密封特性（精选四篇）
密封特性 篇1
东轻公司轧板分厂的设备具有冶金机械的显著特点即自动润滑系统众多。为减少润滑系统泄露, 对设备进行了改造, 其中一项将输送泵的老式盘根密封改为机械密封, 自己在多年的工作实践中总结出机械密封的特性和安装维护要点, 更有益于指导今后的工作。
1 零件缺陷导致机械密封的故障
1.1 密封端面的故障:
磨损、热裂、变形、破损 (尤其是非金属密封端面) 。
1.2 弹簧的故障:
松弛、断裂和腐蚀。
1.3 辅助密封圈的故障:
装配性的故障有掉块、裂口、碰伤、卷边和扭曲;非装配性的故障有变形、硬化、破裂和变质。
2 振动、发热导致的机械密封故障
2.1 机械密封振动、发热的原因分析
2.1.1 动静环端面粗糙。
2.1.2 动静环与密封腔的间隙太小, 由于振摆引起碰撞。
2.1.3 密封断面耐腐蚀和耐温性能不良, 摩擦副配对不当。
2.1.4 冷却不足或断面再安装时夹有颗粒杂质。
2.2 振动、发热导致的机械密封故障处理方法
2.2.1 提高动静环的加工精度。
2.2.2 增大密封腔内径或减小转动件外径, 至少保证0.75mm的间隙。
2.2.3 更改动静环材料, 使其耐温, 耐腐蚀。
2.2.4 增大冷却液管道管径或提高液压。
3 机械密封泄漏的原因分析及处理
3.1 静压试验时泄漏
3.1.1 密封端面安装时被碰伤、变形、损坏。
3.1.2 密封端面安装时, 清理不净, 夹有颗粒状杂质。
3.1.3 密封端面由于定位螺钉松动或没有拧紧, 压盖 (静止型的静环组件为压板) 没有压紧。
3.1.4 机器、设备精度不够, 使密封面没有完全贴合。
3.1.5 动静环密封圈未被压紧或压缩量不够或损坏。
3.1.6 动静环V形密封圈方向装反。
3.1.7 如果是轴套泄漏, 则是轴套密封圈装配时未被压紧或压缩量不够或损坏。处理方法:应加强装配时的检查、清洗, 严格按技术要求装配。
3.2 周期性或阵发性泄漏
3.2.1 转子组件轴向窜动量太大。
处理方法:调整推力轴承, 使轴的窜动量不大于0.25mm。
3.2.2 转子组件周期性振动。
处理方法:找出原因并予以消除。
3.2.3 密封腔内压力经常大幅度变化。
处理方法:稳定工艺条件。
3.3 经常性泄漏
3.3.1 由于密封端面缺陷引起的经常性泄漏。
3.3.1.1 弹簧压缩量 (机械密封压缩量) 太小。
3.3.1.2 弹簧压缩量太大, 石墨动环龟裂。
3.3.1.3 密封端面宽度太小, 密封效果差。处理方法:增大密封端面宽度, 并相应增大弹簧作用力。
3.3.1.4 补偿密封环的浮动性能太差 (密封圈太硬或久用硬化或压缩量太小, 补偿密封环的间隙过小) 。处理方法:对补偿密封环间隙过小的, 增大补偿密封环的间隙。
3.3.1.5 镶装或粘接动、静环的接合缝泄漏 (镶装工艺差, 存在残余变形、材料不均匀、粘接剂不匀、变形) 。
3.3.1.6 密封端面严重磨损, 补偿能力消失;动、静环密封端面变形 (端面所受弹簧作用力太大, 摩擦增大产生热变形或偏磨, 密封零件结构不合理, 强度不够, 受力后变形;由于加工工艺不当等原因, 密封零件有残余变形;安装时用力不均引起变形) 。处理方法:更换有缺陷的或已损坏的密封环。
3.3.1.7 动、静环密封端面与轴中心线垂直度偏差过大, 动、静环密封端面相对平行度偏差过大。处理方法:调整密封端面。
