振動系統的外界激振力矩陣
　　曲軸扭轉振動方程如下：
　　　　　　　　　(3)
式中　M——曲柄銷所受的阻力矩
　　　θ——各圓盤相對于靜平衡位置的轉角
　　由式(3)可知，氣體阻力矩M對曲軸的扭轉振動影響較大。
4　渦旋壓縮機的振動頻域分析
　　頻域分析所用的數據是由以下實驗獲得的：
　　實驗所用的設備及裝置：甘肅工業大學-渦旋研究所的渦旋壓縮機性能實驗臺；1臺5-h的渦旋壓縮機；3個壓電式加速度傳感器；1臺電荷放大器；1臺日本產的XR-510C型磁帶記錄儀；1臺中美合作生產的SD375-Ⅱ型動態分析儀。
　　實驗框圖如圖7所示。試驗所得數據如表1、2所示。
表1
頻率(Hz) 幅值(mV) 傳感器安裝部位 2.5 0.703 頂部 49 1.04 98 3.62 121 1.33 147 0.566 196 0.777 245 1.11 2.5 32.1 中部 49 8.38 95 8.09 100 8.06 121 8.40 2.5 30.2 底部 49 3.16 98 3.28
表2［6］
頻率(Hz) 相關系數α2 相關對象 49 0.908 頂部與中部的
振動信號 98 0.890 122 0.894 147 0.638 10 0.506 頂部與底部的
振動信號 100 0.869 119 0.360 200 0.851 355 0.634 49 0.474 底部與中部的
振動信號 62 0.513 98 0.910 122 0.937 182 0.582 242 0.610
圖6
　　由表1、2可以發現：所測渦旋壓縮機的振動信號中，頻率為49及49倍數的分量和頻率為121的分量是主要的。
　　由于所測渦旋壓縮機的電機轉速為2950～2850r/min，頻率為49Hz及其倍數的分量的出現是正常的，這是由于電機的周期性激發所造成的，屬電機的同步振動。完全消除該分量是不可能的，只有設法降低其在整個的振動能量(功率)中所占的比例。提高軸承潤滑條件；提高主軸的加工質量；選擇性能較好的電機等都可以降低該分量所占的能量(功率)比例。
　　令我們比較感興趣的是頻率為121Hz的分量。筆者認為它的產生是動渦旋盤造成的，其理由是：由表中數據可看出，靠近電機的底部傳感器所測的信號中，該分量的幅值相當小，這就排除了軸承的因素；十字滑塊的振動受動渦旋盤的影響；而一般氣流的脈動頻率比較高，隨機性很強。
　　到底頻率為121Hz的分量是動渦旋盤的哪個方向的振動呢?由表1可以知道，中部傳感器所測信號中，該分量的幅值比較大(頂部傳感器測的是渦旋壓縮機的縱向振動信號；中部和底部傳感器測的是渦旋壓縮機的橫向振動信號)，所以筆者傾向于認為是由徑向柔性機構造成的。其實產生該頻率分量的原因有：(1)動渦旋盤的軸向振動；(2)徑向柔性機構的原因。至于它產生原因的最終判斷，筆者認為需要更多的實際經驗才能下結論。該分量的發現對渦旋壓縮機的減振有很大幫助。
　　另外，表1中的頻率為2.5Hz的分量是干擾造成的，是由于傳感器的信號傳輸線固定不好造成的。
5　結論
　　從本文的理論分析可以看出，渦旋壓縮機的振動在很大程度上是由氣體作用力、氣體阻力矩的不穩定性造成的。阻力矩的不穩定必然使得驅動力矩也不穩定，這就使渦旋壓縮機的工作性能變差。頻域分析使我們對渦旋壓縮機的實際振動