中心轴系论文

中心轴系论文（共9篇）

中心轴系论文 篇1

汽轮机找中心的目的有两点:要使汽轮机的转动部件 (转子) 与静止部件 (隔板、轴封等) 在运行时, 其中心偏差不超过规定的数值以保证转动与静止部件在径向不发生触碰;要使汽轮发电机组各转子的中心线能连接成为一根连续的曲线, 以保证各转子通过联轴器连接成为一根连续的轴。从而在转动时, 对轴承不致产生周期性交变作用力, 避免发生振动。

找中心时应考虑到的问题:

其一是汽轮机各部件在运行期间发生的位置变化对中心的影响:例如轴承油膜的影响, 使转子稍微抬起并向一侧移动, 各部件由于热膨胀的影响, 发生位置的变化, 低压缸因受真空或凝汽器内循环水及凝结水重量的作用, 产生的弹性变形等等。

其二是各转子因本身重量所产生的自然静弯曲:若将转子放置为严格的水平状态下, 用精密的水平仪测量转子两轴颈的扬度, 就可发现两轴颈扬起的方向相反, 绝对值相等。

可见转子的中心线不是一直线, 而是一条曲线, 即存在静弯曲。转子的静弯曲度与轴颈的扬度具有一定的关系。

用合像水平测量轴颈扬度来确定转子静弯曲度时, 应在轴颈上对称的四点 (即每相隔900) 作四次测量, 取其平均值, 以避免误差。

如果将两个用联轴器连接的转子, 都作水平放置, 由于各转子存在静弯曲度, 联轴器的端面就不会互相平行, 而是在上部产生张口。两转子的中心线不能联成为连续的曲线, 因而在运行时极易使汽轮机发生振动。因此安装汽轮机时, 必须根据厂家提供的轴系找中图的要求来调整1号至9号轴承的标高, 中低对轮、低发对轮的张口值及对轮中心的高差。

汽轮机安装是按照制造厂的规定进行。在检修时汽缸、轴承座水平及轴颈扬度应以安装记录为基准。

1 找中心的步骤

在汽轮机安装时的找中心工作, 通常可分为下述五个步骤:

1.1 汽缸及轴承座拉钢丝找正:

用拉钢丝的方法, 初步调整汽缸、轴承座水平及垂直方向的位置, 使其与基础纵向中心线相一致。

1.2 汽缸及轴承座用水平仪找正:根据规定用水平仪调整汽缸及轴承座的水平, 使其符合转子静弯曲的要求。

1.3 转子按轴颈扬度及汽缸前后轴封洼窝找正:使转子中心线与汽缸洼窝中心线相一致。

1.4 各转子根据联轴器找中心:使各转子的中心线能联成一条连A的曲线。

1.5 轴封套及隔板按转子找中心:

以确定轴封套及隔板的轴向位置, 达到转动与静止部件中心相符合的目的。

虽然汽轮机在安装中, 各部件的中心关系已调整好, 轴承座和汽缸位里已固定, 但在长期的运行中, 除因地质土建方面的问题, 汽轮机的基础发生较严重的不均匀下沉或滑销系统发生严重损坏事故, 引起轴承座汽虹位置发生较大改变的非常情况下各部件的中心会遭到根本的破坏以外, 在正常的情况下, 由于下述的原因中心也会发生不同程度的变化, 在正常大修中还要进行找中心工作。

长期运转的轴瓦下部轴承合金少量的磨损, 在检修中修刮了轴瓦垫铁和轴承合金, 使各转子位置发生改变。

在机组投入运行的初期, 由于残存的制造内应力、运行中产生的热应力和工质压力的作用, 各部件可能发生不同程度的变形, 因各处基础未完全稳定也会发生少址的下沉, 使轴承座汽缸位置发生少许的变化。但随着机组运行时间的延长, 内应力逐渐消除, 基础也相对的稳定, 单纯热应力和工质压力造成部件变形对中心的影响就极其徽小。

2 找中心工作的任务

2.1 监视轴承座和汽缸位置的变化, 防止出现中心关系严重破坏而造成重大事故,

2.2 消除在正常运行及检修工作中所造成的中心变化, 恢复各转子和动静部件的中心关系。

依据中心变化的原因进行恢复中心关系, 就能事半功倍。在投入运行初期汽缸的少量变形和位置的变化对中心的影响, 是采用调整轴封套及隔板中心来补偿的。机组经过几年运行后, 在正常情况下, 汽缸的中心基本稳定。使动静部件及各转子的中心关系变化的原因主要是各转子位里发生不同程度的改变。应该以汽缸的中心为基准, 来恢复转子的原来位置, 能可能使动静部件及各转子的中心关系基本上得到同时恢复。因此正常大修的找中心工作, 一般应按如下步骤进行。对于双缸以上的机组, 其步骤如下:

(1) 测量汽缸、轴承座水平, 即用高精度水平仪检查汽缸、轴承座是否发生歪斜。

(2) 测量轴颈扬度、转子对汽缸前后轴封套洼窝找中心及汽轮机各转子按联轴器找中心, 即在保证汽轮机各转子同心的前提下尽量按汽缸中心恢复转子原来位置, 并且通过转子与汽缸相对位置来监视汽缸位置的变化。

(3) 轴封套, 隔板按转子找中心, 采用调整轴封套, 隔板的方法来补偿由于汽缸中心变化对动静部件中心关系的影响。

(4) 在汽轮机全部组合后, 复查汽轮机各转子中心及找汽轮机转子与发电机转子联轴器的中心, 发电机转子与励磁机转子联轴器的中心。

当发现由于某种原因, 如基础不均匀下沉或汽轮机发生强烈振动、淆销系统损坏等, 使汽缸轴承座与转子之间相对位置发生过大的改变, 不得不将基础的二次灌浆打掉, 重新调整基础台板的位置来恢复汽轮机各部件的中心关系时, 一般需按照汽轮机安装的步骤进行找中心工作。

3 找中心工作易出现的问题

对于国产600MW机组的轴系找中, 在目前的设计状态下1号瓦的调整是一个无法解决的问题。因为1号瓦的瓦架直接落人前轴承箱瓦架洼窝中, 完全依靠与前箱的配合实现1号的定位, 也就是说只要前箱不动, 1号瓦就动不了。轴系的调整是以1号瓦为死点, 向发电机及励磁机侧进行调整。如果轴系的调整, 需要对1号瓦进行调整, 唯一的办法就是对1号瓦进行改造, 即取消现有的瓦架结构, 重新加工一个瓦架, 新瓦架的内圆面与原瓦架相同, 其外圆面由原来的与前箱整体配合改为由两个可调瓦垫支承的部分配合, 1号瓦的支承方式就变为两瓦垫支承, 1号瓦的左右及高低位置由改变下部两个可调瓦垫的厚度实现。

3.1 滑销系统

600MW机组滑销系统的检查及处理对保证机组轴系的安全稳定运行具有极为重要的作用。低压缸及发电机定子L铁的配合间隙、中箱及前箱与台板的配合间隙、高中压缸猫爪的配合间隙、推拉梁的联接情况等, 都需要进行认真的检查, 确保滑销系统的安全可靠。

3.2 通流间隙钠调整

由于600MW机组各对轮的张口及高低差数值较大, 尤其是中低对轮与低低对轮在对各瓦处的内外汽封进行调整时, 应充分考虑到对轮联接后轴封处转子位置的变化量, 防止轴封处动静部分碰磨, 同时也应考虑热态下轴承标高的变化对通流间隙的影响。

结语

由于国产600MW机组特有的结构形式, 其轴系的检修、调整、找正有许多关键的工艺环节需要根据具体情况进行具体的分析。因此我们在实际工作中要根据实际情况对症下药, 以期取得最佳的效果。

摘要：汽轮机在安装时必须要找中心, 同样经过长期运行后下瓦轴承合金会有少量磨损以及在大修中由于要拆开对各部件进行清扫和检修, 装复后有可能使中心发生偏移。因此, 汽轮机找中心是一项十分重要的工作。

关键词：600MW机组,汽轮机,技术

参考文献

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[2]朱洪俊.机械制造实训教程[M].电子科技大学出版社, 2008.

