动力机组（通用6篇）
动力机组 篇1
永磁动力储能装置是利用永磁特性并带动机械装置运动的机械储能装置, 比较飞轮等机械储能装置, 具有更大的能量, 可以配套电机和发电机实现储能最大化;永磁动力发电装置是利用永磁铁的固有特性, 通过机械手段实现能量转化, 将磁势能转化为机械能, 从而带动配套的发电机组完成发电。
目前, 这套装置正在进行100 kW发电机组中试开发, 产品融合了磁铁特性和机械设备的特性, 将磁势能和机械能转化为动能输出, 并配套发电机完成发电功能。目前研制单位将进行技术规范化, 制定企业标准, 确保产品的技术性能达到电力技术国标。其应用领域主要考虑在分布式电力能源领域。由于市场定位在较低功率范围内发供电设备及上网发电, 所以市场空间比较大。
产业化效益与风险预测①新建1座具备生产能力达到1 200 MW永磁动力发电机组, 以及50 MW发电能力的新能源中心配套的生产加工企业。②项目收益:年销售收入20亿元, 年总成本费用6亿元, 年利润总额可以达到11.45亿元, 单位发电成本0.15元/kWh, 具有良好的投资效益。③项目风险:由于受电网的制约或受稀土磁铁价格的影响, 项目具有一定的风险性。主要原料是钕铁硼磁铁、机械加工件、化学材料加工件 ;主要设备是精密加工设备。
动力机组节能技改方案探讨 篇2
关键词：动力机组,节能节电
1 机房设备的运行情况
1.1 原有约克YEWS200SC50的主要运行参数如下
2#系统停机, 1#系统的主要参数:
冷冻水进出水温度:8.0/11.5℃, Δt=3.5℃;
冷却水进出水温度:26.1/28.0℃ , Δt=1.9℃;
电机电流百分比:71%;
油压:1188kPa。
1.2 原有约克YSEZEZS45CKE的主要运行参数如下冷水机组运行时间:39716小时;
冷冻水进出水温度:6.4/9.8℃, Δt=3.4℃;
蒸发器的制冷剂压力:441.3kPa;
蒸发器小温差:3.8℃;
冷却水进出水温度:27.5/30.8℃, Δt=3.3℃;
冷凝器的制冷剂压力:870.6kPa;
冷凝器制冷剂饱和温度:38.2℃;
冷凝器小温差:3.5℃;
电机电流百分比:94%;
油压:1245kPa;
冷冻水进出水压力:1.6/3.0Mpa。
1.3 末端空调风柜的运行情况
整个车间空调安装了26台风柜, 配置了温度控制器进行温度控制。但是温度控制系统没有正常工作, 一直将温度控制器的温度调到最低, 感觉到车间温度过低, 才去关闭空调风柜。
2 现有空调系统的主要问题
2.1 冷水机组主水管道配置不合理, 不能优化冷水机组的运行选择
两台YSEZEZS45CKE/432TR的冷水机组不能同时使用, 高峰时段只能使用一台YSEZEZS45CKE/432TR机组和另两台小型的冷水机组。而YSEZEZS45CKE/432TR冷水机组的能效相比小型的冷水机组, 满负荷能效要高出13%左右, 而实际运行能效要高出15-20%左右。
2.2 原有YSEZEZS45CKE/432TR的冷水机组, 换热器脏, 影响了机组能效
正常情况下, 蒸发器和冷凝器的小温差不得超过2.8℃, 当小温差达到2.5℃时就需要清洗。而本台冷水机组蒸发器的小温差达3.8℃, 冷凝器的小温差达3.4℃, 这说明换热器脏, 换热性能受到了较大的影响, 这使冷水机组的能效降低了5%左右。
2.3 人手管理不能适时适应空调负荷的变化, 影响了空调系统的运行能效
(1) 一天中的不同时段, 天气变化, 人流变化, 引起空调负荷会较大地变化。而人工管理, 每隔两个小时左右才会去关注空调系统的运行情况, 而且仅仅是凭经验判断, 凭瞬时数据判断, 来切换空调系统的运行, 显然不能很好地适用空调负荷变化, 导致空调设备空载运行, 或过量供给空调冷量, 空调区域温度偏低, 从而浪费空调电费。
(2) 不能适时合理设定空调冷水机组的运行工况, 影响了冷水机组的适时能效。
