一种立式长轴泵转子临界转速的分析
一种计算转子临界转速新方法
一种计算转子临界转速新方法
郭力;盛晓敏
【期刊名称】《润滑与密封》
【年(卷),期】1998(000)003
【摘要】本文在首创一种新的矩阵相乘技术的基础上，给出一种先进的传递矩阵－多项式法，实例证明，该法在计算转子系统临界转速时，不漏根，计算精度高，计算速度快。
【总页数】4页(P33-36)
【作者】郭力;盛晓敏
【作者单位】湖南大学机械与汽车工程学院;湖南大学机械与汽车工程学院
【正文语种】中文
【中图分类】TH113.25
【相关文献】
1.一种轴型盘转子系统临界转速的计算分析 [J], 康召辉;任兴民;刘婷婷
2.判别非线性滑动轴承转子系统临界转速新方法 [J], 王江辉;徐武彬;李冰;李小磊
3.计算转子—轴承系统临界转速的新方法 [J], 刘贵杰;刘思汉
4.计算转子──轴承系统临界转速新方法的实验研究 [J], 刘贵杰;燕启贵;刘思汉
5.高转速涡轮发动机转子临界转速计算 [J], 韩涛翼;李纪永;赵彧;熊杰;李芳
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
测量立式长轴泵泵轴弯曲与调整
测量立式长轴泵泵轴弯曲与调整1．立式长轴泵泵轴的弯曲：立式长轴泵的结构精密，动、静部分之间间隙小，转子转速高、轴的负荷重。
因此对轴的要求比较严格。
轴的弯曲度一般不允许超过0.02mm，超过0.04mm时就应该进行直轴处理，轴的弯曲过大势必将增加水泵转子的晃度，晃度大势必要增加密封环及导叶衬套间隙，如果间隙过大，还会形成涡流，引起水泵振动。
降低水泵效率。
2．立式长轴泵叶轮与泵轴的装配间隙：立式长轴泵的叶轮与泵轴装配一般是间隙配合，其间隙在0.00mm－0.04 mm，这是由水泵轴及叶轮加工公差决定的,间隙过或过盈一方面增加组装难度,另外影响转子部件热膨胀,增加水泵转子后天性晃度的产生引起转子质量不平衡，间隙过大增加水泵转子晃度，造成水泵转子动平衡不稳定，叶轮内孔与轴的配合部位，由于长期使用和多次拆装，其配合间隙增大，此时可将配合的轴段或叶轮内孔用喷涂法修复。
3.泵轴键及键槽间隙的调整：水泵叶轮与泵轴靠键传递转动。
键和泵轴键槽应该是过盈配合，紧力在0.00 mm－0.03 mm，键和叶轮键槽应是间隙配合，其值也在0.00 mm－0.03mm。
4. 立式长轴泵转子小装：ａ)小装的目的.转子小装也称预装或试装，是决定组装质量的关键，其目的为：测量并消除转子紧态晃动，以避免内部摩擦，减少振动和改善轴封工况；调整叶轮之间的轴向距离，以保证各级叶轮的出口对准；确定调节套的尺寸。
ｂ）转子套装件轴向膨胀间隙的确定，因为转子套装件与泵轴材质不一样。
另外，泵轴两端均在泵体以外，所以在热态下，泵轴与转子套装膨胀量大于泵轴，所以在转子的膨胀间隙的数值是根据转子的长短及水温确定的，一般在10个叶轮左右的转子其膨胀间隙在1 mm 左右，膨胀间隙过大，则不能很好紧固转子套装件，膨胀间隙过小，则可能造成转子热态下的弯曲。
造成动静摩擦，损坏设备。
ｃ）小装前的检查，检查转子上各部件尺寸，消除明显超差。
轴上套装件晃度一般不应超过0.02 mm，对轴上所有的套装件，如叶轮、平衡盘、轴套等，应在专用工具上进行端线的垂直误差，得出的是上下端面的平行误差。
大型屏蔽电机泵转子系统的建模及临界转速计算
２１ ０ ２年 １ ０月
文 章 编 号 ：０ １３ ９ （０ ２ １— ０ ３０ １０ — ９ ７ ２ １ ）０ ０ ０ — ３
机 械 设 计 与 制 造
Ｍａ ｈｉ ｅ ｙ Ｄｅ ｉｎ ｃ ｎ ｒ ｓｇ ＆ Ｍａ ｕ ａ ｔ ｒ ｎ ｆ ｃｕ ｅ ３
大型屏 蔽 电机 泵转子 系统的建模及 临界 转速计算 木
￣／ “ ＋Ｉ １Ｉ － Ｘ 【 “ｌ －２ ｅ ２ ＝ Ｓ＋ ２ｅ
引入 Ｒｃａｉ 化 ： ｉ ｔ变 ｃ
－ －
（ ２ ）
（ ３）
化的刚度 １阻尼系数建模 。大型屏蔽电机泵转子系统集总参数模 、 Ｏ
Ｕ
＝
Ｓｅ ｉ
型， 图 ２ 如 所示 。其 中 ， 结点 ３位 于下 飞 轮质 心 ， 点 ６位 于下 径 结