[3]丁力.电力生产概论[M].重庆大学出版社, 2004.

如何教好轴系找中实习 篇2

一、重视理论

所谓轴系找中是指同轴线的两轴连接，要进行同轴度的检查和调整。对于两轴的同轴度误差，主要有两种表现形式，即轴心线的偏移和轴心線的倾斜，如图1和图2所示。

对于轴心线偏移，主要包括轴心线在上下方向上的偏移分量a及轴心线在左右方向上的偏移分量a′，测量时用百分表先测出A1的读数值，再将百分表转过180°测出A3处的读数值，此时A1反映出R1-（R2-a）的值，而A3反映出R1-（R2+a）的值。A1-A3=R1-(R2-a)-R1+(R2+a)=2a则a=(A1-A3)/2。a′值亦可用同样的方法来测得。

对于轴心线的倾斜，主要通过两轴在端面上的不平行度b值来体现,测量时用百分表测出端面在上下方向上B′及B″处的读数差，即可测出不平行度b值。

对于这些同轴度误差，当轴、联轴器、轴承等零件的制造与装配精度都符合要求时，这些误差主要由支承点的位置误差造成的，因此只要分别在上下方向和左右方向上调整各支承点的位置，即可满足两轴同轴度要求，从而实现轴系找中。

二、认真操作

在操作过程中应注意三大事项。

1.在测量中要使两转子转过相同的角度

因为不管转子的精度有多高，在转子的端面和径向上总存在平面度、跳动度、圆度、圆柱度等误差，如果仅转动一个转子进行测量，上述误差便会反映到测量中去。当两转子转过相同角度时，使百分表的触点始终在同一点，上述误差便不会反映到测量中去，从而保证了测量的精确性。

2.在测量轴心线倾斜时，在端面上要安装两只百分表

由于轴系的支承都是用轴承或轴套，致使轴在转动过程中会产生轴向窜动。而如果用两只百分表进行测量并取其平均值，则每一测量点的数值中都含有一个轴向窜动量，两者相减后可使轴向窜动量相互抵消。

3.把测得的数据按图3要求记录在相应的位置

A1、A2、A3、A4表示径向百分表在0°、90°、180°、270°时的测量读数。

B1′、B2′、B3′、B4′表示第一只百分表在端面0°、90°、180°、270°测点处的测量读数。

B1″、B2″、B3″、B4″表示第二只百分表在端面0°、90°、180°、270°测点处的测量读数。

三、理论与实践相结合

首先将端面的两个百分表在联轴器同一处测得的数据取平均值，求出端面各点百分表的读数，并记录在图4中。

B1=(B1′+B3″)/2；B2=(B2′+B4″)/2

B3=(B3′+B1″)/2；B4=(B4′+B2″)/2

然后根据以上数据,可得出两联轴器之间的偏差:

端面上下偏差b=B1-B3

端面左右偏差b′=B2-B4

径向上下偏差a=(A1-A3)/2

径向左右偏差a′=(A2-A4)/2

根据偏差,作出轴系的偏差图，偏差图分为上下方向与左右方向两种。以上下方向偏差图为例，作图时先画出一根轴，再根据径向上下方向偏差的正负（正值为轴心线偏上）来确定另一轴的轴心线位置。再根据上下方向端面偏差的正负（正值为上开口）来确定轴端面的开口情况。如图5所示，轴系的偏差情况为轴心线偏下且为上部开口。

四、用理论指导实践

根据轴系偏差图求出支承的调整量。计算时用相似三角形法则，即Y1/L1＝b/D，Y2/(L2+L2)=b/D。则：Y1＝bL1/D，Y2=b(L1+L2)/D。以此对应，1号轴承的调整量为Y1+a，2号轴承的调整量为Y2+a。

调整时可先对两支承分别调整Y1和Y2，从而使轴心线在上下方向上达到平行，再同时使两支承调整a,从而保证轴心线在上下方向的同轴。对于支承在左右方向上的调整量，可用同样的办法进行，只不过是偏差图换成了左右方向的偏差图。

通过以上的调整，可使轴系的同轴度精度达到相应的要求，从而保证了两轴的正确连接。

艉轴轴系中心线的调正与端面密封 篇3

采用平轴计算法检验轴系中心线偏差情况,再用平轴法调正中间轴中心线;艉轴承采用拉线法检查各个轴承孔中心偏差[1],借助偏移轴承衬套内孔中心位置来调正艉轴承中心线。

1轴系中心线的校正

1) 拆除各轴段联轴法兰螺栓,用直尺塞尺法或卡尺法,对各轴段联轴法兰检查其偏移值和曲折值,再用平轴法,调整各中间轴段的安装轴承,使各中间轴段联轴法兰偏移值和曲折值在标准范围内。

2) 拆除螺旋桨,抽出艉轴,将艉轴轴承套拆下来。

3) 测量铜套前、后端上下左右的壁厚,检查其内孔中心线是否与原始位置发生偏移。

4) 用拉线检查艉轴轴承孔中心线是否存在偏差,前端拉线胎板固定在与艉轴相连的中间轴法兰上,在后艉轴架上,焊接支架固定住调整线板,前后拉好钢丝,调整艉轴架后调整线板,钢丝通过后艉轴架轴承孔中心。这样,就确定艉轴理论中心线,再测量各轴承孔内壁上、下、左、右到钢丝之间的距离,推算出各轴承孔内壁中心线的偏差,根据偏差数值,调整艉轴承中心(图1)。

2艉轴轴承衬套选用赛龙材料

1) 测铜套内孔直径后,赛龙轴承衬套按铜套内孔直径的测量值,留出过盈量在车床上车外径后,采用液氮冷缩处理后,装入铜套内。

2) 为防止赛龙套转动,加装螺帽式铜质止动销钉[2]。利用铜套原有螺孔,将赛龙套在钻床上钻孔,安装销钉后,加环氧树脂固定,各轴承套左、右方向各装一排销钉(图2)。

3) 由于赛龙套有遇水膨胀的特点,为防止加工后赛龙套遇海水膨胀卡轴,预先将赛龙套置入水中,浸泡约24h后,再加工内孔与轴形成间隙配合,这样船下水时,赛龙套就没有多大膨胀量了。