一年四季设定空调冷水机组的出水温度为7℃左右, 从满足空调使用的角度出发, 过渡季节, 尤其是干燥的秋节, 空调末端需求的冷量减少, 除湿需求减少, 甚至不需要除湿, 因而可以适当提高冷冻水出水温度至8-10℃, 从而提高冷水机组运行能效1-5%。
(3) 供给工艺需求的换热器的进出水流量没有自动调节, 负荷变化时不能适时响应, 导致供给的工艺水温波动较大, 既浪费冷量, 又影响工艺的准确性。
2.4 空调风柜的运行不合理
空调风柜配置的温度控制系统失效, 导致空调区域的温度偏低而白白浪费冷量。空调区域温度每偏低1℃, 空调负荷增加10-20%, 即空调电费增加10-20%。
3 现有中央空调系统的节能改造方案
(1) 合适的时机, 合理修改现有中央空调系统的管道, 逐步实现整个机房设备的全自动优化运行, 从而大大提高空调冷水机组的运行能效。
(2) 增加现场DDC控制器, 实现机房设备的全自动监测, 并逐步实现机房设备的全自动优化运行。
(3) 对现有冷却水泵、冷却水塔的电控柜进行修改。
增加运行状态点, 故障状态点的无源干触点, 增加手动/自动转换功能, 提供手/自动状态的无源触点, 接受远程启/停控制功能。充分利用现有冷却水泵的变频控制器, 在保证主机能效的前提下, 合理节省冷却水泵的耗电。
(4) 提供冷冻水泵变频节电柜替代原有的冷冻水泵电控柜, 避免冷水机组运行在大流量小温差状态, 一方面提高冷水机组能效3-5%, 另一方面节省冷冻水泵的输送电耗20-40%。
(5) 为每台冷水机组配置通讯接口, 适时监测冷水机组的运行状态和故障状态参数, 优化冷水机组的运行工况设置和负荷分配。
(6) 空调冷冻水的主水管增加温度传感器4个, 压力传感器2个和流量计1个。实时监测空调系统的负荷曲线, 为节能控制提供实时数据。
(7) 为每台空调风柜提供独立的DDC现场控制器, 提高空调风柜的控制精度, 合理控制空调区域的温度, 避免空调区域的温度偏低实际需求温度而减少空调需求负荷, 大大节省空调系统的运行费用。据美国ASHRAE协会研究结果:空调区域的温度每偏低1℃, 空调区的空调负荷增加10-20%。
动力机组 篇3
1 柴油发电机组的噪声源
柴油发电机组主要有排气噪声、冷却风扇噪声、燃烧噪声、机械噪声四种噪声。其中排气噪声和冷却风扇噪声属于空气动力性噪声,是由于气体的扰动以及气体与物体的相互作用而产生的。燃烧噪声和机械噪声属于表面辐射噪声且很难严格区分。通常将由气缸内燃烧所形成的压力振动,通过缸盖、活塞—连杆—曲轴、机体向外辐射产生的噪声称为燃烧噪声;将由活塞对缸套的撞击,正时齿轮、配气机构及喷油系统等运动件之间的机械撞击振动而产生的噪声称为机械噪声。机械噪声多是宽带连续频谱,其高声压级的频率一般在125~1 000Hz之间[1]。表面辐射噪声仅通过声压测量难以找出噪声源。国内相当量的柴油发电机组生成厂家多是柴油机外购,很难对柴油机的燃烧噪声与机械噪音进行降噪改进,而对于排气噪音可以通过排气消音器的设计、匹配进行控制;冷却风扇噪音可以通过改变叶片形状、材料等进行控制。因此,我们重点在于对空气动力性噪声的分析。
1.1 排气噪声
排气噪声是一种周期性的噪声,是一种典型的低频噪声。排气噪声频率显然和每秒钟的排气次数,即和爆发频率是相关的,排气噪声的频率计算式为[2,3]:
式中,n为发动机转速,r/min;Z为气缸数;为t冲程系数,四冲程时=t2,二冲程=t1;i为谐波序数(1,2,3,…)。
排气噪声声压级通常在基频f或其第二、三次谐波2 f,3 f附近出现峰值,频率再高时,排气噪声的声压级不大。排气噪声随柴油机负荷的增加而增大[2]。
一般柴油机排气噪声的总声压级用下式来估算[2]:
式中,N为柴油机的功率,k W;n为发动机转速,r/min。
1.2 冷却风扇噪声
冷却风扇噪声是由旋转噪声和涡流噪声组成。旋转噪声是由于旋转的叶片周期性地切割空气,引起空气的压力脉动而产生的,其频率为:
