工程中的振动问题

叶片开裂的根治
改造后
更改导叶的数目 前导叶数 z1 =11， 后导叶数 z1 =11， 中导叶数 z2 =19, 机器转速为 n=10Hz。 扰动频率为nz1和 nz2。
No.1 No.2 No.3 No.4 No.5 0 50 100 150 200 250 300 Hz
11
19
扰动频率带为绿色区，不会激起叶片 共振。 改进工艺，减小叶片制造质量和频率 分散度。
G1 型模态 对数衰 减率δ 原有轴系 更换 6、7 瓦 更换 3、6、7 瓦 更换 3 至 7 瓦 阈速 nt /r·min-1 IP 型模态 对数衰 减率δ 阈速 nt /r·min-1
0.0106 0.233 0.233 0.236
3062 >4000 >4000 >4000
0.123 0.123 0.366 0.366
平顶山矿 2K58-30通风机。 沈阳风机厂生产。 1988年11月至1989年10月，14支叶片开裂， 故被煤炭部冻结销售。 要求分析开裂原因，提出根治的措施。
2K58-30通风机的结构示意
转速 600r/min。 动叶片两级，各12 片。 前、后导叶 13片。 中导叶 17片。
通风机叶片的结构示意
大型球磨机端盖开裂 原因分析和治理措施（1994年）
球磨机为发电厂制煤粉的关键设备。 ∅350×600球磨机的端盖常发生裂纹，屡 焊屡裂，严重影响生产。 ∅250×390球磨机的端盖从未发生开裂。 通过对这两种球磨机作对比分析，找出 端盖开裂的原因。 提出根治的措施。
大型球磨机的结构
大型球磨机的结构
端盖开裂原因分析
轴颈根部残余应力过大，且轴颈根 部有铸造缺陷，这是∅350×600端盖 ∅350×600 开裂的主要原因。 补焊后，引起新的焊接残余应力， 故常屡焊屡裂。
消除端盖裂纹的主要对策
改进端盖铸造工艺，提高铸造质量。 端盖轴根处应作整圆周的X光检验。 端盖需经可靠的消除残余应力处理，轴颈根部可采用 喷丸、喷砂等工艺，提高其抗疲劳能力。 轴颈根部的内外表面需经机加工，与相邻表面外形过 渡要圆滑，圆角半径应大于120mm。 端盖上的小圆孔应尽量外移，减少应力集中。 轴颈根部加铸加强筋的措施有两面性，应慎用。
叶片中空，用钢 板卷成，然后铆 上支杆。 开裂部位在叶片 下边(轴向)，铆 钉孔处(45度向)。 裂纹长度 30~90mm，最长 达190mm。
叶片模态分析的实验框图
用实验方法得到叶片的各阶固有频率、振型和阻尼 绘图仪 动态信号 分析仪 打印机 存储器
电荷放大器
固定 力传 支座 感器 加速 度计 力锤 叶片
200MW汽轮发电机组 油膜振荡的根治（1992年）
200MW机组全国有100多台在运行。 由于历史原因，该机设计工作做得不充分。 新乡电厂、秦岭电厂曾先后发生毁机事故。 运行中表现出稳定性较差。西安熱工所普 查发现，三分之一机组有低频振动成分。 要求对该机组作稳定性校核分析，并提出 提高机组稳定性的措施。
实测值 计算值 实测值 计算值
19.71 17.20
14.98 -12.07 -14.44 12.63 -12.77 -13.73
两种球磨机的应力水平大致相当。 计算与实测基本符合。计算结果可信。
端盖开裂原因分析
两种端盖设计应力都很低，量值基本相当。 ∅350×600 机端盖开裂原因不是设计应力过高。 ∅350×600 机端盖壁厚150mm，重8t，冶炼和铸造都有 150mm 8t 一定难度。轴根处常有缺陷和微裂纹。 铸造残余应力未很好的消除。用小孔法实测残余应力 得，轴根处最大拉应力249MPa，压应力-348MPa。 ∅250×350机端盖壁厚100mm，重4.4t，冶炼、铸造和 消除残余应力都没有什么困难。
风机的减震和隔震（1996年）
北京燕山石化一厂聚苯一烯车间，屋顶 上装有三台通风机F-730、731、732。 振动强烈，电机多次烧毁、零部件损坏、 厂房开裂、恶化环境。 要求分析原因，采取有效的减震和隔震 措施。
2
改造前风机的安装布置
风机参数 F-730：25.0HP 2940r/min ， 铝质叶轮 F-731：18.5kW 2970r/min ， 钢质叶轮 F-732：18.5kW 2993r/min ， 钢质叶轮
渤海公司埕北油田A平台。 钻机开动时，平台振动强烈，生活区工人 很难入睡。 强烈振动有可能影响平台的寿命。 要求分析原因，采取有效的减震措施。
海洋平台的结构示意
钻机转速有三档，现用 一档。 三档转速为： n=90，120，150r/min 平台高度为 20多米，面 积有如半个足球场。
海洋平台的减震分析
初步观察： 初步观察 走廊作水平转动，平台四角作 切向运动，故平台作扭转振动。 有限元计算： 有限元计算 第一阶扭振固有频率1.12Hz 实测： 实测 固有频率1.1Hz。 扭转扰动频率： 扭转扰动频率：1.5Hz 结论： 结论 平台为处于扭转共振 扭转共振中。 扭转共振
海洋平台的减震措施
措施： 措施 钻机改用第二档。 钻机改用第二档 后果： 后果： 振动大大减小。 生产效率提高近50%。
改造前风机的模型和特性
改造后风机的安装布置
