張智榮

（臨汾職業(yè)技術學院，山西 臨汾 041000）

環(huán)錘式碎煤機是發(fā)電廠輸煤系統(tǒng)中重要的輔機設備，它可以有效且經濟地將原煤破碎至規(guī)定的粒度，以供鍋爐使用。電動機、液力偶合器、轉子軸承是碎煤機重要的配套設備，是碎煤機高效運行的保障。如何正確選用設計碎煤機的配套設備，是課題組探討的問題。

1 碎煤機配套電動機選用

YKK系列三相異步電動機通過限矩型液力偶合器作為中間傳動機構，與碎煤機相連。采用全封閉、空-空冷卻YKK系列電動機，比普通Y系列電機防護等級更高、絕緣性能更好（一般Y系列電機只能達到IP44，而YKK系列電機可輕松達到IP54），更能適應輸煤系統(tǒng)惡劣的工作環(huán)境[1]。

1.1 電動機選用原則

電動機的設計與環(huán)錘式碎煤機的運行條件和維護要求一致。電動機的特性曲線（特別是負載特性曲線）應完全滿足環(huán)錘式碎煤機的要求。當電動機運行在設計條件下時，電動機的銘牌出力不小于拖動設備的115%。電動機防護等級不低于IP54，具有F級及以上的絕緣，溫升不應超過B級絕緣使用的溫升值。電機繞組應經真空浸漬處理（VPI）。電壓和頻率同時變化，二者變化分別不超過±5%和±1%時，電動機能帶額定功率；當頻率為額定，且電源電壓與額定值的偏差不超過±5%時，電動機能輸出額定功率；當電壓為額定，且電源頻率與額定值的偏差不超過±1%時，電動機亦能輸出額定功率[2]。在額定電壓下，電動機啟動電流倍數(shù)不大于6.0。

1.2 電動機設計選型

由于碎煤機的動力學特性以及碎煤機工作時碎煤料在機體破碎室內的各種狀態(tài)不穩(wěn)定，對碎煤機破碎煤塊有影響的全部因素很難完全考慮，并且功率與給料塊度、排料粒度、煤質狀況、轉子轉速等諸多因素有關，煤塊在碎煤機破碎腔內的運動很復雜，所以難以準確地計算碎煤機所需的功率[3]。為了求出環(huán)錘式碎煤機所耗功率，除計算其生產率時的假設外，課題組還假設煤的抗壓強度極限近似等于破壞應力，而且作用于煤塊上的作用力、靜載荷或動載荷均相同。煤塊在破碎過程中與機內零件的摩擦忽略不計（因為根據機內構造，克服此摩擦所需的能量與碎煤機所消耗的能量相比相差很大）。

1.2.1初定碎煤機所需功率

1）比功耗法。比功耗是破碎一噸煤所消耗的電能，即：

式中，N為功率，kW；Q為生產率，t/h。根據經驗，環(huán)錘式碎煤機的比功耗一般為0.4~0.5，取K=0.4，則電機功率：

2）按碎煤機的經驗公式計算：

式中，D為轉子直徑，m；L為轉子工作長度，m；Na為電機轉速，r/min；K為過載系數(shù)，1.15~1.35，取經驗系數(shù)為0.14，過載系數(shù)K=1.3，則電機功率：

上述兩種計算結果比較接近，暫取Nm=240 kW，由于采用了液力偶合器，它本身耗能4%，故選取電機功率為：

1.2.2核算電機起動功率

由于碎煤機轉動慣量（飛輪矩）GD2很大，當碎煤機的結構設計完成后，又選定了電動機和液力偶合器，即可在傳動設計計算中校核電機的起動功率[4]。

1）轉子靜態(tài)力矩Ma計算。

轉子靜態(tài)力矩等于轉子自重在兩軸承中產生的摩擦力矩，于是：

式中，R為兩軸承的徑向負荷，即為轉子重量，kgf；r為軸承內半徑，m；f為摩擦系數(shù)，對于雙列向心球面滾子軸承，f=0.001 8~0.002 5。

2）轉子的動態(tài)力矩Mb計算。

機器轉動部分折算到電機軸上的飛輪矩GD2為：

式中，GDa2為碎煤機轉子的飛輪矩，kgf·m2；GDb2為限矩型液力偶合器的飛輪矩，kgf·m2；na為電動機轉速，r/min。

YOX750型偶合器的轉動慣量為：

則飛輪矩為：

轉子的動態(tài)力矩Mb按下列公式計算：

式中，t為電機起動時間，5 s~30 s。

3）電機軸上的起動轉矩M：

4）所需電機的起動功率Nm″：

式中，ηa為電動機的效率。因為設計選定的電機功率Nm′=250 kW，所以Nm″＜Nm′，因此，電動機有足夠的起動功率。電動機參數(shù)具體如表1所示。

表1 電動機參數(shù)