ｃｉｃ ｔ ｙｓ ｅｄｄ ｓ ｎｏ ｌ ｇ － ｃ ｅｃ ｎ ｄｍ ｔ ｕ ｐ ｒｔｒ ｙｔｍ ｉ ｓｆ ｃｅ ｔｎｄ ｓ ｎｃ ａｉ ． ｒ ｉ ｒ ａ ｅ ｅｉ ａ ｅ ｓａ ａ ｅ ｏ ｒ ｍ ｏ ｓ ｕ ｉｎ ｉ ｅｉ ａ ｃｔ ｔａ ｏ ｌ ｒ ｐ ｇ ｆ ｒ ｌ ｎ ｏｐ ｏ ｓ ｅ ｓ ｆ ｉ ｇ ｐ ｙ
［］ ４ 蔡宣三． 最优化与最优控制 ［ ． 清华 大学出版社 ，９ ３ Ｍ］ 北京： １８ ． ［］ ５ 雷英杰． Ａ Ｌ Ｂ Ｍ Ｔ Ａ 遗传算法工具箱机应用 ［ ． Ｍ］ 西安： 西安电子科 技大
学 出版社 ，０ ５ ２０．
５ 结 论
［］ ６ 刘善维． 机械零件 的可靠性优化设计 ［ ． Ｍ］ 北京： 中国科学技术出版社 ，
８
９
１ １ ２ ３ ４ ５６７ ８ ０１ Ｆ １ １１１ １ １
立式长轴泵参数
立式长轴泵参数
立式长轴泵是泵的一种重要型式，它的优势是可以实现对流体的间歇排出，而且能把泵体尺寸缩小，具有更高的效率。
其基本参数由于不同应用的不同，可以分为以下几类：
一、技术参数
1、流量：流量是指能够通过泵的流体的量，以升/分钟为单位。
2、扬程：扬程是指液体能够被抽出泵体的高度，以米为单位。
3、效率：效率指液体被抽出时所消耗的功率，以百分比（%）计算。
二、结构参数
1、轴径：轴径指泵的轴的直径，以毫米为单位。
2、轴的长度：轴的长度是指轴长度的长度，以毫米为单位。
3、拉头直径：拉头直径指拉头的直径，以毫米为单位。
三、制造参数
1、材料：材料指泵主体材料，如碳钢、不锈钢等。
2、表面处理：表面处理指对泵外壳等部件的表面处理，比如烤漆、电镀等。
3、制作工艺：制作工艺指生产泵时所采用的工艺，如锻压、重锻等。
立式长轴泵能有效提高抽水效率，广泛应用于工业、农业及家庭用水的抽水等领域。
此外，立式长轴泵还可以运用在火力发电、水力发电等发电领域，随着节能技术的不断发展，立式长轴泵的发展前景
也将越来越广阔。
立式长轴泵的参数是评价泵的重要标准，直接影响泵的效率和使用寿命。
为了获得一台最优的、最能符合要求的立式长轴泵，购买者必须对其参数有一定的了解。
我们需要根据实际应用需求，分析立式长轴泵的技术参数、结构参数和制造参数，以便选择出最合适的泵型。
综上所述，立式长轴泵是一种具有广泛应用前景且重要参数多种多样的泵。
在购买立式长轴泵时，购买者应当对其参数有一定的了解，并对比分析各参数的特性，以便选择出最合适的泵型。
立式长轴泵(深井长轴泵)故障解决的方法
对立式长轴泵(深井长轴泵)故障解决的方法
长轴泵的使用提高了我们的工作效率，减轻了工作者的工作量。
但是在其工作中，令用户比较担忧的是在工作中。
长轴泵也会有故障的发生，那么常见的长轴泵故障有哪些呢?是否有故障解决办法呢?相信这些都是用户十分想了解的信息。
接下来将对这些问题进行分析。
1、起动不起来
原因:长轴泵振动不起来的原因有电机或供电系统故障、转子部件中有异物、轴承被卡住、起动条件不满足。
解决办法:是检修电机或供电系统、清理转子部件、清理或更换轴承、检查应满足的条件流量不足或不出水。
2、流量不足或者不出水
原因:一般都是吸入侧或出口侧或叶轮有杂物堵塞、密封环磨损过多、叶轮损坏、转向不对、住宿过低、淹深不够，吸入空气。
解决办法:清理滤网、叶轮、导叶体、排出管、阀系统;更换损坏的零件;校正转向;测量电压、频率、检查电机;提高吸入水位。
3、长轴泵异常振动并且发出噪音
解决办法:需要提高长轴泵吸入水位或关小出口闸阀、叶轮校正静平衡、校正轴的同心度，较直轴、拧紧地脚螺栓、更换轴承、进行导轴承更换。
长轴泵是种用来输送清水和含有一定固体颗粒污水、具有腐蚀性工业废水等恶劣物质的设备，它在污水处理、原生水处理、冶金钢铁行业、矿山、电厂、市政工程、农田水利等领域都发挥着重要的作用。
相信长轴泵故障问题会对长轴泵的使用造成很大的影响，加快对这些故障的研究对于长轴泵的未来会有非常积极的作用。
某转子系统的临界转速分析
某转子系统的临界转速分析众所周知，风扇部件是航空发动机的关键部件之一，同时也是发动机的设计难点之一。
为考核验证某型发动机的风扇特性，设计并研究了风扇试验器，而风扇试验器的转子动力特性问题是设计过程中不可避免的重要问题。