3.3.2 由辅助密封圈引起的经常性泄漏。
3.3.2.1 密封圈的材料不对, 耐磨、耐腐蚀、耐高温、抗老化性能太差, 以致过早发生变形、硬化、破裂、溶解等。
3.3.2.2 0形密封圈的压缩量不对, 太大时容易装环, 太小密封效果不好。
3.3.2.3 安装密封圈的轴 (或轴套) 、密封端盖和密封腔, 在0形环密封圈推进的表面有毛刺, 倒角不光滑或角倒圆不够大。处理方法:对毛刺和不光滑的倒角应适当修整平滑, 适当加大圆弧和倒角, 并修整平滑。
3.3.2.4 O形环密封圈发生掉块、裂口、碰坏、卷边或扭曲变形。处理方法:清洗橡胶圈不要用汽油、煤油;装配密封圈时注意理顺。
3.3.3 由于弹簧缺陷引起的泄漏。
3.3.3.1 弹簧端面偏斜。
3.3.3.2 多弹簧型机械密封, 各弹簧之间的自由高度差太大。
3.3.4 由于其他零件引起的经常性泄漏, 如传动、紧固、止推零件质量不好或松动引起泄漏。
3.3.5 由于介质的问题引起经常性泄漏。
3.3.5.1 介质里含有悬浮性微粒或结晶, 因长时间积聚, 堵塞在动环与轴之间、弹簧之间、弹簧与弹簧座之间等, 使补偿密封环不能浮动, 失去补偿缓冲作用。
3.3.5.2 介质里的悬浮微粒或结晶堵在密封端面间, 使密封端面贴合不好并迅速磨损。处理方法:开车前要先打开冲洗冷却液阀门, 过一段时间再盘车、开车, 再开大冲洗冷却液;适当提高介质入口温度;提高介质过滤和分离的效果等。
4 结论
涡轮泵环形密封激振特性的数值计算 篇2
涡轮泵环形密封激振特性的数值计算
液体火箭发动机涡轮泵转子/流体密封系统稳定性研究的关键是密封激振流场和转子动力系数的计算.应用计算流体力学(CFD)方法对转动坐标系下的三维环形密封流场进行了准稳态数值模拟,在此基础上进行了转子动力系数的`计算.计算结果和试验数据以及bulk-flow理论计算进行了比较.证明了带旋流修正k-ε湍流模型适用于密封流体激振的研究.
作 者：徐悦 田爱梅 何磊 张雪梅 XU Yue TIAN Ai-mei HE Lei ZHANG Xue-mei 作者单位：徐悦,田爱梅,何磊,XU Yue,TIAN Ai-mei,HE Lei(北京航空航天大学宇航学院,北京,100083)张雪梅,ZHANG Xue-mei(北京动力机械研究所,北京,100074)
刊 名：水动力学研究与进展A辑 ISTIC PKU英文刊名：JOURNAL OF HYDRODYNAMICS 年，卷(期)： 20(z1) 分类号：V434.21 关键词：涡轮泵 转子 密封 激振力 稳定性船用机械密封的动态特性探讨 篇3
机械密封是通过弹簧与密封介质在机械旋转中对动环与静环产生的压紧力, 使得静环与动环两个端面之间保持紧密的贴合, 从而实现阻止液体泄漏的目的。典型的机械密封装置为:动环固定在旋转轴上, 静环通过弹簧固定在壳体上, 在机械旋转过程中, 介质压力与弹簧力构成闭合力, 密封端面的接触压力与液膜压力构成开启力。当闭合力与开启力相同时, 机械密封性能最好;当闭合力大于开启力时, 密封端面之间的摩擦加剧降低机械密封的使用寿命;当闭合力小于开启力时, 密封端面形成缝隙无法实现密封作用。因此, 如何处理好闭合力与开启力之间的关系是机械密封性能的研究基础, 也是机械密封技术的关键。