式中,z为风扇叶片数;n为风扇转速,r/min;i为谐波序数(1,2,3,…)。
旋转噪声的基频及高次谐波噪声声压比较突出[2]。
涡流噪声主要是气流流经叶片界面产生分裂时,形成附面层及漩涡分裂脱离,而引起叶片上压力的脉动,辐射出一种非稳定的流动噪声。涡流噪声的频率主要取决于叶片与气流的相对速度,叶片上各点的圆周速度随着与圆心距离的不同而连续变化,因此,涡流噪声是一种宽频带的连续谱[4]。
由上述可知,冷却风扇噪声是旋转噪声和涡流噪声互相混杂的结果,在宽频带的连续谱上,常常有几个突出的峰值,一般超出连续部分5~15 d B(A),这些峰值为旋转噪声的频率。我们仅对旋转噪声进行分析。
2 噪声测量
2.1 测量标准
测量依据的标准为GB/T 2820.10-2002“往复式内燃机驱动的交流发电机组第10部分:噪声的测量(包面法)[5]。
该标准规定了往复式内燃机发电机组空气传播噪声的测量方法。在对排气系统、冷却系统及发电机组其他所有噪声的总和进行评估时,设置一致或相似的基准,从而使测量结果具有可比性。
2.2 测量对象主要参数
电源功率在200~250 k W之间的柴油发电机组被广泛用于城市中的各类办公建筑场所,这些场所对噪声的要求严格[6],因此,我们选择了一款主用功率为200 k W,备用功率为220 k W的柴油发电机组作为测量对象。该型柴油发电机组采用了模块化设计技术,系统的集成度高,代表了当前柴油发电机组的水平。其主要技术参数见表1。
测试样机已经过磨合和调试。
2.3 测量设备及仪器
采用16通道的LMS SCADAS Mobile SCM05数据采集系统,配有防风球的PCB声压传感器、装有LMS TEST.Lab的笔记本电脑。以上测试设备在测量前已经过校正。整套测试系统见图1。
2.4 测量条件
将待测柴油发电机组置于室外空旷平地。设定测试系统参数如下:测量频率范围为20~10 000Hz;采样频率间隔为1 Hz;采样总时间为100 s;采样时间间隔为1 s;计权声级为A。
2.5 测点布置
依据GB/T 2820.10-2002规定,首先围绕柴油发电机组建立一个尽可能小的、假想的平行六面体参考框架,然后建立与参考平行六面体距离为0.5m的测量面,根据参考平行六面体长度和高度确定测点数。本次测量建立的假想平行六面体尺寸与机组尺寸一致,L1×L2×L3为2.7 m×0.95 m×1.45 m。根据GB/T 2820.10-2002标准规定,当2 m
2.6 测量工况
首先测量背景噪声,再测量空载时的柴油发电机组噪声,最后测量满载时柴油发电机组的噪声。空载和满载转速均为1 500 r/min。
3 噪声测量数据处理及分析
3.1 噪声测量数据处理
3.1.1 平均声压级
对每个测点100 s内的101组噪声数据进行平均处理。在声场中的同一个测点分次采集的数据应采用声压级算数平均法,因为在这种情况下求“平均声压级”,实际上是为了统计其效应,即是求其数学期望值,而声压级的算术平均值就是其数学期望(当测量次数足够多时)[7],因此,按式(4)计算:
式中,L为第i点或i频率或以i为中心频率pi下的平均声压级;L为第i点或i频率或以i为中ij心频率的第j个总体声压级。
所有点的背景噪声与空载噪声和满载噪声比,都远大于10 d B(A),因此参考文献[3]理论对空载噪声和满载噪声无需修正。
3.1.2 测量表面声压级
测量表面的平均声压级按不相等面积计算方法和声强平均法计算:
式中,L p为测量表面频带声压级,d B(A);Si为第i点所占有的测量表面积,m2;S为测量表面积,m2。Lpi含义同上。
依据GB/T 2820.10-2002,这里只计算8个测点,不包括点2,3,11,12。
测量表面的1/3倍程声压频谱计算结果见图3。