转子动力特性通常包含以下几个问题：临界转速、动力响应、动平衡以及转子的稳定性。
本文主要阐述了风扇试验器临界转速的初步分析。
转子临界转速的估算主要是避免其落入发动机的正常工作转速范围，转子工作转速应具有足够共振裕度，此裕度至少是20%【1】；是防止试验过程中振动过大，造成产品浪费、设备损坏的必要手段。
在转子动力学研究发展过程中，出现过许多计算方法，这与当时的计算命题和计算方法相适应。
现代的计算方法主要有两大类：传递矩阵法和有限元法。
传递矩阵法由于矩阵的阶数不随系统的自由度数增大而增加，因而编程简单，占内存少，运算速度块，得到广泛应用[2,3,4]；随着计算机硬件水平的迅猛发展，配套的有限元软件界面友好程度的不断提高以及解决转子及其周围结构组成的复杂系统所表现的优越性，使得有限元方法逐渐称为主流趋势[5,6]。
本文利用Samcef Field前后处理软件，基于Samcef Rotor有限元法求解器，分别采用一维和二维模型对风扇试验器进行了临界转速分析。
1 风扇试验器转子风扇试验器由电机驱动，电机转子通过法兰和风扇转子刚性连接。
试验器转子系统包括：风扇轮、平衡盘和两个轴承，其中转轴分为三段，第一段为风扇轴，通过花键将扭矩传递至风扇轮盘，第二段为平衡盘及轴，第三段为电机传扭轴，前两段轴通过法兰刚性连接，后两段轴通过花键传扭，通过锁片和螺帽轴向拉紧。
转子系统上有两个支点，采用0-1-1的支承方式，见图1。
图 1 风扇转子试验器2 一维分析2.1 一维计算模型依据转轴截面尺寸的不同以及集中质量位置、支点位置将转轴划分为多段阶梯轴，各段的几何参数见表一，集中质量及转动惯量见表二。
对于风扇轮前端的整流结构，由于其质量较小，一维分析时忽略其对转子临界转速的影响。
(2021年整理)03泵轴临界转速的计算
03泵轴临界转速的计算编辑整理：尊敬的读者朋友们：这里是精品文档编辑中心，本文档内容是由我和我的同事精心编辑整理后发布的，发布之前我们对文中内容进行仔细校对，但是难免会有疏漏的地方，但是任然希望（03泵轴临界转速的计算）的内容能够给您的工作和学习带来便利。
同时也真诚的希望收到您的建议和反馈，这将是我们进步的源泉，前进的动力。
本文可编辑可修改，如果觉得对您有帮助请收藏以便随时查阅，最后祝您生活愉快业绩进步，以下为03泵轴临界转速的计算的全部内容。
HGA75-8高压安全注射泵轴振动和临界转速校核计算编制审核批准上海凯泉泵业（集团)有限公司2007年8月高压安注泵轴振动和临界转速校核计算1）基本方法：首先求出泵转子在空气中轴的临界转速，然后考虑叶轮密封处对泵轴的临界转速影响，再求出泵轴工作时的第一临界转速.A．泵轴计算空气中轴的临界转速:力学模型：以两径向滑动轴承为轴两简支点，简化成等轴径两端外伸轴，以平均Φ64为轴径，超过Φ64的轴重量摊计给各零件的重量中（这样简化计算临界转速偏低而有利安全)，轴上各段和圆盘重及重心与支点距离见图.用分解代换法的邓柯莱公式计算第一临界转速。
a）轴按两支点外悬梁计算临界转速，n ck=299＊λh*（E＊I n/W/L3）0。
5=2466。
7 其中：惯性矩 In=82.3，轴重W=55.6 ，轴长 L=216.1 支承形式系数λh=14.862(按外悬长与L之比查出)b）外伸端悬重（外悬联轴器和推力轴承盘)后临界转速:n c左=299*（k/W左）0.5=20656.8；k=3*E＊I/（1-μ左）2/L3=24819.2, W左=左悬重=5。
2；n c右=299*（k/W右）0。
5=6553.9;k=3*E＊I/(1-μ右）2/L3=6005.8W右=右悬重=23。
5；μ左、μ右分别为左右悬重心至远支点距离与两支点距之比。
c）两支点内多圆盘计算临界转速：n ci=299＊(k i/W i）0.5，k=12＊E＊I/μi2/（1-μi)2/L3μi=相应圆盘重心距支点与两支距之比，W i为各相关贺盘(叶轮、平衡鼓、机封等），分别代入后:n c1=14482.7 n c2=5815.1 n c3=4598。
转子动力学求解转子临界转速与固有频率.
