一种大型旋转机械的转子不平衡故障的实时诊断方法与流程

1.本发明属于旋转机械振动监测技术领域，涉及一种大型旋转机械的转子不平衡故障的实时诊断方法。


背景技术：

2.旋转机械是一类被广泛使用的机械设备，在许多行业中，旋转机械造成的恶性事故会造成极大的损失，因此对旋转机械的运行实施有效地检测和诊断是非常必要的。常见的汽轮发电机组、风机等典型旋转机械常被作为特护机组进行监控和维护，其最常见的故障是转子不平衡，在现场发生的机组振动故障中，约80％是由于转子质量不平衡造成的。引起质量不平衡的原因是多种多样的，如旋转设备转子结构设计缺陷、安装制造精度低、旋转部件运行中，存在介质持续点蚀、磨损、介质结垢等，都可能成为转子质量不平衡的原因。
3.目前，大型旋转机械的振动分析与故障诊断工作主要还是依靠具有一定现场振动故障诊断经验的专家完成，诊断经济成本高，周期长，且对转子运行中逐步发展的渐发性不平衡和突发性不平衡，诊断难度大。因此，亟需一种大型旋转机械的转子不平衡故障实时的智能诊断方法来降低诊断成本，且保证诊断准确度和效率。


技术实现要素：

4.有鉴于此，本发明的目的在于提供一种大型旋转机械的转子不平衡故障的实时诊断方法，对转子不平衡故障进行实时自动监测、分析、诊断，以提高故障诊断效率和准确度。
5.为达到上述目的，本发明提供如下技术方案：
6.一种大型旋转机械的转子不平衡故障的实时诊断方法，具体包括以下步骤：
7.s1：通过监测的振动数据拟合转子系统的频响函数，并辨识转子系统的物理参数，包括质量、阻尼和刚度特性等；
8.s2：根据相关(国家标准gb/t 9239.1-2006《恒态(刚性)转子平衡品质要求》)规定的平衡允差及其物理参数，确定转子系统产生不平衡故障的临界激励；
9.s3：根据上述确定的转子系统的频响函数和产生不平衡故障的临界激励，计算转子系统产生不平衡故障的临界振幅，根据临界振幅判定转子系统是否产生不平衡故障。
10.进一步，步骤s1具体包括以下步骤：
11.s11：基于实测的振动数据拟合频响函数幂基多项式，并采用正交多项式拟合法计算频响函数幂基多项式的系数；
12.s12：根据动力学方程构建转子系统的加速度频响函数，由于该加速度频响函数与s11拟合的频响函数幂基多项式相等，则可计算转子系统的物理参数。
13.进一步，步骤s11具体包括：对于一个n自由度的转子系统，其加速度频响函数矩阵的第l行第p列元素表示为：
[0014][0015]
其中，n＝2n，m＝2n-2，n(s)、d(s)分别为传递函数的分子、分母多项式，a0,a1,
…
,am、b0,b1,
…
,bn表示分子、分母多项式系数，且令s＝jω，ω表示频率；p0(s)＝1，p1(s)＝s，
…
，pm(s)＝sm；q0(s)＝1，q1(s)＝s，
…
，qn(s)＝sn。
[0016]
采用正交多项式拟合法计算加速度频响函数幂基多项式系数；
[0017]
首先，构造如下矩阵：
[0018][0019][0020]
w＝[qn(jω-l
),
…
,qn(jω-1
),qn(jω1),
…
,qn(jω
l
)]
t
，a＝[a0,a1,
…
,am]
t
，b＝[b0,b1,
…
,bn]
t
；其中，a和b分别为分子和分母幂基多项式的系数向量，e为加速度频响的附加项矩阵，d为实测加速度频响序列的扩展矩阵，p、q和w分别为分子、分母的扩展幂基矩阵和向量，l为被拟合频响数据的测量频率点数。本发明引入负频率的概念，使ω＝ω-l
,
…
,ω-1
,ω1,
…
,ω
l
共2l个点，且令ω-i
＝-ωi，频响函数的数学模型值h(jω-i
)＝h
*
(jωi)。
[0021]
其次，计算频响函数的幂基多项式系数，基于频响函数的实测值与理论值之间的总方差最小的理论，采用下式求得频响函数的幂基多项式系数，即矩阵a和b；
[0022][0023]
其中，pa＝ep，qa＝dq，wa＝dw。
[0024]
进一步，根据实测加速度振动数据对矩阵d进行构造，具体包括以下步骤：
[0025]
(1)计算转子径向动载荷：采用斯捷潘若夫公式计算各测量转速下转子的径向动载荷，该载荷即为激励力f；