因排气噪声频率与旋转噪声频率主要集中在1 000 Hz以内,因此,在进行分析排气噪声与旋转噪声频谱分析时,只显示1 000 Hz以内噪声的计算结果,测量表面的声压频谱结果见图4、图5。
3.2 空气动力性噪声分析
由表2可见,满载时柴油发电机组的噪声值相对空载时来说,有大幅度的提高,平均增加了6.6d B(A)。测点2、测点3的空载和满载噪声都高于其他测点,这两点的位置处于柴油机前方平面上,靠近发动机冷却风扇。测点9、测点12的空载和满载噪声都低于其他测点,这两点的位置靠近发电机侧。
由图3可见,空载时噪声贡献量大的中心频率有250,500,1 000,2 000 Hz。满载相比空载所有频率段噪声量均有增加,且以125 Hz为中心频率的低频段增加较明显。
从图4可知,空载状况下声压级大于90 d B(A)的频率分别为192,384,578,770,826 Hz。其中除826 Hz以外,其他频率基本为192 Hz的整数倍。比较图4与图5可知,满载情形下,上述192Hz整数倍频率的噪声依然存在,声压级与空载相比基本无变化,声压级大于90 d B(A)的频率新增了100,150,226,251,302,401,414,476,490,550,628,666,770,1 054 Hz等,这些频率多基本为50 Hz和75 Hz的整数倍。图4和图5标出了75,150,192,226,300,384,578,770 Hz频率对应的点。
由式(1)可以计算出,研究测试发动机组的柴油机的排气噪声基频为75 Hz;由式(2)可以计算出,研究测试发动机组发动机排气噪声的总声压级约为114.4 d B(A);由式(3)可以计算出,测试样机机冷却风扇旋转噪声的基频为200 Hz(本机风扇为8叶片)。
图5中,75 Hz的整数倍频率中,声压级较高的频率有75,150,226,302 Hz,这些频率的声压级分别为96.5,97.3,93.1,99.9 d B(A);在图4空载情形下,这些频率的声压级分别为71.7,80.9,70.0,78.2 d B(A);可以看出,满载后,这四个频率的声压级增幅明显,其噪声源可以肯定有排气噪声,也可能有其他较大的噪声源。对这四个频率的声压级相加,求总声压级(五次谐波后的声压级均低于80 d B(A),对总声压级无影响,故不考虑),结果为103.4 d B(A),这与根据式(2)估算本发动机排气噪声值114.4 d B(A)相近。由于测量点并没有贴近排气口,因此存在一定的声音衰减。由此可以判断,以75 Hz为基频的噪声,主要为排气噪声,其他噪声可以忽略不计。
本机风扇由连接曲轴的皮带带动,转速与柴油机相同,恒定为1 500 r/min,理论上基频为200Hz。考虑到皮带可能会产生形变,从而降低了风扇转速,推测192 Hz为风扇的基频。图4空载中的几个峰值分别为192,384,578,770,826 Hz。除826 Hz以外,其他频率均为192 Hz的整数倍。图5中,这四个192 Hz整数倍的频率下的声压级与图4基本相同,因风扇在满载和空载时的转速始终不变,故可以断定192 Hz为冷却风扇的基频,其四次谐波内的总声压级为105.1 d B(A)。五次谐波后的声压级均低于80 d B(A),对总声压级无影响。
综上,柴油发电机组低于1 000 Hz的噪声中,排气噪声与冷却风扇噪声是主要噪声。
4 结论
a.该柴油发电机组满载时的噪声比空载时的噪声增加了约6.6 d B(A)。
b.发动机冷却风扇附近噪声相对较大,发电机附近噪声相对较小。
c.噪声主要集中在以125,250,500,1 000,2 000 Hz为中心频率的频段内。
d.排气噪声与冷却风扇旋转噪声均是柴油发电机组主要噪声源之一,排气噪声总声压级为103.4d B(A),冷却风扇旋转噪声总声压级为105.1 d B(A)。
参考文献
[1]温韵光,陈筱铁,雷孙栓,等.柴油发电机组的噪声及其控制[J].电工技术,2009,(9):65-66.
