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

　　md2xd t2+ cd xd t+ 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好，且性能持久不变，寿命较长。

　　2汽动给水泵组弹性基础设计

　　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8 10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3 3. 5 Hz，相应的弹簧垂直压缩量为20 30 mm.弹簧垂直阻尼比一般取0. 1 0. 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0 1. 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与高角速度的乘积

　　e= 2. 5 mm/s.扰力（激振力）为：F= m e2= 2. 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 = me2= G 2. 5/ g= m 2. 5 2 n/（ 60 9 800）= 2. 67 10- 5m n其中： m转子的质量， kg；n小汽机的高运行转速， 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大残余不平衡量：U max = 6 350 W/ 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U max = 12. 7 G/ n单位转子静重的许可残余不平衡量e= U max / G= 12. 7/ n高运行的角速度= 2 n/ 60转子动平衡等级为e = 12. 7 2 / 60= 1. 33 mm/s可见，小汽机转子实际要求的动平衡等级比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、D 4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区为危险的、不可使用的机器。对小汽机振动位移与振动速度的区域分类见。它的弹性隔振基础的控制应位于A区。

　　3. 3管道支吊架问题

　　大管道宜支承在楼板上，如必须吊挂在顶台版上时，则需确定每个吊点的位置与载荷。顶台板两侧弹簧数量可以不一样，以平衡不均匀载荷。否则，顶台板可能倾斜，或弹簧可能局部过载。

　　4设计实例

　　某电厂4 600 MW机组的小汽机与给水泵布置在一个台板上，顶台板弹性支承。

　　4. 1原始数据

　　（ 1）小汽机转速5 521 r/ min（ 92 Hz） ，机组重615 kN，顶台板重1 315 kN，机组与顶台板总重1 930 kN.

　　（ 2）弹簧隔振器型号GP- 16- B1280，有4个； GPVM- 16- B1280有8个。每个垂直刚度7. 73 kN/mm，水平刚度5. 98 kN/mm.垂直固有频率3. 60 Hz.单个弹簧承载力205 kN.

　　（ 3）弹簧实际静载（每个） 152 kN，考虑动载和施工误差，计算采用：垂直205 kN，水平11 kN.

　　4. 2结构分析

　　结构分析采用STARDYNE有限元程序，采用5个自由度的板单元，节点数共1 800个。频率特征值计算范围为0 110 Hz，在此范围内共有15个频率，如所示。

　　前1 6个频率代表混凝土结构本身的刚性特征，后7 15个频率为顶台板的弹性响应。由于50 100 Hz是弯曲频率，故要计算不平衡力引起的动力振幅，以评估基础的动力特性。

　　4. 3计算结果分析

　　本案动平衡等级取G6. 3级，根据ISO 1940/ 1- 1986，不平衡力计算如下：U per = R 0. 006 3 2 n/ 9. 81 kN式中： R转子重量， kN；n转速， r/ min.

　　由小汽机转子不平衡激振力产生的大振幅见3.

　　由于上述结果是同一频率（转数）下的振幅，故同一点处的振幅可线性叠加。

　　按VDI2056导则，机器在不同频率下代表好的范围的振幅见4.

　　计算振幅范围为好中好，故无需进一步做动力分析，弹簧隔振效果非常好。静力计算的弹簧大压缩变形见5.

　　顶台板配筋按静力计算的应力和构造要求配置。大弯曲应力一般在两个方向的跨中。

　　5结论

　　（ 1）机器的动平衡等级分成A/B/C/D 4个等级，基础顶台板的振动判据也分成4个等级，与机器的动平衡等级相对应。

　　（ 2）评定顶台板振动的指标是均方根振动速度。在特定频率下，均方根振动速度与振幅是对等的。

　　（ 3）汽动给水泵组的动平衡等级可按ISO 1940取G6. 3级，高于G2. 5级的标准要求。

　　（ 4）盲目加大汽动给水泵组顶台板厚度并不可取，顶台板的厚度要与长度一起调频。

　　（ 5）弹簧隔振器作为机器基础与厂房消除环境振动的基本措施，在理论分析和大量实践上，都证明是切实有效的。