压缩机故障模拟试验台结构设计毕业论文.docx

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1、压缩机故障模拟试验台结构设计作者姓名：李顺利指导教师：马辉 副教授单位名称：机械工程与自动化专业名称：机械工程及自动化东北大学2014年6月Compressor Failure Simulation Test Bench DesignBy Li ShunliSupervisor: Ma Hui Associate ProfessorNortheastern UniversityJune 2014毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）题目：压缩机故障模拟试验台结构设计基本内容：1、压缩机模拟试验台结构原理分析；2、碰摩模拟装置结构设计及Solidworks建模；3、压缩机转子系统静强度分析；4、

2、压缩机转子系统模态分析。毕业设计（论文）专题部分：题目：基本内容：学生接受毕业设计（论文）题目日期第周指导教师签字：年月日I东北大学毕业设计论文 摘要压缩机故障模拟试验台结构设计摘 要本次研究的压缩机故障模拟试验台其主要用途是进行各种故障的模型试验，揭示故障发生机理并研究抑制振动措施。本次设计主要是针对压缩机故障模拟试验台的核心部件之一的碰摩装置，对其进行一系列的改进设计，最终选出可行的并适合试验台的最佳方案，故首先要对碰摩装置各零部件进行结构设计并完成碰摩装置的装配，而后对其相关部件进行强度分析和校核，其次要进行压缩机转子系统静强度分析和模态分析，计算转子系统的固有频率，这对试验台的安全运转

3、、研究抑制振动的措施、进行故障试验和故障试验分析具有重要的意义。主要工作内容有如下几个方面：(1) 使用SolidWorks对压缩机故障模拟试验台部分零部件进行三维建模，重点完成对碰摩装置的改进设计，完成碰摩装置零部件的三维建模和装配，熟悉压缩机故障模拟实验台的装配过程；(2) 采用CAXA二维画图软件，完成对压缩机故障模拟试验台部分零部件的CAXA出图；(3) 采用ANSYS软件对压缩机故障模拟试验台转子系统进行静强度分析，对转子系统进行有限元网格划分，分为对转子系统只施加自重与施加自重和转速两种情况，分别对其进行静强度分析，计算转子系统最大应力发生的部位及其大小；(4) 使用ANSYS软件

4、对压缩机故障模拟试验台转子系统进行模态分析，分别对转子系统只施加自重与施加自重和转速两种情况，对其进行模态分析，计算转子系统的固有频率，分析转子系统的各阶振型。关键词：转子系统，碰摩装置，静强度，模态分析II东北大学毕业设计（论文）AbstractCompressor Failure Simulation Test Bench DesignAbstract Compressor failure simulation test bed for this study and its main purpose is to carry out a variety of model test failu

5、re, study reveals the mechanism of failure and vibration suppression measures. The design is mainly for the core components of the compressor unit Rub fault simulation test bench one of a series of improvements to its design, the final selection of the best solution possible and appropriate test ben

6、ch, so we must first touch Mount the device structure design of the parts and complete assembly Rub device, and then analyze and check the strength of its related components, and secondly to the compressor rotor system static strength analysis and modal analysis to calculate the natural frequency of

7、 the rotor system, This test bed for safe operation, the study of vibration suppression measures, fault testing and fault analysis test is significant. The main content of the following aspects:(1) Use SolidWorks for compressor failure simulation test bench for three-dimensional modeling of some par

8、ts, focusing on the completion of improvements designed for touch devices, the device is completed Rubbing dimensional modeling of parts and assemblies, familiar compressor fault simulation experiment station assembly process; (1) Familiar with the use of two-dimensional drawing software CAXA comple

9、te compressor failure simulation test bed for some parts of CAXA plot; (3) ANSYS software to install and learn to make the compressor rotor system fault simulation test bed for static strength analysis of the rotor system finite element mesh, divided only applied to the rotor system weight and the w

10、eight and speed applied both cases, respectively its static strength analysis to calculate the size of the site and its rotor system maximum stress occurs; (4) Learn to use ANSYS software compressor rotor system fault simulation test bench modal analysis, divided only applied to the rotor system wei