[2]黎志勤,黎芳.汽车排气系统噪声与消声器设计[M].北京:中国环境科学出版社,1991.
[3]廖长武,郭文勇.柴油机低频排气噪声规律分析[J].噪声与振动控制,2002,22(2):37-38.
[4]周新祥.噪声控制技术及其新进展[M].北京:冶金工业出版社,2007.
[5]GB/T2820.10-2002往复式内燃机驱动的交流发电机组第10部分:噪声的测量(包面法)[S].
[6]李力,贺红勋,张素香,等.柴油发电机组的噪声控制与分析[C].//2002年全国振动工程及应用学术会议论文集.2002:659-663.
动力机组 篇4
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动力机组 篇5
关键词：非线性,转子,轴承,ADINA
1 引言
随着现代汽轮发电机组容量和运行参数的不断提高，其转子-轴承系统逐渐向大跨度、轻载、柔性方向发展，致使系统往往运行在其高阶临界转速以上，振动幅值有时较大，这时轴系中存在的轴承油膜力、密封力、不均匀蒸汽间隙力等微小间隙力表现为强非线性激振源，其中非线性油膜力是最主要的非线性激励源，导致转子-轴承系统在一定条件下发生非同步、概周期及混沌运动，使机组发生激烈的振动，引发严重事故[1]。
传统的转子动力学设计基于线性理论[2,3]，无法解释上述非线性振动现象的产生机制，更不能精确反映机组的运行规律，使得可能按线性设计应为安全的机组在工作转速下提前发生油膜振荡导致事故，也可能设计偏于安全而造成浪费，为此必须采用非线性动力学理论才能深入揭示机组的规律。而迄今对大型机组轴系的非线性动力学分析尚缺乏有效的方法，主要难点在于整个系统的微分运动方程维数较高。实践表明：即使利用现代非线性动力学理论对原系统进行降维，也很难保证系统动力学特性保持本质不变的前提下，将原系统的自由度数缩减到可求解的范围内，目前这方面的研究还在广泛进行中[4,5]。本文针对转子-轴承系统为一局部非线性动力学系统的特点，以200MW汽轮发电机组轴系为研究对象，利用大型有限元计算软件ADINA程序提供的用户接口，将非线性轴承油膜力作为外载荷施加到转子上，对整个转子-轴承系统的非线性动力学响应进行了一些初步分析，结果表明该方法在工程实际中是可行的。
2 数值计算及结果分析
2.1 非线性单盘柔性转子-轴承系统情形
由于轴承中非线性油膜力是轴颈位移及速度的函数，用有限元法分析转子系统的动力学特性时很难直接将其作为载荷填入数据卡。为此，在ADINA源程序的基础上，针对非线性油膜力的特点将其加入到源程序中提供的用户载荷接口处。但因ADINA程序庞大,将其应用到实际转子系统前,需对修改后的程序进行考核。选取结构较为简单的单盘对称转子为对象，为简便计，油膜力模型基于短轴承假设。如图1所示，转子对称地支撑在两个滑动轴承上，其中轮盘质量M1=374kg，轴承质量M2=27kg，其有限元模型见图2，分析采用等参梁单元，其中单元每个节点有x、y方向的平动和转动共4个自由度，轴向的平动和转动自由度被约束掉。