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在對汽輪發電機組由于振動或與振動有關的軸系破壞事故的分析中，往往因事故過程的復雜性而使分析難以定論。但有一點是能夠確認的：和任何機器構件一樣，機組軸系的斷裂同樣是由于應力水平過高造成的。可以是應力瞬態超過材料的強度極限，也可以是應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，根據斷口的金屬分析可以確定.而對于是何種振動原因造成的應力過高則必需對軸系按非線性振動狀態進行分析，以得到比線性分析更接近真實情況的結論。這是確定事故原因的關鍵一步。
本文在對機組發生質量大不平衡時軸系非線性振動特性進行計算研究的基礎上，又對同樣狀況下的軸系動態應力做了有限元分析，根據計算結果，從強度的角度對軸系在非線性力作用下破壞過程中的幾個過去有爭議的、或不明確的關鍵問題進行了探討。這些問題直接涉及到以往一些大機組事故。作者以期通過本項研究，揭示機組軸系斷裂事故前期階段重要的機理性問題以及這一階段事故發展的具休過程。
研究使用的計算方法是由Riccati傳遞矩陣法和兩種直接數值積分法：Houbold法和Wilson法發展而來的一種新的傳遞矩陣—時間追趕法。計算中運動初始條件僅考慮瞬態失重，不計轉子的初始位移。計算轉速為3000r/min時突然在轉子某些部位發生不同重量失重后，整個轉子的瞬態振動響應特征，包括：(1)轉子軸向各截面外徑邊緣處最大正應力和中心孔最大剪應力，(2)軸承動態支承力隨時間變化曲線。和以前的振動特性計算一樣，這里所有的動態強度計算都是建立在軸承完好，油膜仍存在的前提下。
本項計算分析研究的對象為國產200MW汽輪發電機組的發電機軸段和低壓轉子軸段。這種機組初期采用的三油楔軸承穩定裕度偏低，轉子軸承系統阻尼小。后期其發電機軸承改換為穩定性優的橢團軸承.計算中，發電機軸承選用了三油楔軸承和橢回軸承，低壓轉子軸承只采用橢圓軸承。
當汽輪發電機組軸系事故是以振動為直接或主要原因時，軸系或缸體的毀壞是由于轉子振動過大造成關鍵承力件應力過高，超過材料屈服極限或強度極限后，發生瞬態斷裂或疲勞斷裂。
對于轉子強度，通常不做與橫向振動有關的應力計算或校核。因為定常工況下，在轉子由于振動而造成的振幅和應力兩種危險形式中，前者遠先于后者達到危及機組安全的極限值.但對于非常規工況，特別是在轉子的事故狀態，過大的振動有時首先使動靜部位迅速磨損而脫離(也存在不脫離而使振動加劇的可能)，進而使強度問題成為機組部件安全的主要威脅，此刻的應力分析要比振動計算來得重要。對機組的一些特殊軸段，如定轉子氣隙一般很大的發電機，無論是常規或非常規工況，應力都應先于振動予以考慮�；谶@些原則，本研究在對轉子瞬態振動取得計算結果的基礎上，又進而進行軸系強度計算。
對橢圓軸承的發電機轉子，計算了時間長度內，后護環失重，以及滑環處失重不同重量后，轉軸外緣最大動態正應力和中心孔最大剪應力。
從對上述情況的計算結果看，后護環失重主要造成轉子6號軸頸處正應力高，7號軸頸應力略小，轉子其余部位應力均處于低的水平。6號軸頸正應力與失重量的關系，兩者成線性。失重20kg時，應力大約為80MPa。在各種計算條件下，剪應力值不高，失重50kg時，6.7號軸頸剪應力最大到33.5MPa。
滑環失重主要影響到7號軸頸，對6號軸頸影響小，兩處應力之比通常約是3倍。7號軸頸正應力與失重量的關系。失重20kg時，拉應力為120MPa，剪應力值同樣很小�；h失重50kg，7號軸頸最大正應力為248.2MPa；護環失重50kg時，6號軸頸最大正應力為168.3MPa。與轉子由橢圓軸承支承時的計算結果比較，兩種情況的應力在同一水平。
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