锋速达通风降温系统
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工厂车间通风通风降温_DH型离心压缩机组找正的实践如何解决离心
摘要： 以 DH63-14 离心压缩机轴心找正为实例，通过对假轴挠度及温度的影响因素分析，消除了联轴器找正误差，从而保证了机组的正常运行。提出了主机本体联轴器与电机联轴器之间由中间轴联接的设备轴心找正的方法。
关键词 ： 离心式压缩机；假轴挠度；温度；找正
中图分类号： TH452 文献标识码： B
文章编号 : 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
我厂 DH63-14 型离心式空气压缩机，由沈阳鼓风机 ( 集团 ) 有限公司生产。主要技术参数：流量为 3 2000 Nm 3 /h ，进气压力为 0.09856MPa( 绝压 ), 排气压力为 0.67 MPa( 绝压 ) ，低速轴转速为 9675r/min ，高速轴转速为 11727.27 r/min 。配套 6000V 高压同步电机，功率为 3400kW ，型号 T 2 3400-4/1480 ，由杭州发电设备厂生产。自 1997 年投产使用以来，机组运行较平稳，各项技术参数基本正常。某次机组开车启动时，电机定子线圈相间短路放爆，电机返厂修理。由于电机整体吊装、移位，因此在回装过程中必须对机组进行轴心对中找正。
1 机组概况及轴心对中技术要求
1.1 机组结构简图
见图 1 ，压缩机内共有 4 级叶轮， 6 副支撑轴承， 3 个传动齿轮，压缩机端齿形联轴器固定在大齿轮轴上。压缩机端齿形联轴器与主电机端齿形联轴器由中间轴联接，中间轴长 1530 mm, 因中间轴较长，要求轴心对中的误差更小，故较其它设备对中找正更为复杂。
1.2 转子按联轴器找中心
压缩机大齿轮轴与主电机的轴心对中找正的目的是为了防止各转子振动，保证压缩机和电机能够安全连续运转。轴心偏移时将会引起振动，轴承发热、烧坏，齿轮联轴器齿面异常磨损、联轴器螺栓剪断等故障。因此必须保证同轴度和端面平行度，本机组径向偏移量允差± 0.025mm ，端面轴向允差± 0.025mm 。
2 轴心对中找正影响因素理论分析
2.1 加工制作找正工具（假轴）
假轴应符合三方面要求：（ 1 ）假轴的挠度要小；（ 2 ）假轴应设计定位基准面（如 Φ 160 -0 . 1 圆周面），安装后，可保证压缩机大齿轮轴与假轴的同轴度；（ 3 ）假轴长度应小于中间轴，便于装配及安装百分表。为此，根据联轴器尺寸及现场实际设计，制作一根材质为 Q235A 的假轴，见图 2 。
2.2 假轴挠度对轴心对中找正的影响
假轴安装在压缩机轴端，长度 1515 mm ，壁厚 15mm ，会产生一定挠度，引起找正误差，必须进行考虑。假轴挠度主要由自重引起，可以被简化为均布载荷下梁的挠度，见图 3 。
计算过程如下：
由假轴知： G ( 自重 )=700N q = G / L =462 N/m
弹性模量 E =210 G Pa ( 碳钢 )
截面惯矩 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：挠度 y max =0.12 mm 。
2.3 大气温度对轴心对中找正的影响
见图 4 ，压缩机运行中蜗壳的温度约为 100 ℃，与电机存在温度差，在冷态下测量时必须考虑热膨胀的影响。压缩机运行后，因温度升高，压缩机大齿轮轴中心上抬，将引起主电机轴承比压下降，对轴承的稳定性不利，因此联轴器中心校正时，主电机侧应比压缩机高 A 值。当时大气温度 t =33 ℃ 取 A =0.4mm 。
2.4 对中找正值的确定
考虑上述假轴挠度及大气温度的影响，在实际轴心对中找正时必须使电机比压缩机高 ( y max ＋ A)0 .52mm 。 结合技术规范，本机组径向偏移量允差应为 0 . 52 ± 0.025mm( 电机高 ) ，端面轴向允差± 0.025mm 。
3 测量与调整工艺
3.1 测量方法
