動頻的案例
航空發動機壓氣機和渦輪輪盤的載荷特點及計算狀態
五、葉片及盤振動時產生的動載荷
葉片及輪盤發生振動時在輪盤中產生的振動應力，應與靜應力疊加。一般動載荷有：
葉片受到的周期性不均勻氣體力。由于流道內支架及分離式燃燒室的存在，導致氣流沿周向不均勻，從而給葉片產生一個周期性不平衡的氣體激振力。這個激力的頻率為：Hf =ωm。其中，ω 為發動機轉子的轉速，m 為支架或燃燒室的個數。
盤表面所受周期性不均勻氣體壓力。
通過相連的軸、連接環或其他零件傳給盤的激振力。這是由于軸系的不平衡，導致整機振動或轉子系統振動，從而將帶動與之相連接的盤一起振動。
多轉子渦輪葉片之間存在復雜的干擾力，他們將對盤、片系統振動產生影響。
盤片耦合振動。盤邊耦合振動與盤片系統的固有振動特性相關，當盤片系統所受的激振力與系統的某階動頻接近時，系統將發生共振，并產生振動應力。
六、盤與軸連接處的裝配應力
盤與軸的過盈配合將對盤產生裝配應力，裝配應力的大小取決于過盈配合量、盤和軸的尺寸及材料等因素，且與盤上受到的其他載荷有關。如離心載荷和溫度應力的存在，會使盤中心孔變大，使過盈量減小，從而使裝配應力減小。
展開 關于故障診斷的一點建議
其實各種頻率表現的機理,在很多正規的教科書中都有明確的解答,說明和論述.比如:動平衡故障的一倍頻,平行不對中的二倍頻,油膜渦動的半頻等等,都從理論上有非常詳細地計算論述.不經過塌實地苦心學習,是不可能搞清楚的.這樣在實際工作中往往只能是根據頻率譜圖簡單地對號入坐,而這是診斷的大忌!
如果你想真正成為一名合格的故障診斷分析工程師,你就必須認真學習基礎理論,否則干到一定的程度就很難再提高了,更不會提出自己新的見解.
最后我想說:基礎理論的教科書,不可能一次就全部看懂,需要多次地反復,甚至可能是10年,20年的歷程.知識的學習都是從理論到實踐,在由實踐回到理論,螺旋循環上升的,每經過一次循環,你一定會感到自己得到了升華,但也隨之而來新的困惑,不要緊下次循環一定會再次升華,擺脫這個困惑.
對不起了朋友,有點說教了,但確實是我個人的經歷總結!不對心思,盡管拍磚!
展開 油膜失穩故障的三維譜圖
以下是摘錄的書中原話:
大機組自激振動時有發生,如軸瓦油膜振蕩, 密封流體激振,氣流激振,摩擦渦動, 轉子配合松動,或轉子材料彈性滯后自激等.據國內外文獻報導,這些自激振動有如下特點:
1 隨機性. 因能引發自激的激勵(大于阻尼力的失穩力)一般都是耦然因素引起的,沒有一定規律可循.
2 振動系統非線性特征較強,即系統存在非線型阻尼元件(如油膜的粘溫特性,材料內摩擦).非線性剛度元件(柔性轉子,結構松動等)才足以引發自激振動,使振動系統所具有的非周期能量轉為系統振動能量.
3 自激振動與轉速不成比例,一般低于轉子的工作頻率,與轉子第一臨界轉速相符合.只是需要注意,由于系統的非線性,系統的固有頻率會有一些變化.
4 轉軸存在異頻渦動
5 振動波形在暫態階段有較大的隨即振動成分,而在穩態時波形是規則的周期振動,這是由于振值過大非線性所致,與一般強迫振動近似的正弦波有區別.