由于船用机械密封工作条件复杂, 在进行机械密封的动态特性时, 应把相关的影响因素及研究现状都考虑在内, 主要包括机械密封端面的摩擦与润滑、机械密封端面的耦合、机械密封环的动力学问题等。
1. 机械密封的摩擦与润滑
机械密封在工作状态下密封端面会出现摩擦, 正常的摩擦包括3类:边界摩擦、流体摩擦与混合摩擦。在正常工作条件下, 目前机械密封的端面摩擦还未有准确的定义与解释。机械密封的工况多为混合摩擦, 影响机械密封性能的因素有端面的粗糙度、端面的波度等。
为减轻机械密封的摩擦力、提高机械密封的使用寿命, 保持密封端面的润滑是最为有效的方法, 无论是在启动、工作或是停止的状态下, 对机械密封的性能都可以起到至关重要的作用。影响机械密封性能的润滑因素有端面的波度、端面间的温度分布以及端面的变形。
2. 机械密封端面的耦合
机械密封端面的耦合是指接触面温度与变形前后之间的相互作用, 当动环旋转时接触面产生摩擦引起温度上升, 从而引发端面热变形, 接触面与接触压力的变化又会引起端面温度的变化, 最终反作用在断面的热变形, 直到密封端面达到平衡。针对耦合方面的研究较多, 其中最主要考虑的因素是密封端面的热变形、机械变形与液膜压力之间的相互作用。
3. 机械密封的动力学
机械密封的动力学对机械密封性能的影响很大, 主要在于机械密封中闭合力与开启力是否能够达到平衡, 无论是出现相对较大或相对较小的情况都会对机械密封产生一定的损伤, 直接影响因素为介质压力、弹簧强度、接触压力与液膜压力, 间接因素有密封角度、轴向振动。
二、基于ANSYS与MATLAB软件机械密封的动态特性研究
机械密封在运转状态中, 端面的变形与润滑状况、接触状况户型影响、互相耦合, 若想研究机械密封的耦合性且避免每次循环分析旋转过程中密封环的结构与热分析, 可以对热变形影响系数、温度影响系数与力变形影响系数进行数学模型分析, 由于机械密封的端面间压力来自于液膜压力与接触压力的同时作用, 而液膜厚度达到微米级, 因此端面的粗糙程度不容忽视。
1. 压力流量因子与剪切流量因子的计算
由图1可知, 任意一处的液膜真实厚度hr=h+δ1+δ2, 其中h表示光滑面端面的厚度, δ1与δ2分别表示微凸体的随机幅值。假设微凸体分布按照高斯分布, 那么粗糙表面平均液膜厚度数公式为式 (1) 。
根据MATLAB软件最终可计算出压力流量因子x、y与剪切流量因子s分别为φx, φy, φs, 见式 (2) ~式 (4) 。
根据所得公式即可算出压力流量因子与剪切流量因子, 其中Lx表示两接触端面的长度, Ly表示平面的宽度, hr为液膜厚度、μ为流体的运动黏度、P为压力。
2. 液膜压力与接触压力的计算
机械密封工作中, 闭合力与开启力相同时磨损最小、效果最好, 即Fopen=Fclose。根据ANSYS分析得出任意点处的液膜压力Fifluid式 (5) 与接触压力Pci公式 (6) 。
其中为两封面的综合粗糙度, P为节点的接触压力。根据软件实验数据显示, 随着机械密封的旋转, 端面内经的接触压力逐渐增大, 开始增加幅度较大, 随后增加幅度逐渐降低趋于零, 液膜压力逐渐增大, 但增大速度较慢且平缓;而外径的接触压力逐渐减少, 减小的速度逐渐降低, 最后也趋于零, 液膜压力增加速度较快, 且增加速度不均匀, 后期则较稳定。
3. 机械密封的泄漏量计算
