试验台机座（共7篇）
试验台机座 篇1
汽轮发电机是火力发电的关键设备,据统计汽轮发电机组重大事故中70%是出自机械方面的原因,而且主要与振动问题有关[1]。定子系统的振动特性研究是汽轮发电机组研制的关键工作之一,直接关系到整个机组的安全稳定运行[2]。通常,定子系统包括机座、端盖、端罩和铁芯等,为预防共振现象,必须尽可能精确确定电机定子系统各部分的固有振动频率[3]。
本文以某型号3MW余热汽轮发电机的定子机座(以下简称“机座”)为研究对象,基于NX UG平台建立了机座有限元分析(finite element analysis,FEA)模型,完成了对机座的固有频率和振型的模态分析,得到了机座的固有频率及其对应各阶振型之间的关系。通过对样机机座进行模态试验,其结果与数值分析的结果吻合,验证该模型的有效性。
1 模态分析理论
在结构力学中,振动系统特性可以用模态来描述[4]。表征模态的特征参数是振动系统的模态频率、向量、质量、刚度、阻尼等。
通常,线性定常n自由度振动系统,其运动方程为[6]:
式中:[M]、[C]、[K]分别为振动系统的质量、阻尼、刚度矩阵;{x(t)}分别为系统的n维加速度、速度、位移向量;{f(t)}为激振力向量。
初始条件为零时,式(1)的拉普拉斯变换为:
式中:X(s)、F(s)分别为x(t)和f(t)的拉普拉斯变换;s=β+jω,为复变量。
令[Z(s)]=s2[M]+[C]+[K],式(2)变换为:
其中[Z(s)]是频域内系统的阻尼矩阵,表达式为:
式中:Zi,j(s)=Mi,js2+Ci,js+Ki,j。
式(3)求逆可得到系统响应方程,即:
式中:[H(s)]为振动系统的传递函数矩阵,亦称导纳矩阵,其中含有[n(n+1)]/2个独立元素。导纳矩阵是阻尼矩阵之逆,即:
式中:det[Z(s)]是特征行列式,为s的2n次幂多项式;adj[Z(s)]为s的不超过(2n-2)次幂多项式矩阵。[H(s)]中任一元素Hl,p(s)是p点激励、l点响应的传递函数,可表示为:
当s=jω时,Hl,p(s)=Hl,p(jω),Hl,p(jω)为频响函数。式(7)分母D(s)的系数均为实系数,故特征方程的根一定是复根且共轭成对出现。令si和si*表示(i=1,2,…n)表示式(7)的根,其中si*为si的共轭复数。si*和si分别为传递函数的极点或系统的复特征值。
式中:ωi为第i阶无阻尼固有频率;ζi为第i阶模态阻尼比;实部(ζiωi)为衰减因子,虚部(ωd)i为第i阶有阻尼固有频率。式(7)分解后得到传递函数的分式表达式:
式中:Alpi和A*lpi分别为传递函数对应于极点si和si*的留数,且共轭成对出现,表达为:
通过模态试验,求得导纳矩阵的任意一行或一列元素,则各阶模态参数(模态频率、阻尼比、刚度、质量、主振型)便能完全确定,导纳矩阵的全部元素Hij即被确定,振动系统的动力学特性也完全可以确定下来[7]。
2 定子机座的FEA分析
通过对某型号3MW的余热汽轮发电机的机座进行简化,并选择合适的单元、材料属性,对机座结构进行离散,得到了机座的FEA模型。
FEA分析中,共建立了两个有限元模型,模型A为未拧紧地脚螺栓的机座,模型B为拧紧地脚螺栓的机座,图1为模型A的FEA模型。
基于Block Lanczos法,通过Nastran求解器对模型A、B分别进行数值计算,分别得到不同模型的前8阶模态,其中前8阶有限元模态分析值(finite modal analysis,FMA)如表1所示。
3 样机定子机座的振动测试及分析
本试验对机座(试验模型A、B)分别采用锤击激振法进行了试验。机座的支撑方式模拟现场安装条件,A、B分别为拧紧、不拧紧地脚螺栓的试验模型。表2为试验得到模型的前8阶试验模态分析值(testing modal analysis,TMA)。
分别将模型A、B的FMA和TMA结果在坐标系内进行对比分析,如图2所示。
由图2可看出模型A与模型B的FMA与TMA的大体变化趋势相一致,相应的振型描述也基本一致。机座底脚螺栓拧紧后,FMA和TMA结果都有上升的趋势,这是由于拧紧地脚螺栓之后,相当于机座的垂直支撑刚度变大,在机座本身刚度不变的情况下,随垂直支撑刚度的变大,机座的固有频率上升。
4 结语
基于NX平台建立了余热汽轮发电机机座的有限元分析模型,并调用Nastran求解器对该模型进行模态数值计算,得到了机座的固有频率和相应的模态振型;通过锤击激振法对样机机座进行模态试验,获得了机座的响应频谱。数值计算结果和理论分析值的对比分析表明:该机座的FMA与样机TMA吻合程度良好,振型基本一致,验证了该模型的有效性和FEA结果的可靠性。
摘要：针对某型号3MW余热汽轮发电机组的定子共振问题,基于NX平台完成了定子机座的固有频率和相应各阶模态振型的数值计算研究,并通过锤击激振法对样机定子机座进行模态测试;数值计算结果与试验数据的对比分析表明:试验结果与理论分析值吻合程度良好,验证了该样机模型的有效性和有限元模态分析结果的可靠性。
关键词：汽轮发电机,有限元分析,模态分析,模态试验
参考文献
[1]左鹤声,彭玉莺.振动试验模态分析[M].北京:中国铁道出版社,1995.
