轴系扭振
轴系扭振保护(tsr)的原理,功能与定值原则
轴系扭振保护(tsr)的原理,功能与定值原则轴系扭振保护（Torsional Shaft Oscillation Protection, TSR）是一种用于保护旋转轴系免受扭振损坏的控制技术。
在大型机械设备和发动机中使用轴系扭振保护可以防止扭振引起的破坏性振动和损坏，提高设备的可靠性和寿命。
轴系扭振保护的原理是通过检测旋转轴系的扭振状态，当扭振振幅超过预设值时，通过控制系统采取相应的措施，如减小负载、改变转速或调整阻尼，以降低扭振的振幅和危害。
轴系扭振保护的主要功能是保护旋转轴系免受扭振损坏。
扭振会引起轴系的振动增大，导致轴系元件受到过大的应力，甚至造成脱位或断裂，严重损坏设备。
通过实时监测和控制扭振振幅，轴系扭振保护可以阻止扭振振幅继续增大，从而保护设备免受损坏。
轴系扭振保护的定值原则是根据设备的特性和预期工作条件，设定适当的扭振振幅上限。
通常，扭振振幅上限会根据实际情况进行工程计算或试验确定。
定值原则的目的是使系统在正常工作状态下不受扭振干扰，同时在扭振超过上限时能够及时启动保护措施，保护设备。
从技术上讲，轴系扭振保护需要实时监测旋转轴系的扭振状况。
常见的监测方法包括测量旋转轴系的扭振振幅、相位、频率等参数。
这些监测数据可以通过各种传感器和信号处理技术获取，并送到控制系统进行处理。
控制系统会根据扭振监测数据进行实时计算和判断，判断扭振是否超过设定的上限。
当扭振超过上限时，控制系统会触发相应的保护措施。
常见的保护措施包括调整负载、改变转速、调整阻尼等。
例如，如果扭振振幅超过预设值，控制系统可以通过改变负载来降低扭振振幅。
这可以通过调整机械传动装置或控制电机的负载来实现。
如果调整负载无法降低扭振振幅，控制系统还可以考虑改变转速或调整阻尼等其他措施。
此外，轴系扭振保护还可以与其他保护系统和监测系统相结合，形成完整的设备保护系统。
例如，可以与温度监测系统结合，根据扭振和温度数据判断设备的工作状态，并采取相应的保护措施。
内燃机曲轴系统扭转振动-发动机-扭转-振动
是否可靠
轴系的当量换算
原则：振动特性相同
惯量较大且较集中 的部件
惯量较小且较分散 的部件
阻尼
非弹性的惯量元 件
无惯量的弹性元 件
弹性元件的轴段 阻尼和惯性元件 的质量阻尼
激励载荷只作用在惯性元件上轴系的当量系统图来自对应于圆心角 i 的圆
弧带的转动惯量
Ii' 3i602Li(Ri4-Ri41)
整个曲柄臂的转动惯量
Iwi n13i602Li(Ri4Ri41)
用同样的方法可求得平衡重的转动惯量 综上，单位曲柄（crank）的转动惯量为
IcImIp2Iw2Ib
上述转动惯量可在三维CAD软件中求得
活塞、连杆当量转动惯量的换算
原则：运动动能不变
往复运动质量（mj mpmc1）的运动动能
E K 1 2 m jv 2 1 2 m jR 2 ω 2 (si n 2 s2 in )2
曲柄转动一周，往复运动质量的平均动能
EKm
1
2
2
0 EKd
1 2
mjR2ω2
(1 2
2
8
)
设往复运动质量的当量转动惯量为 I rc ，
2 i
及其对应的特征
矩阵[A]
矩阵[A]的第i列矢量{A}i就是 轴系振动 的第i阶固 有圆频率 Ωi的振形矢量
轴系自由扭转振动 振形图
振形图：各质量在 每阶固有圆频率 Ωi 下的相对振幅
相对振幅：将振形 矢量{A}i的第一个 元素进行归1化 ， 但不改变各质量间 的相对振幅比例关 系
不同的自振频率有 不同的振形图
L1 GJ1
汽轮发电机组轴系扭振保护方法及保护装置
汽轮发电机组轴系扭振保护方法及保护装置在现代电力生产中，汽轮发电机组扮演着至关重要的角色。
然而，轴系扭振这一问题却可能对其安全稳定运行构成严重威胁。
轴系扭振是一种复杂的动力学现象，如果不能得到有效的保护和控制，可能会导致轴系部件的疲劳损坏，甚至引发重大事故，给电力系统带来巨大的损失。
因此，深入研究汽轮发电机组轴系扭振的保护方法及保护装置具有极其重要的意义。
要理解轴系扭振的保护，首先需要明白轴系扭振产生的原因。
汽轮发电机组在运行过程中，可能会受到各种突然的扰动，例如电网故障、短路、甩负荷等。
这些扰动会导致扭矩在轴系中传递的不平衡，从而引发轴系的扭转振动。
此外，机组的设计不合理、制造安装误差、运行参数异常等也可能成为轴系扭振的诱因。
针对轴系扭振的保护方法，主要可以分为主动保护和被动保护两大类。
主动保护方法旨在通过对机组的运行控制来预防或减轻轴系扭振。
