汽动送水泵新型式隔晃震材料的预设

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1、汽动送水泵新型式隔晃震材料的预设　　1弹簧隔振原理　　弹簧隔振的振动微分方程为　　md2xdt2+cdxdt+kx=Fsin（t）　　方程中第1项为整个系统的惯性力，第2项为阻尼力，第3项为弹簧力，第4项为设备转子不平衡量激发的激振力。隔振的原理是使惯性力与激振力方向相反，数值相等，从而互相抵消。这样动载荷就被隔离，基础只承受静载荷。sin（t）的二阶导数为-2sin（t），激振力项正好与惯性力项方向相反。当激振力的频率与隔振弹簧固有频率的比值（调谐比）>10时，动载荷隔离效率可达99%，振动基本消除。弹簧隔振以螺旋弹簧隔振效果最好，且性能持久不变，寿命较长。　　2汽动给水泵组弹性基础

2、设计　　2.1初步确定顶台板厚度　　使顶台板的一阶弯振频率f小于激振频率下限的10%，二阶频率高于激振频率上限的10%，一阶公式为：　　f=3.56EIML3　　式中：E，I分别为混凝土顶台板的弹性模量和惯性矩；M汽动给水泵与顶台板的总质量；L顶台板的长度。　　二阶频率约为一阶频率的4倍。该公式为调频公式，由此初步确定的厚度，比常规顶台板的厚度稍薄。　　2.2顶台板载荷的确定　　静载荷包括：小汽机与给水泵的静重，各个管口的作用力与作用力矩，小汽机作功时的反作用力矩，所有与激振力无关的力。　　动载荷包括：小汽机转子与给水泵转子的不平衡力产生的激振力。如果前置泵与给水泵布置在同一平台上，则

3、还有前置泵转子的不平衡力产生的激振力。　　2.3弹簧隔振器选型与阻尼比的选取　　弹簧隔振器的数量一般选810个，布置位置使隔振器重心与汽动给水泵和顶台板的重心重合。弹簧隔振器的工作载荷为额定载荷的80%，留20%的裕量。隔振器的固有频率选为33.5Hz，相应的弹簧垂直压缩量为2030mm.弹簧垂直阻尼比一般取0.10.15.　　2.4顶台板固有频率的计算与分析　　在进行顶台板的静力与动力分析之前，对顶台板6个自由度的固有频率进行计算与分析，校核顶台板在这些固有频率下会不会与激振力产生共振，阻尼系数的选择是否合适，弹簧支承力的中心是否与机器顶台板的重心重合等。　　加上初步分析中的顶台板一

4、阶与二阶弯振频率，共有8个频率。如果这8个频率能避开激振频率，则发生共振的可能性很小。　　2.5顶台板的静力与动力分析　　进行静力与动力分析的程序时，一般采用国际通用程序STARDYNE或ESA.对于动力分析，其内容分自由振动与强迫振动。自由振动计算包括01.3倍激振频率范围内所有可能的振动频率，每个振动频率的振型、参振质量与参振系数。　　强迫振动计算内容为小汽机与给水泵转子残余不平衡量产生的激振力作用下的振动。小汽机与给水泵转子的动平衡等级按国际标准ISO1940取G2.5级，即转子单位质量的残余不平衡量e与最高角速度的乘积　　e=2.5mm/s.扰力（激振力）为：F=me2=2.5

5、m式中：m小汽机与给水泵转子的质量。　　将计算所得顶台板各节点的加速度、速度、位移与许可值进行比较。　　2.6顶台板配筋计算　　将动力分析和静力分析的结果组合，就可进行配筋计算。　　2.7纵向钢梁扰度的校核　　纵向钢梁的挠度小于弹簧压缩量的1/10时，可以把钢梁当作刚体对待。此时顶台板的动力分析只包括机器、顶台板与隔振弹簧。否则，顶台板动力分析还要耦合纵向钢梁。　　3设计应注意的几个问题　　3.1扰力问题　　机器残余不平衡量在作回转运动时产生的激振力称为扰力。计算扰力，首先要确定动平衡等级。当小汽机与给水泵转子的动平衡等级按国际标准ISO1940取G2.5级时，计算的扰力F（kN）为F

6、=me2=G2.5/g=m2.52n/（609800）=2.6710-5mn其中：m转子的质量，kg；n小汽机的最高运行转速，r/min.　　美国和我国有关标准规定工业汽轮机转子每个轴颈的最大残余不平衡量：Umax=6350W/n（g.mm）　　1小汽机振动位移速度的区域（我国标准）　　2频率特征计算范围　　式中：W每个轴颈的静重载荷，kg.　　设前后轴的静载荷相等，G为整个转子的静载，公式换算为Umax=12.7G/n单位转子静重的许可残余不平衡量e=Umax/G=12.7/n最高运行的角速度=2n/60转子动平衡等级为e=12.72/60=1.33mm/s可见，小汽机转子实际要求的

7、动平衡等级比G2.5级要求高。　　3.2顶台板动力分析的控制标准　　国际标准中，ISO7919系列测量机器轴振；ISO10816系列测量机器壳体振动。这些国际标准实际上和我国标准是一致的。由ISO7919系列转化为我国标准GB/T11384系列，测轴振动。由ISO10816系列转化为我国标准GB/T6075系列，测壳体振动。评定准则分A、B、C、D4个区域。A区为新机器，B区为可长期使用的合格机器，C区为可短期使用、需采取补救措施的机器，D区为