在旋转机械中，噪音主要来自两方面：1、流体运动。2、转子、轴承、支撑系统的振动。噪音作为上述两方面的结果，单就保护环境和人员健康来说，采用屏蔽措施是最易用的手段。而噪音和振动本身还可以作为监测设备运行状况的参数。通过听针可以监听转子和静子部件有无摩擦，噪音的突变往往是设备运行工况变化的反应，比如喘振、倒泵等。 旋转机械的故障多数和振动有关，而且振动信号能够更迅速、更直接（振动值超标可以直接作为设备的联锁信号）的反映机械设备的运行状态，所以在透平设备监测上，多是把振动作为参数的。目前最常采用轴承振动评定和轴振动值评定。评定参数可用振动振幅（位移、速度或加速度）和振动烈度（即均方根值，它代表了振动能量的大小）来表示。标准有：GB/T 11348.2—1997，ISO 7919-2:1996等。API684中也有关于振动的要求。
此外，相位、转速、轴瓦温度等参数也需要一并监测。
噪音主要是加以屏蔽。对于振动，则必须在设计阶段就开始考虑：1、转子、支承系统的临界转速。简单说就是要求的转子从低刚度支承直到刚性支承下的临界转速关于刚度的图谱。转子支承系统的基本模型是单自由度自由振动模型： 【质量矩阵】·加速度+【粘性阻尼矩阵】·速度+【刚度矩阵】·位移=0说白了就是受力平衡。 2、转子在临界转速下的不平衡响应。3、转子的转速-对数衰减率图谱。保证不平衡响应造成的振动在可接受的时间内衰减至可接受的水平。4、转子的振型（转子在任一临界转速下振动时的弹性线）。工作中，转子在任一转速下运转时，其弹性线将是由许多阶的主振型曲线成分迭加而成，这些主振型成分我们称为主振型分量。所以当我们设计的转子是工作在n阶临界转速时，就必须计算其1-n+1阶临界转速下的振型。转子各阶主振型之间具有正交性，这是是高速动平衡的理论基础。5、后续的扭振和轴系振动计算。准确说，轴系的临界转速才是真正的临界转速。
对于高速转子，还要考虑支承阻尼（滑动轴承油膜刚度、支座静刚度、支座参振质量的函数）与转速的关系从而避开一个必然会出现临界转速的转速区间，或者通过改变滑动轴承油膜刚度、支座静刚度移动这个区间。
在这部分内容之前有转子的静力计算、轴承计算。
上述内容之间又有交叉的部分，比如油膜的半速涡动和动力学失稳特性。
和振动有关的故障主要有：不平衡、不对中、滑动轴承的半速涡动和油膜振荡、动静摩擦。这时候，频谱分析（用的还是振动，由于有流体的噪音，所以噪音的频谱就派不上用场了）就派上用场了。
不平衡振动的频率主要集中在1X工频，油膜振荡主频在0.46工频附近、动静摩擦频谱分布宽，还带高频成分...当然，还有结合相位来看。
choeyee 发表于 2012-1-8 17:50 static/image/common/back.gif
在旋转机械中，噪音主要来自两方面：1、流体运动。2、转子、轴承、支撑系统的振动。噪音作为上述两方面的结 ...
