時的不平衡響應。
采用專業轉子動力學軟件SAMCEF /ROTOR進行轉子- 軸承- 電機- 隔振器系統的
穩態不平衡響應分析。在分析模型中, 轉子采用3維實體單元精確建模; 軸承采用軸承單元來模擬; 根據電機的幾何特點, 機座筒、端蓋、支座和定子等采用3維實體單元建模; 隔振器采用彈簧單元來模擬。轉子與電機殼之間通過B earing單元來連接，電機在機腳螺栓處與隔振器相連。隔振器采用Ground Bearing單元來模擬。
轉子軸承.rar
展開 轉子動力學系列（十）：不平衡激勵下的啟動過程瞬態轉子動力學分析 ￥99
完全法采用NR不對稱矩陣求解（NROPT,UNSYM）。
若轉速是變化的（如啟動過程），則不支持模態疊加法，因為這種情況的每個頻率步必須重新計算回轉矩陣，只有完全法可用。
1.問題描述
一個簡單的簡支轉子模型：剛性盤位于其長度的1/3處，軸承位于其長度的2/3處。在剛性圓盤處作用一不平衡質量，不平衡質量為0.1g，到轉軸軸線的距離為0.15m。設在4s之內轉子轉速從0均勻加速到5000rpm，分析在啟動過程中該轉子的動力反應。（注：例子引用自ANSYS HELP中Rotordynamic Analysis Guide——7.7.
展開 燃氣輪機低壓渦輪壓氣機轉子動力學分析
低壓壓氣機輪盤材料為鈦合金:1.19e11 N/m, 0.33, 4 480kg/m3;低壓壓氣機后軸徑為馬氏體不銹鋼:2.01e11N/m, 0.3, 7 840 kg/m3 ;低壓渦輪軸為馬氏體不銹鋼:2.01e11 N/m, 0.3, 7 800 kg/m3;低壓渦輪為高溫合金:2.01e11 N/m, 0.3, 8 320 kg/m3;分別計算低壓壓
氣機葉片與低壓渦輪葉片的等效質量和等效轉動慣量后, 以集中質量的方式對其加載(見圖5)。
3.2.2 計算結果及分析
1)計算結果
低壓渦輪壓氣機轉子臨界轉速計算結果如表1所示。1 ～ 3階臨界轉速的振型如圖6 ～圖8所示。
2)結果分析
由于低壓渦輪壓氣機的慢車轉速N1 =2 400r/min, 工作轉速為N0 =7 700 r/min, 根據本文的計算結果, 可知
臨界轉速的安全系數:
超速時的臨界轉速的安全系數:
3.3 穩態諧波響應分析
穩態不平衡響應的計算是轉子動力學分析中與臨界轉速計算同等重要的基本任務。穩態不平衡響應分析也可以用來確定系統的臨界轉速, 但它更重要的任務是不是用來求解在轉子系統中可能存在的不平衡量作用下, 轉子-支承系統的穩態不平衡響應,分析研究如何采取措施, 限制最大不平衡響應及減小不平衡響應。
在任一轉速下的不平衡響應, 可能是若干個主振型的線性疊加, 隨著轉速的改變可由某一階振型向另一階振型過渡。不平衡量的分布規律的改變可引起穩態不平衡響應的變化, 不僅僅是量的變化, 也會引起相應“振型”的變化。因此, 穩態不平衡響應計算比臨界轉速計算能提供更多的有用信息。轉子的激振力就是轉子的轉速, 振動幅值與轉速的平方成比例。
展開 『分享』單圓盤轉子系統動力可靠性理論研究[1]
摘 要: 從單圓盤轉子系統的不平衡響應出發, 提出了轉子
系統的激振2固有頻率干涉模型, 建立了單圓盤轉子系
統不平衡響應可靠性計算理論, 分析了設計參數對單
圓盤轉子系統動力可靠度影響的靈敏度, 使得有可能
在設計階段估計轉子系統不發生共振的可靠度。
關 鍵 詞: 轉子系統; 動力可靠度; 臨界轉速; 靈敏度; 共振
單圓盤轉子系統動力可靠性理論研究[1].pdf
『分享』齒輪一轉子一滑動軸承系統
本文應用求周期解的數值計算方法—— 打靶法和判定周期解穩定性的Floquet
乘子研究j齒輪一轉子一滑動軸承糸統中齒輪嚙臺時變剛度，滑動軸承非線性特性對
轉子糸統不平衡響應和失穩的影響，并比較j平衡位置失穩和不平衡響應周期解失
穩，以及按雙軸計算與單軸計算結果的差別，為I程設計理論計算提供基礎。
