工廠車間通風通風降溫_DH型離心壓縮機組找正的實踐如何解決離心

　

摘要： 以 DH63-14 離心壓縮機軸心找正為實例，通過對假軸撓度及溫度的影響因素分析，消除了聯軸器找正誤差，從而保證了機組的正常運行。提出了主機本體聯軸器與電機聯軸器之間由中間軸聯接的設備軸心找正的方法。

關鍵詞 ： 離心式壓縮機；假軸撓度；溫度；找正

中圖分類號： TH452 文獻標識碼： B

文章編號 : 1006 - 8155 ( 2008 )02-0042-03

Alignment for DH T yp e Centrifugal Compressor Units

Abstract: In this paper, set the axis alignment of DH63-14 centrifugal compressor as an example, the alignment error of coup lin g is eliminated based on the analysis on the in fl uence factors of false-axis de fl ection and temperature. So the units can be ensuredto operate normally. The method for axis alignment of the device between compressor coup lin g and motor coup lin g joined with middle shaft is pointed put.

Key words : centrifugal compressor; false-axis de fl ection; temperature; alignment

0 引言

　　我廠 DH63-14 型離心式空氣壓縮機，由沈陽鼓風機 ( 集團 ) 有限公司生產。主要技術參數：流量為 3 2000 Nm 3 /h ，進氣壓力為 0.09856MPa( 絕壓 ), 排氣壓力為 0.67 MPa( 絕壓 ) ，低速軸轉速為 9675r/min ，高速軸轉速為 11727.27 r/min 。配套 6000V 高壓同步電機，功率為 3400kW ，型號 T 2 3400-4/1480 ，由杭州發電設備廠生產。自 1997 年投產使用以來，機組運行較平穩，各項技術參數基本正常。某次機組開車啟動時，電機定子線圈相間短路放爆，電機返廠修理。由于電機整體吊裝、移位，因此在回裝過程中必須對機組進行軸心對中找正。

1 機組概況及軸心對中技術要求

1.1 機組結構簡圖

　　見圖 1 ，壓縮機內共有 4 級葉輪， 6 副支撐軸承， 3 個傳動齒輪，壓縮機端齒形聯軸器固定在大齒輪軸上。壓縮機端齒形聯軸器與主電機端齒形聯軸器由中間軸聯接，中間軸長 1530 mm, 因中間軸較長，要求軸心對中的誤差更小，故較其它設備對中找正更為復雜。

1.2 轉子按聯軸器找中心

　　壓縮機大齒輪軸與主電機的軸心對中找正的目的是為了防止各轉子振動，保證壓縮機和電機能夠安全連續運轉。軸心偏移時將會引起振動，軸承發熱、燒壞，齒輪聯軸器齒面異常磨損、聯軸器螺栓剪斷等故障。因此必須保證同軸度和端面平行度，本機組徑向偏移量允差± 0.025mm ，端面軸向允差± 0.025mm 。

2 軸心對中找正影響因素理論分析

2.1 加工制作找正工具（假軸）

　　假軸應符合三方面要求：（ 1 ）假軸的撓度要��；（ 2 ）假軸應設計定位基準面（如 Φ 160 -0 . 1 圓周面），安裝后，可保證壓縮機大齒輪軸與假軸的同軸度；（ 3 ）假軸長度應小于中間軸，便于裝配及安裝百分表。為此，根據聯軸器尺寸及現場實際設計，制作一根材質為 Q235A 的假軸，見圖 2 。

2.2 假軸撓度對軸心對中找正的影響

　　假軸安裝在壓縮機軸端，長度 1515 mm ，壁厚 15mm ，會產生一定撓度，引起找正誤差，必須進行考慮。假軸撓度主要由自重引起，可以被簡化為均布載荷下梁的撓度，見圖 3 。

　　計算過程如下：

　　由假軸知： G ( 自重 )=700N q = G / L =462 N/m

　　彈性模量 E =210 G Pa ( 碳鋼 )

　　截面慣矩 I = π（ D 4 － d 4 ） /64 =1166.46 cm 4 ( D =14cm ， d =11cm)

　　由公式 [1] y max = qL 4 /8 EI 可知：撓度 y max =0.12 mm 。

2.3 　大氣溫度對軸心對中找正的影響

　　見圖 4 ，壓縮機運行中蝸殼的溫度約為 100 ℃，與電機存在溫度差，在冷態下測量時必須考慮熱膨脹的影響。壓縮機運行后，因溫度升高，壓縮機大齒輪軸中心上抬，將引起主電機軸承比壓下降，對軸承的穩定性不利，因此聯軸器中心校正時，主電機側應比壓縮機高 A 值。當時大氣溫度 t =33 ℃　取 A =0.4mm 。