• 将各个变截面轴段所具有的质量和转动惯量都集总 到左右的两个端点位置，形成集总的刚性刚性波圆 盘。
• 对于简化后的节点j,它具有的直径转动惯量 J dj ，极 转动惯量 J pj 以及总质量 m j 的计算方法分别如下：
J dj J J Pj J
• 其中，
s
mj m m m
m
N
0
这是传统传递矩阵法的系统的频率方程，也就是求解临界转速的 方程式。
• Riccati传递矩阵法
• 在计算过程中引入了一个Riccati变换，可以将一开始求解 微分方程两个边界条件的问题转变为一个初始值的问题， 这种转变一方面保留了传动传递矩阵法求解过程中所具有 的优点，另一方面直接提高了传递矩阵方法计算过程中数 值的稳定性。 • 把状态矢量Z进行分组，具有0值的元素为一组,用矢量f表 示，非0值为另一组，表示为矢量e，于是状态向量简化成 为 f ，左右端面都是自由端时，弯矩和剪力为0，而 Z i 径向位移和挠角不为0，于是有 e T T i f M Q e X A
u12i l m 2 K sj 2 m K sj
其中，
1 l u11i 0 1 i
J
2 J p d 0 i
u21i
l2 2 EI l EI
3 2 l3 l l 2 2 1 1 1 m K l J J sj p d 6 EI 6 EI 2 EI u22i 2 2 l l l 2 2 m K 1 J J sj p d 2 EI EI i 2 EI i
案例选取
• 选取一篇硕士论文《高速列车传动齿轮箱齿轮转子 动力学特性研究》中传动齿轮箱中低速轴进行研究 。
转子临界转速特性的试验研究
转子临界转速特性的试验研究
李惠昌;张臻伟
【期刊名称】《上海汽轮机》
【年(卷),期】1989(000)002
【摘要】转子临界转速的一些基本特性早已被人们所认识。
当一台旋转机械的结构参数确定后,当通过计算已不难获得其临界转速。
但是,由于各种计算方法都引入了一定的假设条件和对实际转子作了简化,以致计算所得结果与实物转子的临界转速总有着或大或小的差异。
在机组运行时,准确测定转子的实际临界转速,是保证机组安全操作运行和进行故障诊断等工作所必不可少的一个环节。
本课题着重于对测定转子实际临界转速过程中常会遇到的若干问题进行试验研究。
【总页数】12页(P9-20)
【作者】李惠昌;张臻伟
【作者单位】不详;不详
【正文语种】中文
【中图分类】TM311.033
【相关文献】
1.汽轮机轮盘质量及位置对转子临界转速影响试验研究 [J], 潘宏刚;张野;夏永放;孟召军;崔洁
2.转子系统穿越临界转速瞬态响应的振幅特性分析 [J], 丁鸿昌;吕楠;樊玉华
3.基于ARMD的轴承特性对转子临界转速的影响 [J], 许艳;肖云峰;张志莲;唐涛;邓若飞;侯建
4.具有弧齿锥齿轮啮合的试验器转子系统临界转速及稳态不平衡响应试验研究 [J], 戚先萍
5.转子越过临界转速的振动特性试验研究 [J], 杨伸记;赵明;杨秉玉;戚先萍;任平珍因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
涡轮泵转子的临界转速研究(ⅲ)计入液体作用力时涡轮泵转子的临界转速
涡轮泵转子的临界转速研究(ⅲ)计入液体作用力时涡轮泵转子的临界转速本文旨在研究考虑液体作用力时的涡轮泵转子的临界转速。
首先，本文概述了涡轮泵的基本原理和结构：它是一种非常有用的流体传输设备，可以将液体从一个区域向另一个区域输送。
其次，本文提出了考虑液体作用力时涡轮泵转子的临界转速的分析方法，并讨论了液体作用力对涡轮泵转子的临界转速的影响。
然后，本文开展了数值模拟仿真，以证明上述分析方法的正确性。
最后，本文分析了研究结果，得出若干结论，为涡轮泵转子设计提供了建议。
关键词：涡轮泵，转子，临界转速，液体作用力涡轮泵是一种重要的方式，用于将流体从一个地区向另一个地区传输。
在某些应用场合，需要考虑液体作用力对涡轮泵转子的临界转速的影响。
这就需要正确估算涡轮泵转子的临界转速，以便正确应用涡轮泵的最大能量传输效率。
有关涡轮泵转子临界转速的研究通常采用数值仿真的方法。
但是，由于液体作用力的存在，涡轮泵转子的临界转速会受到影响。
因此，本文提出了一种考虑液体作用力的模型，旨在改变涡轮泵转子的临界转速研究方法，使我们能够更精确地估计转子的临界转速值。
在本研究中，我们通过数值模拟以及结果分析，证明了考虑液体作用力对涡轮泵转子临界转速的作用，可以让我们更精确准确地预测它的临界转速值，从而更好地应用涡轮泵的最大能量传输效率。
这些发现不仅改善了涡轮泵的设计，而且有助于更好地利用它的能量传输效率。
总之，本文提出的新方法为涡轮泵转子的设计和应用提供了一种理论框架，能够对设计者提供有用的信息，以便更好地应用涡轮泵。
在实际工程中，涡轮泵转子的设计与液体作用力之间存在一定的耦合关系。
因此，精确估算涡轮泵转子的临界转速是非常重要的，以便确保涡轮泵转子能够正常工作，并可以实现最佳的能量传输效率。
因此，对涡轮泵转子临界转速的研究也就成为了重要的课题。
本文采用了考虑液体作用力的新模型，证明可以有效改善涡轮泵转子的临界转速估算。
通过将此模型应用到实际工程中，可以有效地改善涡轮泵的设计，在一定程度上提高其能量传输效率。
转子的临界转速
YO 0
MO 0
（2） 分析：
而
O
?
