水电站清污机改进技术探讨和实践

    何斌生

    

    

    

    摘? 要：该文简述了水电站清污机活动耙有效开口技术的探讨和技术改善问题。笔者通过观察传动装置及活动耙的结构，提出了缩短清污机活动耙中的转动半径R的改进方案，并对清污机在改善方案中的传动装置、机械零部件强度进行校核验算，以确保机械零部件的使用安全。通过技术改善提高了清污机工作效率，提高33%，并收到了较好的经济效益。

    关键词：水头损失;清污机活动耙有效开口;清污机传动零件的校核

    中图分类号：TV73? ? ? ? ? ? ? ? 文献标志码：A

    0 概述

    大埔县三河坝水电站是梅潭河梯级开发规划中的最末一级电站。地处该河的出口，该站坝址以上集雨面积为1 603 km2，河流全长为137 km，沿河的垃圾随河水汇集于水电站的拦污栅前，带来严重的水头损失。为此，该站在上级领导的重视和关怀下，安装了1台自动清污机。使用后，栅前垃圾由于清污机的经常清理而收到了一定的效果，挽回了损失。由于该清污机活动耙的有效开口过小，只有670 mm，如图1所示，按图纸活动粑转动半径（即有效开口）为1 000 mm。该清污机存在粑装不满垃圾、效率低和清污时间长等缺陷。

    1 清污机的结构与开口

    清污机开合机构使用的电动机型号及参数如下：

    JB3074-82;YI32M2-6;额定转速960 r/min;额定电流：12.1 A;额定电压：交流380 V。

    当操作活动耙开启时，实测电动机电流为11.5 A～12.1 A，活动耙有效开口为670 mm。由此可知：活动耙有效开口仍大有潜力可挖，但应顾及电动机的负载能力。为此，笔者通过观察传动装置及活动耙的结构，提出改进方案。1）缩短移动块撞头的间距以增长螺杆的有效行程，增大活动耙的开口，如图2所示。2）缩短活动耙中的转动半径R，如图3所示，根据相似三角形原理，也可以使活动耙开口增大。

    根据方案1）：将撞头的间距由130 mm缩短为40 mm，活动耙有效开口增大了180 mm。

    根据方案2）：预计活动耙转动半径由原来的650 mm缩短为450 mm（如图3所示），但此时的d'钢丝绳的长度L'将小于d钢丝绳的长度L，即移动块走同一行程时，活动耙有效开口较大。

    根据转矩做功的定义公式：

    W=M（ΦB-ΦA）=F·R·θ

    式中：W—转矩功率（Kgf·m）;M—力对转轴的力矩（Kgf·m）;（ΦB-ΦA）—活动耙开合弧度差（度）;F—钢丝绳拉力（N）;R—转动半径（m）;θ—活动耙开口角度。

    减小了转动半径R，在活动耙开同一开口时（即θ角一样时），要完成相等的功W，必须增大拉力F。此力通过钢丝绳加在移动块上，最终负荷加给电动机，并使其过载。

    为了使电动机不致过载可采取增大传动装置的从动轮直径（由Φ375 mm更换为Φ530 mm）的方法，使其转速降低，即移动块速度减慢。根据功率公式：

    有：

    式中：Pd—电动机工作功率，Pw—工作机所需功率，指输入工作机轴的功率，ηa—由电动机至工作机的总效率，F—工作机的阻力，ηw—工作机的效率）以及速度公式

    由此得出：在不更换电动机和传动形式时，由于从动轮直径增大，转速降低移动块速度v减小，力F必然增大。

    上述增大从动轮直径，使力增大的增量ΔF=F2-F1与减小活动耙半径钢丝绳拉力增大的增量ΔF '=F2'-F1'能够抵消，是保证电动机不过载的前提。同时，上述的增量与原有的力迭加，均由传动机构的机械零部件承担，因此必须对其进行必要的强度等验算。并验算小轮包角，确定中心距、皮带根数等。

    改进的立足点是：用较少的经济开支，达到同样开度增大的效果。后1种较为经济，并且经过验算能保证机械零部件的使用安全，因此采用后1种方案实施。

    2 清污机改进的计算及传动零件强度的校核

    2.1 预算改进后活动耙开口的效果

    在图4中：值为原活动耙开口弧长;670 mm为原活动耙有效开口;ob值为原钢丝绳到转轴的距离;OB值为活动耙转动半径;ob'值为缩小钢丝绳至转轴的距离。

    2.1.1 用相似三角形原理作近似计算

    据实测知：移动块行程与活动耙开口（弧长）有成倍的关系。即缩短活动耙钢丝绳位置到转轴的距离后，移动少走79 mm的行程，弧长即可增加到158 mm，达到同样的开口效果，折为弦长（即有效开口）为：