11、ght and the weight and speed applied in both cases, namely its modal analysis, to understand each rotor system vibration mode, and calculate the natural frequency of the rotor system.Key words：Rotor system, Rubbing devices, static strength, Modal AnalysisIV东北大学毕业设计（论文）目录目 录毕业设计（论文）任务书I摘要IIAbstractII

12、I第1章 绪论11.1课题的背景和意义11.2国内外研究进展、现状和发展趋势31.3新的交叉学科研究方向41.3.1微重力环境下的转子动力学41.3.2超微机械中的转子动力学问题41.3.3生物中的转子动力学问题41.4转子动力学简介51.5目前我国转子动力学研究存在的主要问题51.6研究的主要内容6第2章 压缩机故障模拟实验台的设计92.1压缩机故障模拟实验台整体设计92.2压缩机故障模拟实验台结构组成10第3章 碰摩装置的设计153.1 碰摩装置的初步设计方案153.2 碰摩装置方案的选择及其设计18 3.2.1 滚珠丝杠的设计18 3.2.2 滚珠螺母的选定和校核23 3.2.3 步进电

13、机的选择25 3.2.4 丝杠两端轴承的选定及校核26V3.2.5 导轨（滑槽）的设计273.2.6 碰摩装置定子固定结构设计28第4章 压缩机转子系统静力学与模态分析294.1有限元分析方法简介294.2转子系统静强度分析314.2.1 有限元网格划分324.2.2 只施加自重情况下的静力学分析324.2.3 施加自重与转速情况下的静力学分析344.3 转子系统模态分析354.3.1 模态分析概述354.3.2 模态分析理论的基本假设354.3.3 只施加自重情况下转子系统的固有频率364.3.4 只施加自重情况下转子系统的各阶振型364.3.5 施加自重和转速情况下转子系统的固有频率394

14、.3.6 施加自重和转速情况下转子系统的各阶振型39第5章 总结和展望435.1总结435.2展望435.3经济环保性分析43参考文献45致谢47附录49VI东北大学毕业设计（论文） 第1章 绪论第1章 绪论1.1课题的背景和意义旋转机械被广泛地应用于汽轮发电机组、航空发动机、工业压缩机及各种电动机等机械装置中，是电力、航空、化工等国民经济重要部门的关键设备，在这些领域中起着非常重要的作用。这些旋转机械的安全稳定运行，对企业经济效益和国民经济发展具有重要意义。首先是旋转机械的振动，振动是直接关系到设备正常运行的一项重要技术指标。振动过大的设备或减负荷运行，或停机处理，或紧急强迫停机。如果处理不

15、当或出现突发性振动，都可能使设备发生局部或整体的毁坏事故，造成经济损失和人员的伤亡。全国各电网中在役大设备出现振动故障影响电力生产的案例更是屡屡发生。在1988年6月，在1个网局曾出现同时有5台200MW以上的大型机组由于振动原因停机处理的紧急面。1988年10月，北仑电厂1号汽轮发电机组(600MW 东芝机组)发生高压转子叶片断裂重大故，直接损失2400万元人民币。以上仅是事故造成的直接经济损失，而由事故带来的间接经济损失和社会影响，更是难以估量。大量实例说明，振动大是设备故障的必要条件，即设备出现故障时必然会在振动上有所反映。引起设备振动的原因有很多，包括设计、制造、安装以及运行各个环节。

16、安装、检修没有达到规范要求的设备，移交生产后出现振动过大的问题，还可以在检修中重新调整。而设备设计、制造方面的缺陷则会长期困饶电厂的运行。在设计、制造、安装质量完好的前提下设备正式投运后同样可能因各种原因出现新的振动问题，如转子平衡状态的变化等。设备转子具有良好的平衡状态是设备平稳运行的基本保证。理论上的理想情况是转子的惯性主轴与转动轴线重合，但实际上这是做不到的，离心力和力矩必然存在并将作用在转子的支承系统上。转子上过大的不平衡量会导致转子、轴承以及基础大幅值的振动，在特定条件下，会造成整个轴系断裂的灾难性事故。质量不平衡是引起设备轴系振动大的最常见原因。由质量不平衡引发的振动故障、事故约占