齒輪—轉子—滑動軸承系統時變非線性動力特性研究.pdf
高速柔性轉子的主要零部件對其動力特性的影響分析
高速柔性轉子的主要零部件對其動力特性的影響分析
用SAMCEFPROTOR 分析軟件建立某新型渦軸發動機動力渦輪空心軸組件和轉子( 裝實心或空心傳動軸) 動力特性計算的有限元分析模型, 基于動力特性( 臨界轉速、振型和不平衡響應) 計算結果, 分析傳動軸、測扭基準軸和動力渦輪盤對轉子動力特性的影響, 為改進設計提供理論依據。
文章采用SAMCEFPROTOR 大型分析軟件建立軸組件和轉子動力特性的有限元計算模型, 以裝機用動力渦輪轉子為原型, 重在研究傳動軸、測扭基準軸和動力渦輪盤這三個主要零部件對轉子動力特性 ) 臨界轉速、振型和穩態不平衡響應的影響。
高速柔性轉子的主要零部件對其動力特性的影響分析1.rar
高速柔性轉子的主要零部件對其動力特性的影響分析2.rar
展開 基于samcef的論文
分享基于samcef的論文幾篇：
1.高速柔性轉子的主要零部件對其動力特性的影響分析
用SAMCEFPROTOR 分析軟件建立某新型渦軸發動機動力渦輪空心軸組件和轉子( 裝實心或空心傳動軸) 動力特性計算的有限元分析模型, 基于動力特性( 臨界轉速、振型和不平衡響應) 計算結果, 分析傳動軸、測扭基準軸和動力渦輪盤對轉子動力特性的影響, 為改進設計提供理論依據。
文章采用SAMCEFPROTOR 大型分析軟件建立軸組件和轉子動力特性的有限元計算模型, 以裝機用動力渦輪轉子為原型, 重在研究傳動軸、測扭基準軸和動力渦輪盤這三個主要零部件對轉子動力特性 ) 臨界轉速、振型和穩態不平衡響應的影響。
2.航空發動機高速柔性轉子動力特性計算
samcef rotors papers.rar
展開 『轉貼』用線性和非線性油膜力分析軸承動力系統
分別用線性和非線性油膜力計算系統的不平衡響應。分析表明，只有在小偏心激勵的情況下，采用線性油膜力計算不平衡響應才是可行的。
關鍵詞：有限長滑動軸承；非線性油膜力；周期解；穩定性；系統響應
.PS.:該帖附件于2007-02-13 19:13:06被Birdy評為3星級，為發貼者加分60。
點評:
氦氣透平壓氣機轉子動力學分析
4.穩態響應分析
由于氦氣輪機轉子是跨多階臨界轉速的柔性轉子，柔性轉子在動態情況下的變形是我們非常關心的問題。為了解氦氣輪機轉子在不平衡力作用下的動力學響應特性，特別是在不同頻率下的響應特性，對氦氣輪機轉子進行穩態情況下的諧波響應計算和分析是非常必要的。在本文的計算中，認為氦氣輪機轉子在穩態情況的不平衡響應只是由于動不平衡力引起的。
4.1 氦氣輪機轉子剩余不平衡量的確定
平衡柔性轉子時，除了設法消除或減小轉子上的不平衡力和不平衡力偶外，還需消除或減小振動位移，對于柔性轉子不能用不平衡量的大小來評價其平衡性的好壞，而主要應該以轉子的振動大小（位移、速度、加速度）來衡量。但實際生產中，柔性轉子在低轉速時仍按剛性轉子進行動、靜平衡，并且，有的柔性轉子可以用剛性轉子的平衡法進行平衡，所以，仍需規定按剛性轉子平衡的剩余不平衡量。考慮到穩態響應計算目的是了解剩余不平衡力的大小對轉子振動位移的影響程度，所以，本文按剛性轉子的剩余不平衡量來計算實際柔性轉子的穩態頻率響應。
根據氦氣輪機的工作特性，選定轉子動平衡精度等級為G1級，氦氣輪機轉子重量約為570kg，轉子工作轉速為15000r/min。計算得到的氦氣輪機轉子剩余不平衡量為42gcm，去重（配重）點選在低壓壓氣機第一級輪盤和渦輪第六級輪盤的配重設計點處。
4.2 穩態響應計算結果
從圖6的計算結果可以看出，支承剛度的變化對轉子臨界轉速的影響很小，特別是在高階臨界轉速情況下，支承剛度的變化對臨界轉速幾乎沒有影響。在穩態響應計算中，取電磁軸承支承剛度為5000N/mm進行計算。為保證不遺漏最大位移對應的頻率點，取搜索頻率的載荷步為SHz，表1為不平衡響應計算結果。
展開 