2 碎煤機配套液力偶合器選用

采用低轉速、大功率限矩型液力偶合器傳動，既可保護電機，又可減小起動電流，還可隔離扭振，增強運行的平穩(wěn)性。特別是加裝溫升報警裝置后，當阻力達到悶車值時，先發(fā)出報警信號，并輸入監(jiān)控盤，經處理放大、聲光報警的同時向集控或程控輸出跳閘信號，進而斷電跳閘，既保護了電機，又克服了液力偶合器以往靠噴油保護電機的缺陷[5-6]。

2.1 限矩型液力偶合器結構及工作原理

YOX限矩型液力偶合器的結構如圖1所示，其主動部分包括主動聯(lián)軸節(jié)1、彈性塊2、從動聯(lián)軸節(jié)3、后輔腔6、泵輪8、外殼9等，從動部分包括主軸13、渦輪10等。主動部分與電動機連接，從動部分與碎煤機連接。該偶合器為動壓泄壓式單腔外輪的限矩型液力偶合器。

圖1 限矩型液力偶合器結構

偶合器的泵輪和滑輪具有徑直葉輪片，型腔內充有液體。兩輪之間為柔性連接。當泵輪隨電機旋轉時，在離心力作用下，迫使工作油沿徑向葉片間隙向型腔外緣流道流動，而獲得動能，又高速高壓沖擊滑輪葉片，轉換為機械能，帶動碎煤機旋轉，在偶合器型腔內形成液流的循環(huán)圓，靠近上部為小循環(huán)，靠近外部為大循環(huán)。泵輪為離心式葉輪，滑輪為向心式葉輪[7]。

動壓泄壓式偶合器具有前輔腔和后輔腔，在額定工況時，循環(huán)圓中的液體較多，作小循環(huán)運動。當外載荷增加時，泵輪與滑輪轉差率加大，液流作大循環(huán)流動?；喌囊毫髟趧訅鹤饔孟?，較快地流進前輔腔，并進入后輔腔。而循環(huán)圓中的液體減少，使扭矩限制在一定范圍內，所以補助腔是用來自動調節(jié)循環(huán)圓中的充液量的，以達到限制扭矩的目的。

2.2 YOX750限矩型液力偶合器的選型計算

2.2.1匹配原則

1）應使液力偶合器的設計工況與電動機的額定工況點相重合，以保證傳動系統(tǒng)的高效率。

2）應使偶合器i=0的輸入特性曲線交于電機尖峰力矩右側的穩(wěn)定工況區(qū)段，以此保證電機運行的穩(wěn)定性。

3）使碎煤機、偶合器、電動機的額定功率依次遞增5%左右，保證動力充足。

4）使偶合器的起動過載系數(shù)小于電機的力矩過載系數(shù)，確保限矩性能。

2.2.2選型計算

由于缺少電動機和偶合器的第一手特性曲線資料，尚難進行細致的匹配計算和繪圖，為此基本遵循匹配原則，通過計算選型匹配液力偶合器[8]。

1）輸入功率和轉速：偶合器泵輪的功率、扭矩、轉速與電機的功率、扭矩和轉速相同。即NB=250 kW，TB=246.71 kgf·m，nb=987 r/min。其中，NB為偶合器泵輪的功率；TB為偶合器泵輪的扭矩；nb為偶合器泵輪的轉速。

2）額定轉速比和效率：為保證額定工況點的高效率，一般取偶合器的額定轉速比in≥0.95~0.985（其轉速比i=nT/nb，nT為滑輪轉速，nb為泵輪轉速）。查資料圖，充油率qc=70%的有后輔腔液力偶合器原始特性曲線，得：當in=0.96時，泵輪的扭矩系數(shù)λn=1.45×10-6min2/m·r2。它標志著該元件傳遞扭矩的能力。

當不計摩擦損失時，限矩型偶合器的機械效率等于轉速比，即：

3）確保限矩性能：當限矩型液力偶合器與籠型電動機匹配時，為了確保偶合器的限矩性能，偶合器的最大過載系數(shù)應滿足下式要求：

式中，Tgmax為偶合器的最大過載系數(shù)；λmax為偶合器的最大扭矩系數(shù)；λn為額定工況下的扭矩系數(shù)；K為電動機的最大過載系數(shù)；nan為電動機在額定轉矩時的轉速；namax為電動機在最大扭矩時的轉速。

YKK400-6籠型異步電動機的參數(shù)為：K=3.07，na=987 r/min，TH=2 476.71 kgf·m，Tmax=510.7 kgf·m。

在臨界扭矩點（Tmax）時，轉速下降10%~12%，則：

由偶合器充油率qc=70%的起動加速原始特性曲線得：當轉速比I=0.91時，最大扭矩系數(shù)λmax=2.3×106。

1.586＜2.56，符合上式要求。即在臨界扭矩點，該偶合器的最大過載系數(shù)小于電機的最大過載能力，保證偶合器具有限矩性能。

4）偶合器工作腔的有效直徑：

式中，γ為20#透平油的重度，γ=830 kg/m3，其他參數(shù)見上文。

按偶合器的有效直徑優(yōu)先數(shù)圓整（GB/T 5837—2008《液力偶合器 型式和基本參數(shù)》），Ds=750 mm，選定YOX750限矩型液力偶合器。其主要技術參數(shù)如下。