3填料密封选用MF型端面密封装置

因填料密封具有寿命短,泄漏严重,管理不方便等缺点。所以端面选用国内各船舶普遍使用的MF型端面密封装置(图3)。

1) 对艉轴整体测量跳动量。找完正后,对艉轴密封装置处轴段进行光车喷涂镍基合金(因为此段轴颈受环境影响极易严重腐蚀),铜套边缘与轴颈包覆玻璃钢,防止锈蚀(图4)。

2) 如艉轴铜套及包玻璃钢处在船上安装时,伸出隔舱壁法兰面过长,密封装置动环将无法向隔舱壁法兰端移动,密封件得不到紧密贴合,必定漏泄。所以根据现场实测与艉轴相连的中间轴法兰平面(右轴六号中间轴,左轴二号中间轴)如图5到隔舱壁法兰平面距离L1,再到艉轴上推算,测量密封装置所在处铜套伸出隔舱壁法兰长度:左轴220mm,右轴290mm,根据图纸上绘图比例测量推算,该处铜套伸出长度为205mm,玻璃钢包覆长度50mm,所以艉轴在车床上光车铜套,左轴车去15mm,右轴车去85mm,再包玻璃钢。

3) 隔舱壁法兰处的艉轴管长出一段,用气焊割掉打磨平端面,低于隔舱壁法兰端面1～2mm。

4) 制作直角检验胎具,在艉轴拉线时,检查隔舱壁法兰平面垂直度、同心度是否在允许范围内[3]。

5) 经检查同心度、垂直度在允许范围内,待艉轴安装时,安装密封装置、调整压缩量。

摘要：艉轴作为船舶传递动力的装置,是极其重要的零件,因此在其轴系中心线调正时选用正确的方法,并选用合适的艉轴端面密封的方式尤为重要。介绍了轴系中心线调正方法和要求,以及艉轴承端面密封的要求与工艺。

关键词：艉轴,轴系中心线调正,密封装置

参考文献

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[2]吴杰长,黄世亮.船舶推进轴系校中技术若干问题研究[J].造船技术,2007:26-28.

中心轴系论文 篇4

光电轴角编码器作为一种精密测角传感器，其测角精度受到多种因素的影响，其中轴系晃动是影响其精度的主要因素之一。为了研究编码器轴系晃动的规律，利用多种检测方法对轴系晃动进行检测，利用傅里叶谐波数学模型对测量结果进行分析，并结合编码器测角精度检测结果，发现测角精度与轴系晃动的低频谐波之间存在固定的函数关系，采用这种关系可以补偿编码器的测角误差。利用这种方法可以在编码器内部或在线的方式进行实时误差补偿，从而达到提高编码器测角精度的目的。这对相关仪器的测量精度的提高起到一定参考意义。

关键词：

光电轴角编码器； 傅里叶谐波分析； 轴系晃动； 误差补偿； 精度检测

中图分类号： TN 216文献标志码： Adoi： 10.3969/j.issn.1005-5630.2016.04.004

The photoelectric shaft angular encoder works as a kind of precise angle-measuring sensor，the precision of which has suffered from several kinds of factors，and the spindle rotation error is one of the main factors.In order to research the regularity of the spindle rotation error in the encoder，we adopted several different calibration methods to test the error，and then analyzed the testing results with Fourier harmonic mathematic model，in combination with the angle-measuring precision calibration results.We found that the low-order harmonic components in the spindle rotation error was related with the angle-measuring error into constant functional relation，by which we could compensate the angle-measuring precision of the encoder.Consequently，this method could be expanded into the interior or online process in the encoder to compensate the errors in time，and improve the precision of it.It is also referred as a general approach to increase the measuring precision of similar instrument.

Keywords：

photoelectric angle encoder； fourier harmonic analysis； spindle rotation error； error compensation； precision calibration

引言

光电轴角编码器是一种集光机电于一体的高精度角位移传感器，测角原理主要是利用码盘与狭缝发生相对运动而产生莫尔条纹，对径读取莫尔条纹电信号然后进行电子学细分，得到测角精度[1]。但是码盘工作时作为轴系的一部分会产生晃动误差，会直接影响到电信号的质量，从而影响编码器的测角精度。轴系晃动误差的数学模型可以用傅里叶谐波分析进行定量描述，目前具有多种方法对轴系晃动误差进行检测[2-4]，利用目前的传感器集成技术可以将轴系晃动检测集成到编码器内部，实时测出轴系晃动并补偿编码器的测角误差，同时可以开发在线检测系统对测角误差进行修正，以提高编码器的精度等级。通过研究编码器轴系晃动和测角误差之间的数学关系，可以提供一种相关仪器的精度补偿方法。

1编码器轴系的典型结构形式

典型的光电编码器结构如图1所示，基本组成包括：主轴、轴承及轴套组成的轴系，固定连接在主轴上的动光栅，与轴套相对固定的指示光栅，发光器件以及对应位置的接收器件。光信号通过动光栅和指示光栅的相对运动产生莫尔条纹，接收到经过光栅码道调制的莫尔条纹信号再进行电子学处理，得到精确的角度位置信息。由于动光栅上刻划的编码对应着角度位置，而动光栅与主轴固定连接，主轴的晃动直接影响编码的窜动，也就是莫尔条纹的信号变化，最终影响角度位置的准确性，也就是说编码器轴系的误差直接影响其输出角度的精度。

一般小型整体式光电编码器的轴系使用的是标准滚动球轴承，轴系精度由球轴承旋转精度及安装误差决定，安装误差通过控制轴向和径向的游隙来减小，而轴承本身的旋转精度由制造误差（轴承内环的径向跳动、滚动体圆度、轴承外环的径向跳动等）因素影响，而且在回转运动过程中有一定的周期性，属于系统随机误差。

2傅里叶谐波分析的轴系误差的数学模型

由于轴系误差来源中包含轴承带来周期性系统误差，可以利用傅里叶谐波分析方法分离出实际的轴系晃动误差值。假设理论的误差函数为F（φ），φ为误差相对应的角度位置，则F（φ）展开成傅里叶级数形式为

傅里叶级数各次分量代表了对应的级次谐波，k=1时为基谐波，k=2时为二次谐波。在360°范围内均等取m个测量点，得到m个测量值Fk（φ），可以算出

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由轴系误差的特性可知，常量a0反映了测量基准与轴系的不垂直度，基谐波反映的是轴系存在的偏心，f为原始测量值，实际的轴系随机晃动误差为

3编码器轴系晃动的检测

3.1水平仪检测方法

对于竖直放置的轴系，可以用精密水平仪进行检测。如图2所示，在轴系的轴端放置精度为0.2″的水平仪（或电子水平仪），先在轴端基本均匀的三点位置调平，以保证主轴基本在竖直状态，主轴正向每旋转整周的若干等份，即转过360°n，记录水平仪的示值，然后再转过360°n，记录示值，直至转完整周，使主轴回到初始位置；再次主轴反向旋转360°n，记录示值，直至转完整周，使主轴回到初始位置；如此重复上述过程，进行多次测量，并记录测量结果。

