高等轉子動力學

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上高等轉子動力學理論、技術與應用聞邦春 顧家柳 夏松波 王正 1999.8機械工業(yè)出版社讀 書 筆 記Areo Chan目錄專心-專注-專業(yè) 第1章 轉子動力學的計算和分析方法主要內容：轉子彎曲振動的臨界轉速，不平衡響應，穩(wěn)定性，各種激勵下的瞬態(tài)響應計算，扭轉振動的固有頻率和響應。系數(shù)為系統(tǒng)的質量、阻尼和剛度矩陣，z為廣義坐標矢量，F(xiàn)是廣義外力轉子回轉效應陀螺矩陣結構動力學其中G為反對成陣，陀螺矩陣，K是剛度矩陣對稱部分，S為不對稱部分。復雜多轉子、多支承的自由振動微分方成形式：求解轉子動力學的兩種方法：傳遞矩陣法和有限元法轉子本體剛度建模，周斷彎曲剛度的簡化比較復雜。

2、軸承建模（油膜力，彈性阻尼支承）：在軸徑圍繞靜態(tài)平衡位置小幅渦動時：K，C分別4個元素，剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)，八個系數(shù)為油膜動力特性系數(shù)。滾動軸承一般?；癁閺椥灾С校枘岷苄∪糨S承座彈性不能忽略，可簡化為一個有質量、阻尼和彈簧組成的單自由度系統(tǒng)。當剛度和轉子相似或更低，可以作為整體考慮兩種模型：質量沿軸線分布的分布參數(shù)模型和質量簡化到n個節(jié)點上的有限自由度的集總參數(shù)模型（模態(tài)的截斷）為要求計算的固有頻率（或臨界轉速的）最高階次根據清華大學出版社轉子動力學集總化結點i的運動微分方程其中，支承j的運動微分方程和分別是作用在結點i上的外力和外力矩。油膜力軸徑上的線性油膜力：式中：，各向同性轉子系統(tǒng)計算

3、分析沿軸線一個平面內的彎曲振動模態(tài)臨界轉速和相應振型右手坐標系，原點在轉子左端，沿軸線，從端部看，轉子逆時針旋轉。轉子第i個截面：狀態(tài)矢量為，由界面徑向位移、撓角，彎矩和剪力的幅值組成。（1）帶彈性支承的剛性薄片圓盤：第j個支承的總剛度K是剛度，m是質量，b表示軸承座，為渦動角速度，I為轉動慣量（p極軸，d直徑）圓盤慣性力：慣性力矩：由達朗伯原理（理論力學）則傳遞矩陣無質量等截面彈性軸段，其中轉子臨界轉速和振型計算Prohl傳遞矩陣法隨著試算頻率的提高，運算精度會降低尤其是大型軸系。原因是傳遞矩陣中大部分的項含有，若很大，最后將導致計算兩個大數(shù)的差值，導致計算精度下降。表現(xiàn)為軸尾部幅值急劇增加

4、。書中給定模型兩端自由，有把狀態(tài)向量r個元素分成零值和非零值部分，有，有其中元素u來自于引入Riccati變換：所以初始條件：末端條件：（系統(tǒng)頻率方程式）利用頻率掃描法求解比例解，各截面狀態(tài)矢量的比例解，即各截面位移的比例解，就是對應此臨界轉速的振型。轉子系統(tǒng)的動不平衡響應在薄圓盤上加不平衡力，位該節(jié)點圓盤具有的不平衡質量矩。則圓盤兩端的狀態(tài)矢量傳遞關系為：支承剛度增加，臨界轉速必然增高。在支承剛度的某些范圍內，臨界轉速的變化很明顯，有些范圍內則不明顯，變化比較平緩。對于多跨軸系，總體的臨界轉速和振型與單跨軸系存在一定的關系，即每階振型都有一個轉子主導。各向異性支承轉子系統(tǒng)的計算分析需考慮轉子

5、鉛垂和水平兩個平面的運動耦合及支承阻尼作用。振動量有相位差，用復數(shù)表示。振動量復振幅復頻率分別為余弦分量、正弦分量，衰減指數(shù)、阻尼圓頻率振幅相位角常將寫成Y，或者y。Riccati傳遞矩陣：總支承剛度K油膜剛度系數(shù)矩陣，C阻尼系數(shù)矩陣，下標b表示基座。質量矩陣若不考慮交叉剛度系數(shù)、交叉阻尼系數(shù)和系統(tǒng)阻尼時，有，傳遞矩陣分塊形式為：（系統(tǒng)頻率方程式），為復數(shù)方程式，求解方法有Newton-Raphson法（切線法）和Muller法（拋物線法）轉子系統(tǒng)復模態(tài)的特點：各結點軌跡為形狀、方位不同的橢圓；轉子軸線是一空間曲線；橢圓短半軸b為正，則正進動，正向渦動，小于零則反進動，反向渦動。存在混合進動（

