遲睿新
摘 要（yào）：柴油發電（diàn）機組主要由原動機（柴油機），發電機（jī），機組公（gōng）共底座組成。而原動機與發電（diàn）機的連（lián）接則是有兩種方（fāng）式：1.通過薄金（jīn）屬疊壓而成的剛性聯軸器；2.通過由不鏽鋼，橡膠或是工程塑料等組合做成的彈性聯軸（zhóu）器，前者由於結構簡單，價格便宜被廣泛應用。本文主要討論由原動機曲軸（zhóu），剛性聯接器（qì）和發（fā）電機轉子組成剛性（xìng）聯結係統組合的機組（zǔ）軸係振動問題。振源一（yī）般來至於原動機，通過聯軸器傳至發電機，進而帶動整個係統組合振動。而振動的強度取決（jué）於發電機的後軸承室和軸承外圈的（de）配合間隙以及聯軸器片的剛（gāng）度。為此（cǐ）本文建立了柴油發電機（jī）組軸係的（de）簡（jiǎn）化模型（xíng），模擬在這個過程中，不同的軸承間隙對（duì）係統振（zhèn）動的影響。Z後，通過模擬結果來預測和減少柴油發電機組（zǔ）的軸係（xì）振動。
關鍵詞：發電機：軸承（chéng）間隙（xì）：機組振動：機組軸及影響
1 簡介
柴油發電機組由於其結構（gòu）簡單，建設周期短，性能穩定，移動方便等優點（diǎn）在現代工業中被廣泛應用。但是柴油發電機組也有其（qí）固（gù）有的缺點，比如單機容量小，突發性機械（xiè）故（gù）障率高，維修成本高，排放，噪聲和振動等問題。在（zài）振動方麵，國內外已經有許（xǔ）多關於降低噪聲和振動的措施。例如，在機組公共底（dǐ）座上設計新型的（de）隔振器來減小柴油發電（diàn）機組的機械（xiè）振（zhèn）動，隔振就是將振動源與地基（jī）等（děng）結構或機器設備之間裝設隔振器或隔振墊層，用彈性連接代替剛性連接，以隔絕或減弱振動能（néng）量的傳遞，從而實現減振的（de）目的。降低柴油發電機機組係統的重心就是升高柴油機和發（fā）電（diàn）機的底腳高（gāo）度，將底腳（jiǎo）從底部移至腰部，相應的發電機的機（jī）身就會降低，甚至降（jiàng）至與機組底座中部平齊，這樣可以Z大程度的降低機組整體的重心，從而達到減輕機（jī）組振（zhèn）動的效果等等。但是現有的這些被動措施都沒有辦法（fǎ）從根本上主動減輕柴油發電機組的振（zhèn）動特性。
本文建立了柴油發電機（jī）組的（de）傳動係統簡（jiǎn）化模型（xíng），包括發動機曲軸，發電機聯軸器片，發電機轉子和軸承。通過計算整個傳動係統在發電機運轉時的軸（zhóu）係振動，來驗證不同的軸承間隙對係統（tǒng）振動的影（yǐng）響。相信Z終結論對於改善柴油發電機組的機械振動（dòng）會有所幫助。
2 柴油發電機組傳（chuán）動係統介（jiè）紹
2.1機組軸係基本數據
軸（zhóu）係布置數據（jù）
機組（zǔ）安裝類型：柴（chái）油發電機組；中間連（lián）接方式：聯（lián）軸器；減震（zhèn）器。
柴油機基（jī）本數據
引（yǐn）擎輸出功率：1800kW；氣缸數目：12：額定轉速：1500rpm：Z低額定轉速：600rpm。
發電機基本（běn）數據
發電機類型：交流無刷同步發電機；發電機極對（duì）數：2；發電機負荷：2250kVA；發電機軸轉（zhuǎn）速：1500rpm。
2.2軸（zhóu）係扭振係統當（dāng）量圖
圖1是軸係扭振係統（tǒng）當量圖（tú），根據軸係扭振係（xì）統當量圖可以計算出柴油（yóu）發電機組在正常工作轉速範圍內，軸端的扭振應（yīng）力和發電機轉子的（de）慣（guàn）性力（lì）矩（jǔ）是否超（chāo）過許用值，在（zài）符合要求（CG/Z001-84）的前提下，可以進一步建立三維簡化模（mó）型。
圖2是柴油發（fā）電（diàn）機（jī）組的軸係傳動係統的三維模型簡化圖。發電機轉子驅動端（duān）（圖示發電機風扇的左側）由聯軸器支撐，另一端（duān）由非（fēi）驅動端（圖示右側）上的一個滑（huá）動軸承支撐。柴油機的飛輪和發電機轉（zhuǎn）子通過具有固定螺栓的若幹張聯軸器片連接，聯（lián）軸器具有很好的平麵度和軸向剛度，因此它可以看作（zuò）是一（yī）種膜片。同時聯軸器片的彈性又可以消除柴油機曲軸和發電機轉子兩個轉子係統的不（bú）對中。發電機轉子在聯軸器一側的允許位移量大於在非驅動端側的允許位（wèi）移量。也就是說（shuō）柴（chái）油機飛輪上較大的位移或振動將（jiāng）導致發電機軸承上的超（chāo）限位移。