一种常见的主动保护策略是优化机组的运行方式。
例如，在电网出现故障或异常情况时，及时调整机组的出力、转速等运行参数，以减少扭矩的冲击和不平衡。
另外，采用先进的控制算法，如自适应控制、预测控制等，对机组进行精确的控制，也能够有效地抑制轴系扭振的发生和发展。
被动保护方法则主要是在轴系扭振已经发生的情况下，通过一些装置和措施来限制扭振的幅值和持续时间，从而保护轴系部件免受损坏。
常见的被动保护装置包括扭振阻尼器和扭矩限制器等。
扭振阻尼器是一种能够增加轴系扭振阻尼的装置。
它通过消耗轴系扭振的能量，来快速衰减扭振的幅值。
常见的扭振阻尼器有液压阻尼器、电磁阻尼器等。
液压阻尼器通常利用液压油在特定结构中的流动来产生阻尼力，而电磁阻尼器则是通过电磁感应原理产生阻尼效果。
扭矩限制器则是在扭矩超过设定值时，通过机械或电气方式切断扭矩的传递，从而保护轴系不受过大扭矩的作用。
例如，机械扭矩限制器可以通过摩擦片的打滑或者剪切销的剪断来实现扭矩的限制，而电气扭矩限制器则可以通过监测扭矩信号并控制相关电路来实现保护功能。
轴系扭振
电信号扰动下的轴系扭振摘要本文用一种改进的Riccati扭转传递矩阵结合Newmark-β方法研究非线性轴系的扭转振动响应。
首先，该系统被模化成一系列由弹簧和集中质量点组成的系统，从而建立一个由多段集中质量组成的模型。
第二，通过这种新发展起来的程序可以从系统的固有频率和扭振响应中消除累计误差。
这种增量矩阵法，联合结合了Newmark-β法改进的Riccati扭转传递矩阵法，进一步应用于解决非线性轴系扭转振动的动力学方程。
最后，将一种汽轮发电机组作为一个阐述的例子，另外仿真分析已被应用于分析典型电网扰动下的轴系扭振瞬时响应，比如三相短路，两相短路和异步并置。
实验结果验证了本方法的正确性并用于指导涡轮发电机轴的设计。
关键词：传递矩阵法；Newmark-β法；汽轮发电机轴；电学干扰；扭转振动1.引言转子动力学在很多工程领域起着很重要的作用，例如燃气轮机，蒸汽轮机，往复离心式压气机，机床主轴等。
由于对高功率转子系统需求的持续增长，计算临界转速和动态响应对于系统设计，识别，诊断和控制变得必不可少。
由于1970年和1971年发生于南加州Edison’sMohave电站的透平转子事故，业界的注意力集中在由传动行为导致的透平发电机组内的轴的扭转振动。
当代的大型透平发电机组单元轴系系统是一种高速共轴回转体。
它是由弹性联轴器连接，由透平转子，发电机和励磁机组成。
电力系统故障或操作条件的变化引起的机电暂态过程可能导致轴的扭转振动，而轴的扭转振动对于设计来说是非常重要的。
对于透平发电机轴系扭振的研究，如发生次同步谐振和高速重合，基本的是对固有频率和振动响应的计算的研究。
当前，有限元法和传递矩阵法是最流行的两种分析轴系扭振的方法。
有限元法（FEM）通过二阶微分方程构造出转子系统直接用于控制设计和评估，而传递矩阵法（TMM）解决频域内的动态问题。
TMM使用了一种匹配过程，即从系统一侧的边界条件开始沿着结构体连续的匹配到系统的另一端。
第六章 轴系扭转振动
各轴段应力尺标 k,k1
k ,k 1k A ,k 1 1 W U k k ,,k k 1 1A 1 1 e s W k ,k k , k 1 1
(ka/P ra ) d
该轴段抗扭截
面模数
应考虑的简谐次数
临界转速 相对振幅矢量和
列Holzer表如下。并根据已知条件将各质量的 无因次转动惯量和各轴段的无因次柔度分别 填入表中第1和第6列；
e12 e23 e34 e45 e56 e67 e78
J1 J2 J3 J4 J5 J6
J8
J7
en-1,n
Jk
Jn-1
Jn
2021/8/22
19
三. 内燃机轴系自由扭振Holzer表计算方法
2021/8/22
12
二.扭振的计算模型与当量转化
刚度计算
直轴的刚度
对材料剪切弹性模量为G，截面极惯性矩为J0，长度为L的轴
段，扭转刚度为：
K＝GJ0，Nmrad
L
弹性联轴器扭转刚度
应采用动态刚度值:K＝dKs
式中：Ks—静刚度值， N.m/rad； d—动态系数。
通常，制造厂应提供弹性联轴器的扭转刚度值
节振动 自振频率N= （次/分） 自振圆频率ω= （rad/s） △=
质1
2
3
4
5
6
7
量 序
k
E E E k k 1 k 1 ,k k 1 ,k k
k
k
k,k1
k1,k
k
k
k ,k 1
k,k1 k,k1
1
1
1
1.0000
1
1
1
1,2
1
1
转轴扭振测量基本原理.