QO ?
且不为0
从递推公式可看出，前后两截面4个基本参数
Q、M、 、Y之间的关系是线性的（在已经假定k
之后），从数学知识可知，如果我们一开始就
将 边o界条Q和件oYO
作为未知数代入递推公式（此时的
MO 0 ），逐个分段点递推，
那么很显然，任一截面（分段点）i上的4个基
到 kl l 3
（3-5）
式中：m ——为整个轴得质量， m mil
由上式可知：
（A）一个转子的临界转速不是一个，而是无限多个。 （B）第一阶振动时的临界转速称为第一临界转速，
nk1 ；第二阶振动时的临界转速称为第二临界 转速，nk 2 ；余依次类推。
由上式可知：
e 1）若质量偏心 =0（理论而言），那么在一般转速
（也即一般 ）下，转轴无挠度，y=0，即不发
生 弯曲。
2）
若 则
e =0，但
y0
k 时（即转子在临界转速下运转）
0 y0
此时可能 y
y 任意值（即发生弯曲）
在这三种情况的无穷多个值中，y 0的机会只有
一个。所以由此说明：在质量完全匀布而无质量
EI
d4y dx 2
mi
y
k 2
令常数项的组合： k 4 mi k 2 / EI
得到：
d4y k4y 0 dx 4
（3-2）
上式的通解为：
y C1 sin kx C2 cos kx C3shkx C4chkx （3-3）
系数（常数）C1、C2、C3、C4由边界条件决定。 对两端铰支座（一般滑动轴承相当于这种情况），
资料1-转子轴系临界转速计算_机械仪表_工程科技_专业资料.
YE6254转子动力学教学实验系统资料一:转子轴系临界转速计算1. 转子轴系参数：转轴：①10X 320 mm 3根，①10X 500 mm 1根（油膜振荡用），材料为40C;转盘：①76X25mm,质量800g；①76X 19mm,质量600g,材料为40Cr；跨度：①10X 320 mm转轴为250mm；①10X 500 mm转轴为430mm；连接方式：柔性和刚性两种连轴方式，且按照不同的组合；材料参数：弹性模量为210GPa,密度为7800kg/m3；给定参数：柔性连接刚度取100N/ m2，刚性连接则认为轴是连接在一起的。
2. 计算方法：对转子轴系临界转速的理论计算采用Riccati传递矩阵法，传递矩阵法的详细介绍见资料二。
3. 计算结果：按照所选取的转子轴系参数，采用Riccati传递矩阵法，计算了36种转子轴系组合情形的临界转速，结果见下表。
表中给出的是转盘在转轴特定位置的临界转速，即对单轴单盘，转盘在转轴跨长的中间位置；对单轴双盘，两转盘分别在转轴跨长的1/3位置。
转盘可安装在转轴的任意位置，其他位置的定性结论是：对单轴单盘，若转盘不在跨长的中间位置，临界转速会提高；对单轴双盘，对称位置是两转盘在跨长的1/3处，若两转盘均向支承点方向做小幅度移动，则一阶临界转速会提高，二阶临界转速会降低，若两转盘均向转轴中间方向做小幅度移动，则一阶临界转速会降低，二阶临界转速会提高；柔性连接的各阶临界转速均低于刚性连接，且一阶临界转速变化比较明显。
3.1单轴单盘：表1:3.2单轴双盘: 表2:表3:表4:表6:表7:表8表10::表112 单轴单盘：盘居中，320mm轴，800g盘，临界转速约为5728rmp3 单轴单盘：盘居中，500mm轴，600g盘，临界转速约为2790rmp4 单轴单盘：盘居中，500mm轴，800g盘，临界转速约为2472rmp5 单轴单盘：盘位于1/3处，500mm轴，800g盘，临界转速约为2814rmp6 单轴双盘：两盘位于1/3处，320mm轴，600g盘两个，临界转速一阶约为5436rmp,二阶约为21307rmp8 单轴双盘：两盘位于1/3处，320mm轴，800g盘两个，临界转速一阶约为4762rmp，二阶约为18613rmp1110 单轴双盘：两盘位于1/5处，320mm轴，600g、800g盘各一个，临界转速一阶约为7275rmp,二阶约为18327rmp111112单轴双盘：两盘位于1/3处，500mm轴，600g盘两个，临界转速一阶约为2345rmp,二阶约为9343rmp13 单轴双盘：两盘位于1/3处，500mm轴，600g、800g盘各一个，临界转速一阶约为2192rmp,二阶约为8786rmp14单轴双盘：两盘位于1/3处，500mm轴，800g盘两个，临界转速一阶约为2067rmp，二阶约为8181rmp15单轴双盘：两盘距两侧支承点各1/4轴跨度长，500mm轴，800g盘两个, 临界转速一阶约为2491rmp,二阶约为7232rmp16 单轴双盘：两盘距两侧支承点各2/5轴跨度长，500mm轴，800g盘两个,临界转速一阶约为1894rmp,二阶约为11874rmp17双轴双盘：轴间柔性连接，盘位于各轴中间，320mm轴两根，600g盘两个, 临界转速一阶约为6741rmp,二阶约为9095rmp18 双轴双盘：轴间柔性连接，盘位于各轴中间，320mm轴两根，600g、800g盘各一个，临界转速一阶约为6551rmp，二阶约为8208rmp20双轴双盘：轴间柔性连接，盘位于各轴中间，500mm轴和320mm轴各一根, 600g盘两个，临界转速一阶约为3835rmp,二阶约为7090rmp22双轴双盘：轴间柔性连接，盘位于各轴中间，500mm轴和320mm轴各一个, 800g盘两个，临界转速一阶约为3388rmp,二阶约为6228rmp1124 双轴双盘：轴间刚性连接，盘位于各轴中间，320mm轴两根，600g、800g盘各一个，临界转速一阶约为7653rmp,二阶约为8940rmpii26双轴双盘：轴间刚性连接，盘位于各轴中间，500mm轴和320mm轴各一个, 600g盘两个，临界转速一阶约为3945rmp,二阶约为8817rmp28双轴双盘：轴间刚性连接，盘位于各轴中间，500mm轴和320mm轴各一个, 800g盘两个，临界转速一阶约为3485rmp,二阶约为7739rmpii30 三轴三盘：轴间柔性连接，盘位于各轴中间，320mm轴三根，800g盘三个,临界转速一阶约为5951r m p,二阶约为7315r m p，三阶约为8773r m p32 三轴三盘：轴间刚性连接，盘位于各轴中间，320mm轴三根，800g盘三个,临界转速一阶约为7640r m p,二阶约为7761r m p，三阶约为9772r m p34 双轴三盘：轴间柔性连接，500mm轴和320mm轴各一个，500mm轴置2 转盘，分位于1/3处，320mm轴置1转盘，位于轴中间，800g盘三个，临界转速一阶约为2887rmp,二阶约为6177rmp，三阶约为9282 rmp1136 双轴三盘：轴间刚性连接，500mm轴和320mm轴各一个，500mm轴置2 转盘，分位于1/3处，320mm轴置1转盘，位于轴中间，800g盘三个，临界转速一阶约为2964rmp,二阶约为7730rmp,三阶约为9282 rmp。
