作为运输船舶的主动力系统关键设备的涡轮机及减速齿轮箱正朝着高效率、高稳定性、高速重载、轻量化、低振动、低噪声和短设计制造周期的方向发展。
船用发动机单机功率越来越大，推进涡轮转子越来越长，变速箱结构也越来越复杂，由此带来的动力学特性分析难度也在增加；通过接触力学建立的分布式拉杆转子轮盘间作用的动力学模型虎钳。
通过有限元方法计算了轮盘间有接触的拉杆转子，得到了分布拉杆转子临界转速随等效刚度的变化规律;建立了耦合的啮合齿轮传动多平行轴转子的动力学模型，计算了该多轴耦合和未耦合情况下的临界转速。
耦合系统的弯曲、扭转振动的振型，不同啮合刚度下耦合系统转子的各阶临界转速以及工作转速下各阶弯曲、扭转振动的自然频率随啮合刚度变化的规律。
从转子稳定性的角度为齿轮箱传动系统的啮合齿轮副提供了最小设计刚度参考值;对柔性转子不平衡响应与传递力分析。
建立模型分析了不平衡量、油膜间隙、支承刚度、阻尼系数对动力响应的影响，得到了最佳的油膜间隙与传递力的数据。
利用有限元方法，计算分析了螺旋桨激励下船舶轴系振动响应、齿轮啮合激励下船舶轴系振动响应、船体随机激励下船舶轴系振动响应，体现了柔性轴系非线性振动特征。
分析齿式联轴器耦合的转子－轴承系统的稳定性，指出齿式联轴器的倾角刚度对系统的失稳转速影响较大通过转子－轴承的非线性静特性得到各个轴承的载荷。
确定各个轴承的线性动态特性，然后采用线性动力稳定性方法计算分析了支承标高变化对稳定性的影响。
本研究建立涡轮机转子、传动轴转子、太阳轮转子通过联轴器耦合的多转子模型，在两种支撑条件和变化耦合刚度下计算了船用涡轮轴系多阶临界转速和不平衡响应幅值曲线。
并结合当前涡轮轴系多工况运行时，由于避开范围小而带来的机组振动严重影响设备寿命，要确保轴系扭振的安全。
首先要考虑轴系自身的调频，其次轴承油膜刚度机构运动简图、轴系的不平衡精度、联轴器联接刚度及齿轮的啮合刚度对轴系的稳定至关重要。
若两个轴承刚度为非对称，转子的失稳转速会升高，而阻尼的非对称性能可降低转子通过临界转速时的振动幅值，并提高转子轴承的失稳转速，但过大的阻尼也能破坏转子轴承系统的稳定性。
本研究还通过以上几种办法对轴系的振动特性进行优化，但刚度的几何放大并不是很容易实现的，多种方法的结合以提高轴系的临界转速较为现实。
计算模型由涡轮机转子、行星轮变速器太阳轮转子、传动轴转子及齿式橡胶联轴器模型构成。
涡轮机转子将叶片质量和转动惯量等效在转子上，转子总长4755mm。齿式橡胶联轴器含有弹性橡胶元件，为典型的非线性结构，采用有限元法。
获得其等效刚度和等效质量，联轴器长度为595mm，质量为378kg，在进行轴系振动特性分析时不可忽略。通过建立等效的梁单元来考虑联轴器轴向长度，联轴器左半部与传动轴为一整体，右半部与涡轮机转子为一整体。
传动轴连接涡轮机转子和行星轮变速器太阳轮转子，传动轴总长2005mm;质量472kg。
太阳轮与传动轴的连接采用套齿联轴器，联轴器的左右两个半部分别集中在太阳轮与传动轴上，太阳轮转子长500mm，质量136kg，3轴在同一工作转速下运行。
太阳轮与行星轮啮合处、太阳轮与传动轴套齿联轴器联接处、涡轮机转子与传动轴的橡胶联轴器联接处、涡轮机的两个支撑轴承单元均采用COM-BI214模拟刚度。
利用ANSYS软件对上述船用涡轮轴系进行临界转速分析，分别为圆瓦轴承和阻尼轴承支撑下的前三阶振型曲线，MN是最小值所在位置，MX是最大值所在位置。
圆瓦滑动轴承支承下轴系的一阶振型为涡轮机转子与传动轴的整体平动，二阶振型为传动轴的局部弯曲，三阶振型为传动轴的一阶弯曲和涡轮机转子的锥动。
阻尼轴承支承下轴系的一阶振型为传动轴的局部弯曲，二阶振型为传动轴的一阶弯曲，三阶振型为传动轴和涡轮机转子的一阶弯曲。
高速轴系不同支撑下的前三阶临界转速列表，刚性支撑时，一阶为传动轴弯曲，二阶为涡轮机一阶弯曲，三阶为传动轴一阶弯曲。
圆瓦轴承和阻尼轴承支撑时，一阶临界转速略有降低主动件，阻尼轴承与刚性支撑下的一阶振型相似，两种轴承支撑下二阶临界转速明显低于刚支条件尊龙d88认定AG发财网。
