本发明公开了一种无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法，通过测试转子两侧轴承振动和轴颈收到的冲击力之间的频响函数，根据实测转子两端两个轴承振动计算出转子两侧轴颈上的激励力，通过在转子两端圆盘上的动平衡配重，消除不平衡力。该方法能够实现无试重动平衡试验，由振动测试数据直接检测出不平衡力的大小和角度；同时也综合考虑了竖直和水平两个方向振动及其之间的耦合影响，并且没有通过建立转子动力学模型的方法求取影响系数，动平衡试验准确度较高；此外，该方法能够有效减少动平衡试验次数，提高旋转机械动平衡试验效率，降低动平衡试验风险，尤其适用于旋转机械在整机真实状态下的轴系动平衡故障检测。
1.一种无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法，其特征在于，包括如下步骤：(1)旋转机械整机组装好后，在转子两侧轴承座的竖直和水平方向分别布置振动传感器；
(2)在转轴上设置键相标记，将其作为转轴上的0°标记，定义逆旋转方向角度为正，测试键相信号；
(3)将振动传感器信号和键相信号传送至振动分析仪，测得两个轴承座的四个振动矢量；
(4)在机器静止状态下，分别对两个轴承座附近露出轴颈施加竖直和水平方向上的冲击激励力，测试冲击激励后两个轴承座振动，获取轴颈部位激励力对轴承座振动在不同频率下的频响函数；
(6)根据试验测得的激励力在不同频率下的振动频响函数矢量矩阵以及试验转速下的振动矢量，计算求得试验转速下转子两侧轴承座上受到的激励力矢量；
(7)选择转子两侧轮盘作为配重面，通过在配重面上配重，消除作用在轴承上的激励力，完成动平衡故障检测和试验；
其中，所述步骤(1)中，在各个轴承座的竖直和水平方向各布置一个振动传感器；
所述步骤(3)中，将四个振动传感器信号和键相信号传送至振动分析仪，测得两个轴承座的四个振动矢量，其中，所述四个振动矢量包括幅值和相位，记为：所述步骤(4)中，轴颈部位激励力对轴承座振动在不同频率下的频响函数矢量矩阵为：其中， 代表j点y方向激励力对i点x方向振动在频率点ω处的频响函数；
其中，FFT代表快速傅里叶变换，yj,xi分别为j点y方向力信号和i点x方向振动响应信号；
所述步骤(5)中，机组动平衡试验转速下轴承座振动矢量包含幅值和相位，记为：为机组动平衡试验转速下轴承座振动矢量；
所述步骤(6)中，不平衡产生的激励力同时作用在水平和竖直方向，即作用在x和y方向上，两个方向的不平衡力分别为：其中，U为不平衡力幅值，为不平衡力角度，以键相标记为0°基准，逆旋转方向计算；
写成复数表示形式，这两个方向上的不平衡力 之间存在以下关系：同时考虑竖直和水平方向不平衡力激励作用到两侧轴颈后的振动响应，写为：简记为：
2.根据权利要求1所述的无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法，其特征在于，所述步骤(2)中，所述键相标记为键相槽或者反光片。
3.根据权利要求2所述的无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法，其特征在于，采用涡流传感器或者光电传感器对准所述键相标记，测试键相信号。
4.根据权利要求1所述的无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法，其特征在于，所述步骤(7)中，转子两侧配重盘上的动平衡配重计算方式如下：设两侧轴承分别为第一轴承和第二轴承，转子两端轮盘中靠近第一轴承的轮盘为第一轮盘，靠近第二轴承的轮盘为第二轮盘；第一轴承上的激励力为 第二轴承上的激励力为 为了消除第一轴承上的激励力 在转子两端轮盘上的配重量 分别为：其中， 为第一轮盘的配重量， 为第二轮盘的配重量， 的方向定义和相同，l1为第一轮盘与第一轴承的距离，l2为第一轮盘与第二轮盘的距离；
为了消除第二轴承上的激励力 在转子两端轮盘上的配重量 分别为：其中， 为第一轮盘的配重量， 为第二轮盘的配重量， 的方向定义和相同，l3为第二轮盘与第二轴承的距离；
为消除不平衡力，第一轮盘和第二轮盘上的配重力 分别为：由 的幅值确定两个轮盘上的动平衡配重量U1,U2；