輸入轉速：nB=1 000 r/min（同步轉速）；傳遞功率范圍：170 kW~330 kW；過載系數(shù)：Tg=2~2.5；效率：η=0.96；外形尺寸：D×A=φ860 mm×570 mm；充油量：Qmin=34 L，Qmax=68 L。

5）校核起動過載能力：由參考資料可查得，當渦輪轉速nT=0，轉速比I=0的零工況下，起動扭矩系數(shù)λQ=1.75×10-6min2/m·r2，則偶合器的起動過載系數(shù)：

而YKK400-6電動機的起動過載系數(shù)K起=1.2，所以TgQ=K起，故該偶合器對電動機的起動過載能力是適宜的。

限矩型液力偶合器參數(shù)具體如表2所示。

表2 限矩型液力偶合器參數(shù)

2.3 YOX750偶合器的充油量

2.3.1工作油的品質

偶合器的工作油，應具有較低的黏度及較大的重度，高閃點，低凝點，耐老化，腐蝕性小。綜合考慮工作油的品質如下。

運動粘度：υ=32 mm2/s；重度：γ=0.83 g/cm3~0.86 g/cm3；閃點：＞180 ℃；凝點：＜-10 ℃。推薦采用32#或46#透平油。

2.3.2充油量

偶合器型腔內充液量的多少用充液率表示，充液率公式：

式中，Q0為循環(huán)圓全充滿時的充液量；Q為循環(huán)圓實際充液量。通過計算，最大充油量為：

32#透平油的重度γ=0.83 kg/dm3=0.83 kg/L，故又Q=0.83×52.893=43.901 kg，即該偶合器的充油量不能超過44 kg。

2.3.3易熔塞及油溫報警裝置

當碎煤機過載時，偶合器渦輪停轉，泵輪繼續(xù)旋轉，電機的機械能全部轉換成熱能，工作油的溫度急劇上升，當接近134 ℃，易熔塞的低熔點合金熔化（熔點為130 ℃~138 ℃），離心力作用下徑向噴油而切斷傳動[9]。

3 滾動軸承的選擇及計算

3.1 選擇軸承

1）估測軸承的計算壽命。根據運行經驗，一般碎煤機為三班制工作。每天平均運行10 h左右，每月工作27天，除大修及停機外，每年凈運行10個月，則碎煤機每年實際運行時數(shù)為[10]：10×27×10=2 700h?？紤]運行2年進行更換，故軸承的計算壽命：

2）計算額定功負荷，選擇軸承型號，且校驗額定靜負荷。由計算壽命Lh=5 400 h，查機械設計手冊，得壽命系數(shù)fh=2.04；由轉子轉速n=950.4 r/min。查機械設計手冊，并且用反比例中插法計算速度系數(shù)：

由軸承中等沖擊負荷，查機械設計手冊，得負荷系數(shù)fF=1.5；由軸承的工作溫度小于100 ℃，查機械設計手冊，得溫度系數(shù)fT=1。因軸承僅承受純徑向載荷，故當量動負荷為：

因此，軸承的額定動負荷為：

按C=CA=91 173 kgf，查機械設計手冊，得22330CC/C3W33軸承能滿足使用要求，即選定該型號軸承。

3）軸承的實際預期壽命。軸承22330CC/C3W33的參數(shù)：與實際接觸角β有關的參數(shù)e=0.36。據此，該接觸角為：

當Fa/Fr≤e時，徑向系數(shù)X=1，軸向系數(shù)Y=1.9。因為軸向載荷Fa=0，所以Fa/Fr=0/10 905=0＜e。因此：

故左、右兩軸承的實際預期壽命為：

式中，ε為壽命指數(shù)，對于滾子軸承，ε=10/3。

3.2 G級精度22330CC/C3W33軸承的配合性質

由GB/T 307.3—2017《滾動軸承 通用技術規(guī)則》可知，G級精度22330CC/C3W33雙列向心球面滾子軸承的內徑和外徑的制造公差及其檢驗的平均尺寸和允許誤差，又根據碎煤機的軸與內圈、軸承座與外圈的配合[11]進行計算。

3.2.1內圈與軸

1）由軸承檢驗的平均內徑和公差計算。

內圈與軸平均過盈：

內圈與軸配合公差：

2）由軸承內圈的制造公差計算。

內圈與軸平均過盈：

內圈與軸配合公差：

3.2.2外圈與軸承座

1）由軸承檢驗的平均外徑和公差計算。

外圈與軸承座平均過盈：

外圈與軸承座平均間隙：

外圈與軸承座配合公差：

2）由軸承外圈的制造公差計算。

外圈與軸承座平均過盈：

外圈與軸承座平均間隙：

外圈與軸承座配合公差：

由此可知，基本組G級精度22330CC/C3W33軸承的名義過盈量，即內圈：Y=0.09 mm，外圈Y=0.02 mm。

3.3 潤滑脂的更換周期

即換油時間大致為每8個月?lián)Q一次。

4 結束語

課題組以HCSC6碎煤機為例，采用理論計算及類比經驗法，給出了配套電機、液力偶合器、轉子軸承的選型設計方法，為碎煤機的高效運行提供保障。