摘自 大型回轉機械診斷現場實用技術
[ 本帖最后由 malong 于 2006-8-4 14:24 編輯 ]
圖片附件: [三維譜振圖] Image00013.jpg (2006-8-4 14:18, 90.11 K)
圖片附件: [軸心軌跡圖] Image00011.JPG (2006-8-4 14:18, 79.68 K)
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（三）
利用MSC Nastran SOL111求解器的頻響分析功能，進行整車狀態下振動分析，輸出方向盤、座椅導軌、動力懸置系統主被動測試振動響應，評估基于動力系統工作載荷下，整車響應和懸置隔振率。
整車振動激勵輸入：
施加發動機氣體爆發力、慣性力、慣性力矩在發動機曲軸中心處。載荷可以是基于理論計算或AVL等發動機性能模擬軟件，將發動機特性匯總到曲軸中心處。典型載荷如下表：
整車振動激勵輸出：
方向盤測點、座椅滑軌點、動力懸置系統主、被動點加速度。
基于MSC.Nastran分析過程定義：
考慮懸置系統動剛度與頻變阻尼影響，輸入如下圖：
為了準確評估結果，計算隔振率，減少開發周期，需要完成下列設置：
1、目前，OEM整車NVH模型規模一般都大于2000萬自由度，為了縮短計算時間，需要用到自動部件模態綜合法計算，設置如下：
2、 在整車系統中，動力總成剛體模態頻率、振型的識別與確認相比于簡化剛體模型要困難，為了準確識別動力總成剛體模態；同時，確定隔振率、模態頻率和振型是否滿足設計目標，需要借助MSC Nastran的節點動能和模態有效值質量功能在眾多頻率中找動力總成剛體模態，并判斷其方向。定義如下：
圖：模態有效質量輸出定義
基于總力總成在整車中占的質量百分比和計算輸出的6個方向質量、節點動能分布，能夠幫助我們準確識別關鍵設計指標。
3、為了快速處理輸出，計算動力總成系統隔振率，編制主、被動點配置文件，與pch或h5文件一起，python腳本讀取二者文件內容，自動計算隔振率曲線，并自動與目標值對比。
展開 
基于動力總成質心位移及轉角控制的懸置系統優化設計
2.3動力總成質心位移和懸置支承點動反力頻響特性的計算方法
圖1 所示的懸置系統中, 第i 個懸置的懸上點在動力總成坐標中的位移與動力總成質心位移q之間的關系為:
如不考慮路面的激勵, 則F = 0; 如果只考慮路面的激勵, 則EF = 0。當動力總成質心位移及轉角的頻響特性求出后, 第i 個懸置在G0-xyz坐標系下動反力的頻響特性可由公式(16)求出。
3.基于動力總成質心位移及轉角最小的多目標優化
在多目標優化設計中，目標函數向量包含有多個目標函數。這些目標函數通常都是相互沖突的，一個目標性能的改善常伴隨著另一個目標性能的下降。因此，不存在一個優化解同時使所有目標函數達到最優，但存在能同時較好地滿足各個目標函數的解，即Pareto 最優解［5］( 也稱有效解) 。
NSGAⅡ是一種基于Pareto最優解概念的多目標遺傳算法，已應用于多材料、多規格組合和多目標優化中。基于NSGAⅡ求解發動機懸置系統的多目標優化問題的應用見文獻[5]，在拓撲優化和汽車車身分塊等領域中也有應用[6]。
本文中，目標函數為怠速激勵情況下所有懸置動反力之和。所研究車型發動機怠速轉速為750r/min,以怠速頻率為25HZ下的動反力最小為目標。以V型布置前左右懸置夾角為設計變量，使其在15°到45°之間變動，通過編制Matlab程序集成ISIGHT進行優化，使用NSGA-Ⅱ多目標遺傳算法自動推薦一組最優解。