6、有正有負）；為負，運動是衰減的，為正是失穩(wěn)的，為零是臨界的。不為零時，結點渦動軌跡是不閉合的橢圓形螺旋線轉子系統(tǒng)動不平衡響應計算即增加兩個離心力分量和，在薄圓盤上，兩端截面狀態(tài)矢量關系：Riccati變換遞推公式其中傳遞矩陣法求轉子系統(tǒng)的瞬態(tài)響應Riccati傳遞矩陣法和Newmark法：根據Newmark-，取為0.5，有為廣義坐標，若某瞬時，已知某結點的位移、速度、加速度，并知時的位移。時刻構件瞬態(tài)傳遞矩陣：其中、和來自線性油膜力公式傳遞矩陣法阻抗耦合法基本思路：將復雜的轉子、支承系統(tǒng)分成若干子系統(tǒng)，對簡單的子系統(tǒng)采用傳遞矩陣法建立方程，各子系統(tǒng)之間利用分割點處機械阻抗耦合關系形成一組齊次

7、方程，從而求解整個系統(tǒng)的固有頻率和臨界轉速。根據機械阻抗原理，系統(tǒng)在分割點處的機械阻抗總和為零。因此要分別計算系統(tǒng)在分割點處各子系統(tǒng)的機械阻抗。轉子系統(tǒng)的機械阻抗特性圖中B為特殊支承，將系統(tǒng)在B處分割成兩個子系統(tǒng)。在傳遞矩陣方法中，將起始端處理為自由端（若實際上并非自由端，則添加一段自由軸端，方便計算），即和。在分割點處和，為機械阻抗。轉子子系統(tǒng)傳遞矩陣關系：如果圖中分割點在中部，則將系統(tǒng)分割成兩個子系統(tǒng)。在分割點處，還必須滿足變形一致與彎矩現(xiàn)等的條件機械阻抗的一般形式為K為靜剛度，Zs為機械阻抗，又稱動剛度。傳遞矩陣分振型綜合法將傳遞矩陣法與模態(tài)綜合法相結合?；舅悸吠瑯邮欠指钭酉到y(tǒng)，然后在

8、分割點處約束子系統(tǒng)，用傳遞矩陣法計算約束振動模態(tài)與約束靜態(tài)位移，然后進行模態(tài)綜合。分振型綜合法將整個系統(tǒng)的廣義坐標分為內部坐標和外部坐標兩部分（邊界坐標代表全部分割點）改寫為矩陣形式，其中各量按內部坐標和外部坐標分塊。得約束子系統(tǒng)一般方程，若假設約束子系統(tǒng)無阻尼，則，其特征解為，其中為約束振動模態(tài)振型，為約束振動模態(tài)角頻率。引入坐標變換，其中為輪流釋放約束邊界坐標時，約束子系統(tǒng)內部坐標得靜位移模態(tài)矩陣。引入得到復雜轉子支承系統(tǒng)自由振動運動方程模態(tài)綜合表達式其系數(shù)矩陣便是頻率方程。式中：；模態(tài)截階處理復雜的轉子支承系統(tǒng)，各轉子系統(tǒng)的自由度很多，沒有必要全部考慮。每個約束轉子子系統(tǒng)僅保留若干必要的

9、低階約束振動模態(tài)。傳遞矩陣直接積分法對復雜的轉子支承機匣系統(tǒng)，選定若干各特征盤，對每條鏈的特征盤借傳遞矩陣建立運動方程，此即系統(tǒng)的運動方程式。對其次方程的求解，可以得到系統(tǒng)的固有頻率和振型，對非其次方程求解，根據不平衡響應的峰值位置，可確定系統(tǒng)的臨界轉速；根據特征盤盤心軌跡，可確定系統(tǒng)是否失穩(wěn)；如果在積分過程中采用瞬態(tài)傳遞矩陣，就可以得到系統(tǒng)的瞬態(tài)響應，所以這是一種通用的轉子動力學計算方法。特征盤的選取，主要考慮轉子主要模態(tài)的能觀性和最易碰撞的部位。設，由鏈左端到第i個特征盤的傳遞矩陣為，從i個特征盤后到右端的傳遞矩陣為則不計耦合力時運動方程聯(lián)結結構的動柔度矩陣第一列是由單位激振力引起的相對位

10、移和相對轉角，第二列是單位激振力矩引起的相對位移和相對轉角。該聯(lián)結的動剛度為例如處在不同鏈上的特征盤j和k，聯(lián)結的結構特征，則j盤受到來自k盤的耦合力特征盤的運動方程總特征盤N個。系統(tǒng)有2N個特征盤動力學方程，每個有2個代數(shù)方程式，故方程自由度數(shù)為4N個。對于特征盤i，到盤左側傳遞矩陣，耦合力，它到該鏈右端的傳遞矩陣，耦合力，并記，或，系統(tǒng)運動微分方程：受不平衡力作用的系統(tǒng)運動方程：在xoz平面，在yoz平面，臨界轉速的物理意義：轉子同步正進動的固有頻率；轉子不平衡產生的同步響應達到峰值時的轉速關于盤、軸單元的傳遞矩陣及數(shù)值積分差分格式的討論不計外力和慣性力，由微段平衡條件可得由Timoshe