转轴扭振测量基本原理1 转轴扭振测试基本原理[1]图1 转轴发生扭振时的角速度变化图[1]轴系扭振是在轴系的旋转过程中同时发生的运动现象。
轴系正常稳定运行无扭振时，其按某一角速度0ω回转。
当轴系出现扭振时，会在轴截面上相应产生往复扭转变形值弧长 '''BB 或扭角ϕ，此时轴系的回转角速度因扭振引起的交变角速度ωΔ而发生了变化，其瞬时角速度为0ωω+Δ，如图1所示。
按扭振信号的拾取方式分，扭振测量方法主要有两大类，即接触测量法和非接触测量法。
接触测量法是将传感器(应变片等)安装在轴上，测量信号经过集流环或者无线电方式传给二次仪表。
非接触测量一般采用“测齿法”，即利用轴上的齿轮或其他等分结构，由磁电式、涡流式或光电式非接触传感器感受扭振引起的不均匀脉冲信号，通过二次仪表的解调处理后达到测量扭振的目的。
图2 角位移测试原理图[1]扭振角位移测量基于非接触测齿原理，如图2所示。
图2(a)所示为扭振非接触测量信号拾取装置，由齿轮和传感器(如电涡流传感器等)组成，齿轮随轴转动，传感器感应脉冲信号(每个齿轮经过传感器时，将产生一个脉冲信号)。
当轴平稳旋转，亦即无扭振时，传感器将输出如图2(b)所示的均匀的脉冲波，其基本频率为0Z ω×(0ω为转速频率，Z 为齿轮齿数)。
当轴发生扭振时，这个基频分量将被调制成图2(c)所示的疏密相间的脉冲波，并经扭振仪解调后获得图2(d)所示的扭振角位移信号，由此，可测出扭振振幅，经记录并分析得出扭振频率。
2 消除转轴弯曲振动影响的措施[1]图3 消除弯曲振动双接头180度布置图[1]对于小扭幅的扭振信号，为消除转轴弯曲振动的影响，每个测点应装设二只相对180度的传感器如图3所示，由质量不平衡等引起弯曲振动可分解成垂直和水平两方向。
水平方向的弯曲振动对传感器的调制信号无影响，而垂直方向的弯曲振动则会使靠近传感器的齿轮瞬时线速度叠加上一个由该振动形成的附加分量，影响传感器的调频信号。
发动机轴系扭振ppt课件
I1 C12 I2 C23 I3 C34 I4 C45 I5 C56 I6 C67 I7
Internally:
19
IRing IHub
Iweb+CW IMJ
ICP,Rot, Recip IMJ
ICP,Rot, Recip IMJ
ICP,Rot, Recip IMJ
ICP,Rot, Recip IMJ
c1,2 (I1 I1I 2
I2)
;
2 e2,3
c1,2 (I2 I2I3
I3)
11
三自由度扭摆系统
第一主振型 单结振动主振型有一个结点。
第二主振型 双结振动主振型有两个结点。 三质量扭振系统的运动是由以 上两种振型合成的结果。
1 1 sin(et 1) 1 sin(et 2 )
IFW
I3 I4 I5 I6 I7 I8 I9 I10 I11 I12
I1 I2
CDamper
CWeb, 1/2MJ, 1/2CP CWeb, 1/2MJ, 1/2CP CWeb, 1/2MJ, 1/2CP CWeb, 1/2MJ, 1/2CP CWeb, 1/2MJ, 1/2CP CWeb, 1/2MJ, 1/2CP CWeb, 1/2MJ, 1/2CP CWeb, 1/2MJ, 1/2CP
汽 车发动机 设 计
1
第三章发动机轴系扭振
3.1 基本概念 3.2 发动机轴系扭振分析 3.3 减振措施
2
2.1 基本概念
共振现象 定义：内燃机轴系由钢材或球墨铸铁制成﹐既有弹性﹐又有
惯性﹐并有自身的固有频率。在简谐性扭矩的激励下﹐它会产 生强迫扭转振动﹐当激励扭矩的频率趋近于轴系的固有频率时
﹐扭振振幅急剧增大。缸数越多，曲轴越长这种现象越明显。
第七章船舶推进轴系的扭转振动与控制
e12
2 n
I
1
A1
2
e23
2 n
I i Ai
i 1
Ak
k 1
Ak 1 ek 1,k
2 n
I i Ai
i 1
0
n
m 1
A Ast
2)
m0
n
3) 1
n
n
m 1
此时阻尼对放大系数的影响最大
4) 2 m 1
n
2 n
1 Ie
增大I或e可使n 下降
时共振
n
tg 1 2n
2 n
2
2
小结： 1）系统自振频率仅与结构有关 n 1/(I e)
1 2 n1
A(1) 1
A(2) 1
A(n1) 1
高速机一般只考虑
1， 2， 3
k
A(1) k
sin(1t
1
)
A(2) k
sin(
2t
2
)
A(n1) k
s
in(
n1t
n1 )
取第一质量作为分离体