[0026][0027]
其中，p1为风机的全压，pa；d2为叶轮出口直径，cm；b2为包括前后盖板的叶轮宽度，cm；qv为风机的工况流量，m3/s；q
vd
为风机设计工况流量，m3/s；
[0028]
(2)加速度频响序列构造：在相应转速下，通过计算实测振动加速度与激励力的比值，构造加速度频响序列，即矩阵d。
[0029]
进一步，步骤s12中，根据动力学方程构建转子系统的加速度频响函数，具体包括：
[0030]
下面以二自由度转子系统为例对本案进行说明，其方法可扩展到多自由度，二自由度转子系统的等效模型如附图2所示。
[0031]
根据动力学方程，二自由度转子系统的加速度频响函数矩阵为：
[0032]
h(ω)＝(jω)2[k jωc (jω)2m]-1
[0033]
其中，表示质量矩阵，表示阻尼矩阵，表示刚度矩阵；m1、c1、k1为转子的等效质量、阻尼和刚度，m2、c2、k2为非旋转部件的质量、阻尼和刚度。
[0034]
考虑实际测量的方便，常在轴承座的径向方向安装振动传感器测量其振动，即需要通过计算频响函数矩阵的第1行第2列元素h
12
(s)辨识转子系统的相关物理参数。根据动力学方程，该元素表示为：
[0035][0036]
根据步骤s11，二自由度转子系统的加速度频响函数矩阵中第1行第2列元素为：
[0037][0038]
由于实测振动数据拟合的频响函数幂基多项式与动力学方程计算的频响函数相等，则根据上述两式即可计算转子系统的相关物理参数。
[0039]
进一步，步骤s2具体包括以下步骤：
[0040]
s21：根据国家标准确定转子系统的平衡品质级别和平衡品质所允许的最大量值；
[0041]
s22：计算转子系统在额定转速下的剩余不平衡度，并结合转子系统的物理参数确定转子系统额定转速下的激励，即临界激励。
[0042]
本发明的有益效果在于：本发明所提出的转子系统不平衡故障的诊断方法反映了系统故障状态的振动信号与系统物理参数之间的联系，并以临界振幅作为产生不平衡故障的依据，可对大型旋转机械转子系统的原始不平衡、渐发性不平衡和突发性不平衡进行实时监测、诊断，从而降低诊断成本，提高故障诊断效率和准确度。
[0043]
本发明的其他优点、目标和特征在某种程度上将在随后的说明书中进行阐述，并且在某种程度上，基于对下文的考察研究对本领域技术人员而言将是显而易见的，或者可以从本发明的实践中得到教导。本发明的目标和其他优点可以通过下面的说明书来实现和获得。
附图说明
[0044]
为了使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明作优选的详细描述，其中：
[0045]
图1为本发明方法的故障诊断流程图；
[0046]
图2为二自由度转子系统的等效模型。
具体实施方式
[0047]
以下通过特定的具体实例说明本发明的实施方式，本领域技术人员可由本说明书所揭露的内容轻易地了解本发明的其他优点与功效。本发明还可以通过另外不同的具体实施方式加以实施或应用，本说明书中的各项细节也可以基于不同观点与应用，在没有背离本发明的精神下进行各种修饰或改变。需要说明的是，以下实施例中所提供的图示仅以示意方式说明本发明的基本构想，在不冲突的情况下，以下实施例及实施例中的特征可以相互组合。
[0048]
请参阅图1～图2，图1为一种大型旋转机械的转子不平衡故障的实时诊断方法，具体包括以下步骤：
[0049]
s1：通过监测的振动数据拟合转子系统的频响函数，并辨识转子系统的相关物理参数，包括质量、阻尼和刚度特性等。
[0050]
转子系统物理参数辨识步骤具体如下：
[0051]
s11：基于实测的振动数据拟合频响函数幂基多项式，并采用正交多项式拟合法计算频响函数的幂基多项式系数；
[0052]
以加速度频响函数为例，对于一个n自由度的转子系统，其加速度频响函数矩阵的第l行第p列元素可表示为：
[0053][0054]
其中，n＝2n，m＝2n-2，n(s)、d(s)分别为传递函数的分子、分母多项式，a0,a1,
…
,am、b0,b1,
…
,bn表示分子、分母多项式系数，且令s＝jω，ω表示频率；p0(s)＝1，p1(s)＝s，