将假轴用螺丝固定在压缩机齿轮轴上，用 4 个百分表进行测量（端面与径向各两个）。测量端面（轴向）必须用两个百分表，主要是为了消除盘动转子的过程中轴向移动的影响，测量时将假轴表夹具及电机半联轴器作好标记并对准，装上百分表 , 并使测量径向值 ( 或端面值 ) 的两个百分表安装在同一直径线上并且距中心点相等的位置上。这样可消除联轴器自身的径向跳动、端面跳动所带来的误差。先转动电机轴，后转动压缩机齿轮轴。每转动 90 °记录一次数据。转动 3 次读取 4 组数据后，还应将转子再转动 90 °，使其回到开始位置，检查各百分表读数，此时两端面百分表数值应一致（开始值应一致）。如数值一致，可以认为端面数值可靠。同时，径向圆周表数值也应还原（上下两次读数之和与左右两次读数之和一致），若百分表未能复原 , 应分析原因，等消除后重新测量。根据实测值计算出同轴度及端面平行度。
3.2 调整处理理论分析
3.2.1 轴瓦调整量计算
根据联轴器找中心的结果调整轴瓦，轴瓦移动量示意图见图 5 。
计算方法如下：
若上张口为 b （或北张口为 b ） , 主电机中心高其值为 a （或北偏移量为 a ）。
2# 瓦的调整量为 x = x 1 － a , 由相似三角形得 x 1 = bL 1 / D , x = bL 1 / D － a （ 1 ）
( 如得负值，表示轴瓦需下落 )
1# 瓦的调整量为 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 调整原则
本机组轴承采用带调整垫铁（瓦枕）的轴瓦，见图 6 。轴瓦中心位置的移动与轴瓦垫铁厚度有一定的关系，以保证轴承瓦枕与轴承座瓦枕槽接触良好。
调整原则（轴瓦两侧中心线与水平夹角为 α ，设计中 α =18 °～ 20 ° [2] ，且垫铁为中心线上很窄的垫块。故此， cos α ≈ 1 ， sin α ≈ 1/3 ）：
（ 1 ）轴瓦中心水平需调整 X 值时，则两侧垫铁厚度调整 X cos α , 下瓦垫铁厚度不变；
（ 2 ）轴瓦中心垂直需调整 Y 值时，则下部垫铁厚度也调整 Y ，两侧垫铁调整 Y sin α ；
（ 3 ）两侧垫铁厚度调整量，一侧为 Y sin α ＋ X cos α ，另一侧则为 Y sin α － X cos α ；
（ 4 ）每次翻动轴瓦进行调整后，都应使转子连续转动几次，以便轴瓦落位良好，油膜均匀，在此基础上进行测量并作记录。
3.2.3 原始测量数据及调整分析
在压缩机齿轮箱和中间冷却器与周围大气没有温度差时，测定的同轴度及轴向端面平行度数据见表 1 。
表 1 同轴度及端面平行度
径向（同轴度） 上下偏移 0 .41mm( 电机高 )
1、离心风机喘振就螺旋给料机是风机小流量下的一种不正常情况。
增压机因为选型大，负荷不足，有时出口阀开度太小（或出口返主风线太小），也出现过喘振振网筛，其明显特征就是电流急剧波动，出口单向阀响声而其他特征不明显。
可以看出，风机的级数不同，压比不同，喘振的条件，喘振特征都不同，需要在操作中注意。
在启动时，就是要在保证不喘振的情况下，关闭入口流量到最小，减轻启动负荷。
2、出口压力急剧波动。
这几个特征可能同时出现，也可能一种表现明显，但是都应该引起重视。
关机时出现，风机尚在惰走阶段，为了降低负荷，入口阀关闭太小，造成喘振，明显特征就是喘回转卸料器气声。
离心风机喘振有几个特征：低频吼叫声或喘气声。
3、电机电流波动。
其次，风机的喘振流量线是一条曲线，它随压力和介质及其他振动输送机因素的变化而变化，在防喘振设计中，方案一般都是出口放空和出口补入口两种方式。
离心风机喘振时发出非常大的牛斗式提升机叫一般的低频吼叫，主矿用干式变压器要因为压力过大引起管链式输送机的。
要避免离心风机喘振，就要避免在小流量下操作。
（一）风机不转动
1、未接通电源??接通电源
2、电机不工作??检查电机接线或更换电机
3、风机头损坏??修复风机或更换
4、风机中有异物卡死??清除异物
（二）噪音增大
1、轴承干润滑??加轴承油脂
2、轴承损坏??更换轴承
3、叶轮磨损??更换叶轮或泵头
4、坚固件松动或脱落??拧紧紧固件
5、风机内有异物??清除异物或更换泵头
（三）震动增大
1、轴承损坏??
