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GB／T 9239.12-2021 机械振动 转子平衡 第12部分：具有挠性特性的转子的平衡方法与允差.pdf8.2平衡设备上的振动
如果按照平衡设备上的振动准则评定不平衡量最终状态，那么，应保证选用的相关振动限值能满足 现场要求。 在平衡设备上测得的振动和总装后机器在现场测得的振动之间的关系很复杂，它和许多因素有关， 宜注意，机器在现场的验收通常是依据例如在ISO7919或ISO10816中给出的振动准则。在大多数情 兄下，对于具体机器，这个关系由相同设备上平衡典型转子的经验得到。如有这样的经验，宜将其作为 确定平衡设备上允许振动的基础。 然而在很多情况下可能没有这样的经验（例如新平衡设备或设计上显著不同的转子），8.2.6涉及这 中情况，同时说明了能由产品说明书中规定的振动烈度得到基频振动的充许值，如果没有阐述现场验收
由第8章导出的数值不打算用作验收规范而只作为指南，这样使用时，能避免大的缺陷和不切实际 的要求。 适当考虑推荐值，可望达到满意的运行状态。但是，在有些情况下，也可能要偏离这些推荐值， 这些推荐值也能用作更详细研究的基础。例如，在某些特殊情况下水电站引水隧洞工程施工组织设计，需要更精确地确定所要求的平 衡品质。
8.2.3特殊情况和例外
业中这类发动机的变型，为使这类发动机设 业机器大得多。设计中要采取特殊措施以适应由支承柔度引起的不希望的影响，并要进行广泛地开发 式验，以保证在预期的使用期间发动机的振动在允许的范围。 对于在产品交付使用前要由多方面的试验表明振动合格的情况，不宜应用第8章的推荐
8.2.4影响机器振动的诸因素
由转子不平衡量引起的振动受很多因素的影响，例如机器的安装和转子的变形。
在产品说明书中说明的最大允许振级通常指在现场由所有振源引起的总振动。因此，所标出的值 包括了不同频率的多种振源引起的振动，制造厂宜考虑使振动保持在允许范围内时，允许单独由不平衡 引起多大振动。
8.2.5关键间隙和复杂的机器系统
宜特别注意最小间隙处（例如流体密封）的振动和静态位移，因为这些部位比其他部位损坏的可能 性更大。应意识到现场条件可能会改变振型，因而改变测点处的振动（见4.3）。 对于转子刚性联结组成的多支承轴系，例如汽轮机组，尤其要注意这方面问题。在这种情况下，不 平衡量大小及其分布是重要影响因素（见附录A）
8.2.6平衡设备上的允许振动
平衡设备上的允许振动能用两种方式表示： a）由现场允许的轴承振动计算得到的轴承支座振动； b）由现场允许的轴振动计算得到的轴振动。 对于任一方式，平衡设备上轴承座或轴的相应的允许基频振动Y,均能用式（1)表达
8.3允许剩余不平衡量
为了使具有挠性特性的转子达到要求的平衡品质，下面给出了指南。允许剩余不平衡量是根据
8.3.3低速平衡的限值
8.3.4多速平衡的限值
8.3.4.1第一阶弯曲振型
8.3.4.2第一阶和第二阶弯曲振型
3.4.3两个以上的弯曲
注：根据转子的类型和用途，能够按照规定的测量平面处的振动或剩余不平衡量来评定不平衡最终状态。在小
9.1基于振动限值的评定方法
9.1.1在高速平衡设备上评定振动
况下，能够采用比本部分中说明的评定方法更简单的方法
转子在试验设备上的安装应符合7.2中的规定 当上述条件已满足时，转子应以低加速率升速以保证不抑制振动峰。如果不可能在整个转速范围 进行测量，那么应在观测到的第一阶挠曲临界转速的70%和最高使用转速之间测量所有明显的振动 峰。另一种办法是在降速时测得这些振动峰， 转子应在最高使用转速保持足够长的时间以消除任何的瞬态影响，然后测量基频振动
9.1.2在试验台上评定振动
在试验台上评定转子的不平衡最终状态时，宜具有7.2中说明的测试仪器，但在某些情况下可能需 要不同的方法，诸如： a）转子组装后成一台有自已动力驱动的整机； b） 只能在全速下获得读数，例如感应电机； ） 轴承处不能安装振动传感器，这时，振动测点位置宜由制造厂和用户商定； d 不平衡状态取决于负载，在这种情况下评定剩余不平衡量的负载范围宜由制造厂和用户商定。
9.1.3在现场评定振动
9.2基于剩余不平衡限值的评定
在9.2.2～9.2.4中，列出了三种不同的方法
9.2.3在多转速下基于振型不平衡的评定