立式长轴泵的设计说明书(本科)
JIANGSU UNIVERSITY 毕业设计说明书题目:LC立式长轴泵设计学院名称：专业班级：姓名：学号：指导老师：目录一摘要 (1)二概述 (1)三设计方案和原理... .. (2)四水力设计和部分零件的强度校核 (3)第一章叶轮和结构参数的确定 (3)第二章空间导叶的水利设计 (19)第二章其他零件设计与强度校核 (25)五小结 (28)六参考文献 (29)一摘要LC立式长轴泵属于离心泵，广泛运用于工业、农业、手工业等领域，其的使用温度一般控制在-20℃～120℃左右。
关键词：空间导叶；水力设计；长轴泵；叶轮。
Vertical long-axle pump is a single-stage and single-suction centrifugal pump and be applicable to the station, food of the chemical engineering, petroleum, metallurgy, electricity and make sections, such as medicine and synthetic fiber...etc. to transport temperature at-20 ℃causticities with 120 ℃lie quality or physics, chemistry function similar in water of lie quality. This time design mainly comes to professor Guan xingfan according to the pass of 《modern pump design manual 》carry on structure and water power to design, all diagram papers all adopt CAXA and CAD software to draw.Key words：long-axle pump；hydraulic design.；impeller；Space guide vane二概述一设计内容1．设计参数：扬程 H=24m流量 Q=150m³/h转速 n=2950r/min2. 结构要求A 结构设计须简单、可靠，稳定，能满足使用要求B 结构设计不拘泥于参考图，要有创新性二设计思路1．调研工作：只有结合优秀企业好的产品，才可以对LC立式长轴泵有进一步的认知。
立式长轴泵转速选择的分析
立式长轴泵转速选择的分析（武汉特种工业泵厂有限公司，湖北武汉430058）立式长轴泵（也叫长轴泵）在选型设计过程中，转速的选择一直是个比较棘手的问题。
文章以700LC-32为例，详细介绍了长轴泵在转速选择过程中应当考虑的因素。
推而广之，这对其他立式泵如斜流泵、轴（混）流泵甚至单吸卧式泵等泵型的转速选择同样具有参考意义。
标签：立式长轴泵；安全性；维护性；节能；必须汽蚀余量引言在某公司的立式长轴泵样本中，型号为700LC-32的具体参数如表1。
表1我们可能会问：为什么选择740rpm而不是980rpm、590rpm或者其他转速？不同的转速对泵的性能影响有多大？对于一种新型泵，转速应该如何选取？这说明只要泵的转速低于1060.2rpm，都在“美国水力协会”推荐范围内，但肯定只会存在一个最佳的转速。
根据我国电机的标准转速，下面我们就仅以泵转速取740rpm和980rpm比较说明，其他转速选择读者可以自行比较。
1 理论分析比较1.1 泵转速增大的优缺点比较优点：（1）单独考虑泵的转速增大，其扭矩必然减小，泵轴径减小。
和轴相配套的各个零部件的尺寸减小，则泵的整体尺寸和重量就变小变轻，因此可以节约整台泵的制造成本、运输成本、用户基建投资等；（2）对于泵和电机直联的传动，泵转速高对应的电机级数低，同等条件下电机的采购成本低；（3）对于目前普遍“低价中标”的市场行为，低的报价会使泵生产厂家中标的可能性增高。
一般而言，从竞争方面讲，我们都希望泵的转速高。
缺点：（1）泵的转速高，泵的过流部件、密封、轴承等的磨损加快，尤其是用在钢铁厂输送氧化铁皮时更加凸显，这将直接导致泵的频繁停机检修及更换配件，造成生产效率下降、维修及保养成本上升，而泵的配件价格往往更高；（2）泵的转速高有可能导致整个泵机组的振动、噪声大，破坏环境。
此外，我们也应注意到：由于长轴泵泵轴较长，为使泵的临界转速满足要求，泵轴也不能做的很细，否则容易发生共振。
泵轴系转子动力学分析技术
model. It allows better describing the properties of a mixture of oil and gas as well as considering the influence of elevated environmental pressure on cavitation. At high pressure it is suppressed completely (so called Sommerfeld boundary condition).