2.4 對中找正值的確定

　　考慮上述假軸撓度及大氣溫度的影響，在實際軸心對中找正時必須使電機比壓縮機高 ( y max ＋ A)0 .52mm 。 結合技術規范，本機組徑向偏移量允差應為 0 . 52 ± 0.025mm( 電機高 ) ，端面軸向允差± 0.025mm 。

3 測量與調整工藝

3.1 測量方法

　　將假軸用螺絲固定在壓縮機齒輪軸上，用 4 個百分表進行測量（端面與徑向各兩個）。測量端面（軸向）必須用兩個百分表，主要是為了消除盤動轉子的過程中軸向移動的影響，測量時將假軸表夾具及電機半聯軸器作好標記并對準，裝上百分表 , 并使測量徑向值 ( 或端面值 ) 的兩個百分表安裝在同一直徑線上并且距中心點相等的位置上。這樣可消除聯軸器自身的徑向跳動、端面跳動所帶來的誤差。先轉動電機軸，后轉動壓縮機齒輪軸。每轉動 90 °記錄一次數據。轉動 3 次讀取 4 組數據后，還應將轉子再轉動 90 °，使其回到開始位置，檢查各百分表讀數，此時兩端面百分表數值應一致（開始值應一致）。如數值一致，可以認為端面數值可靠。同時，徑向圓周表數值也應還原（上下兩次讀數之和與左右兩次讀數之和一致），若百分表未能復原 , 應分析原因，等消除后重新測量。根據實測值計算出同軸度及端面平行度。

3.2 調整處理理論分析

3.2.1 軸瓦調整量計算

　　根據聯軸器找中心的結果調整軸瓦，軸瓦移動量示意圖見圖 5 。

計算方法如下：

　　若上張口為 b （或北張口為 b ） , 主電機中心高其值為 a （或北偏移量為 a ）。

　　2# 瓦的調整量為 x = x 1 － a , 由相似三角形得 x 1 = bL 1 / D , x = bL 1 / D － a （ 1 ）

( 如得負值，表示軸瓦需下落 )

　　1# 瓦的調整量為 y = y 1 － a , 由相似三角形得 y 1 = b ( L 1 ＋ L 2 )/ D , y = b ( L 1 ＋ L 2 )/ D － a （ 2 ）

3.2.2 調整原則

　　本機組軸承采用帶調整墊鐵（瓦枕）的軸瓦，見圖 6 。軸瓦中心位置的移動與軸瓦墊鐵厚度有一定的關系，以保證軸承瓦枕與軸承座瓦枕槽接觸良好。

　　調整原則（軸瓦兩側中心線與水平夾角為 α ，設計中 α =18 °～ 20 ° [2] ，且墊鐵為中心線上很窄的墊塊。故此， cos α ≈ 1 ， sin α ≈ 1/3 ）：

　�。� 1 ）軸瓦中心水平需調整 X 值時，則兩側墊鐵厚度調整 X cos α , 下瓦墊鐵厚度不變；

　�。� 2 ）軸瓦中心垂直需調整 Y 值時，則下部墊鐵厚度也調整 Y ，兩側墊鐵調整 Y sin α ；

　�。� 3 ）兩側墊鐵厚度調整量，一側為 Y sin α ＋ X cos α ，另一側則為 Y sin α － X cos α ；

　�。� 4 ）每次翻動軸瓦進行調整后，都應使轉子連續轉動幾次，以便軸瓦落位良好，油膜均勻，在此基礎上進行測量并作記錄。

3.2.3 原始測量數據及調整分析

　　在壓縮機齒輪箱和中間冷卻器與周圍大氣沒有溫度差時，測定的同軸度及軸向端面平行度數據見表 1 。

表 1 同軸度及端面平行度

徑向（同軸度） 　　　　上下偏移 　　　0 .41mm( 電機高 )

　　　　　　