[2]张卫.300MW汽轮发电机定子振动特性及试验模态分析研究[J].东方电机,1991(1):87-96.
[3]邱家俊,卿光辉,胡宇达.汽轮发电机定子系统固有频率新算法[J].大电机技术,2001(6):1-4.
[4]JB/T10392-2002,透平发电机定子铁心、机座模态试验分析和振动测试方法及评定[S].
[5]傅志芳.振动模态分析与参数辨识[M].北京:机械工业出版社,1990.
[6]杨景义,王信义.试验模态分析[M].北京:北京理工大学出版社,1990.
[7]全军,王仲博,孙国锟.汽轮机叶片的实验模态分析与参数识别[J].热力发电,1991(5):30-36.
机座夹具设计与数控加工 篇2
零件图样 (如图1所示) , 该零件精度要求高, 且数量比较大 (每月3000件) , 材料为 (航空铝) 铸件, 该零件批量比较大, 因此选用数控机床进行加工, 以提高加工效率。由于该零件的外形不规则, 若采用普通车床加工, 使用通用的三爪自动定心卡盘或四爪单动卡盘无法夹持, 同时伸出加工部分又过长, 刚性也不好, 在加工过程中难于保证尺寸精度, 也容易发生事故, 因此需要解决工件装夹和切槽时的刚性、刀具等问题, 才能保证加工出来的产品达到图纸要求。
一、难度分析及工艺流程分析
从零件图样及材料要求得出:
1该零件外形形状较复杂;
2加工时, 注意夹紧力要适当, 否则会产生变形和形状误差, 甚至会因夹紧力不足会飞出伤及设备及操作者;由于是航空铝, 表面容易损坏, 故装夹时也要考虑保护好铸件表面;
3加工时, 易出现同轴度误差及基准不重合误差, 故加工前应先镗爪。
根据以上情况及其批量要求情况, 应考虑设计一套专用夹具, 保证产品的稳定性, 从而提高生产效率, 实现效益最大化。从零件图样得知: (航空铝) 铸件, 经测量需加工部位是φ29, 加工余量不多, 且批量较大。因此, 既要考虑如何保证零件在加工时的定位精度, 又要考虑装夹方便、快速、可靠;铸件材料较软, 需保证表面完好。综上所述, 加工时, 关键是解决零件的定位和装夹问题, 此工件需做两个辅助夹具装夹加工, 夹具如图2所示。
经图样分析, 该零件的工艺流程如下:
(1) 车削φ300-0.02的内孔、退刀槽、φ340-0.02的内孔、端面和倒角;
(2) 调头, 加工另端面的退刀槽、φ340-0.02的内孔、端面和倒角。
上述两道工序中都比较难实现图纸的要求, 该产品的难点是加工时, 装夹和保证圆度问题。该产品属于批量生产, 要提高生产效率最好的解决方法是针对该工序设计一个专用的夹具;另外, 圆度要求也比较高, ○0.01, 增大了加工难度。
二、夹具设计和零件定位
如何保证工件定位准确、装夹方便和夹紧可靠呢?根据运动学可知, 刚体在空间的任何运动都可看成是相对于三个互相垂直的坐标平面, 共有六种运动的合成。选作主要定位面的表面应力求其面积应尽可能的大, 以利于提高定位精度, 增加定位稳定性。
本次所加工零件毛坯是 (航空铝) 铸件, 外形尺寸比较复杂, 且工序余量不多, 因此加工时, 工件的夹紧和定位最重要, 直接在夹具上采用螺丝锁紧, 螺丝与工件接触部位采用胶圈, 以保护工件表面。但零件是不规则体, 必须先镗爪, 以保证同轴度。
1第一次装夹、加工准备工作及要求
(1) 夹具外圆直径必须精磨后能配合型材内孔, 车床三爪装夹前必须镗爪保证装夹辅助夹具的稳定性;
(2) 辅助夹具装夹需保证大端面跳动和同心度, 在加工许可范围内, 通过螺丝加胶圈锁紧工件, 限位销定位。
2第二次装夹、加工准备工作及要求
(1) 夹具外圆直径必须精磨后能配合型材内孔, 车床三爪装夹前, 必须先镗爪保证装夹辅助夹具的稳定性;
(2) 辅助夹具装夹需保证大端面跳动和配合外圆的同心度, 在加工许可范围内, 通过内胀锁紧工件, 前端配合面有四个线割处。
3刀具准备
(1) 端面外形车刀;
