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在對(duì)汽輪發(fā)電機(jī)組由于振動(dòng)或與振動(dòng)有關(guān)的軸系破壞事故的分析中，往往因事故過程的復(fù)雜性而使分析難以定論。但有一點(diǎn)是能夠確認(rèn)的：和任何機(jī)器構(gòu)件一樣，機(jī)組軸系的斷裂同樣是由于應(yīng)力水平過高造成的�？梢允菓�(yīng)力瞬態(tài)超過材料的強(qiáng)度極限，也可以是應(yīng)力超過材料的疲勞極限。某一特定事故的直接起因是兩者中的哪一類，根據(jù)斷口的金屬分析可以確定.而對(duì)于是何種振動(dòng)原因造成的應(yīng)力過高則必需對(duì)軸系按非線性振動(dòng)狀態(tài)進(jìn)行分析，以得到比線性分析更接近真實(shí)情況的結(jié)論。這是確定事故原因的關(guān)鍵一步。
本文在對(duì)機(jī)組發(fā)生質(zhì)量大不平衡時(shí)軸系非線性振動(dòng)特性進(jìn)行計(jì)算研究的基礎(chǔ)上，又對(duì)同樣狀況下的軸系動(dòng)態(tài)應(yīng)力做了有限元分析，根據(jù)計(jì)算結(jié)果，從強(qiáng)度的角度對(duì)軸系在非線性力作用下破壞過程中的幾個(gè)過去有爭(zhēng)議的、或不明確的關(guān)鍵問題進(jìn)行了探討。這些問題直接涉及到以往一些大機(jī)組事故。作者以期通過本項(xiàng)研究，揭示機(jī)組軸系斷裂事故前期階段重要的機(jī)理性問題以及這一階段事故發(fā)展的具休過程。
研究使用的計(jì)算方法是由Riccati傳遞矩陣法和兩種直接數(shù)值積分法：Houbold法和Wilson法發(fā)展而來的一種新的傳遞矩陣—時(shí)間追趕法。計(jì)算中運(yùn)動(dòng)初始條件僅考慮瞬態(tài)失重，不計(jì)轉(zhuǎn)子的初始位移。計(jì)算轉(zhuǎn)速為3000r/min時(shí)突然在轉(zhuǎn)子某些部位發(fā)生不同重量失重后，整個(gè)轉(zhuǎn)子的瞬態(tài)振動(dòng)響應(yīng)特征，包括：(1)轉(zhuǎn)子軸向各截面外徑邊緣處最大正應(yīng)力和中心孔最大剪應(yīng)力，(2)軸承動(dòng)態(tài)支承力隨時(shí)間變化曲線。和以前的振動(dòng)特性計(jì)算一樣，這里所有的動(dòng)態(tài)強(qiáng)度計(jì)算都是建立在軸承完好，油膜仍存在的前提下。
本項(xiàng)計(jì)算分析研究的對(duì)象為國(guó)產(chǎn)200MW汽輪發(fā)電機(jī)組的發(fā)電機(jī)軸段和低壓轉(zhuǎn)子軸段。這種機(jī)組初期采用的三油楔軸承穩(wěn)定裕度偏低，轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)阻尼小。后期其發(fā)電機(jī)軸承改換為穩(wěn)定性優(yōu)的橢團(tuán)軸承.計(jì)算中，發(fā)電機(jī)軸承選用了三油楔軸承和橢回軸承，低壓轉(zhuǎn)子軸承只采用橢圓軸承。
當(dāng)汽輪發(fā)電機(jī)組軸系事故是以振動(dòng)為直接或主要原因時(shí)，軸系或缸體的毀壞是由于轉(zhuǎn)子振動(dòng)過大造成關(guān)鍵承力件應(yīng)力過高，超過材料屈服極限或強(qiáng)度極限后，發(fā)生瞬態(tài)斷裂或疲勞斷裂。
對(duì)于轉(zhuǎn)子強(qiáng)度，通常不做與橫向振動(dòng)有關(guān)的應(yīng)力計(jì)算或校核。因?yàn)槎ǔ９r下，在轉(zhuǎn)子由于振動(dòng)而造成的振幅和應(yīng)力兩種危險(xiǎn)形式中，前者遠(yuǎn)先于后者達(dá)到危及機(jī)組安全的極限值.但對(duì)于非常規(guī)工況，特別是在轉(zhuǎn)子的事故狀態(tài)，過大的振動(dòng)有時(shí)首先使動(dòng)靜部位迅速磨損而脫離(也存在不脫離而使振動(dòng)加劇的可能)，進(jìn)而使強(qiáng)度問題成為機(jī)組部件安全的主要威脅，此刻的應(yīng)力分析要比振動(dòng)計(jì)算來得重要。對(duì)機(jī)組的一些特殊軸段，如定轉(zhuǎn)子氣隙一般很大的發(fā)電機(jī)，無論是常規(guī)或非常規(guī)工況，應(yīng)力都應(yīng)先于振動(dòng)予以考慮。基于這些原則，本研究在對(duì)轉(zhuǎn)子瞬態(tài)振動(dòng)取得計(jì)算結(jié)果的基礎(chǔ)上，又進(jìn)而進(jìn)行軸系強(qiáng)度計(jì)算。
對(duì)橢圓軸承的發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子，計(jì)算了時(shí)間長(zhǎng)度內(nèi)，后護(hù)環(huán)失重，以及滑環(huán)處失重不同重量后，轉(zhuǎn)軸外緣最大動(dòng)態(tài)正應(yīng)力和中心孔最大剪應(yīng)力。
從對(duì)上述情況的計(jì)算結(jié)果看，后護(hù)環(huán)失重主要造成轉(zhuǎn)子6號(hào)軸頸處正應(yīng)力高，7號(hào)軸頸應(yīng)力略小，轉(zhuǎn)子其余部位應(yīng)力均處于低的水平。6號(hào)軸頸正應(yīng)力與失重量的關(guān)系，兩者成線性。失重20kg時(shí)，應(yīng)力大約為80MPa。在各種計(jì)算條件下，剪應(yīng)力值不高，失重50kg時(shí)，6.7號(hào)軸頸剪應(yīng)力最大到33.5MPa。
滑環(huán)失重主要影響到7號(hào)軸頸，對(duì)6號(hào)軸頸影響小，兩處應(yīng)力之比通常約是3倍。7號(hào)軸頸正應(yīng)力與失重量的關(guān)系。失重20kg時(shí)，拉應(yīng)力為120MPa，剪應(yīng)力值同樣很小�；h(huán)失重50kg，7號(hào)軸頸最大正應(yīng)力為248.2MPa；護(hù)環(huán)失重50kg時(shí)，6號(hào)軸頸最大正應(yīng)力為168.3MPa。與轉(zhuǎn)子由橢圓軸承支承時(shí)的計(jì)算結(jié)果比較，兩種情況的應(yīng)力在同一水平。
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