对压缩机系统的分析

　　1转子系统的有限元模型

　　1.1 5瓦可倾瓦轴承的简化

滑动轴承的油膜动力特性，反映了当轴颈偏离了静平衡位置，并在此位置附近运动时油膜力相应的变化情况，通常起着非线性弹性力和阻尼力的作用。但在大多数情况下，由于只涉及较小的振幅，通常可以把油膜力简化为线性的弹性力和阻尼力。大型离心压缩机转子系统多采用5瓦可倾瓦轴承。

　　1.2膜片联轴器的简化

　　在弯曲振动分析中，必须考虑联轴器的弯曲刚度，故需要根据其实际尺寸进行必要的简化，其质量和转动惯量不变，在联轴器与轴配合的地方，简化为一实心轴。

　　1.3转子系统有限元模型

　　本文采用梁单元来模拟转轴。考虑到实际转子系统中轴向变形相对于弯曲变形和扭转变形很小，可以忽略不计，因此，把两端节点的位移看作梁单元的广义坐标us.

　　考虑膜片联轴器和5瓦可倾瓦轴承的影响，建立转子轴承系统的有限元模型。

　　2不平衡响应分析

　　根据相关的设计标准，对各缸转子系统不平衡量的施加位置及大小。

　　3不同轴承参数下系统的不平衡响应仿真

　　在不同的长径比（L/D=0.5，0.7，1.0）情况下，计算低压缸左轴承处轴颈的水平和竖直方向的合成振幅随转速变化曲线，随着长径比的增大，在通过临界转速时，其共振峰值会降低，而在工作转速附近时其振幅分别为5.58，5.16，4.59m.单从降低轴颈振幅来说，大的长径比有利于减少轴颈振动，但是考虑到长径比大时，容易造成排油困难，进而可能造成油温升高，不利于转子稳定运行。而如果选择长径比为0.5，会造成过共振峰时，振动过大。因而对于本系统在满足设计要求的条件下，选择的长径比为0.7.取L/D=0.7，其余参数同图5.在不同的间隙比（cp/R=0.20%，0.25%，0.30%）情况下，计算低压缸左轴承处轴颈的合成振幅随转速变曲线，随着间隙比的增大，在通过临界转速时，会造成临界转速的减小，但其共振峰值会增大，而在工作转速范围内其振幅分别为3.19，4.64，5.56 m.由此可见增大间隙比，会造成临界转速减小，共振峰增大以及轴颈振动加剧。

　　取cp/R=0.30.在不同的润滑油型号（32号，46号和68号）情况下，即在不同的润滑油粘度下，计算低压缸左轴承处轴颈的合成振幅随转速变化曲线，不同的润滑油型号对系统的振动特性影响非常大，其中采用32号润滑油的系统振动明显大于其他2个，而其余2个差别不大，在工作转速范围内其振幅分别为13.5，5.56，5.29m.由以上分析可以看出，粘度大的润滑油有利于减少轴颈振动，对于工程实际而言，通常选择46号润滑油。

　　通过上述分析可以发现，大的长径比可以降低共振峰，减少轴颈振动；小的间隙比，会造成临界转速增大，共振峰减小以及减弱轴颈振动；改变润滑油型号，加大润滑油粘度，可以减小轴颈振动。

　　4试验与理论计算的对比分析

　　某大型离心压缩机现场试车，通过联轴器偶联各缸，通过调节控制系统，可控制转速的升降速度，振动测试的测点位置为各缸左右轴承，采集升速过程中轴承水平和竖直方向的振动数据。试验时轴承选取的参数为：长径比L/D=0.7，间隙比cp/R=0.3%，润滑油型号为46号。

　　仍以低压缸左轴承为例，对比其理论和试验在水平方向和竖直方向的不平衡响应。临界转速基本吻合，但共振峰值却相差比较大，而在工作转速范围内，幅值比较接近，但实际幅值仍略大于计算值，这可能是由于试车的基础刚度较小，试车有气体介质或计算阻尼选择较大所致。

　　5结论

　　（1）通过研究不同轴承参数对轴颈振动的影响发现：大的长径比可以降低共振峰，减少轴颈振动；小的间隙比，会造成临界转速增大，共振峰减小以及减弱轴颈振动；改变润滑油型号，加大润滑油粘度，可以减小轴颈振动。

　　（2）通过理论计算和试验的对比分析发现：实际轴颈振动要略大于理论计算，考虑到各种因素的影响可能是由于试车的基础刚度较小，试车有气体介质或计算阻尼选择较大所致。