17、了机组故障总数的80%。质量不平衡包括三部分，即原始质量不平衡、转动部件飞脱和松动、转子热弯曲。不平衡可以来自转子制造阶段，也可以在机组投运后由于运行或检修原因产生。转子在制造厂或在现场加工过程中，由于机床的精度和人为操作的原因，不可避免地会使转轴几何尺寸存在径向误差;装配叶片时对称位置叶片的质量不均、叶轮套装轴线不正而套偏等，同样可能造成转轴的质量不平衡。原本振动良好的新机组或大修后的机组投运后，同样会由于种种原因出现质量分布发生变化，进而造成振动的变化。常见的情况有如运行时叶片、围带或拉金断裂飞脱、平衡块飞脱、转轴残余应力随时间的释放、叶片或叶轮的不均匀腐蚀、很向或轴向动静部件碰摩引起的局

18、部热变形等。转子毛坯无论是锻件还是焊接件，都会存在热应力，这种热应力是日后转子热变形的潜在原因。含有热应力的转轴锻件或焊接件在室温下被精加工成转子成品。制造厂在转轴机械加工过程中都要有一道“热跑”工序，让转轴在数百度的热处理炉内慢速转动几十个小时，以消除铸造、锻造或焊接时残存的热应力。经过这个过程后，热应力将减小，但不会彻底消除。从振动角度看，转轴的热变形将使轴线弯曲，引起质量径向位置的偏移，成为轴系振动随温度增大的主要原因之一。由此看来，不论是设计制造，还是生产运行，都要进行良好的动平衡处理，才能大大降低设备的故障率，保证机组安全、稳定、高效的运转。其次是转子与定子的碰摩，这是旋转机械运行中

19、的常见故障。在旋转机械中，为了满足高转速、高效率的需求，转子系统动静间隙越来越小，转子与定子的碰摩故障不断发生。特别是汽轮发电机组，随着向高参数、大容量的方向发展，汽轮机动静间隙越来越小，轴封、油挡、隔板汽封发生动静碰摩的机会越来越多，氢冷发电机的密封瓦也会经常发生动静碰摩现象。而且转子质量不平衡、热弯曲、轴系不对中以及转子的涡动失稳等其它故障都可能最终导致动静碰摩。转子与定子碰摩的过程会对转子的运动状态产生多方面的影响。动静摩擦会在转子表面作用一切向作用力，该切向作用力产生的力矩方向与转子的旋转方向相反，可能会使转子产生扭转振动，使得转子转速下降并产生波动。当摩擦力矩大于转子的阻尼力矩时，转

20、子会从正向涡动转向反向涡动，特别是对于整周摩擦，会产生所谓的“千摩擦”现象，从而引起自激振动，影响转子正常运行，甚至损坏机组。而且，动静摩擦使得转子上施加了非线性摩擦力，会使转子产生非线性振动1。转子与定子碰摩时的碰撞相当于给转子和定子施加了一个瞬态激振力，能将转子和定子的固有频率激发起来。虽然激发起的自由振动是衰减的，但由于碰摩在每个旋转周期内都产生冲击激励作用，因此在一定条件下有可能使转子的实际振动成为旋转产生的强迫振动和冲击产生的自由振动的叠加。动静摩擦和碰撞产生的热量会使转子的温度场发生变化，导致转子热态弯曲，产生热态不平衡力，引起机组振动。另外，动静件碰摩时，摩擦接触和碰撞使得动静部

21、件相互抵触，相当于增加了转子的支承条件，会增大系统的刚度，改变转子的临界转速及振型，而且这种附加支承是随时间变化的，可能会引起转子的不稳定振动及非线性振动。总之，转子与定子碰摩会使转子产生非常复杂的运动，轻者使机组出现强烈振动，严重的可能造成轴永久性弯曲，甚至整个轴系毁坏，影响机组的安全稳定运行。以汽轮发电机组为例，在国产200MW汽轮发电机组中，已有10多台因动静碰摩而造成转子永久弯曲的事故；据国内汽轮机弯轴事故统计表明，其中的86是由碰摩引起的，碰摩严重时还会引起轴系破坏事故；据不完全统计。目前国内已有30多台机组在空负荷或带负荷下多次产生碰摩振动事故，引发突发性振动或振幅长时间大幅度地波

