摘 要：柴油發(fā)電機組主要由原動機(柴油機)，發(fā)電機，機組公共底座組成。而原動機與發(fā)電機的連接則是有兩種方式：1.通過薄金屬疊壓而成的剛性聯(lián)軸器；2.通過由不銹鋼，橡膠或是工程塑料等組合做成的彈性聯(lián)軸器，前者由于結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜被廣泛應(yīng)用。本文主要討論由原動機曲軸，剛性聯(lián)接器和發(fā)電機轉(zhuǎn)子組成剛性聯(lián)結(jié)系統(tǒng)組合的機組軸系振動問題。振源一般來至于原動機，通過聯(lián)軸器傳至發(fā)電機，進而帶動整個系統(tǒng)組合振動。而振動的強度取決于發(fā)電機的后軸承室和軸承外圈的配合間隙以及聯(lián)軸器片的剛度。為此本文建立了柴油發(fā)電機組軸系的簡化模型，模擬在這個過程中，不同的軸承間隙對系統(tǒng)振動的影響。后，通過模擬結(jié)果來預(yù)測和減少柴油發(fā)電機組的軸系振動。
1 簡介
柴油發(fā)電機組由于其結(jié)構(gòu)簡單, 建設(shè)周期短，性能穩(wěn)定，移動方便等優(yōu)點在現(xiàn)代工業(yè)中被廣泛應(yīng)用。但是柴油發(fā)電機組也有其固有的缺點，比如單機容量小，突發(fā)性機械故障率高，維修成本高，排放，噪聲和振動等問題。在振動方面，國內(nèi)外已經(jīng)有許多關(guān)于降低噪聲和振動的措施。例如，在機組公共底座上設(shè)計新型的隔振器來減小柴油發(fā)電機組的機械振動，隔振就是將振動源與地基等結(jié)構(gòu)或機器設(shè)備之間裝設(shè)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量的傳遞，從而實現(xiàn)減振的目的。降低柴油發(fā)電機機組系統(tǒng)的重心就是升高柴油機和發(fā)電機的底腳高度，將底腳從底部移至腰部，相應(yīng)的發(fā)電機的機身就會降低，甚至降至與機組底座中部平齊，這樣可以大程度的降低機組整體的重心，從而達到減輕機組振動的效果等等。但是現(xiàn)有的這些被動措施都沒有辦法從根本上主動減輕柴油發(fā)電機組的振動特性。
本文建立了柴油發(fā)電機組的傳動系統(tǒng)簡化模型，包括發(fā)動機曲軸，發(fā)電機聯(lián)軸器片，發(fā)電機轉(zhuǎn)子和軸承。通過計算整個傳動系統(tǒng)在發(fā)電機運轉(zhuǎn)時的軸系振動，來驗證不同的軸承間隙對系統(tǒng)振動的影響。相信終結(jié)論對于改善柴油發(fā)電機組的機械振動會有所幫助。
2 柴油發(fā)電機組傳動系統(tǒng)介紹
2.1 機組軸系基本數(shù)據(jù)
軸系布置數(shù)據(jù)
機組安裝類型：柴油發(fā)電機組；中間連接方式：聯(lián)軸器；減震器：有。
柴油機基本數(shù)據(jù)
引擎輸出功率：1800kW；氣缸數(shù)目：12：額定轉(zhuǎn)速：1500rpm：低額定轉(zhuǎn)速：600rpm。
發(fā)電機基本數(shù)據(jù)
發(fā)電機類型：交流無刷同步發(fā)電機；發(fā)電機極對數(shù)：2；發(fā)電機負荷：2250kVA；發(fā)電機軸轉(zhuǎn)速：1500rpm。
2.2 軸系扭振系統(tǒng)當量圖
圖1是軸系扭振系統(tǒng)當量圖，根據(jù)軸系扭振系統(tǒng)當量圖可以計算出柴油發(fā)電機組在正常工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，軸端的扭振應(yīng)力和發(fā)電機轉(zhuǎn)子的慣性力矩是否超過許用值，在符合要求（CG/Z001-84）的前提下，可以進一步建立三維簡化模型。
圖2是柴油發(fā)電機組的軸系傳動系統(tǒng)的三維模型簡化圖。發(fā)電機轉(zhuǎn)子驅(qū)動端（圖示發(fā)電機風(fēng)扇的左側(cè)）由聯(lián)軸器支撐，另一端由非驅(qū)動端（圖示右側(cè)）上的一個滑動軸承支撐。柴油機的飛輪和發(fā)電機轉(zhuǎn)子通過具有固定螺栓的若干張聯(lián)軸器片連接，聯(lián)軸器具有很好的平面度和軸向剛度，因此它可以看作是一種膜片。同時聯(lián)軸器片的彈性又可以消除柴油機曲軸和發(fā)電機轉(zhuǎn)子兩個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的不對中。發(fā)電機轉(zhuǎn)子在聯(lián)軸器一側(cè)的允許位移量大于在非驅(qū)動端側(cè)的允許位移量。也就是說柴油機飛輪上較大的位移或振動將導(dǎo)致發(fā)電機軸承上的超限位移。
