200 MW汽轮机低压转子末级叶片断裂分析

在汽轮机的各种事故中,各种零件事故通常占25%～40%,并且多数与叶片的振动有关.而且,叶片振动通常与其激振力有关;运行中的机组,由于蒸汽作用力突然减小和增大(承受一次激振力)而与叶频形成共振,导致叶片的疲劳损坏,造成事故发生.     

200MW汽轮机低压转子末级叶片断裂分析

在汽轮机的各种事故中，各种零件事故通常占25％～40％，并且多数与叶片的振动有关。而且，叶片振动通常与其激振力有关；运行中的机组，由于蒸汽作用力突然减小和增大（承受一次激振力）而与叶频形成共振，导致叶片的疲劳损坏，造成事故发生。     

300MW机组主蒸汽管道振动原因分析及处理

某300 MW机组在主蒸汽管道单阀切顺序阀运行后,主蒸汽管道振动幅度明显增加。通过现场勘察和测量,结合模态分析得出主蒸汽管道振动原因是激振力频率与管道固有频率一致引起管道共振。提出相应的振动处理方案,新增相应阻尼器,设计了间隙可调节性限位支架,有效地减小了主蒸汽管道的振动。     

火电厂过热器减温水管道振动治理

分析了引起动力管道振动的常见原因及消除措施,以某电厂过热器减温水管道为例,通过现场观察和分析认为管道振动是管系固有频率过低,在激振力作用下发生了强烈共振引起的.通过采取调整管道运行工况消除激振力,适当增加减振支架提高管系刚度的综合治理方案,大大降低了管道振动.     

某135MW机组主蒸汽管道振动原因分析与对策

某135MW机组在主蒸汽管道单阀切顺序阀运行后,主蒸汽管道振动幅度明显增加,通过现场勘察、测量分析,认为振动原因为激振力频率与管道固有频率一致引起管道共振。在管系模态分析、应力校核计算的基础上,通过增加减振装置改变管道固有频率,避免管道产生共振。减振措施实施后管道振动幅度明显降低,并且管道应力均合格。     

质量不平衡转子的弯扭耦合振动分析

对Jeffcott质量不平衡转子建立弯扭耦合振动方程。利用小参数法,得到该耦合振动方程的解析解,并给出数值仿真结果。理论分析与计算表明:弯振与扭振是相互耦合的,质量偏心是耦合的前提;转子在圆频率为ω1的外部激励作用下,通过弯扭耦合,主要激发出频率为|Ω-ω1|的扭振。当转子有频率为ωT1的外扭矩作用时,将主要激励产生|Ω±ωT1|频率成分的弯振;转速Ω等于转轴扭振固有频率ωt0与弯振固有频率ω0之和或之差时,可能发生弯扭耦合共振;当外激励的频率为弯振(或扭振)固有频率时,也会激发出较大的扭振(或弯振);弯扭耦合共振导致转子损坏的可能性很小,可为故障诊断提供有益的信息。     

空气能热泵热水机电机支架有限元分析及优化

本文采用扫频测试方法找到机组共振时电机转速,从而得出系统共振固有频率,并通过ANSYS Workbench 14.0对风机系统进行模态分析,找到与实际振型相符的固有频率阶数。利用ANSYS模态分析得出改善方案,使其固有频率避开电机激振频率,并对更改方案模拟运输振动校核电机支架强度,最终确认更改方案。通过使用ANSYS分析软件解决工程实际问题。     

核电站立式长轴泵电动机振动故障诊断及处理

为处理某核电站服务水泵配套电动机的结构共振问题,利用频谱分析及固有频率分析等方法进行故障诊断,研究振动振幅与激振力、系统刚度的关系,以及系统刚度与固有频率的关系,通过改变系统连接刚度的方法,有效降低了振动,取得了良好的效果。     

基于振动的变压器绕组压紧状态评估方法

为实时评估变压器绕组压紧状态,对变压器振动问题进行研究。在绕组振动成分、振动传播路径和油箱表面振动成分的研究基础上,建立了变压器油箱振动信号模型。在瞬态激振实验中发现:相对于油箱正面测点,顶面测点更能体现油箱瞬态激振响应逐渐衰减的特征;靠近C相套管的顶面测点共振频段随压紧力减小而明显向左位移。进行短路实验,结合不同电流不同压紧状态下的大量实验数据,发现靠近C相套管的顶面测点振动信号共振谱峰分布与瞬态激振实验中共振频段分布较为一致,提出利用共振谱峰位移规律进行绕组压紧状态在线评估。该方法简单易行,只需监测油箱顶面振动信号,适应变压器负荷变化的运行环境,与电网没有电气连接,可以实现变压器绕组压紧状态在线评估。     

振动时效工艺简介及应用

介绍振动时效工艺主要是选择适当的激振力及激振频率使工件产生共振，从而消除或均衡工件的内在应用力。     

电机振动噪声研究(三)定子机械振动特性计算研究

电机运行时,气隙中交变的电磁力波作用于定、转子铁心,使它们随时间周期性地变形,即发生振动。振动频率就是径向力波的频率。另一方面,电机有因其结构而决定的固有振动频率,当外施的激振力频率接近或等于固有频率时,就会发生共振。这时,振动的幅值及由此而来的噪声将会大大增加。     

振动电机及激振力可调机构的转矩

一、序言振动电机是把不平衡转子与电动机组合在一起的通用振动机械。单台或者两台自同步的振动电机广泛地用于料斗箱、加料器、振动输送机、过滤器等。过去的振动电机的激振力的调整是在起动前卸下外罩,改变两个偏心轮的安装相位来实现的。而图1所示的激振力可调式振动电机,在运行中可通过     