11、nko梁假設是彎曲變形產生的撓度，是剪力產生的剪切形變。軸單元傳遞矩陣：梁軸有限元形函數(shù)方程兩者都不計慣性力并采用Timoshenko梁假設，有限元法中考慮均勻分布的質量及轉動慣量，而傳遞矩陣法中，只能簡單的把軸元單元的質量和轉動慣量分成兩半，分別加于兩端的圓盤上。改進的軸元單元傳遞矩陣不僅采用Timoshenko梁假設，還考慮慣性力的影響，并在集總參數(shù)時，利用實際存在的折合關系。計慣性力，由微段平衡條件可得又有：得到統(tǒng)一方程式：（）計算穩(wěn)態(tài)不平衡響應與臨界轉速時，轉子作同步渦動計算穩(wěn)定性分析及瞬態(tài)響應時，略去內進動速度變化，則軸單元傳遞矩陣，即：其中中元素：軸單元的功能為盤的動能為盤的瞬態(tài)傳

12、遞矩陣基本關系：由盤的動能方程導出陀螺力矩又則盤的瞬態(tài)傳遞矩陣其中，需要參量可以從軸單元傳遞矩陣方程式得到數(shù)值積分的差分格式關于數(shù)值積分方法，工程界常用的有Houbolt法、Newmark法、尤拉后差法，對于轉子系統(tǒng)，希望步長t大于一定數(shù)值，以保持數(shù)值穩(wěn)定性。尤拉后差法穩(wěn)定條件為，Houbolt法穩(wěn)定條件為采用數(shù)值積分求瞬態(tài)響應時，尤拉后差法允許較小的步長，由于瞬態(tài)響應分析總希望步長較小以充分顯示細節(jié)，因此尤拉后差法更適宜與瞬態(tài)響應分析。Newmark法的穩(wěn)定性次于Houbolt法，因此Newmark法求瞬態(tài)響應是不合適的。如果求系統(tǒng)的加速響應，可以用Houbolt法采用大步長以節(jié)省計算時間，

13、精度優(yōu)于尤拉后差法。對于一般結構，Newmark法與Houbolt法具有同樣的精度，但前者算法簡單。若作轉子穩(wěn)定性分析，根據Lyapunov穩(wěn)定性定義，最關心的是周期解受擾后瞬間內響應細節(jié)，用尤拉后差法為宜。 第2章 軸承的動力特性通常是給定工況、軸承結構參數(shù)、潤滑油特性等條件下，通過求解雷諾方程，確定系統(tǒng)靜平衡位置時的油膜壓力場，并由此求得油膜力。將油膜力視為平衡點附近位移和速度的函數(shù)，油膜力增量的線性表達式為：式中8個油膜力動力特性系數(shù)。固定瓦徑向滑動軸承的油膜剛度和阻尼系數(shù)徑向滑動軸承非定常運動雷諾方程為：瓦面為圓弧形，用和表示速度擾動，上式變?yōu)槠渲袨橛湍ず穸龋瑸橛湍毫?，為潤滑油動力?/p>

14、度，為軸向坐標。取，。其中符號“”表求導，為軸承半徑間隙，為軸承有效長度，為軸徑轉動角速度，為對應于進油溫度和壓力的動力粘度，為偏心率。則圓弧瓦面雷諾運動方程寫成無量綱形式為：式中為軸承直徑。對于短軸承，非定常雷諾運動方程為油膜剛度和阻尼系數(shù)的表達式無限長軸承、有限長軸承和短軸承各自的油膜交叉阻尼系數(shù)相同；對于無限長軸承（Sommerfeld邊界條件）只有油膜交叉剛度和正阻尼系數(shù)，用一對圓軸支承的剛性轉子是不穩(wěn)定的。短軸承油膜剛度和阻尼系數(shù)的表達式（用于計算）一般徑向滑動軸承的油膜剛度系數(shù)和油膜阻尼系數(shù)的計算常用方法有差分法、偏導數(shù)法、小參數(shù)法及有限元法差分法基于等，在平衡位置取和無量綱位移擾

15、動，取和無量綱速度擾動。由幾何關系計算新位置下偏心率和偏位角、無量綱油膜厚度，帶入雷諾方程求解無量綱油膜壓力，可以積分得到和（e.g.），則響應的油膜剛度系數(shù)可以按如下計算。需要計算8次雷諾方程，若采用和（最后需要坐標變換），則只需計算6次雷諾方程。偏導數(shù)法是根據定義（無量綱表達式），油膜破裂邊界隨擾動而變化，經推導，得，只要計算出、和就可以求出8個所求系數(shù)，只需要計算4次雷諾方程且可避免差分代替導數(shù)產生得誤差。有限元法計算速度快，只需一次計算雷諾方程。設為常數(shù)，靜態(tài)雷諾方程為由變分原理知，上式與下式泛函的極值等價采用自然坐標系下正方形標準單元，有：，其中，為第i個節(jié)點的壓力，反映第i個節(jié)點影響的形變函數(shù)，m為單