其中，r1,r2为两个轮盘上的加重半径，ω为转动圆频率；
由 的角度，从轴上0°角度处逆旋转方向旋转相应角度，确定两个轮盘上的动平衡配重角度，完成动平衡试验。
一种无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法
技术领域
[0001] 本发明涉及一种旋转机械多轮盘轴系动平衡试验方法，具体涉及一种无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法。
背景技术
[0002] 汽轮机、发电机、泵、风机、压缩机、电动机等各类旋转机械生产加工过程中普遍存在转动部件不平衡问题，即轮盘所在截面重心和几何中心不重合，旋转过程中产生离心力，
这将会导致振动，从而影响设备安全运行。旋转机械加工制造出来后，都必须进行动平衡试
验。
[0003] 目前所采用的动平衡故障检测方法主要有4种：(1)影响系数法。通过在多个轮盘上的试加重，测试加重对轴承等部位振动的影响，以追求振动最小为目标，通过最小二乘
法、模态平衡法、谐分量等方法计算出不平衡所在位置、重量和角度。这种方法需要通过多
次动平衡试验来获取加重对振动的影响系数矩阵，所需动平衡试验次数较多。因为是试加
重，无法准确把握不平衡角度是否正确，动平衡试验过程中存在振动进一步增大的可能性，
对设备安全性带来影响；(2)无试重动平衡试验方法。这种方法需要首先建立转子系统动力
学分析模型，计算求出不平衡对振动的影响系数，进而由实测振动和计算得到的影响系数
一次性求出不平衡重量和角度。这种方法同样需要影响系数，只不过影响系数是由所建立
的动力学分析模型计算得到的，而计算得到的影响系数误差较大，轴承动力特性、边界条件
等对计算结果都会产生较大影响。计算结果只能用于定性分析，难以定量。因此，这种方法
误差较大，工程中基本上不采用。(3)平衡机上平衡：将加工好的轮盘组装起来，放到专用平
衡机上。通过测试平衡机两侧摆架受力和振动来平衡。这种方法需要专用平衡设备，费用
高。低速下可以直接由摆架受力得到不平衡力，无需试加重，但高速下仍需要通过影响系数
法平衡，还是需要首先测出加重对振动的影响系数。(4)一次加准法。根据技术人员对振动
问题的认识和经验，由实测振动数据，一次性计算出动平衡加重方案。这种方法不需要试加
重，但这种方法的可靠性取决于技术人员对振动问题和机器动力特性认知的准确程度，难
度较大。这种方法本质上还是影响系数法，只是影响系数由技术人员根据自己的经验和同
型机组试验数据给出。
[0004] 随着机组向大型化方向发展，对设备可靠性要求越来越高。出现振动问题后，希望一次性解决振动问题，不希望反复、多次试验。动平衡是解决各类旋转机械振动问题的有效
手段。因此，研究一种新的无试重动平衡故障检测方法就显得很重要。
发明内容
[0005] 发明目的：为了克服现有技术的缺陷，本发明提供一种无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法，该方法可以减少动平衡试验次数，提高旋转机械动平衡试验效率，
降低动平衡试验风险。尤其适用于旋转机械在整机真实状态下的轴系动平衡故障检测。
[0006] 技术方案：本发明所述的一种无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法，包括如下步骤：
[0007] (1)旋转机械整机组装好后，在转子两侧轴承座的竖直和水平方向分别布置振动传感器；
[0008] (2)在转轴上设置键相标记，将其作为转轴上的0°标记，定义逆旋转方向角度为正，测试键相信号；
[0009] (3)将振动传感器信号和键相信号传送至振动分析仪，测得两个轴承座的四个振动矢量；
[0010] (4)在机器静止状态下，分别对两个轴承座附近露出轴颈施加竖直和水平方向上的冲击激励力，测试冲击激励后两个轴承座振动，获取轴颈部位激励力对轴承座振动在不
同频率下的频响函数；
[0011] (5)测试机组升速到试验转速下的轴承座振动；
[0012] (6)根据试验测得的激励力在不同频率下的振动频响函数矢量矩阵以及试验转速下的振动矢量，计算求得试验转速下转子两侧轴承座上受到的激励力矢量；