is 9000 r/min. It is supported on two tilting- pads bearings with a diameter of 50mm and a clearance of 2.0‰, which are lubricated with oil type ISO VG46 with an inlet temperature of 50° C. The bearings are analysed as described in [6] with consideration of the 3D distribution of the temperature and viscosity in the fluid film, of the turbulence in the fluid film and of the thermoelastic deformation of the shaft and pads.
- 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)。
第44卷第2期时代农机2017年2月V o l.44N o.2TIMES AGRICULTURAL M ACH INERY F e b.2017一种立式长轴泵转子临界转速的分析
邓孝龙、刘祥杰2
(1.湖南机电职业技术学院，湖南长沙410151曰2.湖南耐普泵业有限公司，湖南长沙410131)
摘要：立式长轴泵运行中振动的产生受多种因素的影响，而转子的刚度和临界转速是影响其稳定性和产生振动 的重要因素。
通过对立式长轴泵转子的刚度和临界转速计算，并利用有限元软件ANYSY对其建立三维有限元模型，进 行动力学模态分析，得出应力分布情况及各阶固有频率，为保证立式长轴泵在运行中的稳定性和避免发生共振现象提 供了重要理论依据。
关键词：立式长轴泵；临界转速;模态分析
中图分类号:TH133 文献标识码:A文章编号:2095-980X(2017)02-0079-02 Analysis of Critical Speed of Vertical Long -shaft Pump Rotor
DENG Xiao-long1，LIU Xiang-jie2
(l.School of Mechanical and Electrical Engineering,Hunan University,Changsha,Hunan 410151, China;
2.Hunan Naipu Pump Co.,Ltd.,Changsha,Hunan 410131, China)
Abstract:The vibration ofthe vertical long-axis pump is affected by manyfactors,and the stiffness and critical speed of the rotor are the important factors that affect its stability and vibration.Through the calculation of the stiffness and critical speed of the rotor of the vertical long axis pump,the finite element software ANYSY is used to establish the three-dimensional finite element model, and the dynamic mode analysis is carried out.The stress distribution and the natural frequency are obtained,which provides an important theoretical basis for stability of type long axis pump in the operation and avoidance of resonance.
Key words:vertical long axis pump；critical speed；modal analysis
随着工业的飞速发展，立式长轴泵被广泛应用于钢铁、电厂、石油化工、污水处理、市政等领域，这对立式长轴泵的使用 性能和寿命提出了更高的要求，而转子作为立式长轴泵的关 键零部件，其刚度决定泵的稳定性和使用寿命。
为精确的计算 分析转子的受力情况，文章结合ANSYS软件，建立有限元模 型并加以动态仿真分析，以期进一步明确转子的失效机理，为 提高其使用寿命提供理论基础。
1轴扭转强度计算
以我国建设中的某个LNG项目海水泵（立式长轴泵)转 子作为研究分析对象，设计参数如下：
流量：Q=17000m3/h,扬程:H=32m,额定转速:n=495r/min，电机额定功率：000kW
(1) 计算轴所传递的扭矩：
M…=9549.3 x P=9549.3 x^°°^=38583N-m
n n495
式中:P为配套电机额定功率(kW);n为泵的转速(r/min)
(2) 按扭转强度计算轴径：
d=1.72姨备=1.72姨 3855583=0.1528m=152.8mm
式中：M…为轴所传递的扭矩(N*m)，[子]为许用扭转剪应 力(N/m2)，轴材料为双相钢，[子]取为55MPa。
轴上设有键槽，轴径需加大5%，所以最小轴径需& $160.4mm。
收稿日期=2017-01-05
作者简介：邓孝龙（1986-),男，湖南新邵人，硕士研究生，讲师，主要 研究方向：现代制造技术与高职教育。
(3)轴的强度校核
抗扭截面系数：
w t
3 3 3
仔R仔D 3.14 x0.17
R 2 16
最大切应力：
_ Mn38583
16
=9.64x10
m a x-
Wt9.64x10
2轴扭转刚度计算
6 r-I6
-=40x10 < [子]=55x10
$=Z ma^x l8^^[$]
m a x G
|仔
G为切变模量，G=80GPa=80x109Pa;[中]为许用相对转 角，对于一般传动，可取[中]=0.5 ~1°/m;I p为截面极惯性矩cm4
4 4
仔D 3.14x0.199
I =
籽32 32
所以最大扭转角
=1.5x10
代^
T J l T L
2017年第2期
7
9
设计研究
邓孝龙，刘祥杰：一种立式长轴泵转子临界转速的分析
180 一______38583 x 180_______0 18〇 /"V "一 80 x 109x 1.5 x 10-4x 3.14 一 .
