1引言

懸臂結構的通風電動機（jī）靠近通風機葉輪一側的軸承除要承受通風機葉輪的重量外，還要承受轉子係統不平衡離心力引起的交變載荷，使轉子和軸（zhóu）承同時產生振動，增大機械噪聲。轉子不（bú）平衡力引起的振動在通（tōng）風機振動頻譜中（zhōng）主要表（biǎo）現為軸頻及其倍頻的振（zhèn）動（dòng），為了抑製（zhì）由於轉（zhuǎn）子係統（tǒng）不平衡（héng）引起的振動，目前普遍采（cǎi）用的方法是對轉子係統進行現場動平衡。本文根據對剛性轉子（zǐ）的運動（dòng）分析，製定了通風機現場動平衡的試驗方法。試驗表明，該方法可以有效地降低由於動平（píng）衡不良原因引起的通風機軸頻振動。

2剛性轉子的轉動

研（yán）究剛性轉子的（de）動平衡運動的模型為圖1所示的（de）Jeffcott轉子。它是由一（yī）根支承在兩個軸承上的豎軸（zhóu），中間（jiān）裝有質量m的（de）圓盤。設圓盤的幾（jǐ）何中心為O1，質心G，偏（piān）心距（jù）e=O1G，軸支承中心的連線（xiàn）與圓盤的交點為（wéi）O。當轉子靜止時，圓幾何中心（xīn）O1與軸心O是重合的。

建立直角坐標係xoy，圓盤形心O1的運動軌跡為xy)，則圓盤質心G的位置為(x+ecoswt，y+esinwt)。假設轉（zhuǎn）軸在O處的X和Y方向的剛度均為k，粘（zhān）性阻（zǔ）尼係數C，則圓盤在（zài）x和y方（fāng）向（xiàng）的（de）運動微分方程為：

因此轉子的運動是繞形心O1點自轉，同時又繞支承中心O作（zuò）公轉，它們的角速度都是w。

分析單盤轉子位移與激勵力矢量之間相位角φ與頻率比r的關係：當r 當r>l時，質心G和回轉中（zhōng）心O處在幾何中心（xīn）O1的同一側（cè），在（zài）幾何中心的（de）外（wài）側，π／2<φ<π；當r=l時，φ=π/2，軸彎曲的橫向位移接近最大值R=e／2ζ，這時軸的轉（zhuǎn）速稱為臨界轉速nc=60wn(2π)。若不考慮其它因素，其值與軸不轉時橫（héng）向彎曲振動頻率相等。

對於已知的轉子係（xì）統，轉子質量m，支承軸承的阻尼係（xì）數c和（hé）彈性剛度K一定，當轉子（zǐ）在某一轉速w下穩定運行時，由式（5）可知相位角（jiǎo）φ是一個常數，在振（zhèn）動（dòng）研究中，通常稱φ為機械滯（zhì）後角。由式（6）可知（zhī）也是一個常數，通常（cháng）稱α為影響係數。在工程中，機械滯後角φ可以通過轉子的轉速（sù）信號和振（zhèn）動信號直接測量，影響係數α可通過加（jiā）試重的方法測得。

設理圓盤轉子見圖2，質（zhì）量為m，質心O和圓盤形心O重合。在半徑（jìng）R上（shàng）加一微小質量△m1,質心移到G1，偏心距為e1，則圓盤轉子以轉速W旋（xuán）轉時產生的動撓度（dù）為（wéi）δ1，測（cè）得圓盤振（zhèn）動幅值為（wéi）A1由單自由度係統振動原（yuán）理知A1δ1。同增，如在半徑（jìng）R上（shàng）加一微小質量（liàng）△m2，質心移到G2，偏心距為e2則，圓盤轉子以轉（zhuǎn）速w旋轉時產生的動撓度為δ2，測得圓盤振動幅值為A2，且A2δ2。由（yóu）α=δ/e為常數可得。在（zài）工程中一般以轉子的實際偏心質量為△m1,則（zé）通過加重（chóng）△m2可以（yǐ）求得轉子的（de）實際偏心質量為。如果在實（shí）際偏（piān）心質量為△m1的180度相位（wèi）角加質量為△m1的（de）平衡塊，則可以校正轉子的質心（xīn）G1回到形心O位置，使轉子平衡。

3通風機單平麵動平衡校（xiào）正方法

根據Jeffcott轉子運動的分析（xī），通風機（jī）轉子（zǐ）動（dòng）平衡一般方法（fǎ）如下：

（1）啟動通風機以額定轉速WN運行，測得原始不平衡振動矢量

（2）停下通風機，在葉輪內平麵上某個半徑 R和相位角β上加度重P1= P1﹤β；

（3）啟運通風（fēng）機以額定轉速wn運行，測得加試（shì）重後振動矢量A01= A01﹤α01；

（4）計算由試重引起的振動的振幅值和相位角A1= A01﹤α1；

由A1= A01﹤A01；得，

（6）在葉輪內（nèi）平麵半徑R上安裝平衡質量（liàng）Q；

（7）重新測量轉子振（zhèn）動，如不滿足要求則重複進行以上試（shì）驗。

4通風機動平衡試驗（yàn）

某型（xíng）號通風機組的振動較大，為了抑製軸振動（dòng），通過現（xiàn）場動平衡來校正，要求平衡精度到G2.5級。動平衡校正係統采用B&K公司7790動平衡係統測試。風機參（cān）數（shù）如（rú）下：

額定轉速：nN=1800 rpm；

電機轉轉子重量（liàng）：mM =30 kg；

風機葉（yè）輪重量：m1=25 kg；

風機葉輪半徑：R1=2l5 mm；

動平衡校正半徑：R=205 mm。

根據（jù）精度等級計算試重質量：

校正過程見（jiàn）表1和圖3。通過校正，通風機的動平衡達（dá）到G2.5級，校正後電機的振動明顯減小，從振動頻譜圖上看，30Hz軸（zhóu）頻振動比較如表2。

表1 通風機動平衡（héng）校正過程

表2 校正前後（hòu）風機振動（dòng）比較

5結束語

通過（guò）轉子運動的理論分析和通風機動平衡的試（shì）驗驗（yàn）證，可得如下結（jié）論：

（1）單平麵動平衡校正方（fāng）法可以有（yǒu）效降低通風機組的軸頻振動，且簡便易行，具（jù）有實用價值（zhí）。

（2）進（jìn）行（háng）現場動平衡（héng）之前，要去除由其它因素所引起的振動（dòng），如聯軸器不對中、軸承（chéng）鬆動、軸承座地腳（jiǎo）螺栓鬆動等故（gù）障，通風機安裝平台也要牢固穩定，否則都會（huì）影響試驗的效果。