S1 U12 0
A
h
h
1
(
2 n
2)2
4n 2
2
2 n
[1 ( n
)2 ]2
n2
4
2 n
(
船舶轴系扭振计算
船舶轴系扭振计算船舶轴系扭振计算是为了研究船舶传动系统中可能产生的扭振问题而进行的计算工作。
船舶轴系扭振是指船舶传动系统中由两个或多个旋转部件之间的扭转刚度不匹配引起的系统震动问题。
这种扭振问题可能对船舶的可靠性、安全性和性能产生不利影响，因此需要进行相应的计算分析。
第一步是建立船舶轴系模型，包括各个旋转部件的几何特性、质量参数和刚度参数等。
这是进行船舶轴系扭振计算的基础，需要准确地描述船舶传动系统的结构和特性。
第二步是进行船舶轴系的动力学分析，包括计算各个旋转部件的惯性力、惯性力矩和旋转角速度等动力学参数。
这些参数将作为扭振计算的输入数据，用于分析船舶轴系的动力响应。
第三步是确定船舶轴系的扭振频率和振动模态。
扭振频率是指船舶轴系中可能产生扭振的固有频率，而振动模态则描述了船舶轴系中不同部件之间的相对振动形式。
这些信息对于评估扭振问题的严重程度和确定相应的抑制措施非常重要。
第四步是评估船舶轴系扭振对系统性能的影响。
通过对船舶轴系的动力响应进行分析，可以评估扭振对船舶传动系统中各个旋转部件的疲劳寿命、工作性能和振动舒适性等方面的影响。
这将有助于确定是否需要采取相应的抑制措施，以避免扭振问题的发生或减小其不良影响。
最后，根据船舶轴系扭振计算的结果，可以针对具体的扭振问题确定相应的技术措施。
这可能包括增加扭振阻尼器的刚度、调整旋转部件的设计参数或改进轴系的结构等。
这些措施旨在提高船舶轴系的扭振稳定性和工作性能，从而保证船舶的可靠性和安全性。
总之，船舶轴系扭振计算是一个综合的工作，需要对船舶传动系统进行动力学分析和评估，以确定扭振问题的影响和解决方案。
通过合理的计算分析，可以提高船舶轴系的可靠性和工作性能，为船舶运行提供更好的保障。
轴系的扭转振动
2) 两种自振频率, ωe1＜ωe2。 12 9 数值取决于转动惯量和轴段柔度。 3) 在不同圆频率下振动的振型是不同的。 在低圆频率ωe1下的振动是单节振动。 在高圆频率ωe2下的振动是双节振动,它有两个节点, 质量愈大离节点愈近,振幅愈小。
I1 + I 2 I 2 + I3 2 1) = ω 由两种简谐振动相加而成; ω 23 = e12 I1 I 2 e23 I 2 I 3
17 15
2
2
16
2. 轴系阻尼
1)柴油机阻尼 2)轴段阻尼 3)螺旋桨阻尼
Байду номын сангаас15
3.轴系的强制扭转振动特性 1) 轴系的共振 激振力矩频率f=νn 当某次简谐力矩的变化频率等于轴系的某个自振频率 时，轴系便会产生这个自振频率及振动形式下的共振 产生共振转速称临界转速 2)主临界转速与副临界转速
2 12
11
3. n 质量系统的无阻尼自由扭转振动特性
ϕ1=A1(1)sin(ωe1t+ε1)+A1(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+A1(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1) ϕ2=A2(1)sin(ωe1t+ε1)+A2(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+A2(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1) … … … … ϕn=An(1)sin(ωe1t+ε1)+An(2)sin(ωe2t+ε2)+… …+An(n-1)sin(ωe(n-1)t+εn-1)
1) 每个质量扭振均为(n-1)种简谐振动相加而成; 2) 有(n-1)个自振频率, ωe1＜ωe2＜ωe3＜…＜ωe(n-1)。单节点振动振幅 最大,多节点振动的振幅递减; 3) 有(n-1)个振型 即单节点、双节点、三节点……(n-1)节点自由 14 9 扭转振动振型。
第3章 轴系扭振-学生讲解
2、自由振动的频率？（频率、圆频率） 3、思考：2自由度、多自由度自由振动的频率
有阻尼自由振动
1、单自由度振动
2、有阻尼自由振动的频率？ 3、多自由度系统阻尼自由振动的频率
有阻尼受迫振动（单自由度）
1.简谐力下的受迫振动
G M sin ωg t
φ φ0 1 (1 ( ωg ωn )2 )2 4δ 2( ωg ωn )2