22、动，有些机组因振动过大而被迫打闸停机。当前，大型汽轮发电机组的碰摩故障的发生率仅次于质量不平衡的发生率，成为大机组的第二大类振动故障2。因此，转子振动碰摩故障的机理和监测诊断技术的研究对确保机组的安全稳定运行，防止重大事故发生具有重要意义。而转子实验台就是为模拟转子碰摩振动故障实验设计开发的，对试验台进行详尽的静力学、动力学分析，了解模型试验台的静、动态特性，全面掌握其特性，这对试验台的安全运转、研究抑制振动的措施、进行故障试验和故障试验分析具有重要的作用。1.2国内外研究进展、现状和发展趋势转子动力学是一门既有理论深度，又有很强的实践性的应用基础学科，它的形成与发展伴随着大工业的发展和科技进

23、步，已走过了一个多世纪的路程。第一篇有记载的有关转子动力学的文章是1869年Ranine发表的题为“论旋转轴的离心力”一文，这篇文章得出的“转轴只能在一阶临界转速以下稳定运转”的结论使转子的转速一直限制在一阶临界以下。最简单的转子模型是由一根两端刚支的无质量的轴和在其中部的圆盘组成的，这一今天仍在使用的被称做Jeffcott转子的模型最早是由Foppl在1895年提出的，之所以被称做“Jeffcott”转子是由于Jeffcott教授在1919年首先解了这一模型的转子动力学特性。他指出在超临界运行时，转子会产生自动定心现象，因而可以稳定工作。这一结论使得旋转机械的功率和使用范围大大提高了，许多工

24、作转速超过临界的涡轮机、压缩机和泵等对工业革命起了很大的作用。但是随之而来的一系列事故使人们发现转子在超临界运行达到某一转速时会出现强烈的自激振动并造成失稳。这种不稳定现象首先被Newkirk发现是油膜轴承造成的，从而确定了稳定性在转子动力学分析中的重要地位。有关油膜轴承稳定性的两篇重要的总结是由Newkirk和Lund写出的，他们两人也是转子动力学研究的里程碑人物。50年代以来，电力、航空、机械、化工工业的迅猛发展极大地推动了转子动力学的研究。发电机组的单机容量从几万千瓦发展到了上百万千瓦，飞机也开始进入喷气发动机时代。旋转机械的转子越来越柔、功率越来越大、转速越来越高，甚至达到了三、四阶临

25、界以上，这为转子动力学的研究提出了一系列的研究课题，也有力地促进了转子动力学的发展。1.3新的交叉学科研究方向旋转机械转子动力学从其诞生起就是一门涉及多个学科领域的综合学科。早期的转子动力学研究包含了数学、理论力学、结构力学、稳定性理论、流体动力润滑理论、摩擦学等学科，后来又涉及到气动力学、控制理论、弹性力学、计算力学、有限元方法、实验技术、信号采集与处理技术、非线性动力学、电磁学、流变学、新材料与智能材料等学科。在今后的研究中有以下几个交叉研究领域应引起重视3。1.3.1微重力环境下的转子动力学空间技术是21世纪我国重点发展的高新技术，包括载人飞船等一系列空间发展计划已进入实施阶段。旋转机械

26、在空间技术发展中也有着普遍的应用。但在微重力环境下，转子动力学现有的许多理论和研究成果都受到了挑战，需要作很大的修正。最起码所有与重力有关的结论都需要重新研究和评价，如在微重力环境下轴承的支承和润滑作用等。为此需要结合微重力环境开展转子动力学的有关研究工作。研究中应特别注意不仅是不考虑重力影响, 而且还有许多本质性的变化，如轴承中润滑油的特性会因微重力而产生本质变化，其聚合作用会大大加强。1.3.2超微机械中的转子动力学问题微机械的问世和发展对转子动力学提出了新的挑战，如上海交大研制成的2 mm微电机就为转子动力学的分析和实验带来了许多新问题。一是理论建模和分析方法的适用性问题；二是新的驱动方