整个转子分8个单元，9个节点，轮盘质量和轴承质量作为集中质量分别加到相对应的节点上。其中，Fx、Fy为非线性油膜力分量，Fx=fx·δ，Fy=fy·δ，δ为Sommerfeld数，，润滑油粘度μ=18×10-3Pa·s，轴承半径间隙c=0.2mm，轴承长度L=28.5mm，轴承半径R=57mm;轮盘阻尼D1=3.0×102N·s/m，不平衡量U认为集中在轮盘处U=u/c=0.1。为了进行数值比较，分别采用有限元法和Runge-Kutta法计算该转子-轴承系统的动力学响应。求解过程中采用相同的初值、时间步间隔和求解步数，其中时间间隔取△t=π/1000，求解步数200000，取140000步后的结果作为稳态解。图3、图4分别为系统在ω=300rad/s和ω=500rad/s时左侧轴承轴颈中心的轨迹图，由图可看出，采用有限元法所得结果与数值积分结果相比误差很小。在其他转速和工况下，同样能得到类似的结果。说明利用ADINA程序提供的用户接口分析转子-轴承系统的非线性动力学响应具有较高的可信度。
2.2 200MW转子-轴承系统情形
如图5所示，为某200MW汽轮发电机组轴系结构简图，基于线性理论算得的系统临界转速为：高压转子为1858r/min;中压转子为2072r/min;低压转子为1647r/min;电机转子为1254,3568r/min。由此可看出,电机转子发生油膜振荡的可能性较大,因此,进行系统动力学分析时,只计入电机两端轴承油膜力的非线性影响,其它轴承仍按线性支撑来处理。整个转子系统共分152段,不平衡量加在电机转子的中点处,其无量纲值为U=0.3,利用ADINA程序计算系统在不同转速下的动力学响应,图6为电机转子左侧轴承在不同转速下的振动幅值,从计算结果可看出虽然计入了轴承油膜力非线性因素,但其对临界转速的影响并不大,同时又进一步证明了利用该方法计算出的转子系统非线性不平衡响应结果与转子系统实际运行中表现出的特征是相符的。但是此方法的局限性是不能对系统的动力学稳定性进行分析。轴承各参数、不平衡量以及各运行参数对系统动力特性的影响将在今后的研究中作进一步的深入探讨。
3结论
本文利用大型有限元计算软件ADINA程序对转子-轴承系统的非线性动力学响应进行了计算与分析,结果表明,在ADINA程序的基础上,通过其提供的用户接口,将轴承非线性油膜力模型直接加以考虑就能获得合理的结果。这在对单盘柔性转子系统及200MW机组转子系统的分析中得到了证明。
参考文献
[1]EHRICH F F.Some Observations of Chaotic Vibration Phenomena in High-Speed Rotordynamics[J].ASME Journal of Vibration and Acoustics,1991,113:50-57.
[2]黄文虎,武新华,焦映厚,等.非线性转子动力学研究综述[J].振动工程学报,2000,13(4):497-509.
[3]闻邦椿,顾家柳,夏松波,王正.高等转子动力学[M].北京:机械工业出版社,2000,85-95.