多转速评定使人们更深人地了解转子的不平衡分布及其预期的柔性性能。 为评定不平衡状态，计算相应振型的剩余的等效振型不平衡量，定义此等效的振型不平衡量为某个 单独平面上的最小不平衡量，具有与振型不平衡量一样的效果。这表示计算每阶相应振型在最灵敏平 面上的剩余不平衡量。它假定校正平面位于适当的位置。 当选择影响系数来计算等效剩余振型不平衡量时，要特别注意避免与振动读数的不重复性和转子 不平衡响应的非线性相关的评估误差。 现场刚性联结的联轴器上的平衡面，不宜用作剩余振型不平衡量的评定。因为该联轴器激起的振 型，在联结成转子系统之后并不存在。 其方法如下： a）将转子装在高速平衡机或其他高速试验设备上。 b） 如已做好低速平衡，可用影响系数法或能指示两面不平衡量的平衡机来评定转子刚性状态的 剩余不平衡量。 将转子升速到靠近第一阶挠曲临界转速的某个安全转速，并记下轴承振动或力的读数。 d） 在转子上加一试加不平衡量，该不平衡量宜足以引起明显的影响，并且宜放置在对第一阶振型 有最大影响的轴向位置，在与c)中相同的转速下读出轴承振动或力的读数。 e 由c)和d)得到的读数作失量计算，得到等效第一阶振型不平衡量。例如在由单个不平衡质量 形成试加质量组的情况下，能用附录F中的作图法来做。等效第一阶振型不平衡量的大 小为：
U,一一试验质量产生的不平衡量。 取下该试加不平衡量。 g 将转子升速至靠近第二阶挠曲临界转速的某个安全转速，这转速要低于最高安全工作转速，记 下轴承振动或力的读数。 在转子上加一试加不平衡量，它宜足以引起明显的影响，并且宜放置在对第二阶振型有最大影 响的轴向位置，在与g）中相同的转速下读出轴承振动或力的读数。 由g)和h)得到的读数作矢量计算得到等效的第二阶振型不平衡量。e)中的作图法可用于这 种情况。
39.122021/ISO21940
J）取下该试加不平衡量， k）对逐阶振型继续上述操作，直至所有重要振型的等效振型不平衡量都得到确定。 在附录D中给出了一个示例。 当确定等效振型不平衡量时，为了安全通过低阶临界转速，可能需要采用一组试验质量。最终，把 所有计算得出的剩余不平衡量合成为等效剩余振型不平衡量。 注1：给出的方法假设在靠近某阶临界转速的转速下测得的振动以相应阶振型为主，因此，它通常能给出精确近似 的等效剩余振型不平衡量 注2：有时不可能升速至靠近某些重要振型的临界转速，在这些情况下，有必要采用另外的方法以分离各阶振型 分量， 注3：如果按照7.3的方法平衡之后，转子还保留在平衡设备上，在平衡期间获得的数据能直接使用，而不需要再 试验。 注4：试加质量组（为了激起特定振型选定的不平衡量组合）能用于剩余振型不平衡量评定，以取代最灵敏平面法
9.2.4工作转速下在两个规定的试验平面上评定
如果在工作转速下评定，需要特别注意适当地选择试验平面。 应说明校正平面的轴向位置和平衡转速。 如果在本身具有测量系统的平衡设备上评定，在整个试验期间都应使用它。 如果在超速或类似设备上评定，测量系统和转子在设备上安装的总要求宜按7.2的规定。
附录A （资料性附录） 关于安装在现场的转子的注意事项
不平衡不是振动的唯一原因，甚至也不是基频振动的唯 一原因。在进行平衡或相关操作之前，宜考 总不平衡以外的影响机器振动的因素。这些因素概括叙述如下 在两个或更多转子联结在一起的场合，例如汽轮发电机组，这些影响尤为直实
转子轴承间的小量 是由不平衡引起的。如果 这种影响，在评定机器振动之前，有 A.3的最后一段）
A.3联轴器联接面的径向和轴向偏摆
大型转子联结在一起时，没有一种办法能使配对的半联轴器表面无少量的径向和轴向偏摆，这种偏 可能产生振动，用平衡的办法不能满意地校正。因此，如果机器对平衡操作没有反应，那么宜检查联 轴器表面的径向和轴向偏摆。 在适宜的场合，进一步平衡之前宜将误差校正到公差范围内，此公差根据机器尺寸和型式由经验 确定。
般用于多跨挠性转子系统的流体动力润滑轴承可能发生不同型式的失稳（例如流体膜涡动或 辰汤）。 这些现象的征兆已熟知，在用平衡来改善运行质量之前需要查明是否有这些征兆出现。 这些影响和可能的补救措施的讨论已超出本部分的范围
B.1本附录中的方法适用于有一个位于中间的和两个位于两端的校正平面的转子做低速平衡。这种 转子要满足以下全部条件： 单跨转子，无明显外悬； b）不平衡量均匀分布或线性分布； 转子的弯曲柔度沿其轴长不变： d 两端校正平面的位置对称于跨度中间； 连续工作转速低于而且不明显靠近第二阶临界转速。 若能对转子宜在中间平面上校正的不平衡量占总的不平衡量的比例作出估计，这种转子能在低速 平衡机上满意地平衡。利用本附录提供的方法，三面的平衡校正量能由双面测出的初始不平衡量U， 和U计算得出。由三个不平衡校正量U，、U，和U3对转子上某给定点的力和力矩的矢量和，将补偿由 初始不平衡量U，和U对同一点的力和力矩的矢量和 B.2可以证明，当满足下列矢量关系时，将能完全校正包括第一阶振型分量在内的初始不平衡量