27、式和轴承润滑问题；三是动态特性测试问题。目前的测试手段和方法还无法应用于超微电机转子的动态特性分析，激光测试可能是目前唯一可行的方法。因此加强对超微机械转子动力学的理论和实验研究是一个迫切的课题。1.3.3生物中的转子动力学问题在旋转式人工心脏、人体微型“清道夫”的研制和分子马达的研究中可能会遇到转子动力学的问题。心脏间歇式压力、血液和人体组织的影响等都会为转子动力学的研究提出新的问题。1.4转子动力学简介转子动力学（rotor dynamics），固体力学的分支。主要研究转子-支承系统在旋转状态下的振动、平衡和稳定性问题，尤其是研究接近或超过临界转速运转状态下转子的横向振动问题。转子是涡轮机

28、、电机等旋转式机械中的主要旋转部件。1869年英国的W.J.M.兰金关于离心力的论文和1889年法国的C.G.P.de拉瓦尔关于挠性轴的试验是研究这一问题的先导。4随着近代工业的发展，逐渐出现了高速细长转子。由于它们常在挠性状态下工作，所以其振动和稳定性问题就越发重要。转子动力学的研究内容主要有以下5个： （1）临界转速。由于制造中的误差，转子各微段的质心一般对回转轴线有微小偏离。转子旋转时，由上述偏离造成的离心力会使转子产生横向振动。这种振动在某些转速上显得异常强烈，这些转速称为临界转速。为确保机器在工作转速范围内不致发生共振，临界转速应适当偏离工作转速例如10以上。临界转速同转子的弹性和质

29、量分布等因素有关。对于具有有限个集中质量的离散转动系统，临界转速的数目等于集中质量的个数；对于质量连续分布的弹性转动系统，临界转速有无穷多个。计算大型转子支承系统临界转速最常用的数值方法为传递矩阵法。其要点是：先把转子分成若干段，每段左右端4个截面参数（挠度、挠角、弯矩、剪力）之间的关系可用该段的传递矩阵描述。如此递推，可得系统左右两端面的截面参数间的总传递矩阵。再由边界条件和固有振动时有非零解的条件，应用试凑法求得各阶临界转速，并随后求得相应的振型。 （2）通过临界转速的状态。一般转子都是变速通过临界转速的，故通过临界转速的状态为不平稳状态。它主要在两个方面不同于固定在临界转速上旋转时的平稳

30、状态：一是振幅的极大值比平稳状态的小，且转速变得愈快，振幅的极大值愈小；二是振幅的极大值不像平稳状态那样发生在临界转速上。在不平稳状态下，转子上作用着变频干扰力，给分析带来困难。求解这类问题须用数值计算或非线性振动理论中的渐近方法或用级数展开法。 （3）动力响应。在转子的设计和运行中，常需知道在工作转速范围内，不平衡和其他激发因素引起的振动有多大，并把它作为转子工作状态优劣的一种度量。计算这个问题多采用从临界转速算法引伸出来的算法。 （4）动平衡。确定转子转动时转子的质心、中心主惯性轴对旋转轴线的偏离值产生的离心力和离心力偶的位置和大小并加以消除的操作。在进行刚性转子（转速远低于临界转速的转子

31、）动平衡时，各微段的不平衡量引起的离心惯性力系可简化到任选的两个截面上去，在这两个面上作相应的校正（去重或配重）即可完成动平衡。为找到两截面上不平衡量的方位和大小可使用动平衡机。在进行挠性转子（超临界转速工作的转子）动平衡时，主要用振型法和影响系数法。它们是转子动力学研究的重点。 （5）转子稳定性。转子保持无横向振动的正常运转状态的性能。若转子在运动状态下受微扰后能恢复原态，则这一运转状态是稳定的；否则是不稳定的。转子的不稳定通常是指不存在或不考虑周期性干扰下，转子受到微扰后产生强烈横向振动的情况。转子稳定性问题的主要研究对象是油膜轴承。油膜对轴颈的作用力是导致轴颈乃至转子失稳的因素。该作用力