    则

    占总开口的80.4%，即由原来的占总开口的63.8%提高到80.4%。

    2.1.2 缩短撞头的间距

    移动块的撞头间距由130 mm缩为40 mm，则活动耙开口约增大180 mm，即再提高约18%的开口。

    综上2项进行改进，即可把活动耙的有效开口打开至约98.4%。

    2.2 求鋼丝绳的力（F1）和钢丝绳拉活动耙的力（F2）

    2.2.1 求电动机工作功率

    根据所需电动机工作功率为：

    式中：PW—工作机所需功率，指输入工作机（这里即活动耙）轴的功率，kW;ηa—由电动机至工作机的总效率。

    根据工作机所需工作功率为

    式中：F—工作机的阻力，N;V—工作机的线速度，m/s;ηw—工作机的效率。

    由以上两式有

    式中：ηa=η1.?????η2.η3

    式中：η1，?????η2，η3分别为带传动、滚动轴承、螺旋副的传动效率。

    取η1?????=0.9，η2=0.98，η3=0.4，则ηa=0.353

    从（图5）升角效率曲线图λ知：当螺纹升角为4゜22'时，螺旋副效率为40%，即0.4。

    带传动的效率一般为0.96，取0.9;滚动轴承的效率为0.98～0.99，取0.98。

    工作机活动耙的效率：ηW=η4.η5。

    式中：η4，η5分别为活动铰链和固定铰链的传动效率。因其传动效率高，可忽略不计。

    根据公式

    式中：L—行程开关的间距，实测为0.45 m。

    t—移动块走全行程所需时间，用机械秒表实测为6 s。

    则V=0.075 m/s

    由

    得

    此力（F1）即为电动机传递给移动块的力。

    2.2.2 计算力对转轴的力矩

    根据公式：

    M=F·R （1）

    式中：M—力对转轴的力矩（N·m）; F—对转动物体的切向力（N）; R—转动物体的转动半径（m）（注：R值实测为0.64 m）。

    （2）

    式中：W—钢丝绳拉活动耙所做的功。

    （φB-φA）—活动耙开合弧度差。

    W =Pw·t=Pd·ηa·t （3）

    式中：Pd—电动机的功率，kW。即

    由式（2）有：

    由式（1）有：

    此力F2即为活动耙通过钢丝绳加在移动块上。

    2.3 求移动块推钢丝绳的力F1'和钢丝绳拉活动耙的力F2'

    2.3.1 实测举例

    根据改进设想有：

    此时实测开启活动耙电动机电流为13.3 A～14.4 A，超过其额定电流的19%。考虑到工作条件和使用寿命，宜作更换Φ530mm从动轮的配套改进。

    2.3.2 计算改变后的传动比

    改变从动轮直径（增大），其转速降低给移动块推钢丝绳的力（F1'）增大，此改变后的传动此 i为：

    符合要求

    根据带传动的传动公式：

    式中：d1，d2为主，从动轮的直径mm; n1，n2为主，从动轮的转速rpm。

    移动块走全行程所需的时间与从动轮直径的改变（即转速）成反比。

    因此

    改变从动轮直径，移动块推钢丝绳力的增量（ΔF1）为：

    ΔF1=F1'-F1=3734.09-2641.49=1092.60kgf

    改变活动耙钢丝绳位置后， 钢丝绳拉活动耙的力的增量（ΔF2）为：

    ΔF2=F2-F2=3306.23-2273.02=1033.23kgf

    ∵ΔF1>ΔF2 ∴ 改变钢丝绳位置后，电动机既能够拖动活动耙开启，又不至于过载。因为其力的增加是通过传动装置的传动比的改变来实现的。但此力的增量将由传动装置的零部件承担，其是否安全有待验算。

