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在2個軸頸位置添加軸承支撐夾具。在汽輪機運行過程中，由前后軸承的油膜來支撐轉子的質量。轉子的質量越大，油膜壓力越大，油膜剛度也越大。油膜剛度的計算公式[16]為：式中：KX為X軸方向油膜剛度，N/cm;KY為Y軸方向油膜剛度，N/m;φp為軸承負荷系數；P為軸承上所受載荷，N; D為軸承孔徑，cm;L為軸瓦長度，cm;a為相對偏心；δ為軸承孔與軸徑的間隙，cm。

當轉速增至某個特定值時，振幅會突然加大，振動異常激烈，當轉速超過這個特定值時，振幅又會很快減小。使轉子發生激烈振動的特定轉速稱為臨界轉速。工程師要做的就是查找轉子系統的臨界轉速，從而將系統修改轉速或者添加一定的支撐，來避開臨界轉速。要獲取臨界轉速，那么ansys軟件就可以根據模型來計算臨界轉速。理論狀態下轉子系統包括：轉軸、轉軸上的圓盤、兩側軸承以及不平衡的質量，如圖所示。

3.2臨界轉速計算與分析轉子在不同支承剛度下的前3階臨界轉速值如表2所示。從表2可以看出，轉子臨界轉速均隨著階數增大而增加，同階模態下則隨著剛度的增大而增加。由于雙葉片環保泵的工作轉速為1470r/min，遠小于4種剛度下的前3階臨界轉速，由此可知轉子系統能夠安全穩定運行，不會發生共振。

在轉子動力學術語中，這些安裝的部件通常被稱為圓盤，由于它們與軸相比具有很高的剛度，因此被模擬為剛性物體。在臨界轉速分析中，只有圓盤的慣性是重要的。軸是柔性單元，也有慣性。軸的完整規格需要考慮它的幾何尺寸和材料特性，如楊氏模量、泊松比和密度。軸承是支持軸的部件。這些部件由它們的等效剛度和阻尼系數來描述。現在，讓我們看看這些信息是如何傳遞給 App 的。

根據資料以及法國S2M公司的有關網絡資料，電磁軸承的支承剛度一般不超過30000N/mm，阻尼一般為10-15000Ns/m。計算時給定各種不同的支承剛度，忽略阻尼。給定的12個支撐剛度值分別為：1000、2000、3000、4000、5000、6000、7000、8000、9000、10000、15000、20000N/mm，保護軸承的支承剛度給定為108N/mm。

求該轉子臨界轉速及振型。

軸的兩端為軸承支撐，垂直面上兩個方向的支撐剛度分別為8E6N/m和3E6N/m，暫不考慮阻尼的影響。求該轉子結構渦動頻率、振型、臨界轉速。2 彈簧單元（COMBIN14）COMBIN14單元可以模擬線性彈簧支撐，可考慮剛度和阻尼，但不能考慮變剛度和變阻尼的情況，并且不能考慮兩個支撐方向的交叉影響。

軸的兩端為軸承支撐，軸承的動力特性隨著轉速變化見下表。求該轉子結構渦動頻率、振型、臨界轉速。假定軸承剛度為轉速（rad/s）的非線性函數，但阻尼不隨著轉速而改變（變阻尼的方法與變剛度一樣）。2 結果對比采用BEAM188單元模擬轉子結構，COMBI214模擬軸承。

TAP方法統計識別模態分析的數據，以便在泵運行在有問題的狀態下可靠地確定結構固有頻率和振型，共振力的位置和頻率，和轉子臨界轉速。TAP然后使用經典模態分析處理技術產生每個固有頻率下振型的動畫模型，預測設想的設計改變的有效性，例如加強軸承剛度，新的管道支撐，或加厚基板。這個方法可應用于任何轉速和負荷下機器。

在不同的載荷步，多軸轉子的轉速比可以改變，但轉速隨載荷步為升序。1. 問題描述如下圖所示的多軸轉子，轉子1和轉子2位于XZ平面，轉子3與前者不在一個平面中。各轉軸長度和軸徑以及圓盤厚度和半徑等見圖b、圖c，約束與連接如圖a所示。各轉子間的轉速比為1:3:2，各軸承剛度K11均為1E9N/m，K22均為2E9N/m。對此轉子系統進行模態分析和臨界轉速計算。

●臨界速度圖● ? 臨界速度圖可用于顯示轉子臨界轉速相對于軸承剛度的演變 ? 水平刻度表示支撐剛度，垂直刻度表示轉子速度，rpm ? 顯示軸承剛度對臨界速度的影響 ? 繪制曲線，計算軸承平均恒定剛度的不同值的前幾個橫向臨界速度

轉子-軸承系統的橫向振動計算分析 通過分析轉子系統應變能、動能分布情況，判斷轉子振型，以及軸承、支撐、轉子及其零部件在不同振型下運動形態和特征； 通過臨界轉速分析，得到轉子臨界轉速與支承剛度變化規律； 通過伯德圖計算由不平衡力，軸彎曲或盤傾斜等原因引起的轉子系統的穩態同步響應，可直接在圖中顯示臨界轉速及工作轉速范圍，以方便校核工作轉速是否滿足API中關于隔離裕度的要求； 通過非線性諧波響應和瞬態響應分析能得到相應的軸心軌跡圖

：通過優化設計分析可知，當圓盤厚度取65.64mm，軸承剛度為47936N/mm時，該轉子模型的一階正進動臨界轉速為17000rpm。

采用abaqus對其進行線性屈曲分析，模型約束條件為:對撐支座處設置為鉸接，桿件交匯處設置支座使其不發生重力方向的移動，并施加水平彈簧支座，模擬立柱對對撐提供的側向剛度，具體屈曲模態結果見圖4所示。通過計算得到的臨界承載力，采用歐拉公式反推對撐的計算長度，最終結果匯總見表2所示。

若轉子轉速接近壓縮機鑄件固有頻率所對應的臨界轉速，則引起壓縮機本身較大的振動，降低了壓縮機工作的可靠性。利用有限元仿真的方法，可預測壓縮機鑄件的固有頻率。可通過設計手段提高壓縮機的剛度，進而使其運行轉速避開臨界轉速，如圖7所示。

在較高轉速下，旋轉部件的慣性效應必須一致地表示出來，以準確預測轉子行為。 旋轉結構中的慣性效應通常是由振動轉子旋轉時的精確運動引入的陀螺力矩引起的。隨著旋轉速度的增加，作用在轉子上的陀螺力矩變得至關重要。在設計層面不考慮的慣性效應可能導致軸承和支撐結構損壞。為了理解振動轉子的穩定性，考慮軸承剛度、支撐結構柔性和阻尼特性也很重要。

對轉子進行動平衡，使轉子的偏心盡可能小； 設計階段時準確計算轉子的臨界轉速，使空壓機的工作轉速避開轉子的臨界轉速； 對軸承的氣膜和彈性支撐結構進行耦合求解和優化，得到軸承最佳的剛度和阻尼，盡可能的降低轉子的次同步振動。

?? 設計階段時準確計算轉子的臨界轉速，使空壓機的工作轉速避開轉子的臨界轉速。