改造措施 制一公共机架，增加机架质量。 改善电机和风机的对中，对风机作动平衡。 用减振器支承机架，隔离机架与屋顶钢架。
改造后风机的模型和特性
风机的改造效果
振动减为原来的1/2至1/3。 环境大大改善。 零部件不再意外损坏。 耗电为原来的70%。
海洋平台的减震（1983年）
两种球磨机应力水平大致相当。 端盖材料为ZG35I，屈服强度275MPa，强度极限420MPa。 设计应力远小于材料的屈服强度。
球磨机端盖应力的实测
被测 端盖 转筒 支承轴承
应变片 多点转接箱 电阻应变仪 打印机
顶起 装置
两种球磨机端盖应力实测结果
球磨机 的型号 Φ350 ×600 Φ250 ×390 轴颈根部 下方拉应力 / MPa 轴颈根部 上方压应力 / MPa 轴颈根部 圆角处 实测应力 / MPa 24.25 28.21 端盖内圈 圆孔边缘 实测应力 / MPa 30.33 27.49
200MW汽轮发电机组 示意图
发电机 低压缸转子 中压缸转子 高压缸转子
200MW机组轴系的计算模型
全长约30米 7个轴承支承
椭圆轴瓦
三油楔轴瓦
轴系的前6阶计算模态
模态 序号 1 2 3 4 5 6 模态 型式 G1 IP HP LP CP G2 模态频率Ω 对数衰减率 / c·min-1 δ 1188 1572 1881 1919 3218 3285 0.0106 0.123 0.259 0.407 2.100 1.402 失稳阈速 nt / r·min-1 3062 3709 >4000 >4000 >4000 >4000
3709 3709 >4000 >4000
提高机组稳定性的措施
把部分椭圆轴瓦更换为三油楔轴瓦。 更换第 6、7瓦，把第1阶模态(G1型)的δ 从0.0106提 高到 0.233。 更换第 3瓦，可把第2阶模态(IP型)的δ 从0.123提高 到 0.366 。 更换更多的瓦，没有必要。 已由电力部下指导性文件，要求各厂根据情况改瓦。
第1阶模态(G1型)的阻尼太小，易引起失稳。 第2阶模态(IP型)次之。
机组的前 6 阶模态
IP型模态 G1型模态
轴承油膜的刚度系数和阻尼系数
椭圆轴瓦
三油楔轴瓦
轴承油膜的特性可用4个刚度系数和4个阻尼系数来代表。 轴承油膜对转子的动特性有重要影响。
各个更换轴瓦方案的比较
更换几个轴瓦？更换哪几个轴瓦？
大型球磨机的转筒
筒体
端盖
筒体内衬护板详图
两种大型球磨机的力学参数
球磨机 的型号 Φ350 ×600 Φ250 ×390 转筒尺寸 直径 长度 /m /m 3.7 2.8 5.98 4.01 转筒转速 最大装球量 最大装煤量 容积 / r·min-1 /t /t / m3 17.6 20.6 64 22 6 8
电荷放大器
叶片的前四阶模态参数
模态 No.1:弯曲型 模态 No.2:扭转型 模态 No.3:壳体型 模态 No.4:壳体型 频率：79.69Hz 阻尼：0.10% 频率：146.87Hz 阻尼：0.46% 频率：232.81Hz 阻尼：0.76% 频率：265.63Hz 阻尼：0.99%
叶片开裂原因分析
57.73 19.14
∅350×600转筒的有限元计算模型
端盖
筒体
680个四节点板壳元，740个节点，420个节点自由度， 轴颈处简支，292个约束自由度。 煤与钢球的重力作用 F 与深度 h 成正比。
∅350×60பைடு நூலகம்转筒的变形图
最大挠度在跨中央，为1.075mm。 筒体横截面由圆形变成心脏形，跨中央的截面最严重。 轴颈倾斜，端盖上部下陷，下部突出，成草帽形。
工程中的 振动问题
工程中的振动问题
介绍目的
通过实例显示工程中振动问题的重要性 通过实例显示工程中振动问题的多样性 解决振动问题的思路
1
振动问题的几个实例
矿山通风机叶片开裂的治理 风机的减震和隔震 海洋平台的减震 200MW汽轮发电机油膜振荡的根治 大型球磨机端盖开裂原因分析和治理措施
矿山通风机叶片开裂的治理（1990年）
改造前：
前导叶数 z1 =13， 后导叶数 z1 =13， 中导叶数 z2 =17, 机器转速为 n=10Hz。 扰动频率为nz1和 nz2。 再要考虑±15%的 安全裕度。
No.1 No.2 No.3 No.4 No.5 0 50 100 150 200 250 300 Hz
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扰动频率带为红色区，能激起叶片第二 阶频率（扭转）共振。 叶片开裂的形态和扭转疲劳破坏相吻合。
∅350×600球磨机转筒的应力分布
-11.9MPa
16.9MPa 13.3MPa
轴颈根部上下处受最大的拉压应力。 转筒旋转时，应力就以转速的频率发生交变。
两种球磨机转筒的应力计算结果
球磨机 的型号 Φ350 ×600 Φ250 ×390 轴颈根部 轴颈根部 最大拉应力 最大压应力 / MPa / MPa 16.9 16.3 -11.9 -15.7 转筒腹部 最大挠度 / mm 1.075 0.777 端盖内圈 圆孔应力 集中系数 2.30 1.58