(2) 内孔车刀:粗加工, 直径φ20~φ24的范围, 保证刀具的刚性, 以避免出现振纹;
(3) 内孔槽刀:刀片宽度选用3mm;
(4) 内孔车刀:精加工, 直径φ20~φ24范围, 保证刀具的刚性, 以避免出现振纹。
备注:上述刀具使用刀片均为铝用刀片, 保证被加工表面的光洁度。
4加工参数
(1) 端面车削时, 主轴转速取300~400r/min, 为取得较好的表面粗糙度选用较低的进给速度取F0.08~0.1mm/r, 采用一次走刀加工完成;
(2) 内孔粗车时, 主轴转速取200~300r/min, 进给速度取F0.7~0.9mm/r, 留精车单边余量0.1~0.15mm;
(3) 车退刀槽时, 主轴转速取200~300r/min, 进给速度取F0.1~0.15mm/r, 采用一次走刀加工完成;
(4) 内孔精车时, 主轴转速取300~400r/min, 为取得较好的表面粗糙度选用较低的进给速度取F0.08~0.1mm/r, 采用一次走刀加工完成。
5注意事项
(1) 由于工件是不规则外形, 会产生重量失衡, 所以程序需限制一定的最高转速;
(2) 在车削时, 使用适当的冷却液, 并且要加注到位, 能减小受热变形, 避免产生积削瘤现象, 使加工表面达到图纸要求;
(3) 安全文明生产。
结语
此次研究的课题是本人在2014年参加企业实践活动时, 实际加工生产例子, 以上夹具能很好地解决产品的装夹和表面质量等问题, 达到图纸的垂直度和圆度要求。减轻了操作者的工作量和劳动强度, 提高了效率, 保证产品质量, 实现经济效益最大化。
参考文献
[1]王光斗, 王春.机床夹具设计手册[M].上海:上海科学技术出版社, 2000.
试验台机座 篇3
(1)额定容量:444.5MVA;(2)功率因数:0.9;(3)额定转速:88.2r/min;(4)单边气隙:30mm;(5)铁芯长度:2450mm;(6)铁芯内径:15350mm。
2 定子机座有限元计算力学模型
(1)定子机座采用整体建模,定子铁芯装配重量等效到磁轭上。
(2)定子机座与基础把合位置全约束,上机架与基础把合位置完全约束。
(3)忽略基础刚度的影响。
(4)定子机座有限元计算模型如图1所示。
(5)额定工况最大偏心磁拉力为Pm=1.882×106N,作用在上导上的偏心磁拉力为1.076×106N。
(6)半数磁极短路工况总的径向力:Fr=7.591×106N,作用在上导上的力为:2.763×106N。
(7)定子机座与上机架温度分布如图2所示。
3 静止工况定子机座应力和变形
(1)静止工况载荷有:结构自身的重力(磁轭、磁极的重量)。
(2)应力和变形如图3、4所示。
(3)应力和变形计算结果如表1。
重力方向最大变形为-1.102mm。
4 正常运行工况定子机座应力和变形
(1)正常运行工况载荷有:(a)结构自身的重力(磁轭、磁极的重量);(b)上导处受偏心磁拉力;(c)定子铁芯由额定扭矩作用产生的切向力;(d)定子铁芯受偏心磁拉力;(e)计算中同时考虑了由于机座与上机架内外存在较大温差引起的温差应力。
(2)应力和变形如图5、6所示。
(3)应力和变形计算结果见表2。
机座板最大单边径向变形为2.831mm;磁轭内圈最大径向变形为4.098mm。
5 两相短路工况定子机座应力和变形
(1)两相短路工况载荷有:(a)结构自身的重力(磁轭、磁极的重量);(b)上导处受偏心磁拉力;(c)定子铁芯由短路扭矩作用产生的切向力;(d)定子铁芯受偏心磁拉力;(e)计算中同时考虑了由于机座与上机架内外存在较大温差引起的温差应力。
(2)应力和变形如图7、8所示。
(3)应力和变形计算结果如表3。
机座板最大单边径向变形为:4.001mm;磁轭内圈最大径向变形为:4.097mm。
两相短路工况下最大应力为434.421MPa,超过了该材料的屈服极限275MPa,用疲劳考核。