3.傳動的模擬分析
3.1發電機轉子慣性矩
發電機轉子上零部（bù）件多數為不（bú）規（guī）則形狀，如果按1：1模型計算慣性（xìng）矩，十分複雜，而且可能（néng）沒辦法得到計算結果。這裏（lǐ）就需要將實物簡化成計（jì）算機（jī）可（kě）以模擬的模型，一些半徑較小，質量較輕的零件忽略（luè），通過取等（děng）效質量和慣性（xìng）力矩建立發電機（jī）轉子簡（jiǎn）化模型。表1給出了發電機（jī）軸係的計算質量和慣性矩。
3.2聯軸器
聯軸器片具有內外兩圈固定孔，外側孔通過緊固螺栓固定在柴油機的（de）飛輪上，內側孔通過緊固（gù）螺栓與發電機轉軸（2831kg）連接，聯軸（zhóu）器片為SAE#18，5片的厚度為1.5mm的鋼板疊壓而（ér）成，經過軟（ruǎn）件計算出的扭矩形變角度為0.006697，剛度為8.71×107N﹒m。
3.3發電機轉子和軸（zhóu）承
圖5為發電機轉子的簡化模型。發電機的轉軸包（bāo）含轉子鐵心、風扇（含風扇支架）、平衡環、軸（zhóu）承以及一些可以忽略質量的零部件。發電機轉子上的部件多數是通（tōng）過過盈配合安裝在（zài）轉軸上，在（zài）柴油發（fā）電機組運行時，發電機轉子上（shàng）的部件，幾乎不會產生轉動位（wèi）移（yí），所（suǒ）以為了簡（jiǎn）化計算，本文將所有發電機轉子部件簡化（huà）為一個剛性的整體。為了驗證軸（zhóu）瓦和軸承室之間的薄油膜對柴油發電機（jī）組軸係振動的影響，軸承側建立了一係列簡化彈簧模擬模型，也就是將軸瓦與轉軸之間的薄油膜模擬成徑向彈簧，軸瓦將其模擬成等質量的實心模塊。軸瓦和軸承（chéng）室之間的薄（báo）油膜可以被簡化認（rèn）為是一個徑向變形的非（fēi）定心彈簧模型。在1500rpm的運行條件下，通過觸發柴油發電機一側（cè）的振動，對於非定心彈簧模型，軟件會使用非線性方程積分計（jì）算預測擠壓油膜性能（néng）。模擬發電機轉子轉軸和軸承（chéng）軸瓦（wǎ）之間的油膜（mó）壓力來獲得傳動係統的動態特性。
4 軸瓦和（hé）軸承（chéng）室（shì）之（zhī）間的間隙的影（yǐng）響
根（gēn）據以上的（de）參數，經過模擬計算，圖4顯示（shì）了軸瓦和（hé）軸（zhóu）承室之間的間隙（xì）是（shì）會影響柴油（yóu）發電機機組的軸（zhóu）係振動。從圖中我們可以（yǐ）看出，在間隙0.03mm以下的時候，軸承的間隙對於柴油發電（diàn）機機組的振動幾乎沒有影響，是一個相對比較平穩的平線，略微有（yǒu）上揚的趨勢（shì）。但是如（rú）果間隙增（zēng）加超過0.03mm，柴油發電機組軸係振動（dòng）會突然（rán）升高。而且隨著間隙的增（zēng）加，當軸承間隙超過0.05mm時，機組的振動幅度會呈現非直線型的增長。此時（shí）軸瓦和軸承室之間的擠壓膜的動態性能較低。直接導致由串聯（lián）連接構（gòu）成的這個機組軸係動態性能也顯著降（jiàng）低，振動加大。
為了驗證（zhèng）模擬的有效性，使用（yòng）四向振動測試儀器，對不同軸瓦間隙的機組軸係振動結果進行實測繪製，圖5顯（xiǎn）示了大間隙（0.058mm）和小間隙（0.029mm）的軸（zhóu）振動軌跡對比，柴油發（fā）電機組同樣運行在1500rpm的轉速下（xià），觸發柴（chái）油（yóu）發電機一側的同樣振幅的振（zhèn）動，雖然大間隙（xì）（0.058mm）的振動位移多數是（shì）在合格範圍內，但是小間隙的（de）振動位移無（wú）論是橫（héng）向或是縱向都具有（yǒu）更小的振動位移量，也使整個機（jī）組的軸係具備更（gèng）穩定的性能。
5 結論
本文使用了簡化的柴油發電機組的軸係統分析模型，模擬了機組軸係的振動。模型內的發（fā）電機軸承被（bèi）模擬為徑向擠壓彈簧，用於計算（suàn）對軸係振動的影響。經（jīng）過模擬計算（suàn）結果（guǒ）和實測數據（jù）繪圖分析，軸承間（jiān）隙的大小是影響柴油機組振動的影響因素之一，減小發電機（jī）的軸承間隙（xì），甚至提高潤滑油粘度可以改善（shàn）整個柴油發電機組的軸係振動。
來源：《海峽科技與產業》2017年4期