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动力机组 篇6
1 机组轴系建模
1.1 计算模型
利用机组轴系横向振动力学和响应计算方法[1], 建立起水轮发电机组的轴系模型, 其主要参数如下:
(1) 导轴承:导轴承长度L=0.635m, 半径R=0.67m, 半径间隙C=0.0005m;油膜粘度μ=0.033N·s/m2;油膜刚度系数K=2·108N/m;阻尼系数C=4·106N·s。
(2) 发电机转子:转子长度L=1.597m, 直径D=2.52m, 磁通密度B=7500Gs。
(3) 密封:上止漏环长度0.091m、直径1.661m, 压差1MPa、间隙0.0007m;下止漏环长度0.105m, 直径1.661m, 压差1.2MPa, 间隙0.0007m, 上下止漏环结构都为直通式。
1.2 瞬态响应计算
在上述模型的基础上。若假定轴系中各节点没有质量偏心现象, 转子整体沿x轴初位移为0.01mm, 沿y轴初速度为0.52mm/s, 轴系中的结点位移情况在线性油膜力模型如图1所示, 在非线性油膜力模型如图2所示。由图可知, 线性模型计算的震荡轨迹收敛快, 非线性模型计算的震荡轨迹收敛较慢。造成这种差异的原因在于, 线性模型中的油膜力阻尼值以及刚度不变, 计算过程一直保持较大的油膜力[2]。但就油膜本质而言, 具有非线性特点, 因此在计算中仍采用非线性油膜力模型计算。另外在水导轴承位置的震荡收敛平稳后, 其它部位仍处于震荡状态, 且具一定浮动范围, 这种情况是油膜力与不平衡电磁拉力均匀化的效果, 在连接关系的作用下, 相应的转轮位置的震荡幅度也会降低。
1.3 不平衡激励响应
如果在发电机的转子或者是水轮机的转轮质量不均匀的时候, 会产生垂直于大轴的径向离心力, 进而引发机组的震动现象发生。在发电机的转子部位发生质量不均匀时, 将会引发结点的不平衡相应瞬态混乱, 最终限定与圆形轨迹范围内, 是符合不平衡相应形式的。另外出现转子质量不均匀, 会使法兰处上方的结点产生的运动轨迹增大, 引发转轮以及下导轴承的震动。在其它条件不变的情况下, 适当减小导轴承之间的间隙, 能够有效的降低轴系各部位的位移震动值, 但间隙过小, 则会导致油膜力供应不足。在油膜粘度加大时, 各结点的震动情况将会降低。导轴承长径比增大时, 各结点震动幅值减小, 导轴承长径比减小时, 各节点震动幅值增大。在励磁电流进入发电机转子后, 若机组轴系具有横向振动情况, 加之受电磁场影响, 在定子和转子中产生不平衡电磁拉力, 导致转子横向震动的幅值增加。因此, 为降低不平衡电磁拉力影响产生的震动, 需要适当的将定子与转子之间的半径间隙加大。
鉴于质量不均匀对机组造成的负面影响, 我们必须在机组安装时严格保证轴系的垂直度和同心度, 那么对轴线的精度检测就显得尤为重要。
2 立式水轮发电机的轴线精度检测方法
2.1 常规检测方法
2.1.1 盘车法
此种方法是最为传统的轴线测量方法, 利用盘车人为的将机组的转轮部分转动, 并用位移传感器或者是千分表等仪器, 对相关的测量部位进行摆度值的确定, 通过摆渡值对轴线出现摆度情况的原因、方向以及大小进行分析[3]。另外对相关的组合面进行人为刮削, 从而纠正轴线与镜面摩擦面, 轴线与法兰组合面的不垂直问题, 将摆度降至规范值内。这种方法既能进行分段逐次的测量, 也能够进行综合的测量。盘车法主要测量的轴线为主轴线、连轴后的总轴线等。
产生轴线和镜面摩擦面不垂直的主要原因是:推力头和镜板之间的绝缘垫厚薄不匀、主轴与推力头的底面不垂直。常规机组的轴线摆度规范值见表1。
除应用于发电机主轴轴线的测量以外, 盘车法还应用于机组总轴线的测量中, 测量方法基本与前者相同, 但需要在水导轴颈位置增加一对千分表, 用来对水导处的摆度进行测量。利用测量出的数据计算出轴线与主轴法兰结合面不垂直所产生的轴线曲折, 了解轴线状态。在轴线曲折极小而摆度又大的情况时, 可以将推力头底面或者是绝缘垫进行部分刮削, 以达到调整的效果, 若经过此种处理后摆度值仍不正常, 还需对法兰结合面进行处理。
2.1.2 钢琴线重锤耳机法