[0013] (7)选择转子两侧轮盘作为配重面，通过在配重面上配重，消除作用在轴承上的激励力，完成动平衡故障检测和试验。
[0014] 其中，所述步骤(1)中，在各个轴承座的竖直和水平方向各布置一个振动传感器。
[0015] 所述步骤(2)中，所述键相标记为键相槽或者反光片。
[0016] 进一步的，采用涡流传感器或者光电传感器对准所述键相标记，测试键相信号。
[0017] 所述步骤(3)中，将四个振动传感器信号和键相信号传送至振动分析仪，测得两个轴承座的四个振动矢量，其中，所述四个振动矢量包括幅值和相位，记为：
[0018] 所述步骤(4)中，轴颈部位激励力对轴承座振动在不同频率下的频响函数矢量矩阵为：
[0019]
[0020] 其中， 代表j点y方向激励力对i点x方向振动在频率点ω处的频响函数；
[0021]
[0022] 其中，FFT代表快速傅里叶变换，yj,xi分别为j点y方向力信号和i点x方向振动响应信号。
[0023] 所述步骤(5)中，机组动平衡试验转速下轴承座振动矢量包含幅值和相位，记为：
[0024]
[0025] 为机组动平衡试验转速下轴承座振动矢量。
[0026] 所述步骤(6)中，不平衡产生的激励力同时作用在水平和竖直方向，即作用在x和y方向上，两个方向的不平衡力分别为：
[0027]
[0028]
[0029] 其中，U为不平衡力幅值，为不平衡力角度，以键相标记为0°基准，逆旋转方向计算；
[0030] 写成复数表示形式，这两个方向上的不平衡力 之间存在以下关系：
[0031]
[0032] 同时考虑竖直和水平方向不平衡力激励作用到两侧轴颈后的振动响应，写为：
[0033]
[0034] 简记为：
[0035]
[0036] 其中，
[0037]
[0038] 进一步地，试验转速下根据所测振动矢量计算转子两侧轴承座上受到的激励力矢量，方式如下：
[0039]
[0040] 其中， 为矩阵 的转置。
[0041] 所述步骤(7)中，转子两侧配重盘上的动平衡配重计算方式如下：
[0042] 设两侧轴承分别为第一轴承和第二轴承，转子两端轮盘中靠近第一轴承的轮盘为第一轮盘，靠近第二轴承的轮盘为第二轮盘；第一轴承上的激励力为 第二轴承上的激
励力为 为了消除第一轴承上的激励力 在转子两端轮盘上的配重量 分别
为：
[0043]
[0044]
[0045] 其中， 为第一轮盘的配重量， 为第二轮盘的配重量， 的方向定义和 相同，l1为第一轮盘与第一轴承的距离，l2为第一轮盘与第二轮盘的距离；
[0046] 为了消除第二轴承上的激励力 在转子两端轮盘上的配重量 分别为：
[0047]
[0048]
[0049] 其中， 为第一轮盘的配重量， 为第二轮盘的配重量， 的方向定义和 相同，l3为第二轮盘与第二轴承的距离；
[0050] 为消除不平衡力，第一轮盘和第二轮盘上的配重力 分别为：
[0051]
[0052]
[0053] 由 的幅值确定两个轮盘上的动平衡配重量U1,U2；
[0054]
[0055] 其中，r1,r2为两个轮盘上的加重半径，ω为转动圆频率；
[0056] 由 的角度，从轴上0°角度处逆旋转方向旋转相应角度，确定两个轮盘上的动平衡配重角度，完成动平衡试验。
[0057] 有益效果：与现有技术相比，该无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法通过测试转子两侧轴承振动和轴颈收到的冲击力之间的频响函数，根据实测转子两端两个
轴承振动计算出转子两侧轴颈上的激励力，通过在转子两端圆盘上的动平衡配重，消除不
平衡力。能够实现无试重动平衡试验，由振动测试数据直接检测出不平衡力的大小和角度；
同时也综合考虑了竖直和水平两个方向振动及其之间的耦合影响，并且没有通过建立转子
动力学模型的方法求取影响系数，动平衡试验准确度较高。此外，该方法开展动平衡检测时
无需试加重，能够有效减少动平衡试验次数，提高旋转机械动平衡试验效率，降低动平衡试
验风险，尤其适用于旋转机械在整机真实状态下的轴系动平衡故障检测。
附图说明
[0058] 图1是本发明实施例中无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法的流程图；