3. 傳動的模擬分析
3.1 發(fā)電機轉(zhuǎn)子慣性矩
發(fā)電機轉(zhuǎn)子上零部件多數(shù)為不規(guī)則形狀，如果按1:1模型計算慣性矩，十分復(fù)雜，而且可能沒辦法得到計算結(jié)果。這里就需要將實物簡化成計算機可以模擬的模型，一些半徑較小，質(zhì)量較輕的零件忽略，通過取等效質(zhì)量和慣性力矩建立發(fā)電機轉(zhuǎn)子簡化模型。表1給出了發(fā)電機軸系的計算質(zhì)量和慣性矩。
3.2 聯(lián)軸器
聯(lián)軸器片具有內(nèi)外兩圈固定孔，外側(cè)孔通過緊固螺栓固定在柴油機的飛輪上，內(nèi)側(cè)孔通過緊固螺栓與發(fā)電機轉(zhuǎn)軸（2831kg）連接，聯(lián)軸器片為SAE#18，5片的厚度為1.5mm的鋼板疊壓而成，經(jīng)過軟件計算出的扭矩形變角度為0.006697，剛度為8.71×107N﹒m。
3.3 發(fā)電機轉(zhuǎn)子和軸承
圖5為發(fā)電機轉(zhuǎn)子的簡化模型。發(fā)電機的轉(zhuǎn)軸包含轉(zhuǎn)子鐵心、風(fēng)扇(含風(fēng)扇支架)、平衡環(huán)、軸承以及一些可以忽略質(zhì)量的零部件。發(fā)電機轉(zhuǎn)子上的部件多數(shù)是通過過盈配合安裝在轉(zhuǎn)軸上，在柴油發(fā)電機組運行時，發(fā)電機轉(zhuǎn)子上的部件，幾乎不會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動位移，所以為了簡化計算，本文將所有發(fā)電機轉(zhuǎn)子部件簡化為一個剛性的整體。為了驗證軸瓦和軸承室之間的薄油膜對柴油發(fā)電機組軸系振動的影響，軸承側(cè)建立了一系列簡化彈簧模擬模型，也就是將軸瓦與轉(zhuǎn)軸之間的薄油膜模擬成徑向彈簧，軸瓦將其模擬成等質(zhì)量的實心模塊。軸瓦和軸承室之間的薄油膜可以被簡化認為是一個徑向變形的非定心彈簧模型。在1500rpm的運行條件下，通過觸發(fā)柴油發(fā)電機一側(cè)的振動，對于非定心彈簧模型，軟件會使用非線性方程積分計算預(yù)測擠壓油膜性能。模擬發(fā)電機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)軸和軸承軸瓦之間的油膜壓力來獲得傳動系統(tǒng)的動態(tài)特性。
4 軸瓦和軸承室之間的間隙的影響
根據(jù)以上的參數(shù)，經(jīng)過模擬計算，圖4顯示了軸瓦和軸承室之間的間隙是會影響柴油發(fā)電機機組的軸系振動。從圖中我們可以看出，在間隙0.03mm以下的時候，軸承的間隙對于柴油發(fā)電機機組的振動幾乎沒有影響，是一個相對比較平穩(wěn)的平線，略微有上揚的趨勢。但是如果間隙增加超過0.03mm，柴油發(fā)電機組軸系振動會突然升高。而且隨著間隙的增加，當軸承間隙超過0.05mm時，機組的振動幅度會呈現(xiàn)非直線型的增長。此時軸瓦和軸承室之間的擠壓膜的動態(tài)性能較低。直接導(dǎo)致由串聯(lián)連接構(gòu)成的這個機組軸系動態(tài)性能也顯著降低，振動加大。
為了驗證模擬的有效性，使用四向振動測試儀器，對不同軸瓦間隙的機組軸系振動結(jié)果進行實測繪制，圖5顯示了大間隙（0.058mm）和小間隙（0.029mm）的軸振動軌跡對比，柴油發(fā)電機組同樣運行在1500rpm的轉(zhuǎn)速下，觸發(fā)柴油發(fā)電機一側(cè)的同樣振幅的振動，雖然大間隙（0.058mm）的振動位移多數(shù)是在合格范圍內(nèi)，但是小間隙的振動位移無論是橫向或是縱向都具有更小的振動位移量，也使整個機組的軸系具備更穩(wěn)定的性能。
5 結(jié)論
本文使用了簡化的柴油發(fā)電機組的軸系統(tǒng)分析模型，模擬了機組軸系的振動。模型內(nèi)的發(fā)電機軸承被模擬為徑向擠壓彈簧，用于計算對軸系振動的影響。經(jīng)過模擬計算結(jié)果和實測數(shù)據(jù)繪圖分析，軸承間隙的大小是影響柴油機組振動的影響因素之一，減小發(fā)電機的軸承間隙，甚至提高潤滑油粘度可以改善整個柴油發(fā)電機組的軸系振動。
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