利用上述的数学模型可以计算出轴系晃动的误差，这种方法同样适用于共用轴系的光电编码器系统。

3.2自准直光管检测方法

自准直光管检测轴系晃动的方法与水平仪检测方法相类似。在轴系的轴端贴放一块平面反射镜，反射镜与主轴一起运动，与轴套固定连接安装座，座上贴放一块折转棱镜，折转棱镜与基座静止不动；使用自准直光管（精度为0.2″）瞄准平面反射镜，使得自准直光管的目标十字丝与返回的像重合在一起，定义为测量初始位置，主轴正向每旋转整周的若干等份，即转过360°n，记录自准直光管的返回像的偏差值，直至转完整周，使主轴回到初始位置；再次主轴反向旋转360°n，记录偏差值，直至转完整周，使主轴回到初始位置。如此重复上述过程，进行多次测量，并记录测量结果，测量原理结构示意如图3所示。

为了保证返回像不超出自准直光管的视场，在整周均匀选择几个位置，调整平面反射镜及折转棱镜的位置关系使返回像尽量与目标十字丝重合。本方法检测的轴系晃动结果如图3（b）所示，

外圈曲线为多次测量均值误差曲线，内圈曲线为消除低阶谐波的随机晃动曲线

检测的轴系晃动标准偏差值为σ1=1.38″。

3.3球电感检测方法

利用标准球与电感仪组合测量轴系的晃动误差主要是在主轴上安装标准球，通过对标准球的测量，可以分离出轴面的轮廓粗糙度等误差，测量原理结构示意如图4所示。

利用多测头和多方向测量对轴系同时进行数据采集，数据处理后分离出形状误差和主轴的回转误差，可以提高测量精度，但是对测头的安装及采集性能的均匀性有一定要求。目前利用电容传感器代替电感仪测头可以相应提高测量精度，测量原理与数据处理基本相同。

标准球电感检测的轴系晃动结果如图4（b）所示，检测的轴系晃动偏差值σ2=2.88 μm（图像中实线为多次测量均值误差曲线，虚线为消除低阶谐波的随机晃动曲线），结果存在差异是由于标准球电感检测的结果中包含了轴检测面的轮廓粗糙度以及安装偏差等误差（未进行数据处理的原始数据），从对比结果可以看出轴系的检测面有一定椭圆度的面形误差，而轴系本身的晃动由于测量点有限（整周均匀测量17点），测量的晃动误差为静态测量误差，与实际工作状态存在一定偏差，这种偏差可以通过编码器实时测量予以补偿。

4编码器测角精度检测方法

光电编码器的精度影响因素主要包括光学码盘的精度、轴系的晃动精度及电子学细分误差等，其中轴系的晃动精度为主要的结构误差，在保证轴系精度测量准确的前提下，可以用来作为编码器精度补偿的基准，从而提高编码器的总体精度。编码器的精度检测一般使用比较法，具体操作过程与轴系精度检测类似。下面介绍目前常用的两种检测方法。

4.1多面体自准直光管检测方法

利用自准直光管瞄准多面棱体，在精度高于编码器一定等级的精密轴系上同轴联接编码器，测量的编码器输出角度和上述建立的基准角度之间的偏差即为检测所得的编码器精度，结构示意图及其精度检测结果如图5所示。这种检测方法对多面棱体的精度等级及安装精度、自准直光管的瞄准精度以及过渡轴系精度都有一定要求，不适用于高精度编码器的精度检测。

4.2编码器互相比对检测方法

目前使用比较多的一种方法是采用编码器互相比对的检测方法，即使用一个参考编码器与被检测编码器同轴相连，要求基准编码器的精度比被检测编码器至少高一个数量级，通过轴系与联轴节连接。两个编码器的数据同时输入到计算机中，通过统一时钟同步后可以密集采集数据，实现实时动态检测，这种对比测量原理如图6所示。

编码器互相比对法主要依赖于高精度的参考编码器，而目前商用级精度最高的编码器为Heidenhain生产的RON905增量式编码器，达到标准偏差值±0.4″的精度。对于精度等级要求更高的编码器，就必须使用特殊的检测方法，比如基于封闭差归零的排列互比法和激光干涉仪等方法[5]。

码器通过轴套与主轴同轴联接，主码盘的外径为135 mm。即编码器的轴系为联接主轴，编码器的精度建立在主轴晃动精度的基础上，检测时必须在联接主轴时进行。

编码器检测一般采用准动态检测方法为自准直光管与多面棱体组合进行，在整周内均匀测量有限的数据点，由于自准直光管存在固有的瞄准误差，而多面棱体各面夹角与理论的角度存在偏差，及多面棱体的精度等级，以及安装时存在塔差，会影响测量精度，本文采用精度为0.2″的自准直光管，精度等级为零级的17面棱体，测量得到的编码器精度曲线如图5（b）所示，检测结果没有明显的规律，检测的编码器误差为标准偏差值σ3=1.41″（图像中实线为多次测量均值误差曲线，虚线为消除低阶谐波的随机晃动曲线）。为了提高检测精度，采用编码器互相比对检测方法来进行实时动态测量，测量结果如图6（b）所示，以提高测量精度同时反映实际工作状态，检测得到的编码器误差为标准偏差值σ4=1.07″（图像中实线为多次测量均值误差曲线，虚线为消除低阶谐波的随机晃动曲线），结果显示测量数据有一定周期规律性。

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从编码器互比测量得到的测角误差曲线可以看出，轴系晃动的傅里叶谐波分量直接带来编码器的测角误差的周期性规律，二者的频率成分相吻合，控制轴系晃动的精度可以有效提高编码器的测角精度，而且可以将轴系晃动的误差作为测角精度的补偿量以间接提高测角精度，但是必须保证位置和时间序列的严格对应。

6结论

本文简单介绍了小型光电编码器的轴系结构，并建立了轴系晃动的傅里叶谐波数学模型，给出轴系晃动的定量描述，并介绍了几种传统的轴系晃动检测方法[6-10]，并利用其中的两种方法对所研究的编码器的轴系晃动进行检测，得到编码器整周晃动的精度曲线，记录各点误差的对应关系，然后利用两种传统方法检测出编码器的测角精度，分析出轴系晃动误差对编码器测角误差有线性相关的影响，提供出一种提高编码器测角精度的手段，这对提高小型光电编码器以及类似仪器的测角精度有一定参考。

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[8]BRYAN J B，VANHERCK P.Unification of terminology concerning the error motion of axes of rotation[R].CONF-750818-2，1975，6：1-34.

[9]TU J F，BOSSMANNS B，HUNG S CC.Modeling and error analysis for assessing spindle radial error motions[J].Precision Engineering，1997，21（2/3）：90-101.

[10]MARTIN D L，TABENKIN A N，PARSONS F G.Precision spindle and bearing error analysis[J].International Journal of Machine Tools and Manufacture，1995，35（2）：187-193.