1、计算确定场地的通风量 [1]风机风量的定义为:风速V与风道截面积F的乘积.大型风机由于能够用风速计准确测出风量，所以风量计算也很简单.直接用公式Q=VF.便可算出风量.
风机数量的确定根据所选房间的换气次数.计算厂房所需总风量.进而计算得风机数量.计算公式:N=V×n/Q其中:N--风机数量(台),V--场地体积(m3),n--换气次数(次/时),Q--所选风机型号的单台风量(m3/h).风机型号的选择应该根据厂房实际情况.尽量选取与原窗口尺寸相匹配的风机型号.风机与湿帘尽量保持一定的距离(尽可能分别装在厂房的山墙两侧).实现良好的通风换气效果.通风侧尽量不靠近附近建筑物.以防影响附近住户.如从室内带出的空气中含有污染环境.可以在风口安装喷水装置.吸附近污染物集中回收.不污染环境
2、计算所需总推力It
It=△P×At(N)
其中,At:隧道横截面积(m2)
△P:各项阻力之和(Pa);一般应计及下列4项:
1)隧道进风口阻力与出风口阻力;
2)隧道表面摩擦阻力,悬吊风机装置、支架及路标等引起的阻力;
3)交通阻力;
4)隧道进出口之间因温度、气压、风速不同而生的压力差所产生的阻力.
3、确定风机布置的总体方案
根据隧道长度、所需总推力以及射流风机提供推力的范围,初步确定在隧道总长上共布置m组风机,每组n台,每台风机的推力为T.
满足m×n×T≥Tt的总推力要求,同时考虑下列限制条件:
1)n台风机并列时,其中心线横向间距应大于2倍风机直径
2)m组(台)风机串列时,纵向间距应大于10倍隧道直径
4、单台风机参数的确定
射流风机的性能以其施加于气流的推力来衡量,风机产生的推力在理论上等于风机进出口气流的动量差(动量等于气流质量流量与流速的乘积),在风机测试条件先,进口气流的动量为零,所以可以计算出在测试条件下,风机的理论推力:
理论推力=p×Q×V=pQ2/A(N)
P:空气密度(kg/m3)
Q:风量(m3/s)
A:风机出口面积(m2)
试验台架量测推力T1一般为理论推力的0.85-1.05倍.取决于流场分布与风机内部及消声器的结构.风机性能参数图表中所给出的风机推力数据均以试验台架量测推力为准,但量测推力还不等于风机装在隧道内所能产生的可用推力T,这是因为风机吊装在隧道中时会受到隧道中气流速度产生的卸荷作用的影响(柯达恩效应),可用推力减少.影响的程度可用系数K1和K2来表示和计算:
T=T1×K1×K2或T1=T/(K1×K2)
其中T:安装在隧道中的射流风机可用推力(N)
T1:试验台架量测推力(N)
K1:隧道中平均气流速度以及风机出口风速对风机推力的影响系数
K2:风机轴流离隧道壁之间距离的影响系数
- http://www.fengsuda.com/ask/fjxx/4189.html
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