“在透平设备监测上 ”中的“透平”是什么意思？
本帖最后由 小白菜 于 2012-1-8 18:33 编辑
说一个本人自认为经典的案例，07年左右到山东济宁本司（以前的公司）的现场，18台设备都有较大的振动，当时公司也是束手无策，把矛盾都集中在主电机（实际不这么叫）上，我和一个电气调试的小伙子到的现玚，所有的设备测试一遍，振动的特性一致，经频谱分析在16-18HZ频段的振动能量最大，相当于接近共振，是一个共性问题，又查了相关的变频品的驱动参数后，让随行的电气调试的小伙子调高变频器的载波频率4K调到8K，振动变强，再调到2K，振幅其本与其它频率的频率相近，共振动消除。
当然，电机也发出了啸叫，后经相关参数的调整，啸叫基本消除，所有设备同样处理有效，吃完济宁的甏肉就返程了。
遗憾的是后来所有的电机还是都换了，但就不是技术的原因了，也就不讲了。
本帖最后由 小白菜 于 2012-1-8 18:53 编辑
再说一个，也是以前公司的，2004年的事，公司内部的一设备振动异常大，来来去去上了几个高手没解决，为这事，公司的两个老总被董事长骂得狗血喷头，限一个月解决，中间的很多故事不讲了，最后轮到兄弟的头上，那时兄弟在该司还是新人，老总也是没办法，死马当活马医了，兄弟着手做了几个实验和测试，发现是主机座设计的支承点受力不平衡及减振器选用不合理造成，重新设计主机座，更换合适的减振器后，问题解决，从这以后，公司里的设计员在进行机座设计时才知道计算机座的支承点受力平衡问题，事后人事经理悄悄的塞给了兄弟一个信封。
本帖最后由 frazil 于 2012-1-8 20:20 编辑
感谢老鹰，终于准备开这个版块了。振动问题主要是从振动源和减少震动传播的角度考虑的。举一个例子吧，拿一个减速器来说，高速及齿轮的传动会有啮合噪音，低速级的输出，会有应力振动。要降低振动的影响，既关系到前级的传动噪音，也关系到后面的大应力所带来的低频振动的影响。
前级的震动，既有齿轮的啮合振动，也有转子（轮轴系统）的不平衡振动。低速级，大的输出应力情况下，如果箱体刚度不够或者结构不合理。整的系统也会有低频振动。
这些东西，就是所谓的模态理论。听起来不难，做起来很复杂。比如转子动力学。定轴和转轴的振动一样吗？有不少人回答是，但是我推出来不是。我想应该有这方面的资料，只是我没有时间去看，年末了。
就一个转子动力学来说，不但牵涉到系统刚度，还有陀螺效应等问题。
算了，不啰嗦了，还需打好基础才能胸有成竹。
frazil 发表于 2012-1-8 20:14 static/image/common/back.gif
感谢老鹰，终于准备开这个版块了。振动问题主要是从振动源和减少震动传播的角度考虑的。举一个例子吧，拿一 ...
讲一个简单的例子吧。如有错误，希望大家拍砖把我拍醒
前一段时间做一个小减速器（我只参与分析，东西不是我设计的），我不是专业做减速器人士，就是半路出家的和尚，而且还是临时出家可能还俗的。
由于减速器的特殊结构，要用到细长轴。第一次用的方案是动轴，也就是轴和轮子一起转，结果振动很厉害。后来决定换成定轴。振动虽然还有，但是一在允许范围内，相对于前者方案，效果很好。
这里就是我上个帖子所说的，定轴和动轴是有区别的。定轴的质量偏心相对于周的偏转是周期性的（可以自己推到一边转子动力学的平衡条件就会明白），有自动定心作用。动轴，就只有陀螺效应了让其自动定心了。
我是根据自己的推导来说的，和我们解决问题的结果一致，由于没有时间求证理论的正确性，所以建议大家拍砖，不要产生误导。
学习了，这个确实是一个新的课题。。
去年初就开始自制冲压机的减震器，属于弹簧粘滞阻尼减震器，已在车间使用10个月，有拍录像，必威体育网址里只有彭老师有看过。这是属于高速冲压机用的，测试的冲压速度150~960次/分。这是山寨日本产品的减震器，可以达到和日本产品同等的减震效果。
冲压机+模具重量在14吨多。
去年12月再自制低高度的弹簧橡胶阻尼减震器，总高度只有56mm，试验时该机以极速130次/分和80~100次/分验收。可以在减震器边用手触地感觉，在无其他冲压机开动的环境干扰情况下，有微晃动，离距在50cm以上就几乎无感。冲压机+模具重量在11吨左右。
目前在市面上无同类型产品，完全可以符合通过新型（或发明）专利的申请条件。
附照片参考。
也有自制的消声器，用于中高压鼓风机的排气消音，可以降低近10个分贝噪音。目前没有拍照(实物太单调，没有可看性{:soso_e113:})，圆直柱的外形，内部为网筛板管+耐燃性消音材，外部为铁板卷圆的圆管。
消声器装置于照片中的排气管，现有市贩品商未见有加装消声器。
http://www.songliaoji.net/10/%E5%86%B2%E5%BA%8A%E6%A8%A1%E5%85%B7%E4%B8%8B%E6%96%99(%E5%90%B8%E5%BA%9F%E6%96%99%E6%9C%BA)-d.jpghttp://www.ljpabcdef.com/res/ljpabcdef/pdres/201110/20111001180222935.jpg
振动与噪声是一个专门的学科。与设计有关，但在工程实践中，安装不到位也会引起振动与噪声，这就需要现场判断了。