32、可用流体力学的公式求出，也可通过实验得出。一般是通过线性化方法，将作用力表示为轴颈径向位移和径向速度的线性函数，从而求出转子开始进入不稳定状态的转速门限转速。导致失稳的还有材料的内摩擦和干摩擦，转子的弯曲刚度或质量分布在二正交方向不同，转子与内部流体或与外界流体的相互作用等等。1.5目前我国转子动力学研究存在的主要问题 （1）低水平重复研究较多，跟随研究较多，缺乏创新性。 （2）研究的范围较窄，有些领域几乎还是空白。我国目前在密封动力学、航空发动机转子动力学、磁轴承等方面的研究离世界水平还有较大差距，而在全尺寸转子动力学的实验研究方面的差距更大。另外研究中存在理论研究的深度不够、数值分析的转子

33、系统模型过于简单等问题。这需要引起有关立项单位和专家学者的重视。 （3）理论成果指导应用不够，实验研究水平低。我国目前在转子动力学的实验研究方面水平普遍较低，且实验越来越少。验证理论大多是用数值仿真计算，有些研究结论离实际应用的距离很大。用理论研究成果真正解决重大工程问题的还比较少。今后应加强理论和实验的对比研究，提高实验研究水平，加大实际应用性质的研究力度。 （4）研究队伍老化，高水平的研究群体不多。目前我国转子动力学领域挑重任的还是几位老专家。尽管多年来已经培养了一大批从事转子动力学研究的硕士和博士，但这些年轻学者目前大多数在国外，许多也改行了。这一青黄不接的现象在航空发动机等国防研究领域

34、尤为突出。因此培养能稳定地从事转子动力学研究的青年学者是当务之急。此外应加强对航空发动机等国防工业转子动力学基础研究的支持力度。 （5）缺乏高水平的实用的分析和监测系统。尽管我国学者在转子动力学的基础研究方面取得了很多成果，且也研制了一些用于生产实际的转子动力学分析和监测、诊断系统，但在我国工业界占主导地位的仍是国外的产品。故尽快研制和推广高水平的国产转子动力学分析和监测、诊断系统是有关专家学者义不容辞的职责。虽然存在上述问题，但我国转子动力学研究的成果是显著的，对国民经济建设的贡献是相当大的，在多个领域也取得了世界先进或领先的地位。相信今后会做出更大的贡献5。1.6研究的主要内容本次研究的对

35、象为转子动力试验台。为详细了解实验台的静动态特性，全面掌握起特性，从而展开设备监测诊断工作，所以主要工作分为以下几个方面：(1) 使用SolidWorks对压缩机故障模拟试验台部分零部件进行三维建模，重点完成对碰摩装置的改进设计，完成碰摩装置零部件的三维建模和装配，熟悉压缩机故障模拟实验台的装配过程；(2) 采用CAXA二维画图软件，完成对压缩机故障模拟试验台部分零部件的CAXA出图；(3) 采用ANSYS软件对压缩机故障模拟试验台转子系统进行静强度分析，对转子系统进行有限元网格划分，分为对转子系统只施加自重与施加自重和转速两种情况，分别对其进行静强度分析，计算转子系统最大应力发生的部位及其大

36、小；(4) 使用ANSYS软件对压缩机故障模拟试验台转子系统进行模态分析，分别对转子系统只施加自重与施加自重和转速两种情况，对其进行模态分析，计算转子系统的固有频率，分析转子系统的各阶振型。- 7 - 东北大学毕业设计（论文） 第2章 压缩机故障模拟试验台的设计第2章 压缩机故障模拟实验台的设计压缩机故障模拟实验台的设计目的是模拟工程中旋转机械转子的运动。实验台的转子由质量相对较轻的弹性轴和装在弹性轴中间位置的圆盘构成，两端由不变形的轴承及轴承座支承。根据这种模型进行分析的概念和结论在转子动力学中是最基本的。这种模型得到的结论应用于简单旋转机械足够准确。就是对于复杂的旋转机械，这些概念和结论虽