两种支承条件下轴系的一、二阶临界转速均低于工作转速等效转动惯量，轴系工作于二、三阶临界转速之间。
取不平衡精度为G2．5，得出各转子的不平衡量，为两种支撑条件下不同节点处的响应曲线，可以看出圆瓦轴承支承下轴系在转速为2650r/min附近出现振动峰值。
阻尼轴承支承下轴系在转速为2670r/min附近出现振动峰值，两种轴承支承下轴系一阶临界转速值基本一致。
振型主要表现为传动轴的弯曲，传动轴右端点处振动峰值最大，主要是因为此处是联轴器刚度相对于轴系其它位置支撑刚度要小很多，且传动轴细长的特点使弯曲刚度相对于涡轮机和太阳轮要小很多。
可以看出，与圆瓦轴承相比，阻尼轴承的效果表现为抑制了涡轮机转子x方向的振动，而y方向振动没有显著变化。
这主要是因为与圆瓦轴承相比变形，阻尼轴承x方向刚度基本不变，x方向阻尼约减小一半，y方向刚度约增大10倍，y方向阻尼约增大3倍，且交叉刚度阻尼基本不计。
但与此同时，传动轴和太阳轮转子处的振动峰值有所增加，这是因为涡轮机支持轴承的变化对轴系产生了一定的影响。
轴系不同支撑刚度下一阶临界时的各节点处的放大系数。可以看出，振幅最大的节点为传动轴的右端点，涡轮机各节点的峰值在10-21μm范围内。
对于一阶临界时放大系数大于2．5时，且临界转速低于工作转速时，则以工作转速百分比表示的避开裕度不应小于min{17×［1－1/(Fa-2．5)］，16}，计算得到圆瓦轴承时避开率15．5%，阻尼轴承时避开率16%。即轴系运行时应避开2200-3100r/min共振范围。
从以上内容来看，机组是运行在临界转速的影响区域内，对于工况较多的机组，要避开的转速越小则意味着机组性能越良好刚性构件。
因此通过提高临界转速，使工作转速处在临界转速之下，且都有一定的避开裕度，通过以下几种方法尝试提高临界转速的可行性。
橡胶联轴器刚度提高的同时，联轴器的质量也增加，通过改变联接刚度重新对以上模型计算，获得临界转速，将联轴器质量增加一倍，增大刚度会不同程度提高临界转速。
传动轴截面抗弯系数越大，其抗弯刚度也越大，将传动轴改为实心轴休闲健身用品，重新对以上模型计算，获得临界转速为2613r/min，将传动轴改成实心轴，提高了抗弯刚度圆角半径，但质量也相应增大，很难使临界转速提高。
单独改变联轴器刚度无法使临界转速高于工作转速，通过调整传动轴的长度同时增加联轴器刚度来提高临界转速，传动轴长度缩短500mm。
联接刚度按照2倍、3倍、5倍放大后的临界转速，发现缩短传动轴长度对提高临界转速效果明显，联接刚度放大5倍方可获得足够的避开裕度。
对于该类刚度较大的转子及柔性支撑系统，从临界转速值和过临界时放大系数两个方面进行考量，其过临界特性更为客观。
增加联轴器的联接刚度和结构允许范围内缩短传动轴长度来提高轴系的临界转速，从而达到改善船舶轴系振动特性的目的发热盘。
［1］何鹏，刘占生，张广辉．分布拉杆转子动力学建模与分析［J］．汽轮机技术，2010，22(4):6－12.
［2］魏超．大型船用齿轮箱系统动态性能分析方法研究［D］．杭州:浙江大学热能工程与能源学院，2013.
［3］阮金彪，刘树春，刘荣强．柔性转子不平衡响应与传递力的分析［J］．哈尔滨工业大学学报，1995，27(6):117－120.
［4］周春良．船舶轴系振动研究［D］．哈尔滨:哈尔滨工程大学轮机工程，2006.
［5］李明，虞烈，沈润杰．齿轮联轴器对轴承转子系统失稳转速的影响［J］．发电设备．2000，3:26－28.
特别声明：以上内容(如有图片或视频亦包括在内)为自媒体平台“网易号”用户上传并发布，本平台仅提供信息存储服务。
孩子为什么不爱读书？“玩的不够多，见的不够多，不够会玩” ，15岁男孩发视频讲述自己的想法和见解，网...
痛心！伯克利大一新生宿舍身亡！妈妈曾是YouTube CEO，外婆是“硅谷教母”......
小米 Redmi Book Pro 14/16 2024 笔记本官宣，全面接入澎湃 OS