• 各分量称为1、1.5、2、2.5、3、3.5、4、4.5…阶（谐次）分量。 • 思考：为什么活塞往复惯性力只有1、2、3、4…级分量。
多缸扭矩的叠加效果
• 由单缸扭矩线性叠加 • 各缸间发火间隔角（缸：120°CA • 不同缸各阶分量的相位角 1-5-3-6-2-4）
发动机转速与频率的关系
内燃机临界转速
简谐扭矩下的轴系扭振（放大系数）
1.简谐力下的受迫振动
G M sin ωg t
2.受迫振动的放大系数
曲轴扭矩分解---简谐扭矩
80000 60000 40000 20000 0 1 -20000 -40000 53 105 157 209 261 313 365 417 469 521 573 625 677
• 3.多自由度系统
• 4.连续体 • 5.梁的固有频率和振型（加上patran动画）
• 6.固有频率、模态振型：实验模态分析、有限元模态分析
• 7、振动力的获得（激励力）
无阻尼自由振动
1、单自由度系统。 单扭摆（单弹簧振子）：简谐振动
I K 0
T sin(t ) 2 f 2
δ 2 KI
0 在静态扭矩下的扭角
2.受迫振动的放大系数
有阻尼的受迫振动（多自由度）
3-发动机轴系扭振
I4 I5 I6 I7 I8 I9 I10 I11
车辆工程系
I12
Node
Element
理论
Theories
轴系当量化简的基本假定
Cranktrain Equivalent System Assumptions
转动惯量(由EXCITE DESIGNER内部计算或外部输入):
气缸转动惯量 - 气缸内活塞、连杆、曲拐等运动件的转动惯量集中在气缸中 心线位置，采用动能相等原则折算，与曲拐的转动惯量叠加。 1 I ( m j mB )r 2 I q (单列式机) 2 飞轮、推力盘、弹性联轴器等有较大转动惯量的部件，将其转动惯量集中在 各自的中心线位置
以试验结果为最终检测要求。
车辆工程系
理论
Theories
轴系当量系统方程
Cranktrain Equivalent System Dynamic Equation
I1 C12 I2 C23 I3 C34 I4 C45 I5 C56 I6 C67 I7
根据牛二定律,有方程: I1 D12 C12 M 1 I 2 D 23 (C 23 C12 ) M 2
轴系扭振
系统绝对和相对阻尼定义
System Damping with Absolute and Relative Damping
0
k rel
轴系部件的扭振参数计算
轴系部件的扭振参数计算采用集总参数模型进行常规传动装置的扭振计算，该种模型由三部分组成：有惯量的质量、无惯量的刚度和无质量阻尼。
对轴系中各部件的扭振参数提取，然后按连接顺序拼接在一起，形成完整的集总参数模型。
1)柴油机曲轴曲轴集总参数模型的刚度、惯量和阻尼系数由生产厂家提供。
2)高弹联轴节高弹联轴节的转动惯量和刚度原则上可由生产厂提供。
弹性联轴节应把主、被动部分分为两个集中质量，扭转振动计算时，高弹刚度为两集中质量间的刚度值。
弹性元件的转动惯量则可一分为二分别记入主、从动部分内。
3)齿轮箱齿轮箱轴系模型刚度、惯量和阻尼系数由生产厂家提供。
齿轮的啮合刚度很大，一般可取系统中最大刚度的1000倍。
4)万向联轴器万向联轴器的转动惯量可以分别平均加在其两端的集中质量上。
万向轴的刚度值作为两集中质量间的刚度值。
（阻尼系数取为0）5)中间连接轴、推力轴、螺旋桨轴对于推力轴、中间轴、艉轴和螺旋桨轴等中间连接轴的转动惯量，可把它的转动惯量平均分配到两相邻集中质量上。
每相邻两集中质量点之间轴的刚度值作为该两集中质量间的刚度值。
在没有模型、图纸或者不具备有限元建模的情况下，可以应用理论计算公式计算轴段的刚度。
（阻尼系数取为0）按空心圆锥结构计算各中间轴段的惯量和柔度，轴长为L，一端的外径D1和内径d1，另一端的外径D2和内径d2，材料密度ρ。