密珠轴系结构静态应力分析 篇5

1 密珠轴系建模及结构简介

1.钢球2.保持架3.轴套4.主轴

如图1所示, 此密珠轴系主要由4部分组成:钢球;保持架;轴套;主轴。

这种结构主轴主要有以下几种特点: (1) 由于内外圈和钢球有较高的加工精度以及误差均化作用, 回转精度高; (2) 刚度好; (3) 结构紧凑。精密仪器中的密珠轴系通常在很低的转速下工作, 密珠轴系的承载能力取决于钢球与内、外圈接触处允许的塑性变形量大小。过大的塑性变形将使钢球和内、外圈工作表面产生较大的凹陷, 从而严重地影响仪器轴系回转精度和工作平稳性。

2 计算

主轴、轴套和钢球的材料选用GCr15;钢球直径为5mm, 两边各均匀分布324个钢球, 以保证密珠轴系安装后存在0.008mm的过盈量。假定轴套两边的接触面积为A1, 轴套所受的压强为P1, 主轴两边的接触面积为A2, 主轴所受的压强为P2, 钢球所受的压强为P球, 主轴的变形量为Y轴, 轴套的变形量为Y套, 钢球的变形量为Y球, 那么, 会存在如下关系式:

过盈负荷引起的弹性变形量为Y

式中定义为赫兹系数, 其数值主要依据图2曲线1确定。

式中∑Q代表曲率和, 单位1/mm, ∑Q=Q11+Q12+Q21+Q22, Q的两个下标, 第一个代表物体, 第二个代表主曲率面, 主曲率面为有最大和最小曲率值相互垂直的两个面, 且曲率中心在物体内为“+”, 物体外为“-”。如图2所示。

根据正弹性模量E=212GPa, 切变弹性模量G=82.5GPa, 当钢球保证过盈量为0.008mm时, 通过以上公式可以计算出轴套受的压强为13.72MPa、钢球受力为704.717N、主轴受的压强为15.149MPa。

3 静态应力分布

把以上计算得到的力和压强输入到ANSYS软件中, 从而得到轴套 (如图3) 、主轴 (如图4) 、钢球 (如图5) 的静态应力分布情况。

4 结语

本文通过建立密珠轴系的模型和应力的计算, 从而得出密珠轴系主要零件的静态应力分布图, 使我们很清晰地看到这种结构的轴系安装后存在的应力状态, 为精密主轴的装配提出了可视化的数据分析, 对安装和调试也起到一定的指导作用。

参考文献

[1]张善锺.精密仪器结构设计手册[M].北京:机械工业出版社, 1993.

[2]沈永欢, 梁在中, 许屡瑚, 蔡倩倩.实用数学手册[M].北京:科学出版社, 1992.

轴系的模块化建模方法 篇6

AutoCAD2006版后提供了动态块功能,2010版后又提供了参数化功能,因此,可以将组件模块定义为动态块,通过夹点操作和参数驱动,建立轴系模型,若不能通过简单组合实现几何重组,还可以通过相似零件的查找,实现几何重组[1]。

1 模块的划分

从装配层次上看,组件中每个零部件通过联接面与其它零部件相互联接,零部件间两联接面的配合所构成的联接称为装配副,构成装配副的联接面对称为装配面对,联接面上参与配合而构成装配副的部分称为装配副元素。这样,组件就可以看成是由若干零部件通过装配副的联接而构成。

组件的子功能往往是通过组件中若干装配副实现的,单独的零件一般不能承担什么功能,只有与其它零部件构成装配副后,才能实现某种特定的功能。零件中不同部分的装配副元素可以分别与其他零部件配合,实现组件的多个子功能,因此,不宜以整体零件来划分模块。

为了得到组件唯一的、一致的分解,需要提出组件模块的划分规则:

(1)装配副元素成对提取,若提取的装配副元素与多个装配副元素构成装配副且这些装配副元素并未同时全部提取时,需将其分解。

(2)组件剩余部分零部件间的相对运动关系和空间定位关系与提取前保持不变。

(3)不能按规则1和规则2进一步分解的组件子结构称为最小组件子结构。

图1(a)所示的圆锥齿轮悬臂支撑结构。最小组件子结构为:图1中的(b)、(c)、(d)、(e)+(f)。(e)+(f)已是最小组件子结构,但考虑到轴的支撑结构种类繁多、各支撑在结构上往往也可组合使用,因此,将其进一步分解。

组件子结构中零部件间的相对运动关系和空间定位关系大多是完全确定的,而有些则不完全确定,如图1(a)中的半联轴器。相对运动关系和空间定位关系完全确定的组件子结构称为完全约束子结构,反之则称为不完全约束子结构。

根据划分规则2可知,完全约束组件分解后一定存在完全约束子结构,而不完全约束组件分解后一定存在不完全约束子结构。因此,组件的分解过程为:

(1)查找组件中不完全定位的零部件,提取不完全约束子结构。如图1(a)半联轴器沿轴向位置没有定位,是不完全定位零件,需先提取。将组件中包含不完全定位的零部件全部提取,剩余部分即为完全约束组件。

(2)在完全约束组件中,找出最大完全约束子组件。如图1(a)提取半联轴器子组件(b)后剩余组件中,(d)+(e)+(f)为最大完全约束子组件,通过提取子结构(c),则剩余组件为最大完全约束子组件。

(3)按步骤1和步骤2进一步分解组件子结构,实现组件的完全分解。

通过上述规则和步骤可以得到组件唯一的、一致的分解,得到的最小组件子结构符合设计思维习惯,因此,可以作为基本建模单元。

2 模块的组合

轴系组件模块通常有两种组合方式:简单组合和置换组合。

(1)简单组合。能通过模块间面与面的贴合实现几何重组的组合方式称为简单组合。

这种组合方式,可将模块定义为动态块,通过动态块的插入、夹点操作后得到的。图1(a)圆锥齿轮悬臂支撑结构就可以将图1(b)、(c)、(d)、(e)和(f)模块定义为动态块,经过简单组合后得到。

(2)置换组合。通过相似零件检索实现几何重组的组合方式称为置换组合。

图2所示,轴承端盖种类繁多,如要实现简单组合,则密封模块和端盖模块的定义就会很复杂。为此,在模块定义时,将几何接口定义为简单表面,再通过相似零件检索来实现几何重组。相似零件的检索方法可参考文献[1]。

3 结论

轴系往往是由一些典型结构组成,因此可以直接利用这些典型结构来建立轴系模型。提出的模块划分方法可以得到组件唯一的、一致的分解,得到的最小组件子结构符合设计思维习惯,可以作为基本建模单元。提出的模块组合原理实现了轴系模块的几何重组合。轴系在生产过程中,工程技术人员往往习惯于用二维图形来表达和建模,而AutoCAD又提供了动态块功能和参数化功能,从而可以通过AutoCAD软件实现轴系的模块化设计。

参考文献

中心轴系论文 篇7

1 轴系校中的目的

船舶轴系在运转中承受着复杂的应力和负荷, 主要包括:螺旋桨的扭矩及其产生的扭应力、螺旋桨的推力及其产生的压应力、螺旋桨和轴系部件的重量所造成的负荷及其产生的弯曲应力、轴系安装时弯曲或由于船体变形弯曲在轴内所造成的附加弯曲应力及在轴承上所造成的附加负荷等。此外, 轴系还要承受由于主机工况变化、螺旋桨振动、轴系中个别轴承失载以及主机或船体发生事故所造成的轴系振动和由此而产生的附加应力及附加负荷。实践证明, 为确保轴系长期安全正常地运转, 除在轴系设计时应保证具有足够的强度及刚度外, 在轴系安装时, 应保证它具有合理的状态, 使轴系在各轴段内的应力及各轴承上的负荷均处在合理的范围之内。