(4)定子机座低周疲劳分析,计算得出允许承受变幅载荷的最小次数为1.247×104次,假设一次两相短路变幅载荷持续30个周期,则最小两相短路的次数为415次,最小寿命发生在机座地脚筋板处,机座与上机架的两相短路疲劳寿命如图9所示。
6 半数磁极短路工况定子机座应力和变形
(1)半数磁极短路工况载荷有:(a)结构自身的重力(磁轭、磁极的重量);(b)半数磁极短路工况作用在上导上的径向力;(c)半数磁极短路工况作用在铁芯上的径向力;(d)计算中同时考虑了由于转子支架内外存在较大温差引起的温差应力。
(2)应力和变形如图10、11所示。
(3)应力和变形计算结果如表4。
机座板最大单边径向变形为2.833mm,磁轭内圈最大径向变形为:5.548mm。
7 上导径向刚度计算
上机架和定子机座联合模型,在上导处施加X方向合力为100t的余弦分布力,上导处的最大径向变形为0.33567mm,上导处的径向刚度为:
8 结语
(1)静止工况,高应力区域平均应力强度,满足强度要求。
(2)正常运行工况,最大综合应力为192.49MPa,最大应力发生在机座地脚筋板处,安全系数为1.45,满足强度要求。
(3)在两相短路(最危险)工况下,允许的最小两相短路次为415次,满足疲劳考核要求。
(4)半数磁极短路工况,高应力区域平均应力强度,满足强度要求。
试验台机座 篇4
柴油机的机座是整台柴油机的安装基础, 机座的定位与安装十分重要, 其质量不仅直接影响整台柴油机的质量和可靠运转, 而且直接影响船舶推进系统的质量和可靠性。所以, 机座的定位与安装是柴油机在船上安装的关键。
1 柴油机机座定位前的准备工作
柴油机的机座安装在固定的底座上, 对于船用的底座一般位于船体双层底上。机座在定位前应完成底座的准备工作。底座的结构形式很多, 随柴油机机座机构不同而异。中、小型柴油机机座底部有凸起的油底壳, 常用型钢与钢板焊制底座, 将其焊装在船体双层底上以支承机座如图10-1a) 所示。若船体无双层底结构, 则底座直接焊装在船体底部。大型柴油机机座底部为平面时不需另制底座, 船体双层底为加厚钢板, 机座直接定位安装其上。目前, 有的大型柴油机机座底部亦有凸起的油底壳结构, 为此船体建造时将底座与双层底焊成一体, 从而有效地简化了底座。
1.1 底座位置的确定
底座位置是以轴系理论中心线为基准焊装在双层底上, 其首尾方向位置按底座支承面端部至机舱隔舱壁的距离而定, 允许偏差为±10mm。底座焊装后应对其位置进行检验:通过机舱前、后隔舱壁上的轴系理论中心线的基准点拉钢丝线, 钢丝线在底座平面上垂直投影线为检验底座位置的基准。在底座平面上划出底座对称中线, 测量其与投影线之间的距离Δ即为底座位置偏差值, 允许偏差不大于±5mm。
另外, 底座应具有合适的高度, 以确保机座垫块厚度符合要求。底座面板 (或支承平面) 至轴系理论中心线之距H与主机中心高h (即曲轴中心线至机座底面之距离) 之差等于机座垫块厚度。底座高度过大或过小直接影响垫块厚薄。
1.2 机座垫块
机座垫块分为固定垫块和活动垫块, 对于船用主机常采用钢质或铸铁矩形垫块、环氧垫块, 而船用副机或辅机除上述两种垫块外还采用弹性支承。
当采用环氧垫块时, 在安装和使用中应注意以下几点:1) 环氧块垫可承受的持续温度不超过75℃;2) 环氧垫块的厚度在15mm~50mm之间, 较适宜厚度为25mm~35mm;3) 环氧垫块的重量载荷 (主机重量) 应小于0.7MPa, 较适宜的重量载荷为0.4MPa~0.5MPa。重量载荷与螺栓预紧力之和应小于3.5MPa;4) 环氧垫块面积一般应大于130cm2, 其边长一般应在10cm~60cm之间;5) 环氧垫块所接触的表面应清洁, 无油垢、锈斑和水分等;6) 环氧垫块所接触的表面均应预先喷涂脱膜剂, 以便于垫块的更换。
2 机座定位的技术要求
2.1 机座在机舱中位置的确定