37、然不够精确，但仍能定性地说明问题。采用这种基本的结构能够减小其它因素对转子运行的影响从而突出碰摩故障6。2.1压缩机故障模拟实验台整体设计62压缩机故障模拟实验台整体结构如图2.1和图2.2所示(标号1-11表示压缩机故障模拟试验台各主要部件）85107193411图2.1 压缩机故障模拟实验台效果图图2.2压缩机故障模拟实验台2.2压缩机故障模拟试验台结构组成1压缩机故障模拟试验台电机(图2.3)图2.3 压缩机故障模拟实验台电机为了研究转子在不同转速下的碰摩情况，实验过程中需要连续可调的较高转速。本实验台选择高速电主轴，其主要优点：电主轴具有结构紧凑、重量轻、惯性小、振动小、噪声低、响应快

38、等优点，而且转速高、功率大，简化机床设计，是高速主轴单元中的一种理想结构。工作转速300015000r/min；变频器调速，03000 r/min转速范围为恒转矩调速，额定转矩为95.5Nm；300015000r/min转速范围为恒功率调速，额定输出功率为30KW。工作条件；常温、常湿、洁净。高速电机可通过变频器进行无级调速，并具有紧急停机刹车功能。2锥轴 压缩机故障模拟实验台的锥轴在电机的带动下高速旋转，转子的微小偏心都会引起很大的离心力，而且在碰摩时还会承受冲击载荷。为防止锥轴变形并保证其有较高的精度，要求锥轴具有足够的强度、冲击韧性和抗疲劳能力。这里锥轴选用了调质处理的40Cr，该材料强

39、度比碳钢高约20且疲劳强度较高。在转子实验台运转的过程中，转子会受到偏心质量引起的离心力和碰摩时的冲击载荷。如果转轴的强度不够，会使转轴发生永久性变形，从而使实验台报废；而且由于转子的转速很高，如果其强度得不到保证会对实验人员造成安全隐患7。3 联轴器 （图2.4）图2.4 联轴器用以连接电机轴与锥轴，传递转矩。4 轴承座 （图2.5）图2.5 轴承座 共两个轴承座，一个只推轴承，一个为径向轴承，压缩机故障模拟实验台使用滑动轴承，滑动轴承在结构上，滑动轴承是靠平滑的面来支撑转动轴的，因而接触部位是一个面。其次滑动轴承的运动方式是滑动。滑动轴承工作平稳、可靠、无噪声。在液体润滑条件下，滑动表面被

40、润滑油分开而不发生直接接触，还可以大大减小摩擦损失和表面磨损，油膜还具有一定的吸振能力。但起动摩擦阻力较大。滑动轴承能够在高转速运行，并且能够承受大的冲击和振动载荷。为使结构简单，滑动轴承没有密封。但这样会使轴承容易磨损，因此轴承用耐磨性较好的铜合金制造，并在轴承和轴承座的顶部开设油孔以便能随时加入润滑油进行润滑。5 碰摩装置此次设计为完整模拟转定子碰摩全过程，采用整周碰摩装置模拟局部碰摩，将定子内表面设计成圆柱形，使用丝杆传动改变定转子之间的间隙调整碰摩程度,为减少锥轴磨损，定子设计成用质地较软的铝合金加工成的滑套形式，支架和支撑架均采用的是钢结构以增加定子刚度，支架与定子间固定有压力传感器

41、，可以精确测得碰摩时的冲击力。6 叶轮盘（图2.6）图2.6 叶轮叶轮与轴的轴向定位采用螺母，圆周由销定位。随着转速、振动条件变化，通过测量飞离的临界条件可以用来模拟测量机转子质量不平衡引发的转子振动的问题。7 托架（图2.7）图2.7 托架托架的作用是当转子试验台不工作时，可将叶轮盘托住以防轴系变形，8 传感器支架（图2.8）图2.8 传感器支架传感器布置在2个传感器支架上。位移传感器测量水平及垂直方向振动位移，加速度传感器测量水平及垂直方向振动加速度信号9 台面（图2.9）图2.9 台面台面采用灰口铸铁，铸铁中的石墨组织松软，能够吸收震动，使得铸铁具有良好的消震性。台面进行消除内应力的退火