1、離心風機喘振就螺旋給料機是風機小流量下的一種不正常情況。
增壓機因為選型大，負荷不足，有時出口閥開度太�。ɑ虺隹诜抵黠L線太�。�，也出現過喘振振網篩，其明顯特征就是電流急劇波動，出口單向閥響聲而其他特征不明顯。
可以看出，風機的級數不同，壓比不同，喘振的條件，喘振特征都不同，需要在操作中注意。
在啟動時，就是要在保證不喘振的情況下，關閉入口流量到最小，減輕啟動負荷。
2、出口壓力急劇波動。
這幾個特征可能同時出現，也可能一種表現明顯，但是都應該引起重視。
關機時出現，風機尚在惰走階段，為了降低負荷，入口閥關閉太小，造成喘振，明顯特征就是喘回轉卸料器氣聲。
離心風機喘振有幾個特征：低頻吼叫聲或喘氣聲。
3、電機電流波動。
其次，風機的喘振流量線是一條曲線，它隨壓力和介質及其他振動輸送機因素的變化而變化，在防喘振設計中，方案一般都是出口放空和出口補入口兩種方式。
離心風機喘振時發出非常大的牛斗式提升機叫一般的低頻吼叫，主礦用干式變壓器要因為壓力過大引起管鏈式輸送機的。
要避免離心風機喘振，就要避免在小流量下操作。

　�。ㄒ唬╋L機不轉動

　　1、未接通電源??接通電源

　　2、電機不工作??檢查電機接線或更換電機

　　3、風機頭損壞??修復風機或更換

　　4、風機中有異物卡死??清除異物

　�。ǘ�）噪音增大

　　1、軸承干潤滑??加軸承油脂

　　2、軸承損壞??更換軸承

　　3、葉輪磨損??更換葉輪或泵頭

　　4、堅固件松動或脫落??擰緊緊固件

　　5、風機內有異物??清除異物或更換泵頭

　�。ㄈ�）震動增大

　　1、軸承損壞??
1、計算確定場地的通風量　　[1]風機風量的定義為:風速V與風道截面積F的乘積.大型風機由于能夠用風速計準確測出風量，所以風量計算也很簡單.直接用公式Q=VF.便可算出風量.

　　風機數量的確定根據所選房間的換氣次數.計算廠房所需總風量.進而計算得風機數量.計算公式:N=V×n/Q其中:N--風機數量(臺),V--場地體積(m3),n--換氣次數(次/時),Q--所選風機型號的單臺風量(m3/h).風機型號的選擇應該根據廠房實際情況.盡量選取與原窗口尺寸相匹配的風機型號.風機與濕簾盡量保持一定的距離(盡可能分別裝在廠房的山墻兩側).實現良好的通風換氣效果.通風側盡量不靠近附近建筑物.以防影響附近住戶.如從室內帶出的空氣中含有污染環境.可以在風口安裝噴水裝置.吸附近污染物集中回收.不污染環境
2、計算所需總推力It

　　It=△P×At(N)

　　其中,At:隧道橫截面積(m2)

　　△P:各項阻力之和(Pa);一般應計及下列4項:

　　1)隧道進風口阻力與出風口阻力;

　　2)隧道表面摩擦阻力,懸吊風機裝置、支架及路標等引起的阻力;

　　3)交通阻力;

　　4)隧道進出口之間因溫度、氣壓、風速不同而生的壓力差所產生的阻力.
3、確定風機布置的總體方案

　　根據隧道長度、所需總推力以及射流風機提供推力的范圍,初步確定在隧道總長上共布置m組風機,每組n臺,每臺風機的推力為T.

　　滿足m×n×T≥Tt的總推力要求,同時考慮下列限制條件:

　　1)n臺風機并列時,其中心線橫向間距應大于2倍風機直徑

　　2)m組(臺)風機串列時,縱向間距應大于10倍隧道直徑
4、單臺風機參數的確定

　　射流風機的性能以其施加于氣流的推力來衡量,風機產生的推力在理論上等于風機進出口氣流的動量差(動量等于氣流質量流量與流速的乘積),在風機測試條件先,進口氣流的動量為零,所以可以計算出在測試條件下,風機的理論推力:

　　理論推力=p×Q×V=pQ2/A(N)

　　P:空氣密度(kg/m3)

　　Q:風量(m3/s)

　　A:風機出口面積(m2)

　　試驗臺架量測推力T1一般為理論推力的0.85-1.05倍.取決于流場分布與風機內部及消聲器的結構.風機性能參數圖表中所給出的風機推力數據均以試驗臺架量測推力為準,但量測推力還不等于風機裝在隧道內所能產生的可用推力T,這是因為風機吊裝在隧道中時會受到隧道中氣流速度產生的卸荷作用的影響(柯達恩效應),可用推力減少.影響的程度可用系數K1和K2來表示和計算:

　　T=T1×K1×K2或T1=T/(K1×K2)

　　其中T:安裝在隧道中的射流風機可用推力(N)

　　T1:試驗臺架量測推力(N)

　　K1:隧道中平均氣流速度以及風機出口風速對風機推力的影響系數

　　K2:風機軸流離隧道壁之間距離的影響系數

工廠車間通風降溫
廠房通風

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