2 轴系校中的重要性

校中质量的优劣对保障轴系及主机的正常运转, 以及对减少船体振动有着重要的影响, 特别是轴径大、轴承间距小而刚性较强的轴系, 其校中质量的影响更为明显。生产实践证明, 校中质量不好的轴系其运转时会造成尾轴管轴承迅速磨损甚至破坏, 尾轴管的密封元件迅速磨损而造成泄漏, 造成主机曲轴的臂距差超常规增大, 破坏支撑轴承的正常工作, 以及引起船体振动等。

3 轴系的校中工作

3.1 出坞前轴系的校中工作

主机轴系在吊装之前主要对轴系进行激光定位, 确定理论中心线, 确定主机回油孔位置与主机位置一致性, 同时确定飞轮、地脚螺丝孔、侧向支撑、后部支撑、中间轴承位置。利用照光得到A点和B点中心, 分别在为艉轴管前后端部划出加工圆线和检查圆线, 并做好洋冲眼。

根据检验圆先进行粗镗孔、精镗孔, 要求镗孔期间禁止移动船体坞墩, 禁止振动作业和搭载作业, 尽量选择在阴雨天和夜间加工, 防止阳光单面照射和温度变化所造成的误差, 要求前后艉轴管同轴度≦0.10m m, 艉轴管滑油管、空气管、电缆管及温度传感器要求密性符合要求, 要求3公斤压力保持20min, 特别注意艉轴管的前后白合金轴承要求过盈配合, 前白合金轴承0.015~0.035mm, 用15~80ton的力压入;后白合金轴承要求0.010~0.030mm, 要求用30~120ton的压力压入。前密封两道密封圈, 艉密封四道密封圈。前密封油封要求偏心不大于0.30mm, 轴径尺寸在352±4mm。后密封偏心小于0.30mm间隙差小于0.70mm, 轴径尺寸在 mm (参考29.7万吨VLCC艉轴承压入工艺书) 。

确定中间轴承轴瓦中线位置, 确定负荷顶升支架位置并焊接固定牢固, 安装两个滚轮支架便于调节曲折偏移。然后主机吊装 (包括基座安放, 机架安放并吊装连杆十字头组件, 气缸体吊装并进行总成安装) 。

根据轴系校中工艺, 在艉轴法兰上方向下附加压力80KN, 因为艉轴受到自重的影响会产生变形, 必须先预加一个力克服这种变形。进行轴系校中, 调整艉轴﹑主机﹑中间轴的偏移SAG和曲折GAP, 使达到校中工艺要求见表1。中间轴用液压螺丝连接, 同时粗略测量主机挠度﹑主机甩挡﹑主机负荷并调整到位。完成主机后部支撑 (尺寸65, ∠1∶100) ﹑侧向支撑焊接 (尺寸50, ∠1∶100) , 且要求接触面积大于80%。然后对螺栓孔进行镗孔, 并且加工螺栓孔 (12× ) , 完成后, 对外交验螺栓孔, 并且进行螺栓冷冻 (温度为-198℃) 。测量主机轴承间隙、甩挡、负荷、挠度 (每米不大于0.03mm, 全长内不允许超过0.1~0.15mm) 。如有误差, 调整到位, 如果符合要求, 进行对外交验。清洁主机下平面并做好浇注环氧的准备工作。

3.2 出坞后的轴系校中工作

由于船舶在坞内轴系校中是在轴系脱开主机、螺旋桨处在空气中, 而且法兰用临时专用液压螺丝连接, 所以在出坞后要求修改校中数据, 调节轴承负荷和曲折偏移, 并且换下液压螺丝, 冷冻安装报验螺栓。由于螺旋桨受到浮力影响艉夹角变小, 受到的剪切力变小, 所以艉轴前轴承的负荷会相应增加。船舶出坞后拆除轴系的固定支架。检查船舶艏、艉吃水状态。用测量专用工具进行测量主机的轴承间隙和轴承的甩挡, 主机的挠度和环氧树脂的高度 (要求高度 mm, 但是一般都是50左右高度) , 当以上工作调整结束后进行负荷测量。出坞后的第3天对船舶的艏、艉吃水状态重新确认后, 进行轴系的负荷测量, 如在范围以内让B&W MAN公司确认并向船东船检交验。安排人员进行主机基座下平面清洁。轴系负荷对外交验结束后, 即马上进行环氧浇注工作。环氧硬度要求巴氏硬度>40、抗拉强度>93N/mm2。

4 出坞后轴系校中的注意事项

出坞后轴系校中受到多方面因素的影响。主要有潮汐、天气、压载状况、船舶的应力变形、缆绳的松紧等。

4.1 潮汐的影响

系泊状态下, 螺旋桨的浮力波动, 船舶缆绳松紧的波动, 船舶变形的波动都受到潮汐的影响发生细微的变化。为了使轴系校中环境更加理想必须考虑避开潮汐减小误差。每月的两次大潮是农历初一、十五附近几天, 对船舶的校中影响最大, 应该尽量避免。两次小潮是在农历的初七、八和甘二、廿三附近几天, 对轴系校中影响较小。

船舶出坞后, 上游洪峰、一天中温度的变化、太阳直射的角度, 都会影响到船体的变形, 最终会影响船舶轴系校中数据的变化。在轴系校中过程中压载水和设备移动对船舶变形的影响不可忽视。所以一般在轴系校中前, 船上对船体重量影响大的设备及管系已基本布置到位, 无重大设备的迁移及压载变更。轴系校中区域及与之相邻区域应停止一切振动性及火工矫正工作。在进行校中时, 禁止重物吊至船上或吊下船。不应在受阳光爆晒及温度急剧变化的情况下进行, 应在早晨或傍晚或是多云晚上进行。根据多年经验和科学计算, 我们得出温度和轴系校中数据表。温度变化影响主机的相对高度, 如果温度急剧变化, 应该重新校核主机高度变化对轴承负荷的影响。

4.2 船体变形的影响

船体变形将造成轴系中各轴承相对位置发生变化, 因而会改变轴系的原有校中状态。

船体变形包括:1) 静水情况下船体承受各种装载的影响, 以及在激浪和温度影响下的船体总弹性变形;2) 船体局部的弹性弯曲;3) 船体总残余弯曲。

目前的研究集中在如何考虑因船舶装载变化 (吃水变化) , 而引起机舱二层底的变形对轴系的影响。在大多数情况下, 船舶装载时, 由于机舱二层底呈拱形使得推力轴的推力块和推力轴承座发生前倾, 这将造成推力环处轴上的附加弯矩, 改变主齿轮轴承上的负荷。根据理论计算和实船测量的结果, 链轮前后轴承的负荷差随着船舶吃水的增加而增加, 它们是线性关系。为了使轴系能满足船舶压载吃水和满载吃水两种情况, 并根据主机冷热态高度变化曲线, 合理定位中间轴承位置, 使中间轴承不过分靠近尾轴管轴承。