轴段较长时，均分成N段轴处理，均分轴段按前后顺序编号1、2、…、i、…、N，则第i段轴的惯量刚度计算公式如下：第i段轴，记一端的外径D i1和内径d i1，另一端的外径D i2和内径d i2，则D i1=D1−i−1N(D1−D2)d i1=d1−i−1N(d1−d2)D i2=D1−iN(D1−D2)d i2=d1−iN(d1−d2)材料的弹性模量E，泊松比μ，剪切弹性模量G，有如下关系G=E2(1+μ)计算要求 D i2>D i1，d i2>d i1，其刚度为K i=3NπG32L[D i1D i231+D i2D i1+(D i2D i1)2−d i1d i231+d i2d i1+(d i2d i1)2]当D1=D2，d1=d2时，其转动惯量为I i=π32NρL(D i14−d i14)当D1≠D2，d1≠d2时，其转动惯量为I i=π160NρL[(D i12+D i1D i2+D i22)(D i15−D i25)D i13−D i23−(d i12+d i1d i2+d i22)(d i15−d i25)d i13−d i23]6)飞轮、推力盘和法兰盘等如飞轮、推力盘、法兰盘等部件作为刚体考虑，只记其转动惯量，以该部件中心线作为质量的集中点。
第三节 轴系的扭转振动分析
轴系的扭转振动
船舶推进轴系是一个既有扭转弹性、又 有回转质量的扭转振动系统。轴系扭转振 动为边旋转边做周向来回振动，不可避免。 规范要求：功率大于 220KW的柴油机推进系 统、额定功率大于 110KW的柴油机发电系统 要进行扭振计算并提交审查及实船测量， 如计算及测试超过规定必须采取避振和减 振措施
五 轴系扭转振动的减振措施
一、船舶轴系扭转振动许用应力和许用扭矩 1转速比r=共振转速/标定转速=nc /ne 2持续运转工况0ｒ1.0 3危险临界转速 1）扭振应力或扭矩超过持续运转的许用值时的共振转 速 2）防止措施： （1）设转速禁区；（2）禁区内不应 持续运转，允许快速超越；（3）转速表用红色标明， 并在操纵台前设示告牌 4常用转速ｒ＝0.8－1.05范围内不允许存在转速禁区。 在ｒ＝0.9－1.03范围内应尽可能不用减小振幅的方 法来消除转速禁区
4封缸运行时的扭振特点 1）封缸运行类型 （1）单缸停油，运动件未拆除 （2）损坏运动件拆除 2）相应扭振特点 （1）运动件未拆除较常见，使扭振振幅和扭振应 力增大，即扭振恶化 （2）运动件拆除对扭振影响最严重，使转动惯量 减小，固有频率、固有振型发生变化，扭振振 幅、应力增大 5现代船用大型柴油机的扭振特点 使轴系扭转振动加剧，中间轴产生过大的扭 振振幅和扭振附加应力
1）由强制振动φ１与有阻尼自由扭振φ２两种 简谐振动合成，经过一定时间后φ２消失， 只剩下强制振动φ１ 2）强制振动φ１是由激振力矩Mt激起的，且其 圆频率与激振力矩圆频率相同，即皆为同一 个ω 3）A１的大小主要取决于扭摆的自振圆频率ωe 与阻尼比n。在无阻尼(n→０）情况下，若 ωe＝ω，则振动振幅A１→∞；在有阻尼情 况下，若ωe＝ω，则A１不会无限大，但也 为最大值，称系统共振
第七章船舶推进轴系的扭转振动与控制
轴系振动有：扭转振动、回转振动（横振）、纵向振 动。其中以扭转振动为主，当周期性的交变力矩作 用的频率与自振频率相同时，将产生共振。 我国“船规”规定220kW（300HP）以上的船舶都要 申报扭振计算书。 一、扭振的概述 1、轴系扭振的成因及危害 轴系本身具有扭转振动的基本特性：弹性与惯性 轴系承受不均匀的干扰力矩 当扭转振动所产生的应力超过许用值时，会对轴系产 生极大的破坏作用。
i 1 k 1
k质量振动位移 (k 1)质量位移 (k 1, k )轴段变形
对简谐振动 A sin( n t )
2 n A sin( n t ) 2 max n A
A2 A 3 Ak A n
2 A1 e12 n I 1 A1
A2 e23
2 n
I
i 1 2 n
2
i
Ai
Ak 1 ek 1,k
I
i 1 n 1 i 1
k 1
i
Ai
2 An 1 en 1,n n I i Ai n
2 自由段： U n ,n 1 n I i Ai 0 i 1
高速机一般只考虑
k Ak(1) sin(1t 1 ) Ak( 2) sin( 2 t 2 ) Ak( n1) sin( n1t n1 )
取第一质量作为分离体 S1 U 12 0 1 I1
1 2
e12
0
1 2 1 e12 I 1
n=
n-1- n-1,nEn-1,n n,n+1=n-1,n+ n n=0
《轴系的扭转振动》课件
分析轴系扭振的动态特性， 如阻尼比和固有频率的变化 规律。
比较不同实验条件下的轴系 扭振响应，以验证结果的可 靠性和一致性。
结果比较与验证
比较方法
01
比较不同实验条件下的结果，以评估实验 的重复性和可靠性。
03
02
将实验结果与理论模型进行对比，验证模型 的准确性和适用性。