    2.4 螺纹牙的强度验算

    对螺纹牙进行弯曲强度和剪切强度校核，其危险剖面处的弯曲强度和剪切强度条件为：

    式中：Q—作用在螺旋上的轴向力; h—螺纹的工作高度; D—螺母螺纹大径;b—螺纹牙底的宽度;Z—螺母的螺纹圈数。

    2.4.1 求Q

    由图6得

    式中：λ—螺纹升角;β—摩擦角;R—总反力;Q—轴向载荷。

    根据

    式中：S—导程;S—np;n—线数;ρ—螺距;d—螺纹中距。對整体螺母：取H/d2=1.2～2.5。

    式中：H—螺母高度，由清污机图纸（图号为G-2048-16代）查得：H=60 mm;由于工作时间短而间歇时间长，所以H/d2值取1.2。即

    由图查螺母型号为：T55×12-3，因此可知：P=12 mm，n=1，

    ∴S=np=1×12=12mm

    将d2和S值代入公式得：λ≈4°22'<ρ=6

    ρ=6°;R=F2'=3306.23kgf

    ∴Q=R·cos（λ+ρ）

    =3306.23cos（4°22'+6°）=3255.15kgf=31900.47 N

    2.4.2 求h

    由h=0.5p=0.5×12=6mm。

    2.4.3 求D

    根据图纸G-2048-18代，查得D=65mm。

    2.4.4 求b

    因为是梯形螺纹，因此b=0.65p=7.8mm。

    2.4.5 求螺母的螺纹圈数Z

    根据

    得出Z=5圈

    将上述所求参数分别供稿公式计算得：

    QF=9.25N/mm2;τ≈4N/mm2

    对青铜螺母的许用弯曲应力和许用剪切应力分别为：

    [OF']=40 N/mm2～60 N/mm2

    τ=30 N/mm2～40 N/mm2

    由此可知，改变后，螺母强度满足要求。

    2.5 耐磨性计算

    螺纹工作表面的平均压强为

    式中：[P]—螺旋副的许用压强。因为选用的螺杆为45钢，未淬火的螺杆对青铜螺母取[P]=9 N/mm2，将所求参数代入公式计算得P=6.77 N/mm2。

    ∵P< [P]

    ∴满足耐磨性的要求。

    2.6 螺杆轴最细处强度验算

    按扭转强度计算，根据

    式中：d—轴最小处的直径，mm;p—为轴所传递的功率kW;n—轴的转速rpm;c—由轴的材料和承载情况确定的常数。

    根据材料45钢查表14-2得c=118

    PD—电动机的功率（kW），查电动机铭牌知5.5 kW。

    ηa—由电动机至工作机的总效率。

    n1，n2—分别为主、从动轮的转速rpm。

    R1，R2—分别为主、从动轮的直径mm。

    将上述所求参数代入公式计算得：d计算=24.67 mm

    因为该截面有键槽，因此将计算出的轴径加大4%左右，即：d计算=24.67+24.67×4%=25.66 mm，园整为Φ26 mm。

    由图纸G―2048―18代查的螺杆轴最细处直径为Φ38mm。即d实物>d计算。由此可知：改变后螺杆轴使用安全。

    2.7 计算带长及中心距，验算小轮包角

    计算带长及中心距，验算小轮包角（至于计算胶带根数，确定单根胶带的预拉力、轴上的径向力从略）。

    确定计算功率Pc ，校核改变后胶带型号是否仍合适。

    根据公式：Pc=KAP

    式中：P—传递的额定功率，kW;? KA—工作情况系数。

    因为电动机反复起动，正反转工作，工作条件恶劣，因此KA取1.1。

    ∴PC=1.1×5.5=6.05 kW

    根据计算功率和小轮转速n1，查图13-14知：推荐选用B型（GB1171—74）与原图所选相同，不用改型号。

    三角带带速度V

    数值在5 m/s～25 m/s，因此符合要求。

    2.7.1 计算带长及中心距

    根据公式

    计算胶带节线长度。

    试选at=480 mm，将主从动轮直径数值代入公式计算得Lt=2073.78 mm

    查表13-2取内周长度=2 000 mm，节线周长Lp=2 040 mm，

    实际中心距

    即：虽然三角带更换较原来长（由1 600 mm更换为2 000 mm），

    但因受从动轮直径增大（由Φ375 mm更换为Φ530 mm）的影响，改变后的中心距比原来的中心距还小（由470 mm变为463.11 mm）。

    2.7.2 驗算小轮包角

    根据公式

    计算得a1=130°17'>120°

    式中：d2—大带轮基准直径，mm;d1—小带轮基准直径，mm;a—中心距，mm。

    ∴符合要求。

    3 改进后的清污机善和效益

    开启活动耙，电动机运转电流为11 A，从而保证了电动机不过载。

    活动耙有效开口为1 000 mm，达到了预算的效果，使清污速度提高33%，因清污时机组只能开空载都有利拉圾被清污耙爬起，不发出有功功率，按原来每次清污3 h计，全年每月平均3次，1年则合计36次，占用发电时间108 h。改进后若节省清污时间36 h，多发电度9万kW·h，按每千瓦时四角三分计，年可挽回不必要的经济损失3.87万元，并相应节约了人力和物力等，收到了一定的经济成效。

    4 结语

    笔者通过该清污机的改进实践，并经过改进后的实际操作使用证明：改进是必要的，而改进的方案、计算以及传动装置零件强度的校核也是正确的。它对进一步提高清污机的清污能力，充分发挥其清污作用，及时清除因垃圾造成的水头损失以及提高发电量等，将起到积极的作用具有明显的经济效果。随着设备的不断完善、改造挖潜势在必行。

    参考文献

    [1]胡琴.机械设计基础（第三版）[M].北京：化学工业出版社，2018.