4.3 温度变化的影响

温度变化包括两个方面:一是环境温度的变化;二是轴系运行引起的升温。在一天内, 环境的温差将引起各轴连接法兰间偏移、曲折的变化, 当然各轴承的负荷也将相应地发生变化。

为了避免因温度变化造成各轴承间法兰偏移、曲折超差, 安装时应在一天的平均温度下进行安装, 或根据法兰偏移、曲折变化的情况及允许的变化范围进行安装。计算的偏移 (SAG) 仅适用于环境温度20℃, 实际的值将会随着主机的热膨胀而改变。对应于实际的环境温度T, 实际的主机热膨胀对主机输出端和中间轴连接法兰偏移 (SAG2) 计算修正公式如下:

5 结束语

通过在VLCC29.7万吨油船上实施坞内轴系校中﹑平台镗孔作业, 可以将轴系连接﹑冷冻螺栓安装﹑劳动力的使用﹑节点﹑码头周期大大提前。也使坞内对中相比水上对中不易受到潮汐和压载状况的影响, 极大优化了轴系校中施工工序, 使轴系校中工作周期从同类首制船的26天缩短为7天。事实证明, 坞内校中, 冷冻螺栓的工艺是可行的, 设计和制造安装工艺有机的结合起来并结合生产实际, 一定能提高钳工的机械化程度和简化安装以适应快速造船和提高造船质量的需要。

参考文献

[1]黄政, 周瑞平.船舶柴油机装配调试工艺.哈尔滨工程大学出版社.

[2]MAN B﹠W质量规范No 0742841-4.

Z型舵桨轴系回旋振动计算 篇8

Z型舵桨轴系是舵桨船舶动力装置中最重要的组成部分,在实际运转中会受到来自内外环境的各种冲击和周期激振力的作用。若这种周期性的持续激振力无法迅速衰减,会破坏Z型舵桨轴系回转的稳态,引起轴系的回旋振动,从而导致轴承松动、尾轴管密封装置损坏、产生漏水、漏油现象,甚至引起轴系断裂,有时也会激起船体尾部的强烈振动[1]。因此,需要针对Z型舵桨轴系回旋振动问题进行深入研究,掌握实用的舵桨振动计算方法,在轴系设计时就能有效地降低Z型舵桨轴系回旋振动幅度,避免对整个Z型舵桨造成破坏。文中采用船舶振动理论对一个Z型舵桨轴系事例进行了回旋振动理论分析,将Z型舵桨实际系统准确地转化为当量系统,建立回旋振动计算的力学模型,并利用MATLAB计算软件,编写回旋振动计算程序,求解相应的振动固有频率和振幅值,使其计算结果符合船级社规范的要求。

1 Z型舵桨推进系统的传动形式及当量模型

1. 1 Z型舵桨的传动形式

Z型舵桨推进系统轴系主要由主机、高弹性联轴节、短轴组件、万向联轴节、中间轴组件以及Z型舵桨推进系统组成[2],Z型舵桨推进系统的总布置图如图1所示。

1. 2回旋振动当量模型

Z型舵桨推进系统内部传动复杂,从输入到输出为Z型传动,包含螺旋伞齿轮、传动轴、立轴、轴承等,准确建立回旋振动当量模型是计算回旋振动的关键,需要将复杂的传动系统转化为合适的当量模型[3],此模型由刚性匀质圆盘元件、无惯量阻尼元件及无惯量扭转弹簧元件3种基本元件组成。

根据实际系统转换成当量系统的原则,对如图1所示的舵桨推进轴系进行简化处理,并建立回旋振动当量系统模型,如图2所示。

2Z型舵桨推进系统回旋振动理论计算

2. 1 Z型舵桨推进轴系回旋振动的概述

轴系回旋振动是指螺旋桨处在船尾不均匀的伴流场中,作用在桨叶片上的流体力会对轴系产生弯曲力矩和横向力矩,使得轴在旋转过程中产生周期性弯曲变形的现象,又称为横向振动[1]。

由于回旋振动最重要的激励源———螺旋桨激振力目前仍不能由理论精确得出,作为计算依据的船尾伴流场只能由船模试验求得,但并不是每条船都能提供伴流场的试验数据。因此在实际工程计算中,通常将一次、叶片次正、 逆回旋固有频率与轴系的额定转速相比较,共振转速不在0. 8 ~ 1. 2倍额定转速范围内即可满足工程要求[4],故这里只进行轴系回旋振动的固有频率的计算。采用传递矩阵法进行轴系回旋自由振动计算。

2. 2简化模型的建立

目前一般采用传递矩阵在计算机上进行轴系的回旋振动计算[4],通常采用集总元件与分布参数元件相结合的简化模型,如图3所示。

具体的简化原则是[5]:

1) 螺旋桨简化为均质刚性圆盘元件,其质量与转动惯量作为集总参数,应考虑附连水作用;

2) 螺旋桨轴、中间轴按自然分段为等截面均质轴段元件;

3) 轴承按弹性铰支处理;

4) 轴系尾端螺旋桨的边界为自由端。首端边界条件按其首端元件为飞轮、齿轮或高弹分别取为固定端、铰支端和自由端。

在计算回旋振动时,一般不考虑支承元件各向异性, 各元件传递矩阵如下:

1) 均质刚性圆盘元件的传递矩阵Tp

Jp———考虑附连水影响后螺旋桨的极转动惯量,kg·m2;

Jd———考虑附连水影响后螺旋桨的径向转动惯量,kg·m2;

ω———推进轴系的旋转角速度,rad / s;

Ω———轴系回旋振动角速度，rad / s;

m———考虑附连水影响后螺旋桨的质量,kg。

2) 均质轴段元件的传递矩阵Ts

当忽略轴段的陀螺效应、剪切变形以及推力影响,传递矩阵各元素为:

式中: ρ ———轴段材料密度;

A ———轴段的横截面积;

E ———材料的弹性模量;

Id———轴段截面径向惯性矩;

l ———轴段长度。

3) 支承伪元件的传递矩阵Tsu

在混合模型中,轴段总是作为均质轴段元件处理的, 这时的支承元件是一个无质量,无弹性的伪元件,其传递矩阵为:

式中: Ke———支承分支的等效线性弹簧刚度。

2. 3轴系回旋自由振动计算

由于齿轮啮合处无法传递弯矩和剪力,根据舵桨推进轴系的基本资料,计算该轴系的回旋振动时分为两段进行考虑: 一段为螺旋桨———锥齿轮轴段; 一段为两个万向轴中间的中间轴系[6]。

1) 螺旋桨———锥齿轮轴段

螺旋桨———锥齿轮轴段简化处理采用集总参数元件———分布参数元件混合系统模型,将螺旋桨和轴承支承系统作为集总参数元件,将螺旋桨轴和锥齿轮轴模型作为等截面匀质轴段元件处理。根据舵桨推进轴系的基本资料和简化原则,螺旋桨———锥齿轮轴段简化模型几何参数如表1所示。

根据螺旋桨———锥齿轮轴段的简化模型,以及相应的几何参数,利用MATLAB计算得出系统矩阵。然后采用试算频率的方法,计算螺旋桨———锥齿轮轴段的一次正、 逆回旋固有频率见表2所示。