通过ANSYS对密封端面介质的流出量进行计算得出质量泄漏量Qm与体积泄漏量Qv的公式分别为式 (7) 、式 (8) 。
根据公式可以看出, 液体的泄漏量主要与内径处的液膜厚度与压力压差有关, 在软件分析显示中看到:在机械密封启动过程中泄漏量逐渐增大, 随着启动的增大泄漏量逐渐趋于平缓。
4. 轴向振动的运动方程计算
如果不考虑静环的偏摆, 密封环的振动可视为轴向振动, 根据牛顿第二定律可计算出密封环的振动方程式为式 (9) 。
式中Ffluid为密封端面的液膜压力, Fcontact为接触力, Ksz为Z轴方向的振动强度, Dsz为轴向振动阻尼, Z为轴向位移。
三、机械密封动态特性结论
(1) 在机械密封启动过程中, 密封端面内径的接触压力逐渐增大、液膜压力增大, 外径的接触压力逐渐减小、液膜压力增大, 密封端面逐渐朝内径区域转移, 总体显示液膜压力为增大、解除压力逐渐减小。
(2) 在机械密封启动过程中, 由于密封端面不断接触内径区域, 导致内径与外径温度同时升高, 由于动环的散热条件较静环好, 所以在启动过程中相同时间点、相同半经位置处的温度动环较静环低。
(3) 在小振动的干扰小密封端面的变形很小, 基本上对机械密封的性能不产生影响。
本文所采用的研究方法具有一定的局限性, 例如对除水介质以外其他介质的研究、介质压力的研究、密封环振动条件等影响因素的研究, 还有待于进一步深入分析。
摘要：利用ANSYS与MATLAB两款软件, 对机械密封设备启动过程进行动态特性分析, 以期完成机械密封的详细、深入研究。
关键词：船用,机械密封,静环,动环
参考文献
[1] 张绪猛.船用机械密封的动态特性探讨[R].武汉:武汉理工大学, 2008
[2] 贺立峰.船用机械密封环振动问题的研究[R].武汉:武汉理工大学, 2010
[3] 庞欣.机械密封静环密封性试验工装设计[J].机械管理开发, 2011 (04)
[4] 于焕光、张秋翔、蔡纪宁等.机械密封动态特性研究进展[J].石油化工设备, 2012 (09)
密封特性 篇4
水轮发电机转轴为刚性转动部件, 支撑刚度是影响轴系特性的重要因素。在实际运行中, 轴承油膜随轴旋转产生的油膜承载力, 体现出刚度和阻尼特性, 而且密封处的水体对转子的稳定均有一定的影响。在一般计算机组轴系特性时, 对于轴承刚度采用经验算法或者是试取的方法, 或者在只添加轴承刚度的条件下进行计算, 未完全考虑转轮密封处水体的影响。白冰, 张立翔通过对轴承刚度进行试取的方式得到轴系的自振特性[5];朱毅等作者在研究分析轴系的横向振动特性时, 在考虑轴承刚度的条件下, 没有将阻尼考虑在内[6];张鹏, 周碧英等作者在轴承刚度阻尼为一维系数下算得轴系振动稳定性[7];王正伟, 喻疆等作者在计算转子动力学分析时, 在考虑轴承刚度阻尼条件下, 未将密封考虑在内[8];王湘, 谢红梅等作者在未考虑密封的作用下对机组轴系仿真及动态特性进行分析[9]。密封处水流的作用及轴承的刚度阻尼对轴系的振动、稳定性均有着不同的影响, 本文基于此, 采用ARMD (Advanced Rotating Machinery Dynamics) 软件分析计算轴承油膜, 得到更加准确合理的轴承刚度和阻尼值, 同时将密封处的作用处理等效为轴承刚度和阻尼。在充分考虑轴承刚度阻尼和密封的作用对机组的轴系特性进行分析研究, 得到更为准确的轴系特性值。文中以某电站为例进行了计算分析。
