首先,針對大型旋轉機械中混合式轉子的轉盤、鼓筒組合旋轉構件抗彎曲的高剛性特點,將盤鼓混合旋轉構件近似為剛性圓柱體,并建立厚轉盤轉子系統(tǒng)動力學模型;其次,考慮轉軸彎曲特性和所儲彈性勢能,以曲線擬合結合Hermite插值法計算轉軸彎曲剛度.對比傳統(tǒng)Jeffcott轉子系統(tǒng)進行數(shù)值算例的分析結果表明,轉盤厚度是影響轉子系統(tǒng)動力學固有特性的主要因素之一. 

【文章來源】：吉林大學學報(理學版). 2019,57(02)北大核心

【文章頁數(shù)】：8 頁

【部分圖文】：

圖９轉子Ⅰ的臨界角速度Ｆｉｇ．９Ｃｒｉｔｉｃａｌａｎｇｕｌａｒｓｐｅｅｄｏｆｒｏｔｏｒ－Ⅰ

隨之增加．表５轉子Ⅰ的臨界角速度對比Ｔａｂｌｅ５Ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｃｒｉｔｉｃａｌａｎｇｕｌａｒｓｐｅｅｄｏｆｒｏｔｏｒ－Ⅰ２ｂ／ｍω１／ｓ－１ω２／ｓ－１ω３／ｓ－１０．０５６２６７０８２１０００．１０６８０７６８２３２３０．１５７３１８２１２６２２０．２０７７８８６４３０２９０．２５８１７８９７３５８００．３０８４９９１８４３２７當Ω＝０時，對轉子Ⅰ進行計算，對比盤厚對進動頻率ωα，ωβ的影響，結果如圖１０所示．由圖１０可見，隨著盤厚的增加ωα，ωβ均隨之增加，其中ωα的增長速率隨著盤厚增加而減小，而ωβ的增長速率隨著盤厚增加而增加．圖１０轉子Ⅰ的進動頻率隨轉盤厚度的變化曲線Ｆｉｇ．１０Ｖａｒｉａｔｉｏｎｃｕｒｖｅｓｏｆｐｒｅｃｅｓｓｉｏｎｆｒｅｑｕｅｎｃｉｅｓｗｉｔｈｔｈｉｃｋｎｅｓｓｏｆｄｉｓｋｏｆｒｏｔｏｒ－Ⅰ當轉子跨度Ｌ＝１．５ｍ時，轉盤中心距左支點的水平距離為０．６ｍ，轉子Ⅱ的臨界角速度如圖１１所示，對比圖１１和圖９可見，當與轉子Ⅰ具有相同跨度時，其３個臨界角速度ω１，ω２和ω３都小于轉子Ⅰ的相應臨界角速度．因此，可以驗證對于相同跨度的轉子系統(tǒng)，當忽略其轉盤厚度時所估算出的臨界角速度將小于真實值．當轉軸長度ｌ＝１．５ｍ，左軸段長度為ｌ１＝０．６ｍ時，計算對比轉子Ⅰ和轉子Ⅲ的４個進動頻率和臨界角速度，結果分別如圖１２和表６所示．由圖１２并對比表５和表６

動力學模型為基礎，特別是對旋轉構件模型的建立常以集中質(zhì)量方法為主將其簡化為偏心質(zhì)量點，而針對旋轉構件結構尺寸等影響因素的考慮則較少．本文通過分析盤鼓組合旋轉構件軸向尺寸及高抗彎剛度的特點，建立厚轉盤轉子系統(tǒng)動力學模型，并考慮旋轉構件厚度的影響，對轉子系統(tǒng)進行對比數(shù)值計算與理論研究．１厚盤轉子系統(tǒng)動力學建模綜合考慮大型旋轉機械的旋轉構件結構特點及連接形式，如航空發(fā)動機，其渦輪處轉盤較厚，壓氣機轉盤相對較薄，但勻以復雜的形式連接［８］．如圖１所示，以盤鼓混合連接為例，各級轉盤間以鼓筒連接．從構件的結構屬性考慮，由于鼓筒通常為粗短的柱殼，空心圓截面與主軸的實心圓截面相比軸慣性矩較大，鼓筒沿軸向尺寸也遠小于主軸軸向尺寸，可視為低階小量，鼓筒徑向尺寸則遠大于轉軸徑向尺寸．綜合考慮上述主要因素，鼓筒作為連接件與細長轉軸相比，彎曲剛度可理想地認為無窮大．因此本文把整個盤鼓混合連接結構剛化并建立理想模型———理想剛性圓柱體，如圖２所示．其中：允許各轉盤存在偏心量，但各轉盤質(zhì)心連線與轉軸平行；鼓筒結構近似為薄壁圓柱殼，忽略其質(zhì)量．基于如圖３所示的傳統(tǒng)Ｊｅｆｆｃｏｔｔ轉子系統(tǒng)，以理想剛性圓柱體為旋轉構件，建立盤鼓混合式轉子系統(tǒng)的理論分析模型———厚盤轉子系統(tǒng)，如圖４所示．圖１盤鼓混合式轉子示意圖Ｆｉｇ．１Ｓｃｈｅｍａｔｉｃｄｉａｇｒａｍｏｆｔｕｒｎｔａｂｌｅ－ｄｒｕｍｍｉｘｉｎｇｒｏｔｏｒ圖２理想剛性圓柱體示意圖Ｆｉｇ．２Ｓｃｈｅｍａｔｉｃｄｉａｇｒａｍｏｆｉｄｅａｌ

【參考文獻】：
期刊論文
[1]盤式和柱式飛輪轉子系統(tǒng)臨界轉速分析[J]. 任正義,周元偉,馬燕芹,黃同.  儲能科學與技術. 2018(05)
[2]不平衡磁拉力作用下偏心轉子的非線性振動[J]. 李志和,李正光,孫維鵬.  吉林大學學報(理學版). 2011(03)



本文編號：3455687