…
，pm(s)＝sm；q0(s)＝1，q1(s)＝s，
…
，qn(s)＝sn。
[0055]
为了计算加速度频响函数幂基多项式系数，本发明采用正交多项式拟合法。
[0056]
首先，构造如下矩阵：
[0057]
[0058][0059]
w＝[qn(jω-l
),
…
,qn(jω-1
),qn(jω1),
…
,qn(jω
l
)]
t
，a＝[a0,a1,
…
,am]
t
，b＝[b0,b1,
…
,bn]
t
；其中，a和b分别为分子和分母幂基多项式的系数向量，e为加速度频响的附加项矩阵，d为实测加速度频响序列的扩展矩阵，p、q和w分别为分子、分母的扩展幂基矩阵和向量，l为被拟合频响数据的测量频率点数。本发明引入负频率的概念，使ω＝ω-l
,
…
,ω-1
,ω1,
…
,ω
l
共2l个点，且令ω-i
＝-ωi，频响函数的数学模型值。其中，根据实测加速度振动数据对矩阵d进行构造的具体步骤如下：
[0060]
(1)计算转子径向动载荷：采用斯捷潘若夫公式计算各测量转速下转子的径向动载荷，该载荷即为激励力f；
[0061][0062]
其中，p1为风机的全压，pa；d2为叶轮出口直径，cm；b2为包括前后盖板的叶轮宽度，cm；qv为风机的工况流量，m3/s；q
vd
为风机设计工况流量，m3/s；
[0063]
(2)加速度频响序列构造：在相应转速下，通过计算实测振动加速度与激励力的比值，构造加速度频响序列，即矩阵d。
[0064]
其次，计算频响函数的幂基多项式系数，基于频响函数的实测值与理论值之间的总方差最小的理论，采用下式求得频响函数的幂基多项式系数，即矩阵a和b；
[0065][0066]
其中，pa＝ep，qa＝dq，wa＝dw。
[0067]
s12：根据动力学方程构建转子系统的加速度频响函数，由于该加速度频响函数与s11拟合的频响函数幂基多项式相等，则可计算转子系统的物理参数。
[0068]
下面以二自由度转子系统为例对本案进行说明，其方法可扩展到多自由度，二自由度转子系统的等效模型如图2所示。
[0069]
根据动力学方程，二自由度转子系统的加速度频响函数矩阵为：
[0070]
h(ω)＝(jω)2[k jωc' (jω)2m]-1
[0071]
其中，表示质量矩阵，表示阻尼矩阵，表示刚度矩阵；m1、c1、k1为转子的等效质量、阻尼和刚度，m2、c2、k2为非旋转部件的质量、阻尼和刚度。。
[0072]
考虑实际测量的方便，常在轴承座的径向方向安装振动传感器测量其振动，即需要通过计算频响函数矩阵中第1行、第2列元素辨识转子系统的相关物理参数。根据动力学
方程，该元素可表示为：
[0073][0074]
根据步骤s11，二自由度转子系统的加速度频响函数矩阵中第1行第2列元素为：
[0075][0076]
由于实测振动数据拟合的频响函数幂基多项式与动力学方程计算的频响函数相等，则根据上述两式相等即可计算转子系统的相关物理参数。
[0077]
s2：根据相关(国家标准gb/t 9239.1-2006《恒态(刚性)转子平衡品质要求》)规定的平衡允差，确定转子系统产生不平衡故障的临界激励，具体包括以下步骤：
[0078]
(1)根据国家标准确定转子系统的平衡品质级别、平衡品质所允许的最大量值；
[0079]
(2)计算转子系统在额定转速下的剩余不平衡度，并结合转子系统的相关物理参数确定转子系统额定转速下的激励，即临界激励。
[0080]
s3：根据上述确定的转子系统的频响函数和不平衡的临界激励，计算转子系统产生不平衡故障的临界振幅，根据临界振幅判定转子系统是否产生不平衡故障。
[0081]
最后说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管参照较佳实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，可以对本发明的技术方案进行修改或者等同替换，而不脱离本技术方案的宗旨和范围，其均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。