1 水轮发电机组模型的建立
1.1 转子系统运动方程
水轮发电机组转子系统, 可通过质量集总简化为多圆盘转子模型, 由多个圆盘组成转子系统。具有刚性支承的多圆盘转子, 采用柔度影响系数法建立系统运动方程[10]:
式中:[a1]为柔度矩阵。
对于刚性支承的转子, 引入刚度矩阵[K], [a1]-1=[K], 式 (1) 可写成:
令P (t) =0, 即对式齐次方程特征值求解, 便可得到自转角速度为Ω时, 系统的自然频率、轴系的涡动速度, 且一般不等于Ω, 而当Ω=w时, w便是轴系的临界转速。对于水轮机组, 为了保证机组的正常安全运行, 一般要求计算得到的一阶临界转速大于1.4倍的飞逸转速。
1.2 ARMD中模型的建立
本次计算的水轮发电机组为立式机组, 转动部分有转轮, 水导轴承, 上、下导轴承和发电机转子五部分, 其中三维图形如图1所示。经过质量集总, 发电机转子和水轮机转轮简化为圆盘质量, 三个轴承分别在几何位置节点处加轴承单元。在ARMD软件中的Rotor Dynamic模块和Torsional Vibration模块进行一系列有限单位元的建模, 模型如图2所示。整个转子模型受到两个不平衡力的影响:位于发电机部位, 由定子与转子之间间隙的不均匀而产生的不平衡磁拉力;位于水轮机转轮部位, 由转轮与固定部件不同心或安装上的误差以及尾水管中水体对水轮机流场的影响而产生的水力不平衡力。
2 轴承及密封刚度
2.1 轴承建模及动力特性分析
水轮机导轴承主要承受机组转动部分的径向不平衡力。对于一般立式水轮机, 除了包括上、下导轴承, 水导轴承外还包括推力轴承。由于推力轴承对轴系横振影响较小, 因此建模中不予考虑[8]。
导轴承的动力特性系数由油膜的动力特性系数和支承结构的动力特性系数串联组成, 包含4个刚度系数和4个阻尼系数。此处只考虑了轴承油膜的动力特性, 未将支撑结构的考虑在内。当前一般是通过给定工况, 轴承机构和参数、润滑特性等条件, 通过求解雷诺方程, 确定系统静平衡位置时的油膜压力场。当轴心在静平衡位置附近做微幅振动时, 油膜力与其静平衡位移的关系式为 (油膜力的动态增量由线性关系式表达) [11]:
式中:C为阻尼矩阵, 有横向阻尼Cxx、垂直阻尼Cyy、交叉阻尼Cxy和Cyx;K为刚度矩阵, 有横向刚度Kxx、垂直刚度Kyy、交叉刚度Kxy和Kyx;Rx、Ry为油膜力的水平、垂直分量;Rx0、Ry0为油膜力的静态水平分量, 静态垂直分量;x、y为轴颈涡动位移的水平和垂直分量;为轴颈涡动速度的水平和垂直分量。
利用ARMD软件中的Tilting Pad和Journal模块分别对上、下导轴承和水导轴承建模。上导轴承直径D=700mm, 长度L=180 mm, 间隙C=0.11 mm, 8块轴瓦;下导轴承直径D=900mm, 长度L=175mm, 间隙C=0.11mm, 8块轴瓦;水导轴承直径D=700mm, 长度L=180mm, 4块轴瓦。在充分考虑轴承内润滑油动力特性、温度场以及机组运行时轴承所承受的载荷条件下, 得到额定转速和飞逸转速下的轴承内油膜压力场的分部和各轴承的刚度和阻尼。图3和图4分别为额定转速和飞逸转速下各轴承的油膜压力场分布。表1为额定转速和飞逸转速下的各轴承刚度和阻尼。