将钢琴线悬挂于大轴的中心点, 计算出大轴的垂直度、旋转中心以及轴摆度, 这种方法通常运用于大型的机组轴线测量中, 其测量难度较大, 但对了解轴线状态、分析调整轴线十分有用[4]。此种方法所需要用到的工具主要有:钢琴线、求心器、耳机、内径千分尺等。利用求心架将求心器固定, 用求心器对钢琴线的位置以及高度进行调整, 同时用具有一定重量的重锤绷紧钢琴线。测量时, 将四条专用于垂直测量的环带, 分别布置在水轮机轴以及发电机轴的法兰内堂口位置, 然后在轴心悬挂钢琴线一根, 在轴的360°位置内, 用千分尺测量出四条环带与钢琴线的距离, 从而确定大轴是否垂直[5]。
2.2 传统测量方法的弊端
尽管盘车法以及钢琴线重锤耳机法在实际的轴线精度检测工作中得到了广泛的认可以及应用, 但在某些方面仍存有缺陷:
2.2.1 效率不高
例如, 在利用盘车法进行轴线精度测量时, 需要在盘车时准确的停留在之前设置的8个等分测点, 且每个测点都需要相关的设置人员对盘车情况进行监视记录, 准确填写千分表的变化情况。而钢琴线重锤耳机法则为了更大程度的保证测量值的进度, 需要不断地对钢琴线进行找正工作, 并反复测量。所以利用这两种方法进行轴线精度测量时, 会耗费大量的时间以及精力, 检测效率难以提高。
2.2.2 精度值不高
例如钢琴重锤耳机法主要的测量方式, 是人工接触, 而在人工设置的过程中, 往往存有一定的误差, 同时, 在测量过程中如若某部分零件出现振动情况, 都会直接影响到钢琴线的位置, 造成最终测量结果的偏差。而盘车法同样具有这一问题, 由此看来, 这两种传统方法, 虽然应用广泛, 但就精确度而言却具有极大的不稳定性, 测量受外界以及人工方面的影响极大, 不利于得到准确的轴线值。
2.3 新型测量方法
结合目前大力推广的新型轴线精度测量方法, 直线度测量法, 从实际运用方面出发, 本文将介绍一种准确率高、操作方便、快捷的新型机组轴线精度检测方法, 为提升机组安装效率以及安装质量创建新思路。具体测量方法如下:
(1) 准备四根符合抗拉强度标准的钢琴线或者其它金属线, 要保证其不会弯折, 一个重量能够将钢琴线或金属线拉直的重锤, 以及四个用作阻尼介质的油盆。
(2) 准备一个符合测量需求的CCD位置测量仪器, 现在CCD位置测量仪器的精度普遍高于0.01mm, 完全能满足安装找摆的精度要求。
(3) 对推力瓦受力进行调整并利用水平仪将镜板保持在水平位置。
(4) 将推力头以及下导轴瓦之间的间隙调整在0.02~0.05mm之间, 并锁定下导轴颈, 保证其位于轴线中心, 能作为轴线基准中心位置使用。
(5) 在主轴圆周的x轴以及y轴的四个方位上均匀布置四根悬有重锤的钢琴线或金属线, 将重锤放入油盆, 再将油盆放于顶盖, 确保测量的统一。
(6) 测量全过程保证主轴属于自由状态。
(7) 利用CCD测量仪器对机组的发电机下方、水导轴承、法兰上方等位置进行四个方向的测量, 得出其与主轴面的距离。
(8) 最后通过数据处理分析出轴线的垂直度以及摆度大小。
3 结束语
综上所述, 水轮发电机组出现振动情况多数是由于机组本身制造和安装产生, 而内在的机理情况是依据轴系的动力学特性而定的。机组的振动情况以及振动轨迹, 仅仅是动力学特性的外在形式。要从根本上保证机组的安全稳定运行, 就需要以动力学入手, 充分了解其内在信息, 继而进行有针对性的故障诊断和机组安装。通过不断的更新改进现有的故障诊断、机组安装等方面的方法, 促进水轮发电机组应用的长足稳定发展。
参考文献
[1]林祖建, 张祥彬, 陈国栋, 关英波.混流式水轮发电机组轴系动力特性分析[J].电力与电工, 2011, 03 (02) :118~122.
[2]乔卫东, 马薇, 刘宏昭, 李郁侠.基于非线性模型的水轮发电机组轴系耦合动力特性分析[J].机械强度, 2010, 03 (13) :312~315.
[3]成本良, 刘向阳.悬吊式水轮发电机组轴线测量、分析及处理[J].小水电, 2010, 06 (07) :45~49.
[4]唐策乾.立式水轮发电机组检修中中轴线找正研究[J].科技与企业, 2014, 14 (16) :371.