4.優化設計實例
4.1 原車型懸置系統分析
公司某型MPV的發動機懸置系統換裝動力總成后出現怠速抖動大，噪聲無法達到目標值的問題。對兩個動力總成的慣性參數進行對比（見表1），發現兩者差別較大。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（三）
利用MSC Nastran SOL111求解器的頻響分析功能，進行整車狀態下振動分析，輸出方向盤、座椅導軌、動力懸置系統主被動測試振動響應，評估基于動力系統工作載荷下，整車響應和懸置隔振率。
整車振動激勵輸入：
施加發動機氣體爆發力、慣性力、慣性力矩在發動機曲軸中心處。載荷可以是基于理論計算或AVL等發動機性能模擬軟件，將發動機特性匯總到曲軸中心處。典型載荷如下表：
整車振動激勵輸出：
方向盤測點、座椅滑軌點、動力懸置系統主、被動點加速度。
基于MSC.Nastran分析過程定義：
考慮懸置系統動剛度與頻變阻尼影響，輸入如下圖：
為了準確評估結果，計算隔振率，減少開發周期，需要完成下列設置：
1、目前，OEM整車NVH模型規模一般都大于2000萬自由度，為了縮短計算時間，需要用到自動部件模態綜合法計算，設置如下：
2、 在整車系統中，動力總成剛體模態頻率、振型的識別與確認相比于簡化剛體模型要困難，為了準確識別動力總成剛體模態；同時，確定隔振率、模態頻率和振型是否滿足設計目標，需要借助MSC Nastran的節點動能和模態有效值質量功能在眾多頻率中找動力總成剛體模態，并判斷其方向。定義如下：
圖：模態有效質量輸出定義
基于總力總成在整車中占的質量百分比和計算輸出的6個方向質量、節點動能分布，能夠幫助我們準確識別關鍵設計指標。
3、為了快速處理輸出，計算動力總成系統隔振率，編制主、被動點配置文件，與pch或h5文件一起，python腳本讀取二者文件內容，自動計算隔振率曲線，并自動與目標值對比。
展開 什么是利薩如圖？
軸心軌跡顯示了旋轉的轉子軸心相對于軸承座渦動運動的軌跡。在忽略振動的情況下，利用軸心軌跡圖顯示軸心相對與軸承中心的穩態位置，從而可以看出軸承的偏位角、偏心距、最小油膜的厚度，從而判斷轉子運行是否平穩。在正常的情況下，軸心軌跡為橢圓形。若軸心軌跡的形狀、大小重復性好，則表明轉子是穩定的。對中不良時，為香蕉狀，嚴重時為8字形；摩擦時，多處出現鋸齒尖角或小環；軸承間隙或剛度差異過大時，為一個很扁的橢圓；瓦塊安裝間隙相互偏差較大時，會出現明顯的凹凸狀。轉子發生亞異步自激振動時，其軸心軌跡往往很不穩定，不僅形狀及大小時刻在發生較大的變化，而且還會出現大圈套小圈的情況。
軸心軌跡圖有原始、提純、平均、一倍頻、二倍頻、0.5倍頻等多種軸心軌跡，主要看提純、一倍頻、二倍頻的軸心軌跡圖。這是因為轉子振動信號中不可避免地包含了噪聲、電磁信號干擾等超高次諧波分量，使得軸心軌跡的形狀變得十分復雜，有時甚至是非常地混亂。而提純的軸心軌跡排除了噪聲和電磁干擾等超高次諧波信號的影響，突出了工頻、0.5倍頻、二倍頻等主要因素，便于清晰地看到問題的本質；一倍頻軸心軌跡則可以更合理地看出軸承的間隙及剛度是否存在問題，因為不平衡量引起的工頻振動是一個弓狀回轉渦動，工頻的軸心軌跡就應該是一個圓或長短軸相差不大的橢圓，而如果軸承間隙或剛度存在方向上的較大差異，那么工頻的軸心軌跡就會變成一個很扁、很扁的橢圓，從而把同為工頻的不平衡故障和軸承間隙或剛度差異過大很簡便地區別開來；二倍頻軸心軌跡則可以看出嚴重不對中時的影響方向等。因此，利用軸心軌跡可以判斷出轉子的一些故障特征。