机座在机舱中的位置是根据轴系校中方法和轴系两端轴的安装顺序来确定的。轴系按合理校中安装时, 以曲轴与轴系连接法兰上的偏中值定位。轴系按直线校中安装时, 机座定位依两端轴安装顺序不同有两种方法:先装尾轴后装主机时, 以曲轴和轴系连接法兰上的偏中值定位;先装主机后装尾轴时, 以轴系理论中心线定位。
l) 轴系按合理校中安装。船舶建造时, 在船台上安装尾轴管装置、尾轴和螺旋桨后, 一般在船舶下水后定位主机机座, 按轴系合理校中计算书中计算出的轴系第一节中间轴首法兰与曲轴输出端法兰偏中值定位。允许误差偏移值δ不大于±0.1mm;曲折值φ不大于±0.1mm/m;
2) 轴系按直线校中安装。 (1) 船舶建造时, 在船台上先安装尾轴管装置、尾轴和螺旋桨及中间轴; (2) 在船台上先安装主机, 后安装尾轴等。主机机座按轴系理论中心线定位, 即以机座上曲轴首法兰或机座某个地脚螺栓孔相对于船体某号肋位的距离来确定;高低、左右位置依轴系理论中心线确定。另外, 为了有效地确保轴系准确安装, 要求所加工制造的中间轴中有一节中间轴的长度由安装实测尺寸确定。
3.2 机座上平面的平面度应符合要求
机座定位安装必须确保机座上平面的平直, 以有效地确保机架、气缸体安装的正确, 因此安装时要求机座地脚螺栓均匀上紧后, 机座上平面的平面度应与台架安装时平面度基本相符, 或横向直线度应不大于0.05mm/m, 纵向直线度应不大于0.03mm/m, 机座全平面内平面度应不大于0.10mm。
3.3 曲轴臂距差应符合要求
用作船舶主机的大型低速柴油整机吊装到船上时, 其定位要求与上述相同, 只是不需检验机座上平面的平面度。大型机整机吊运安装是一项重大的操作工艺, 必须作好充分准备、慎重实施, 不得有丝毫失误, 否则将会造成重大事故。
4 机座的校中
为了能有效地实现机座定位的技术要求以及准确确定主机的位置, 机座校中工艺是在底座准备就绪和在底座上安装好临时支承后进行, 即按照轴系理论中心线调整好机座在机舱中的位置, 确保曲轴中心线在轴系理论中心线上。
4.1 轴系按合理校中安装
当轴系已经按轴系合理校中计算书中各对法兰上的偏中值安装后, 通过调节机座位置使曲轴输出端法兰与第一节中间轴首法兰的偏中值符合校中计算书中确定的数值, 误差在允许范围之内, 机座位置准确定位。
4.2 轴系按直线校中安装
1) 轴系按直线校中方法安装后, 调节机座的位置, 使曲轴输出端法兰与第一节中间轴首法兰的偏中值符合规定值, 从而使机座在机舱中的位置准确定位;
2) 对于轴系未装, 先安装主机。机座校中时, 首先按照机舱布置图的要求, 调节机座首、尾端调位工具, 使机座在纵向位置准确定位;然后以轴系理论中心线为基准调定机座在高低、左右的位置, 这时可采用光学仪器进行校中。
4.3 机座上平面的平面度检验
平面度的检验严格要求横向直线度≤0.05mm/m, 纵向直线度≤0.03mm/m, 机座全平面内平面度≤0.10mm。同时, 为了能有效地消除机座变形, 确保上平面平直, 应对机座上平面的平面度进行复验。在船上常采用拉线法、光学仪器法检验。目前, 检查机座上平面的平面度大多采用扫描光学直角仪。它是由准直望远镜和平面扫描仪组成。准直望远镜1装于直角仪的可调三角架2中。直角仪下面的扫描仪3可在平面内3 600转动。通过五棱镜4可在准直望远镜中观察到光靶6的十字线与准直望远镜中十字线的偏差和读数。检验时, 调节扫描光学直角仪三角架的调节螺钉5, 使扫描仪3的轴线与机座上3个等高基准光靶中心十字线对准, 即建立一个高精度基准平面。移动光靶至上平面上的各测量点, 测量各点与基准平面的偏差, 即测得机座上平面的平面度。
5 结论
本文通过对船舶主柴油机的安装进行深入探讨, 得出其中的安装技术要点, 以确保柴油机安装的准确, 为柴油机的安装标准提供指导。
参考文献
[1]郑定育.船用柴油机轴系校中注意事项[J].中国船检, 2010, 29 (11) :26-28.