中间平面校正量除以初始静不平衡量； U,,U2,U3,UL和UR 量。 H的值示于图B.1中，它是/I的函数，此处是由左端轴承至校正平面1的距离，l是轴承跨距 轴的长度）。
图B.1确定H的图示
宜注意，当之/1三0.22时H为零，这表明在这种情况下不再需要中间平面而只需两端平面，通常 四分之一点平衡”。对于α/大于0.22,中间平面的校正在轴的另侧(对面)
D.1剩余不平衡量计算
附录D （资料性附录） 计算等效振型剩余不平衡量的示例
剩余不平衡量计算原理在以下示例中说明。在9.2.3中列出了推荐的方法。 然气轮机转子有四个校正平面（见图D.1)。以两个轴承的振动为平衡计算依据（传感器T和T，）
图D.1燃气轮机转子示例
该转子的平衡转速是（参见图D.2）： 1 000r/min(低速）； 3400r/min（略低于转子共振1)； 9000r/min（略低于转子共振2）。 由带试加质量的各次运转，计算得出影响系数如表D.1所示，用于剩余不平衡量计算。影响系数的 位为（mm/s)/（kg·mm），角度相对于转子上的角坐标系给出。
4000500060007000800090001000011000
振动速度，单位为毫米每秒（mm/s）； 转速，单位为转每分（r/min)； 转子共振1； 2 —转子共振 2.
图D.2平衡前升速曲线
于剩余不平衡量计算的影响
选用最靠近轴承的校正平面P.和P 他转速，选用对各传感器最灵敏的平面。
在最终平衡状态下运转期间测得的振动列于表I
表D.2最终振动读数
D.4低速（1000r/min）下的剩余不平衡量
正平面P.、P（最靠近轴承的平面）和传感器T
表D.3低速下的剩余不平衡量
D.53400r/min下的剩余不平衡量
在其他平衡转速下，剩余不平衡量由振动量值（见表D.2)除以影响系数的绝对值（见表 到。这表示没有必要考虑振动的相位角或动柔度的相位信息（见表D.4）。
表D.43400r/min下的剩余不平衡量
D.69000r/min下的剩余不平衡量
表D.59000r/min下的剩余不平衡量
附录E （资料性附录） 确定转子具有刚性特性还是挠性特性的方法
本附录说明了确定转子具有刚性特性还是挠性特性的方法。按照E.2的测试，可看出在最高使用 专速以下是否存在转子共振。如果共振是在最高使用转速以上，按照E.3和E.4的测试，可表明第一阶 转子共振的影响。 如果确定转子属于刚性范畴，则能用低速平衡方法来平衡。通常，具有挠性特性的转子需要在高速 下JTS131-2012《水运工程测量规范》，采用如第7章的方法进行平衡。然而，有的转子按定义是挠性的但处于分界线上，采用第6章中给 出的专门方法做低速平衡也可满足要求
在转子中央或在预期能引起较大转子振动的适当位置加一个质量块，将转子升速至工作转速，注
在整个升速期间要保证振动在安全限值内，如果在升速期间振动幅值过大，减小此块的质量并重复此过 程，在工作转速及与E.2.4中相同转速位置测量振动矢量，用新测量值对在E.2.4中记录的振动矢量进 行矢量相减的办法确定该质量对振动的影响，其结果用矢量A表示。 把转子停下来并取下该质量块，在与该质量块相同的角度位置上放置两个质量块，这两个质量块放 置在靠近转子两端的平面上，并与单个质量块产生的准静不平衡量相同而不引起任何附加的偶不平衡， 再将转子升速至工作转速，测量振动量，用该矢量减去E.2.4得到的矢量，确定这两个质量块对转子 的影响。此矢量用B表示， 如果转子第一阶临界转速低于工作转速，上述试验能够用于显示其影响
E.4柔性试验数据的评定
下面是由观测试加质量组效果来计算不平衡校正的一种方法。 图F.1中矢量OA代表对某个任意参考角度而绘出的初始振动。 矢量OB代表当在转子上加一试加质量组时某新型社区总平及附属工程施工组织设计，在同一转速下对同一参考角度绘出的合成振动。 那么，试加质量组的“效果”：用矢量AB代表其幅值和角度。 因此，为使原始振动为零，试加质量组要移过角度乙BAO，并且试加质量组中每个质量的大小按比 例OA/AB进行调整
下面是由观测试加质量组效果来计算不平衡校正的一种方法。 图F.1中矢量OA代表对某个任意参考角度而绘出的初始振动。 矢量OB代表当在转子上加一试加质量组时，在同一转速下对同一参考角度绘出的合成振动。 那么，试加质量组的“效果”：用矢量AB代表其幅值和角度。 因此，为使原始振动为零，试加质量组要移过角度乙BAO，并且试加质量组中每个质量的大小按 OA/AB进行调整
图F.1试加质量组的失量效果