根据表2计算结果的分析,螺旋桨———锥齿轮轴段的回旋振动临界转速大于额定转速的1. 2倍,符合船规的要求。

2) 中间轴系

中间轴系的简化处理采用集总参数元件———分布参数元件混合系统模型,将轴承支承系统作为集总参数元件,将中间轴和连接法兰模型作为等截面匀质轴段元件处理,考虑到中间轴系两端为万向联轴节,这里将中间轴系两端的边界条件定义为刚性铰支。中间轴系的简化模型如图4所示,简化模型的几何参数如表3所示。

根据中间轴系的简化模型,以及相应的几何参数,利用MATLAB计算得出中间轴系的系统矩阵。然后采用试算频率的方法,计算中间轴系的一次回旋振动固有频率为129. 17 rad / s,临界转速为1 233. 57 r / min,中间轴系的额定转速为750 r/min,计算所得中间轴系的回旋振动固有频率大于额定转速264.4 r/min的1.2倍,满足船级社规范要求。

3结语

在系列Z型舵桨开发设计过程中,利用以上回旋振动分析理论和计算程序计算了几百个事例,并与一些国外公司计算的结果进行了比较,计算的偏差完全在船级社规范要求的范围内。实际计算过的几十条Z型舵桨船舶已经完成了试航,交付使用,轴系运转都比较平稳,没有出现意外情况,所以该Z型舵桨轴系回旋振动计算方法值得推广应用。

摘要：采用船舶振动理论对Z型舵桨轴系回旋振动进行理论分析,将Z型舵桨实际系统准确地转化为当量系统,建立回旋振动计算的力学模型,并利用MATLAB计算软件编写回旋振动计算程序,求解相应的振动固有频率和振幅值,使其计算结果符合船级社规范的要求,有利于Z型舵的系列开发。

高压水泵轴系扭振建模与仿真计算 篇9

1 轴系扭振计算数学模型

1.1 轴系扭振计算简化方法

在轴系扭转振动的计算中, 通常采用集总参数法进行简化建模。其基本思想是将质量集中于一点, 质点与质点之间由无质量的弹簧元件连接, 并考虑阻尼的影响。转化的基本要求要能代表实际轴系的扭振特性, 自由振动计算固有频率与实际固有频率基本相同, 振型与实际的基本相似。当实测固有频率与计算值相差大于5%时, 应对当量系统进行修正。由于轴系由多个部分组成, 因此将分别介绍响应部件的简化方法[1,2,3]:

1.1.1 传动齿轮、链轮、飞轮、推力盘、螺旋桨、发电机转子、干摩擦片离合器都作为绝对刚体简化为均质圆盘元件, 该元件放在各部件重心或几何中心位置。

1.1.2 弹性联轴器、弹性扭振减振器:主动与从动部件分别简化为匀质圆盘元件, 他们之间的连接弹簧刚度等于联轴器弹性元件刚度。

1.1.3 轴:按需要适当等分后简化为若干匀质圆盘元件, 各元件之间的连接弹簧刚度等于他们之间轴段的刚度。对于短轴, 可将其转动惯量简化为两个圆盘分别放在两端法兰端面位置即可。

1.1.4 齿轮箱:相啮合的两个齿轮简化为一个圆盘元件。并根据能量守恒原理, 将从动齿轮的转动惯量等效为主动齿轮转速下的转动惯量。同时, 其输出端连接的所有部件转动惯量及刚度也要相应等效到变速前的转动惯量及刚度。

1.2 轴系扭振计算简化方法[4,5]

如图1所示为推进轴系扭转振动一般模型, 根据前述基本原理, 第k质量的运动方程可表示为:

式中:φk、-分别为第k质量的扭转角位移、角速度和角加速度;Jk-第k质量的转动惯量 (kg·m2) ;Ck-k质量的外阻尼系数 (N·m·s/rad) ;Ck, k+1-第k质量与第k+1质量间轴段的内阻尼系数 (N·m·s/rad) ;Kk, k+1-第k质量与第k+1质量间轴段的刚度 (N·m·s/rad) ;Tt (t) -作用在第k质量上的激振力矩 (N·m) 。

由上式可推得整个系统的振动微分方程为:

其中转动惯量矩阵为对角阵, 即:

刚度矩阵为三对角阵, 即:

阻尼矩阵[C]可分解为[C]=[C']+[C"]。其中内阻尼矩阵[C"]的形式与刚度矩阵[K]相同, 外阻尼矩阵[C']的形式与转动惯量矩阵[J]相同。

简谐力矩作用时轴系的扭转振动微分方程可写为:

式中向量{M*}的第k个元素为:

这里Mk为第k质量上作用的简谐激振力矩幅值, 只在相应于激励处的元素为非零值;εk为第k质量上作用的简谐激振力矩的相位, 它决定于激励间的相位差, 而且:

式中ζ1, i为第i个激励元素相对于第1激励元素的激励相位差。

方程组 (5) 的解可设为:

其中质量振动复数振幅列向量{A*}的第k个元素为:

式中:Ak-第k质量振动振幅;yk-第k质量振动的相位角。

将解 (8) 代入方程组 (5) 中, 推导可得:

其中:

对于质量数较多的系统, 直接求解复数方程组 (10) 的计算量很大, 一般都先将复数问题转化为实数问题, 然后求解。即设:

这里:

再将简谐力矩列向量和解的列向量写成实部与虚部的形式, 即:MÁMÁi MÂ

将以上两式代入式 (10) , 整理得到:

于是求解n质量轴系对简谐力矩作用的响应问题归结为求解2 n阶线形代数方程组了。对此可采用高斯消去法求解。

按式 (15) 求得解向量{Ac, Ai}T后, 系统各质量的角位移即为:

其中第k质量的振幅及相位为:

第k, k+1轴段的弹性力矩为:

2 高压水泵轴系扭振计算

高压水泵轴系包含有电动机、高弹联轴器、齿轮箱、鼓形齿式联轴器及泵。轴系以电机带动旋转, 通过弹性联轴器与齿轮箱连接。齿轮箱输出端通过鼓形齿式联轴器与轴相连, 最后连接叶轮。其基本参数为电机的额定功率 (kw) 为1200;电机额定转速 (r/min) 为1500;高弹联轴器扭矩 (kN.m) 为20;高弹联轴器最大扭矩 (kN.m) 为30;泵的叶轮直径为 (mm) 为1500。根据1.1中的简化方法, 分别计算高压水泵轴系各部件的惯量及刚度, 其简化结果如图2所示:

采用matlab软件, 对式 (16) 、 (17) 、 (18) 进行编程计算, 可就求高压水泵轴系扭振的固有频率个图2中各个关键节点的阵型参数, 固有频率计算结果图表1、表2、表3、表4所示, 振动相应计算结果图3、图4、图5、图6所示:

3 结束语

经扭振计算分析:在正常运行情况下, 轴系在工作转速范围内 (1rpm~504 rpm) 均可安全可靠, 地运行。但是工作转速超过1.1倍的额定转速时, 有一个激增的过程, 建议不超速运行。

参考文献

[1]陈之炎.船舶推进轴系振动[M].上海:上海交通大学出版社, 1986.

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