42、处理，以避免底座因应力的重新分布而引起的变形，保证台面表面的平面度，从而确保两个轴承处具有相同的轴心高度。在底座方槽的两侧加工了两排螺纹孔，用于轴承座、传感器和碰摩装置的固定，并在底座侧面加工螺纹孔用于电机和电机板的固定，方便调整各个部件的位置8。10 隔振橡胶 隔震橡胶能大大减小实验台振动向地面的传递。以优质丁晴橡胶制作，丁腈橡胶是由丁二烯和丙烯腈经乳液聚合法制得的，丁腈橡胶主要采用低温乳液聚合法生产，耐油性极好，耐磨性较高，耐热性较好，粘接力强。11 箱体（图2.10）图 2.10总共有4个箱体，对试验台起支撑作用，采用灰口铸铁，铸铁中的石墨组织松软，能够吸收震动，使得铸铁具有良好的消震性

43、。- 14 -东北大学毕业设计（论文） 第3章 碰摩装置的设计第3章 碰摩装置的设计3.1碰摩装置的初步设计方案旋转机械中转定子碰摩指转子振动超过许用间隙发生的转子与定子的接触现象。碰摩故障轻则使机组振动剧烈增加，影响机组使用寿命；重则引起转子永久弯曲，甚至引发机毁人亡的恶性事故，目前常见的碰摩形式有单点碰摩，多点碰摩，局部弧形碰摩以及圆形整周碰摩，由于实际生产工作中主要碰摩形式为局部弧形碰摩，为完整模拟转定子碰摩全过程，采用整周碰摩装置模拟局部碰摩，故此次设计碰摩装置倾向于圆周碰摩9。方案一（图3.1）图3.1 碰摩装置该方案为原实验台的初步设计方案，以两段半圆弧的铝合金滑块组成碰摩装置的定

44、子部分，定子部分固定在内支架上，再通过顶杆与圆球结构将该部分固定于外支架上，内外支架均采用钢架结构，以增大碰摩装置整体刚度。进给系统为步进电机螺纹螺杆传动，使滑块沿燕尾槽直线运动，从而带动固定于滑块上的外支架移动，从而改变定转子间间隙，从而改变碰摩程度。方案二（图3.2）图3.2 碰摩装置该方案为本人初步设计的碰摩装置第一个方案，其中碰摩装置定子部分直接由两个内部为半圆柱的固定架结构构成，材料均为铝合金，固定架的上下左右通过固定板连接了四个9333A型压力传感器，再将该部分通过螺钉连接固定在外部的俩个支架上。整个碰摩装置上部结构较方案一更加稳定。而四个传感器也可直接测得碰摩时的冲击力。进给系统

45、沿用了步进电机螺纹螺杆传动，但将滑块在燕尾槽上的滑动形式设计成上图所示的滚动形式，减小了进给时的摩擦力。方案三（图3.3）图3.3 碰摩装置此方案为本人初步设计的碰摩装置的第二个方案，碰摩装置的上部结构与方案二无异，而将进给系统改为更为精密的步进电机丝杠传动，该传动方式不仅进给摩擦力小，而且传动更为平稳精确。方案四（图3.4）图3.4 碰摩装置该方案为本人初步设计的碰摩装置的第三个方案，该方案任采用步进电机丝杠传动的进给系统，而对碰摩装置的上部结构进行了改进设计，定子部分回归了为由两个半圆弧结构的滑套组成，通过螺钉连接固定在固定架上，固定架为钢结构，其上下左右也通过固定板连接了四个9333A型

46、压力传感器。这样设计使固定架的加工难度大大下降，而且改为钢结构使碰摩装置的整体刚度增加，使碰摩模拟效果改善不少。 3.2碰摩装置方案的选择及其设计 经过加工经济性，整体刚度，进给稳定性等多方面的综合比较，本人选取了第四种碰摩装置设计方案，下面对该碰摩装置结构设计进行详细说明。3.2.1滚珠丝杠的设计本次设计的碰摩装置传动结构为步进电机滚珠丝杆传动。滚珠丝杠机构的优点：(1) 驱动扭矩小由于滚珠丝杠机构运行时滚珠沿丝杠与螺母共同组成的螺旋滚道作滚动运动，运动阻力极小，驱动扭矩仅为为螺纹丝杆机构的1/3以下，只需要很小的驱动功率10。(2) 运动可逆滚珠丝杠机构不仅可以将丝杠的旋转运动转换为螺母及负载滑块的直线运动，也可以很容易