04
验证内容
验证理论模型的预测与实验结果的符合程 度。
智能化与数值模拟
利用智能化技术和数值模拟方法，可实现对轴系 扭转振动更精确、高效的预测和控制。未来研究 可关注智能化技术和数值模拟方法在轴系扭转振 动研究中的应用和发展。
减振技术发展
随着减振技术的不断进步，未来将有更多高效、 可靠的减振方法和装置应用于轴系设计中。研究 可关注减振技术的创新发展及其在轴系设计中的 应用前景。
标准与规范更新
随着轴系扭转振动研究的深入和工程实践的积累 ，相关标准和规范也需要不断更新和完善。未来 研究可关注国际和国内相关标准与规范的动态， 推动轴系扭转振动研究的标准化进程。
2023 WORK SUMMARY
THANKS
感谢观看
REPORTING
04
பைடு நூலகம்
数据采集器将实时采集的数据传输到计算 机进行后续分析。
实验结果与分析
01
实验结果
02 轴系扭振的位移、速度和加速度随时间变化的曲 线图。
03
不同激振频率和幅值下的轴系扭振响应。
实验结果与分析
• 轴系扭振的阻尼比和固有频率等 参数。
实验结果与分析
结果分析
探讨激振频率和幅值对轴系 扭振的影响。
PART 07
总结与展望
本课程总结
第四章轴系扭振与噪声解析
2020/10/25
内燃机设计
9
临界转速（续）
• 虽然不同扭振系统具体振形各不相同，但一 般来说可以断定：由内燃机每一转发火数的 整倍数或半整倍数阶激振转矩引起的共振是 最危险的，称为主共振或强共振。对应的临 界转速称为主（强）临界转速：
n z ,
ne,
z(2i / )
n' z,
ne,
(z 0.5)(2i / )
• 目前，固有振动可精确计算，但强迫扭振还难于计 算。扭振减振的设计主要依靠试验方法。
2020/10/25
内燃机设计
3
第二节 轴系固有扭振频率
• 1、计算模型
• 工程中常用由圆盘 和直轴组成的有限 自由度系统作为曲 轴轴系扭转振动的 计算模型。这种方 法计算方便且足够 精确，如六缸直列 机可简化为8自由度 计算模型。
2020/10/25
内燃机设计
11
扭振减振器（续）
1、硅油减振器：构造简单，但尺寸质量较大。 2、橡胶减振器：比较轻巧，但橡胶力学性能不
易控制。
3、硅油橡胶复合减振器：综合前二者的优点。
2020/10/25
内燃机设计
12
第五节 内燃机的运转噪声及其降低
• 一、概述 内燃机运转噪声可分为三部分：
＃内燃机整体在支承上的振动引起的噪声
z=1,2,3,…
2020/10/25
Байду номын сангаас
内燃机设计
10
第四节 扭振减振器
• 在内燃机工作转速范围内，如果出现主或强临界转 速，则一般要用扭振仪测量曲轴共振振幅。如果共 振振幅过大（或扭振附加应力过大，或附加噪声过 大），则要采取措施消减扭振。
• 对于内燃机的扭振，理论上可以考虑提高轴系扭振 固有频率，避开某些危险共振，但一般来说比较困 难，且潜力有限。实用上比较方便的办法是增大振 动系统的阻尼，抑制其振动振幅。在变工况高速内 燃机中应用最广的是阻尼减振器，如硅油减振器、 橡胶减振器和硅油橡胶复合减振器等。它们的结构 如图9－25，减振效果如图9－26。
轴系扭转振动
计算参数
1
自由振动
2
强迫振动
3
转动惯量
4
阻尼计算
5
扭转刚度
自由振动是机械系统中一种简单的振动形式。系统在外力的作用下，物体在离开平衡位置后，不需要外力的 作用，就能自行按其固有频率振动，这种不在外力的作用下的振动称作自由振动。在轴系扭转振动计算中，自由 振动计算占有极重要的位置。通过自由振动计算，可以得到扭振系统的固有频率、振型，从而确定系统的临界转 速，轴段扭振的应力尺标，进而计算扭振共振振幅，共振扭矩，共振应力等特征和特性参数，为轴系扭振评估， 确定扭振测试位置，扭振减振器设计和安装提供依据。自由振动的计算方法有很多，通常采用的方法有雅克比法 （Jacobi）、霍尔茨法（Holzer）、模态分析法、子空间迭代法等。船舶柴油机轴系的阻尼通常是弱阻尼，系统 的转动惯量和轴段弹性常数通常可以求得比较精确的结果，长期实践表明，在自由振动计算是按无阻尼自由振动 处理，一般能满足工程实际需要。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
汽轮发电机组的轴系扭振
电力系统的某些故障和运行方式，往往导致大型汽轮发电机组的轴系扭转振动，以致造成轴系某些部件或联轴器的疲劳损坏。