[0059] 图2是实施例中应用本发明的方法的装置结构示意图；
[0060] 其中：1-第一轴承竖直振动传感器；2-第一轴承水平振动传感器；3-第一轴承；4-键相槽；5-涡流传感器；6-轮盘；7-转轴；8-第二轴承水平振动传感器；9-第二轴承；10-第二
轴承竖直振动传感器；11-振动分析仪；
[0061] 图3是实施例中振动测试时键相标记及不平衡力角度定义示意图；
[0062] 图4是实施例中冲击试验分别得到的力信号、振动响应信号和频响函数，其中：4a为力冲击信号，4b为振动响应信号，4c为频响函数；
[0063] 图5是实施例中不平衡力角度确定方式及其水平、垂直方向分力之间的关系图；
[0064] 图6是实施例中两端轮盘动平衡配重抵消轴承座上激励力图。
具体实施方式
[0065] 下面，结合附图和实施例对本发明做进一步详细说明。
[0066] 如图1所示，本实施例以本发明所述的无试重旋转机械多轮盘轴系动平衡故障检测方法对旋转机械的动平衡故障进行检测，具体如下：
[0067] 在旋转机械整机组装好后或现场实际安装的真实状态下开展动平衡试验。
[0068] 如图2和图3所示，在含有多轮盘的转子两侧轴承座的竖直和水平方向上布置振动传感器，合计4个振动传感器。在转轴上开键相槽(或贴反光片)，作为转轴上0°标记，按动平
衡试验方法定义逆旋转方向角度为正。用涡流传感器(或光电传感器)对准键相槽(或反光
片)，测试键相信号。将4个振动传感器信号和键相信号送至振动分析仪，测试得到2个轴承
座4个振动矢量(含有幅值和相位)，记为：
[0069] 如图4所示，在机器静止状态下，分别对两个轴承座附近露出轴颈施加竖直和水平方向上的冲击激励力，测试冲击激励后两个轴承座振动，求得轴颈部位激励力对轴承座振
动在不同频率下的16个频响函数矢量矩阵：
[0070]
[0071] 其中： 代表j点y方向激励力对i点x方向振动在频率点ω处的频响函数；
[0072]
[0073] 其中，FFT代表快速傅里叶变换，yj,xi分别为j点y向激励力信号和i点x向振动响应信号。
[0074] 测试机组机组动平衡试验转速下轴承座振动矢量 含幅值和相位，记为：
[0075]
[0076] 如图5所示，不平衡产生的激励力同时作用在水平和竖直方向，即作用在x和y方向上，两个方向的不平衡力分别为：
[0077]
[0078]
[0079] 其中，U为不平衡力幅值，为不平衡力角度，以键相标记为0°基准，逆旋转方向计算；
[0080] 写成复数表示形式，这两个方向上的不平衡力 之间存在以下关系：
[0081]
[0082] 经推导，同时考虑竖直和水平方向不平衡力激励下的振动响应可以写为：
[0083]
[0084] 简记为：
[0085]
[0086] 其中，
[0087]
[0088] 根据试验测得的不同频率下力对振动频响函数矢量矩阵以及振动矢量，计算求得升速到试验转速下转子两侧轴承座上受到的激励力矢量：
[0089]
[0090] 其中， 为矩阵 的转置。
[0091] 选择转子上两端的两个轮盘作为配重面，通过在这两个轮盘上的配重，消除作用在轴承上的激励力，完成动平衡故障检测和试验。
[0092] 以图6中上图所示模型为例，为消除第一轴承上的激励力 在转子两端轮盘上的配重量 分别为：
[0093]
[0094]
[0095] 其中， 为第一轮盘的配重量， 为第二轮盘的配重量， 的方向定义和 相同，l1为第一轮盘与第一轴承的距离，l2为第一轮盘与第二轮盘的距离；
[0096] 以图6下图所示模型为例，为消除第二上的激励力 在转子两端轮盘上的配重量 分别为：
[0097]
[0098]
[0099] 其中， 为第一轮盘的配重量， 为第二轮盘的配重量， 的方向定义和 相同，l3为第二轮盘与第二轴承的距离；
[0100] 为消除不平衡力，第一轮盘和第二轮盘上的配重力 分别为：
[0101]
[0102]
[0103] 由 的幅值确定两个轮盘上的动平衡配重量U1,U2，
[0104]
[0105] 其中，r1,r2为两个轮盘上的加重半径，ω为转动圆频率；
[0106] 由 的角度，从轴上0°角度处逆旋转方向旋转相应角度，确定两个轮盘上的动平衡配重角度，完成动平衡试验。