除了用于軸心軌跡測量之外，利薩如圖法還可用于測量簡諧振動的頻率，如測量結構的固有頻率。
展開 汽車主動懸架技術的研究現狀
并在此基礎上，通過仿真和試驗相結合的手段獲得了此作動器的頻響特性和能量回收特點。
滾珠螺旋傳動式無刷電機懸架作動器。對電機作動器的彈性元件、滾珠絲桿和無刷電機等部件進行了結構設計．以及對其輸出特性進行了分析和推導。初步驗證了滾珠螺旋傳動式無刷電機作動器的有效性。
2．3永磁式／感應式電磁懸架
目前，隨著汽車電子技術的快速發展，基于電磁原理的主動懸架作動器研究得到了廣泛關設計了一種新型的懸架系統，使懸架系統的阻尼系數變化相對較高，同時機械減振器相差太大。此減振器與傳統的被動懸架系統并聯安裝，通過改變初級線圈上的電壓來調整減振器的阻尼系數．一旦控制信號或電源失效．被動懸架系統仍可正常工作。考慮到懸架的空間限制及重量等不至于與傳統的。
還將液壓主動懸架和電磁主動懸架的優缺點進行了對比，其中，液壓主動懸架系統和電磁主動懸架系統的構成框圖如圖5所示，其中圖5(a)為單輪液壓主動懸架系統，圖5(b)為單輪電磁主動懸架系統。
在液壓主動懸架系統中。由汽車發動機驅動液壓泵從而為懸架系統供給能量，其中液壓閥的動作由低功率的電磁作動器來控制。進一步來控制作動器的主動力。而在電磁主動懸架系統中，由帶有充電功能的電池系統取代了復雜和昂貴的液壓能源系統，因而不再需要液壓閥和液壓作動系統，通過功率電子轉換器所控制的電磁作動器成為這種懸架系統的核心部件。
展開 大型軸流風機振動分析及處理
這些部件均為液壓缸到動葉片之間的傳動配合部件，會導致部分風機葉片開度不到位，而風機葉片重量及安裝半徑均較大，部分風機葉片開度不一致會產生質量嚴重不平衡，導致風機在高轉速下出現明顯振動。
單級葉輪部分葉片開度不同步引起的振動主要特點如下：
振動頻譜和普通質量均不平衡，振動故障頻譜中主要為工頻成分，同時部分葉片不同步會產生一定的氣流脈動，使振動頻譜中出現葉片通過頻率及其諧波，部分部件的磨損及松動則會產生一定的非線性沖擊，使振動頻譜中出現工頻高次諧波成分，這在振速頻譜中表現得相對明顯一些，在位移頻譜中幾乎觀察不到。
風機振幅不穩定，振幅變化主要發生在動葉開度調節過程中，在動葉開度穩定時振幅基本保持穩定，有時會隨動葉開度變化而逐步變化。
剛升速至工作轉速、風機動葉未開或開度較小時，風機振幅一般較小。
2. 兩級葉輪葉片開度不同步
對兩級動葉可調軸流風機而言，還存在兩級葉輪葉片開度不同步的問題。其原因主要是液壓執行機構銅套磨損或者兩級推力盤問連桿磨損變形。連桿主要用于同步一、二級推力盤之間的軸向位移，連桿的磨損變形會導致兩級推力盤間位移不同步，從而導致兩級動葉開度變化不同步。液壓缸銅套的磨損、局部開裂、變形及中心軸間隙變大則會導致兩級動葉的開度調節整體不到位，從而使兩級動葉開度不一致。
由于單個葉輪的所有葉片開度均同步，所以并不會明顯影響轉子的動平衡情況，因此，其振動故障頻譜中工頻占比一般相對較小，主要是產生較大的葉片通過頻率，在松動嚴重的情況下還會出現工頻高次諧波成分。振幅一般在某個特定負荷（動葉開度）下存在最大值，且振幅出現波動，其中工頻和葉片通過頻率均出現波動變化，而在其他負荷或未帶負荷時振幅則相對較小。
3.
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