压气机动叶片振动数学模型建立及动态特性研究

为探究压气机动叶片受激振力影响下的动态特性,结合某燃机叶片基本参数,对压气机动叶片建立了振动数学模型,通过MATLAB中的Simulink平台进行仿真,获取叶尖在恒速和变速旋转状态下受激振力影响的振动位移曲线。结果表明:恒速条件下,叶片同步振动和异步振动图像差异较大;高频激振下的叶片振动位移幅值远远小于低频激振下的叶片振动位移幅值;变速扫频下能够辨识多个共振区的振动特征。     

单相异步电机噪声,振动测试

成都团结电机厂生产的单相异步电机装上洗衣机后,曾一度出现洗衣机整机噪声I_p>58(dB-A)。为找出噪声源及振动源,我们利用CF-920数字信号分析仪对电机和整机的振动及噪声信号进行了处理分析,并对电机和整机做了脉冲及随机激振实验,求出了它们各阶振型下的固有频率。通过分析,得出了整机噪声超标的主要原因是: (1)电机与洗衣机箱体之间的振动传递率大,它们之间的隔振垫设计不合理。 (2)电机的振动激起洗衣机箱体的第4阶模态共振(f_(n4)=200 Hz)。     

CPR1000技术核电机组高频振动故障诊断与处理

针对CPR1000技术半转速核电机组汽轮机在调试期间出现瓦振超标,存在大比例振动幅值波动的高频成分,通过大修前振动试验、大修中模态测试、高频激振力来源辨识等试验分析,判断该机组瓦振高频振动故障是3号进汽管道内的不稳定汽流激振力经进汽管道、汽缸传递至轴承箱引发轴承箱盖不稳定共振所致。根据振动故障诊断分析结果,通过优化调节汽门的开启程序和方式,改变管道内汽流的状态参数,使得瓦振大幅降低至优良水平;从阻隔高频激振力的传递路径、瓦振测点位置选择等方面对机组瓦振安全性进行评估,并提出了改进方案。     

因蒸汽涡动造成的转子自激振动

一、前言近年来,由于国产中间再热机组在试运过程中曾多台次发生低频强烈振动,引起人们对低频振动现象的重视。造成汽轮机组低频振动的原因虽有多种;但主要的和经常发生的只有两种:一是油膜振动;另一种就是因蒸汽涡动而引起的转子自激振动,通常称为气流激振(flow excited vibrations)或称间隙激振。由于气流激振现象与油膜振动现象相似,特别是在机组带负荷阶段发生低频振动时,更容使人怀疑是由于气流激振所造成。国产20万千瓦和30万干瓦机组,投产初期也遇到过在带负荷阶段发生低频振动。按照20万千瓦机组的现场分析,曾怀疑气流激振是原因之一,但根据目前的认识,虽然认为它还不属于气流激振的现象,但对于大机组来说,气流激振确是当前值得重视的一个问题。而国内在介绍气流激振方面的文章又很少。为了弄清气流激振和油膜振动两者的差别,本文拟对气流激振的现象、机理及消除措施作一简要介绍,并对国内大机组产生气流激振的可能性提出初步看法,以期在大机组投运前,能引起对这一问题的注意。     

航空电反推驱动用永磁同步电机振动及强度分析

电机的模态是分析振动的基础,由固有频率、振型和阻尼比决定。当电机工作时的激振频率与某一阶的固有频率相同或者相近时,会产生共振,导致电机剧烈振动,影响其正常运转。在对应用于航空电反推系统的双通道永磁同步电机PMSM进行三维建模之后,将三维模型送入ANSYS Workbench,在ANSYS工作平台上进行电机模态、响应谱分析与冲击响应的仿真。给出了该电机的前6阶次的固有频率和振型,以及在外加响应谱下的电机等效应力与在瞬态冲击下的电机机械结构上的应力分布。     

家用电冰箱压缩机零件固有频率对噪声影响的分析

本文分析了零件固有频率对家用电冰箱压缩机噪声的影响;运用力锤激振法分析压缩机整机及主要零部件的固有频率,分析出单个零件和整机固有频率对压缩机噪声的影响因素,确定修改方案后.对零件进行优化,达到有效降低压缩机噪声的目的.     

电厂锅炉尾部烟道振动分析

锅炉尾部烟道振动对于一些老机组是个十分棘手的问题.针对粤电沙角C电厂锅炉尾部烟道振动问题,通过实验测量和理论分析相结合的研究方法,分析了锅炉尾部烟道振动的原因及其削弱振动的措施.振动频率仪测量锅炉尾部烟道高能振动频率在50～60Hz间,并发生在锅炉特定的工况条件下.锅炉内部烟气绕管道流动的旋涡脱落频率以及管道的4阶固有振动频率也在这个范围内,锅炉尾部烟道的振动主要是由于烟气绕流的气动激振引起了锅炉尾部烟道的共振.为了避开共振,需要调整尾部烟道气柱的固有频率或者烟气绕流气动力的频率,避免共振发生.     

滚筒洗衣机皮带传动噪声的降低方法

本文利用带传动动力学理论知识,对洗衣机动力传动系统进行了分析。在洗衣机传动系统中,多楔带的激烈振动,主要是由激振频率与传动带紧边的自振频率相接近时引起的共振而产生的。因此,通过改变传动带的自振频率,设法使激振频率远离系统的共振区,才能保证传动的正常工作,保持较低的振动水平,达到低噪声传动的理想效果,同时延长传动系统各部件的使用寿命。