[2]行业标准-船舶.舰用中高速柴油机安装技术要求[S].中国船舶工业总公司第七研究院701所, 2004.
试验台机座 篇5
1 600MW定子机座有限元模型
采用ANSYS软件分析时首先假设定子机座焊接质量完好, 并将各个焊接零件作为一个整体结构来处理, 还对圆角、倒角、吊攀、圆孔和螺栓孔等结构则进行了必要的简化。600MW发电机定子机座的外壳及隔板由于尺寸大、厚度小, 符合板壳理论, 因此有限元计算中采用板壳单元对其进行网格划分。600MW发电机定子机座几何模型如图1所示, 定子机座有限元网格划分如图2所示。
弹簧板和定子铁芯采用实体建模, 由于铁芯是组合结构, 计算时主要考虑运输状态下的机座及挂货钩的应力和变形, 铁芯被简化为一个与实际尺寸和重量相同的圆筒。另外, 机座的端板和底板由于要与垫板和挂货钩连接, 为了能够较精确的计算接触应力和变形, 也采用实体建模。挂货钩和垫板采用实体建模, 机座和挂货钩之间的连接在有限元模型中采用接触单元进行模拟。
从计算精度的角度出发, 采用二次单元对整个结构进行离散, 采用手工划分为主、自动划分为辅的网格划分方式, 确保整个机构的绝大多数单元为标准的四边形和六面体单元, 在模型的准确性和计算机资源的耗费上得到了恰当的折中。整个定子机座共离散壳单元Shell93共30676个、实体单元Solid95共55322个, 接触单元4309个 (conta174和tagre170) , 共有节点403778个。
2 材料特性
600MW定子机座主要采用钢材料, 定子铁芯为组合结构, 采用等效密度进行处理。计算中所使用的材料特性见表1。
3 边界条件
为了保证整体模型在计算中不会由于微小计算误差而导致漂移, 设定机座外壳上中间部位的部分节点Z向位移为0, 以保证整体模型处于稳定状态。由于模型是近似对称的, 该种简化对垂直和水平方向的变形和应力计算结果影响很小。
根据运输结构力学分析可知, 上部垫板压力为683t, 分别施加在垫板上的两侧部位, 每个位置的压力为341t。单个挂货钩耳孔处的拉力F为351t, 与水平方向成13.58°;在有限元计算中, 为了模拟定子机座实际运输状态, 在耳孔中穿入直径为准300mm钢轴, 设定钢轴表面与耳孔为接触状态, 并约束钢轴的X和Y方向位移为0, 考虑动载荷系数的影响, 则在Y向施加的重力加速度为9.81m/s2×1.3, 耳孔中钢轴处施加水平拉力为351×cos13.58°×1.3=443.3t, 竖直方向的载荷则由结构的重力实现, 定子机座在运输过程中承受的载荷主要为定子机座自重和铁心自重等。
4 600MW定子机座变形计算结果
采用上述有限元模型和边界条件对定子机座及挂货钩进行静态分析, 得到定子机座的总体变形云图如图3所示, 局部位移云图如图4所示。X向、Y向、Z向和机座总体变形计算结果见表2。
5 结论
试验台机座 篇6
1 材料选用
随着国内建筑业的发展, 高强无收缩灌浆料产品层出不穷, 选用产品必须为国家正规厂家生产的合格产品, 并具备产品合格证、产品检验报告等相关资质证明文件, 产品样品到场后送试验室复检合格后方能用于正式工程, 并要求厂家提供相关技术指导文件。灌浆料有效期一般为3个月, 施工过程中做好对材料生产日期的检查, 以免过期产品用于工程中。
2 基础模板的支设
汽轮发电机结构较为复杂, 内模一般于设备台板就位前已安装完毕, 根据工程经验, 一般选择2 mm厚钢板作为内模板, 钢板不易变形且便于固定, 浇筑完成后不需拆除不会影响到设备使用。施工时需注意内模板与混凝土壁间必须增设海绵条, 焊接完成后仔细检查模板与混凝土之间缝隙, 如发现在焊接过程中将海绵条损坏及时将缝隙封堵严密。其他周围模板在浇筑前支设, 模板支撑必须牢固, 所有缝隙密封, 以避免灌浆料漏出。此项工作经常于施工过程中被忽视, 如发生漏浆且未及时发现, 将会造成空鼓、蜂窝, 正所谓千里之堤毁于蚁穴。