〇腦^[〇]
转子实际轴径最小为170mm ,最大为200mm ,满足扭转
强度和刚度要求。
3转子的模态分析
运用
ANSYS 有限元分析软件，采用相关的动力学模态分
析方法，对转子进行振动时的特性计算,从而得出有关它的有 限元分析结果，即振动频率及振型。
模态分析时建模的几何模 型、所选单元类型、及施加约束和静态时相同，经过计算处理, 得到了 1至4阶的固有频率，其模态分析图如图2、图3、图 4、图5所示。
图2 —阶固有频率710rpm 模态图
图4
三阶固有频率2883p m 模态图
4结语
(1)
在转子的一阶、二阶振动过程中，其变形主要发生在
叶轮前盖板外缘，这主要是由于一阶、二阶转速低，叶轮最大 外缘处产生的扭转不平衡量较大。
(2) 三阶、四阶振动过程中,变形主要集中于中轴和上轴
联接段，这主要是由于三阶、四阶转速高，此处轴承跨距最大， 所以变形也最大。
©
参
考文献
[1 ]吴腾庆，刘恒，等.高速电主轴支承刚度计算及模态分析[J ]援机械设
计与制造，2013,8(3):41-45.[2] 杨康，韩涛.
ANSYS 在模态分析中的应用[J ].佳木斯大学学报，
2005,23(1):81-83.
[3] 于慎波，王玮琦，等.基于有限元和实验的永磁同步电主轴模态分 析[J
].重型机械，2016,23(9): 104-110.
(上接第78页）应用，不断的促进虚拟样机技术的完善和发
展，增强我国的企业产品开发能力。
3虚拟样机技术在工程机械上的应用以及前景
(1)虚拟样机技术在工程机械上的使用流程。
虚拟样机技
术在工程机械上的应用优势主要体现在能够保证产品设计的 美观性、舒适性。
安全性、可靠性、制造的简便性以及可维护性 等等。
由于虚拟样机技术具备其他技术所没有的可视性特点， 因此可以再计算机虚拟现实环境中进行技术设计、产品组装 以及性能优化等,并且综合考虑产品的外观设计在虚拟的环 境中进行进一步的尺寸模型分析，利用可以被直接操纵和修 改的生成模型进行产品的不断完善。
市场上一些成熟的软件， 如:
CAD 、CAE 等都可以进行虚拟工程机械设计，虚拟样机技
术主要是利用图1流程进行产品的开发利用。
系洗设计
hd 系统•成hf 虛拟期造1
图1虚拟样机开发的一般流程上述流程借助商业上的三围
CAD 软件进行构图设计分
析，进一步实现虚拟样机技术在工程机械设计上的有效利 用。
(2)虚拟样机技术在工程机械上的发展情况。
虚拟样机技 术的广泛应用能够实现产品设计的低成本、高效益，并且摆脱 产品设计的物质依赖性，是一种全新的开发模式，将会给工程
机械设计带来重大影响。
主要的发展前景体现在:加快产品更 新换代、引发一轮虚拟产品的销售潮，企业引发新的竞争点和 增长点、促进企业间联盟、加快技术人员的技术提高,优胜劣 汰速度。
如此一来,将有利于产品的研发和企业的发展，以及 人员素质的不断提高，可见，在新时代虚拟样机技术将成为工 程机械产品开发的主流，引发全球经济新挑战。
4结语
文章讨论了虚拟样机技术在工程机械上的应用，探讨了
虚拟样机技术的特征以及该技术在国内外的应用情况，大胆 的畅想了新技术在工程机械上的开发利用情况，虚拟样机技 术的发展将有助于新产品设计开发，同时促进工程机械流程的不断改革完善，促进我国工程机械设计实现高效、资源节 约、发展迅速、人员配置合理的高效设计系统。
®
参
考文献
[1 ]李寒杰.虚拟样机技术及其在工程机械领域的应用[J
].装备制造技
术，2012, (6)302-304.
[2 ]张旭，祖旭，薄瑞峰.协同虚拟样机技术及其在工程机械产品中的 应用[J
].矿山机械，2004,(2): 44-46+5.
80
代
2017年第2
期。