轴系扭振是指组成轴系的多个转子，如汽轮机的高、中、低压转子，发电机、励磁机转子等之间产生的相对扭转振动。
随着汽轮发电机组单机容量增大，轴系的功率密度亦相对增大，以及轴系长度的加长和截面积相对下降，整个轴系成为一个两端自由的弹性系统，并存在着各种不同振型的固有的轴系扭转振动频率。
同时随着大电网远距离输电使系统结构和输电技术愈趋复杂。
由于这两方面的原因，电力系统因故障或运行方式的改变所引起的电气系统与轴系机械系统扭振频率的耦合作用，将会导致大型汽轮发电机组的轴系扭转振动，严重威胁机组的安全运行。
产生轴系扭振的原因，归纳起来为两个方面：一是电气或机械扰动使机组输入与输出功率（转矩）失去平衡，或者出现电气谐振与轴系机械固有扭振频率相互重合而导致机电共振；二是大机组轴系自身所具有的扭振系统的特性不能满足电网运行的要求。
因此，无论产生的原因如何，从性质上又可将轴系扭振分为：短时间冲击性扭振和长时间机电耦合共振性扭振等两种情况。
从原则上讲，电力系统出现的各种较严重的电气扰动和切合操作都会引起大型汽轮发电机组轴系扭振，从而产生交变应力并导致轴系疲劳或损坏，只是其影响程度随运行条件、电气扰动和切合操作方式、频率（次数）等不同而异。
其中影响较大的可归纳为以下四个方面：
1．电力系统故障与切合操作对轴系扭振的影响：通常的线路开关切合操作，特别是功率的突变和频繁的变化；手动、自动和非同期并网；输出线路上各种
类型的短路和重合闸等都会激发轴系的扭振并造成疲劳损伤。
2．发电厂近距离短路和切除对轴系扭振的影响：发电厂近距离（包括发电机端）二相或三相短路并切除以及不同相位的并网，都会导致很高的轴系扭转机械
应力。
例如在发电机发生三相短路时，短路处电压下降接近于零，于是在短
路持续时间内，一方面与短路前有功负荷对应的同步电磁转矩接近于零，同
时发电机因短路并以振荡形式出现的暂态电磁转距将激发起整个轴系的扭
转振动。
3．电力系统次同步振荡对轴系扭振的影响：在电力系统高压远距离输电线路上，当采用串联补偿电容用以提高输电能力时，该电容器同被补偿的输电线
路的电感，将构成L-C回路（略去回路电阻）并产生谐振。
当电网频率与上
述的谐振频率的差值与轴系某一机械固有扭振频率相同或接近时，则上述的
电气谐振与机械扭振合拍并相互激励，从而给机组轴系的安全运行构成严重
的威胁。
由于电气谐振频率低于电网频率，通常称为次同步振荡。
4．电力系统负序电流对轴系扭振的影响：发电机定子绕组中的负序电流可由三相负荷不平衡、各种不对称短路、断线故障引起。
负序电流相当于一个外力
源，因此由负序电流产生的轴系扭振有别于上述的自激扭振，并称之为强迫
扭振。
负序电流在电机中产生的旋转磁场与转子的励磁磁场相互作用，并产
生交变转矩作用在轴系上，如果这一交变转矩的频率同机组轴系某一个固有
的扭振频率重合，就会激发起轴系的扭振。
预防和抑制轴系扭振的措施可以从设计制造、运行方式，机—电配合、在线监测等几个方面针对不同的情况采取相应的措施。
设计制造，是指包括汽轮发电机轴系扭振频率、绕组的设计、选材、工艺和机械加工以及输电系统的线路的结构方式、继电保护、控制手段以及串联电容补偿方式的设计与选择
等。
例如：轴系的结构尺寸和刚度要考虑避免机—电谐振合拍，使轴系固有的扭振频率避开对应出现的谐振频率，一般倍频要求避开±7HZ，工频要求避开±15HZ。
电网的规划设计如需采用串联电容补偿方式，在考虑满足电力系统稳定的同时，还要考虑避开可能出现的激发轴系扭振的谐振频率或采取相应的抑制措施。
运行方式，是指在满足输电的条件下，尽量避免采用前述的可能导致高轴系扭振应力的运行方式。
例如，尽量避免使机组输出的有功功率发生±0.5(标么值)突变量的正常线路的切合操作(包括甩负荷).
在线监测,是利用机组扭振在线监测装置准确测量系统冲击所造成的轴系扭振的损伤国外的一些大型汽轮发电机组，根据系统的需要所配备的扭振在线监测装置（简称TSA，于1977年在欧洲投入使用），是防止机组出现过大扭应力和疲劳损伤的有效手段。
对于运行人员来说，轴系扭振不象机组的横向机械振动那样易于感受和发现，但应注意遇到电力系统大的扰动如发电机短路、机组甩负荷等可能造成的轴系扭振损坏。
经验证明：在轴系扭振造成轴系某些部件损坏时，都伴随着机组振动的变化。
严格监视机组的振动变化，尤其是机组受到电力系统重大扰动时引起的振动变化，在一定程度上可以监督轴系的扭振造成的轴系损坏。