3 浇筑前准备
设备就位调整完成后, 对基础表面混凝土凿毛, 凿毛效果不好会影响到新老混凝土结合强度, 一般要求凿毛标准为凿出混凝土中碎石。凿毛完成后将混凝土表面粉尘、杂质彻底清扫并对设备底板、地脚螺栓要求用棉纱将其表面油污、锈迹清除干净。
灌浆前24 h, 对混凝土基础台板表面浇水并保持润湿状态, 浇筑前须用棉布汲取混凝土表面及地脚螺栓孔内积水然后方可进行下一步工序。润湿台板不充分浇筑后台板会吸收灌浆料中的水分, 从而影响到灌浆料后期强度同时可能形成二次灌浆成品后空鼓。
4 灌浆料的搅拌及浇灌
灌浆料搅拌宜采用强制式搅拌机, 施工前进行预搅拌, 确定机型最佳拌合量, 严格按照厂家提供的配合比加入水量, 水温以5℃~30℃为宜。搅拌必须充分, 但也要根据搅拌实际情况控制拌合时间, 以免造成离析 (一般拌合时间控制在3 min~5 min) 。
灌浆一旦开始必须连续施工, 不能间断, 尽可能缩短灌浆时间, 灌浆时必须从一侧入模, 以利于排出设备底板与混凝土之间的空气, 保证灌浆充实。台板面积过大时可事先在设备台板下插入竹片进行适当引流, 严禁振捣只可用竹片来回抽动, 为避免灌浆料离析尽量使其自流平。施工后24 h内灌浆层不可受到振动, 强度未达到设计强度50%前不得拆装重件, 在未达到设计强度80%前, 不允许复紧地脚螺栓和启动机组。灌浆层厚度宜控制在100 mm以内, 大于100 mm的设备基础应配置钢筋网片。
5 养护
灌浆层在初凝后覆盖塑料薄膜和棉毡, 终凝后开始进行浇水养护, 并保持灌浆面层湿润, 以免造成干缩裂缝。养护温度宜大于5℃, 养护期大于7 d, 冬季施工时需搭设暖棚或采取相应保温措施 (尽量避免冬期进行) 。
6 结语
二次灌浆工作是一个非常重要的施工过程, 对其施工过程必须认真关注、对待, 管理人员要有高度的责任心, 严格按照相关规范、程序执行, 充分理解每道工序的重点、要点, 做好施工过程控制, 将隐患消除在可控范围内。同时做好一项工作需要不断在实践中总结经验, 提高施工技术, 完善管理体系及管理方法。
摘要：为了确保汽轮发电机机座二次灌浆质量, 从材料选用、基础模板的支设、浇筑前准备、灌浆料的搅拌及浇灌、养护等方面阐述了具体的质控措施, 分析并归纳了每道工序的重点与要点, 以做好施工过程控制工作, 将隐患消除在可控范围内。
试验台机座 篇7
响水涧抽水蓄能电站位于安徽省芜湖市三山区峨桥镇境内, 距繁昌县城约25km, 距芜湖市约45km, 是一座日调节纯抽水蓄能电站。电站装机容量1000MW, 装设4台单机容量为250MW的立轴单级混流可逆式水泵水轮机-发电电动机组, 电机工况额定容量为277.8MWA, 电动机工况额定输出功率为277.15MW, 是哈尔滨电机厂有限责任公司自主研发的单机容量最大的抽水蓄能机组, 主要承担华东电网调峰、填谷、事故备用、调频和调相等任务, 以缓解系统严重的调峰矛盾, 改善系统火电、核电机组运行状况, 提高系统供电质量, 为电网安全运行提供保证。本文重点介绍响水涧发电电动机定子机座的设计。
2 发电机主要技术数据
额定容量 (发电机工况) :277.8 MVA
额定电压 (发电机工况) :15750V
额定电流 (发电机工况) :10182.6 A
额定功率因数 (发电机工况) :0.9 (滞后)
额定输出功率 (电动机工况) :277.15 MW
额定功率因数 (电动机工况) :0.98 (吸收有功, 发送感性无功)
额定频率:50 Hz
额定转速:250 rpm
冷却方式:全空冷
3 定子机座的结构设计
3.1 定子机座设计特点
定子机座主要用于固定定子铁心, 并能承受轴向荷重, 定子自重及电磁转矩传递于基础上。因此定子机座的设计具有以下特点:
要有足够的强度和刚度, 能承受定子绕组短路时产生的切向力和转子半数磁极短路时产生的单向磁拉力等引起的椭圆变形, 振动等。
要有足够的弹性, 能承受在各种运行工况下所受的热膨胀力, 允许铁心同心膨胀。
能够承受最大容量运行工况产生的切向力及定子铁心通过定位筋传来的100Hz交变力。
避免电气和水力激振频率与结构固有频率共振。
能够承受把整体定子 (无绕组) 从安装机坑吊入发电机所在机坑的过程中引起的应力而无有害变形。
3.2 总体结构
定子机座为钢板焊接结构, 由6层支撑环板、8个垂直的斜元件 (圆周上等距分布) 、垂直筋板以及机座外壁组成稳定的刚性结构。定子机座内径为Φ8574mm, 外径约为Φ9965mm, 高为4540mm, 其内侧承载定子铁心和定子绕组, 外侧承载空气冷却器等附件。根据运输的限制条件分成4瓣, 厂内进行预装, 工地进行组圆焊接。组装合缝处设有小合缝板和定位用的销钉, 以保证在工地的组装拼焊工作能顺利的进行。
3.3 详细结构
3.3.1 结构尺寸
图1为响水涧发电电动机定子机座的剖面图, 其中序1为上层环板, 序2为四层中间环板, 均采用15mm厚的热轧钢板焊接成多边形;序3为定子机座外壁板, 采用10mm厚的热轧钢板;序4为筋板, 采用15mm厚的热轧钢板;序5为下环板, 采用50mm厚的热轧钢板;序6为支撑环板, 采用15mm厚的热轧钢板由环形筋和立筋经过合理的组合焊接而成;序7为主立筋, 又称斜立筋, 采用60mm厚的优质热轧钢板焊接而成;
3.3.2 结构及功能介绍
序5下环板采用大齿压板结构, 大齿压板通过径向等距分布的立筋, 其它环板和序3外壁板连接, 下部由序6支撑环板在结构上进行加强, 使得定子机座具有足够的刚度和强度, 用于支撑定子铁心压指及绕组等部件的重量约200吨, 可承受发电电动机双向运行工况下的异步同期、短路、半数磁极短路等引起的各种力作用而不发生损害和超过允许的变形, 并通过序7斜立筋传递到定子基础板上。
序7斜立筋周向均布, 在径向方向有一定的倾斜角, 此机座通过有限元优化计算, 确定倾斜角度为45°, 详见图2。斜立筋穿过各层环板并与各层环板焊接。这种斜立筋结构既能保证径向的弹性, 从而适应因温升导致的定子铁心径向膨胀, 保证定子铁心的同心度和圆度, 有效的防止定子铁心翘曲变形;又能保证切向的刚度, 可以很好的传递电磁转矩。而且通过调整斜立筋的角度和尺寸可以使定子机座和基础连接后的固有频率远低于短路时激振转矩的频率 (即网频和倍频) 。定子机座的外壁板上开有与空气冷却器相对应的通风孔, 使空气冷却器能够悬挂于此, 组成双路径向密闭自循环冷却系统的一部分。
4 定子机座的刚强度及振动分析
定子机座作为发电机的主要受力部件, 结构初步布置后要利用有限元对其刚强度进行分析, 为了更好的模拟实际情况, 保证定子机座具有足够的刚度和强度, 将定子机座和上机架联合建模分析计算, 有限元计算模型如图3所示。
分析计算内容如下:
静止工况定子机座的应力和变形;
正常运行工况定子机座的应力和变形;
两相短路工况定子机座的应力和变形;
数磁极短路工况定子机座的应力和变形。
经过计算分析后的结论如下:
静止工况, 高应力区域平均应力强度
正常运行工况, 最大综合应力为195.939MPa, 最大应力发生在机座地脚筋板处, 安全系数为1.40, 满足强度要求。
在两相短路 (最危险) 工况, 两相短路工况下最大应力为353.978MPa, 超过了该材料的屈服极限275MPa, 但是小于材料的强度极限470MPa, 不会发生破坏。
半数磁极短路工况, 最大综合应力为209.101MPa, 最大应力发生在机座地脚筋板处, 安全系数为1.32, 满足强度要求。
5 结论