通过分析轴承油膜呈现的压力分布, 可以得到以下的结论: (1) 轴颈旋转时, 润滑油在轴与轴瓦之间的间隙形成流体动压效应, 在承载区内的油层中产生压力, 当压力的大小能平衡外载荷时, 轴与轴瓦之间形成稳定的油膜, 轴相对于轴瓦的中心处于偏心位置, 产生了不同的油膜厚度, 在油膜厚度最小处产生的压力最大。 (2) 理论上只要将轴承单位宽度上的油膜承载力乘以轴承宽度就可得到油膜轴向承载能力, 但在实际运行过程中, 由于油可能从轴承两端泄漏出来, 考虑这一影响时, 压力 (无量纲) 沿轴承宽度的变化呈抛物线分布。 (3) 一般随着轴颈转速逐渐地升高, 油膜黏性变大, 在承受载荷变化不大的情况下, 油膜厚度变大, 轴承偏心率减小, 油膜承载区的压力也逐渐减小。 (4) 油膜承载区的作用范围不随轴颈转速的增加而改变及油膜最大压力的位置也不随转速的增加而改变。
2.2 密封处的等效刚度
水轮机转轮上冠与下环密封处密封中的流体对于转子的作用力, 会使转子失稳, 在稳定性分析中需加以考虑[7]。目前分析转轮-密封系统主要采用的是8参数模型和Muszynska模型。在计算中转轮中心平衡位置处的扰动考虑为是小扰动, 密封力呈现线性特性, 采用基于线性化理论的8参数模型进行计算[12]。
式中:a0为动量修正系数, 取1.02~1.05;ρ为液体密度, 1.0×103kg/m3;λ为沿程损失系数, λ=64/Re;ξ为局部损失系数, ξ=0.5;ω为水轮机旋转角速度;c为密封间隙, c=0.75mm;R为密封半径;l为密封长度;v为液体轴向流速。
经计算得到密封处的等效刚度和阻尼分别为表2所示。
3 载荷的计算
在整个转子系统中, 受到的外力有发电机处产生的不平衡磁拉力和转轮处水体随着转轮旋转产生的径向力及顶盖处由于水压产生的水推力等。在计算分析转子的动力学特性时, 主要关注的是径向力, 轴向力对其影响非常小, 可以忽略。在CFD模拟得到转轮处的径向力在额定转速和飞逸转速工况下分别为91.20和94.55kN。不平衡磁拉力可经计算公式[10]得到:
式中:L为转子高度, 此处为1 587mm;D为转子直径, 此处为3 364mm;B为磁通密度, 此处取经验值1.4×104G;β为系数, 一般β=0.2~0.5, 此处取0.3;e为气隙偏差值, e=δ-α;δ为正常间隙, 取为16 mm;α为最小间隙, 取为13 mm。计算得F=73.55kN。
4 计算结果及分析
4.1 弯振分析
大型水轮机组一般是刚性转子, 在实际工程中, 转子一般都与轴承配套使用, 即为弹性支承下的转子系统, 这种在加入轴承刚度和阻尼支承的系统下, 经过计算得到的临界转速将更具有实际工程意义。
将轴承的建模文件调入到Rotor Dynamic模块中, 设置载荷条件, 进行额定转速和飞逸转速工况的弯振模态计算。得到两种转速下的前两阶模态, 对于刚性转子前两阶临界转速对于轴系的稳定影响较大, 图5和图6即为在工作转速下的前两阶弯振振型图。图7和图8为飞逸转速下的前两阶弯振振型图。
从计算结果可以得到机组额定转速工况下轴系弯振的前两阶固有频率分别为:20.66、21.85 Hz, 飞逸转速下的为20.46、22.08Hz, 其转速均大于飞逸转速 (13.7 Hz) 的1.4倍, 符合机组安全运行的要求, 保证了机组在正常运行时不会引起轴系的不稳定及发生共振问题。在一阶临界转动中, 扰动均主要发生在发电机和转轮处, 由于在发电机和转轮处均有不平衡力的影响, 且在Y方向的扰动要比X方向的明显。随着转速的上升, 轴颈的离心力增大, 轴的摆度也随之增大, 上导、下导轴承和水导轴承均较额定转速相比, 在Y方向上有明显的扰动增大。另外由于导轴承的作用, 使轴系在轴承的节点处其扰动最小。
4.2 扭振分析
零阶固有频率 (简称零频) 是指轴系在扭转振动时, 一般在旋转机械的主动力矩与负荷反力矩之间失去平衡, 致使合成扭矩的方向来回变化, 而产生一个较小的固有频率, 水轮机发电机的转速很低, 极易引发零频共振。扭振具有极大的破坏性, 会导致轴上的扭应力发生变化, 增加轴的疲劳损伤, 降低使用寿命, 严重影响机组的安全可靠运行。因此很有必要对水轮机机组进行轴系的扭振分析。图9为机组的扭转振型图形。
从计算结果得到机组的零阶频率为31.3 Hz, 远离机组固有转频和发电机电磁激励频率。保证了机组在正常运行时不会发生扭转振动。由于励磁的作用在发电机上存在较为明显的扭动。
4.3 稳定性分析
转子系统的本身的稳定性或是在受到外界载荷影响恢复到稳定状态的性能, 对于整个轴系的安全运行很重要。而系统的稳定性通常用各阶模态的临界阻尼比和对数衰减率来进行衡量。在上述额定工况和飞逸工况基础上, 分别对多个工况也进行计算得到在额定转速和飞逸转速范围内的轴系临界模态阻尼比和对数衰减率, 进而对轴系的稳定性进行一定的表征。图10为临界模态阻尼比, 图11为对数衰减率。
从图10和图11中可以看到在各工况下得到的临界阻尼比和对数衰减率均大于0, 即整个系统是属于稳定。为保证系统具有足够的稳定性裕度, 要求对数衰减率大于等于0.4, 而大多数转子系统一般在0.1~0.3之间。对于转子系统考虑前三阶振型的是足够的[13]。从图11中可看到前三阶的对数衰减率最小值为0.22, 均大于0, 且具有一定的稳定性裕度。说明整个转子系统在其运行期间是稳定的。
5 结语
(1) 随着转速的上升, 油膜黏性变大, 在承受载荷变化不大的情况下, 油膜厚度变大, 轴承偏心率减小, 承载区的压力降低, 刚度减小, 同时最大压力位置和压力范围均没有发生改变。
(2) 转速从额定转速上升为飞逸转速时, 对应的一阶振型振幅变化较大处是发生在水导轴承处。在额定转速下, 上导轴承对轴系的临界转速影响较大, 在转速为飞逸转速时, 上导轴承和下导轴承均对轴系的临界转速有较大影响。
(3) 从计算结果中可看到机组在额定转速和飞逸转速运行时均不会发生弯振和扭转共振。且一阶临界转速均大于飞逸转速的1.4倍, 可保证机组的安全运行。
(4) 在机组运行的转速范围内, 模态阻尼比和对数衰减率最小值为0.22均大于0, 且具有一定的稳定性裕度。从数值分析上为机组安全运行提供了一定的依据。
参考文献:
摘要：水轮发电机组轴系的转子动力学特性对机组振动特性和稳定性有很大的影响。基于弹性支承的刚性转子模型, 并在充分考虑轴承油膜动力特性和转轮密封处的刚度和阻尼作用下, 模拟在实际运行条件下的上、下导轴承, 水导轴承及考虑转轮密封处的等效刚度和阻尼, 对某高水头混流式机组轴系的弯振、扭振及轴系的稳定性3个方面进行计算分析。计算得到机组在额定转速和飞逸转速运行时的临界转速及对数衰减和临界阻尼比, 客观地反映描述了机组运行过程中的轴系特性。
