水電站清污機改進技術探討和實踐

何斌生

摘? 要：該文簡述了水電站清污機活動耙有效開口技術的探討和技術改善問題。筆者通過觀察傳動裝置及活動耙的結構，提出了縮短清污機活動耙中的轉動半徑R的改進方案，并對清污機在改善方案中的傳動裝置、機械零部件強度進行校核驗算，以確保機械零部件的使用安全。通過技術改善提高了清污機工作效率，提高33%，并收到了較好的經濟效益。

關鍵詞：水頭損失;清污機活動耙有效開口;清污機傳動零件的校核

中圖分類號：TV73? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標志碼：A

0 概述

大埔縣三河壩水電站是梅潭河梯級開發規劃中的最末一級電站。地處該河的出口，該站壩址以上集雨面積為1 603 km2，河流全長為137 km，沿河的垃圾隨河水匯集于水電站的攔污柵前，帶來嚴重的水頭損失。為此，該站在上級領導的重視和關懷下，安裝了1臺自動清污機。使用后，柵前垃圾由于清污機的經常清理而收到了一定的效果，挽回了損失。由于該清污機活動耙的有效開口過小，只有670 mm，如圖1所示，按圖紙活動粑轉動半徑（即有效開口）為1 000 mm。該清污機存在粑裝不滿垃圾、效率低和清污時間長等缺陷。

1 清污機的結構與開口

清污機開合機構使用的電動機型號及參數如下：

JB3074-82;YI32M2-6;額定轉速960 r/min;額定電流：12.1 A;額定電壓：交流380 V。

當操作活動耙開啟時，實測電動機電流為11.5 A～12.1 A，活動耙有效開口為670 mm。由此可知：活動耙有效開口仍大有潛力可挖，但應顧及電動機的負載能力。為此，筆者通過觀察傳動裝置及活動耙的結構，提出改進方案。1）縮短移動塊撞頭的間距以增長螺桿的有效行程，增大活動耙的開口，如圖2所示。2）縮短活動耙中的轉動半徑R，如圖3所示，根據相似三角形原理，也可以使活動耙開口增大。

根據方案1）：將撞頭的間距由130 mm縮短為40 mm，活動耙有效開口增大了180 mm。

根據方案2）：預計活動耙轉動半徑由原來的650 mm縮短為450 mm（如圖3所示），但此時的d'鋼絲繩的長度L'將小于d鋼絲繩的長度L，即移動塊走同一行程時，活動耙有效開口較大。

根據轉矩做功的定義公式：

W=M（ΦB-ΦA）=F·R·θ

式中：W—轉矩功率（Kgf·m）;M—力對轉軸的力矩（Kgf·m）;（ΦB-ΦA）—活動耙開合弧度差（度）;F—鋼絲繩拉力（N）;R—轉動半徑（m）;θ—活動耙開口角度。

減小了轉動半徑R，在活動耙開同一開口時（即θ角一樣時），要完成相等的功W，必須增大拉力F。此力通過鋼絲繩加在移動塊上，最終負荷加給電動機，并使其過載。

為了使電動機不致過載可采取增大傳動裝置的從動輪直徑（由Φ375 mm更換為Φ530 mm）的方法，使其轉速降低，即移動塊速度減慢。根據功率公式：

有：

式中：Pd—電動機工作功率，Pw—工作機所需功率，指輸入工作機軸的功率，ηa—由電動機至工作機的總效率，F—工作機的阻力，ηw—工作機的效率）以及速度公式

由此得出：在不更換電動機和傳動形式時，由于從動輪直徑增大，轉速降低移動塊速度v減小，力F必然增大。

上述增大從動輪直徑，使力增大的增量ΔF=F2-F1與減小活動耙半徑鋼絲繩拉力增大的增量ΔF '=F2'-F1'能夠抵消，是保證電動機不過載的前提。同時，上述的增量與原有的力迭加，均由傳動機構的機械零部件承擔，因此必須對其進行必要的強度等驗算。并驗算小輪包角，確定中心距、皮帶根數等。

改進的立足點是：用較少的經濟開支，達到同樣開度增大的效果。后1種較為經濟，并且經過驗算能保證機械零部件的使用安全，因此采用后1種方案實施。

2 清污機改進的計算及傳動零件強度的校核

2.1 預算改進后活動耙開口的效果

在圖4中：值為原活動耙開口弧長;670 mm為原活動耙有效開口;ob值為原鋼絲繩到轉軸的距離;OB值為活動耙轉動半徑;ob'值為縮小鋼絲繩至轉軸的距離。

2.1.1 用相似三角形原理作近似計算

據實測知：移動塊行程與活動耙開口（弧長）有成倍的關系。即縮短活動耙鋼絲繩位置到轉軸的距離后，移動少走79 mm的行程，弧長即可增加到158 mm，達到同樣的開口效果，折為弦長（即有效開口）為：

則

占總開口的80.4%，即由原來的占總開口的63.8%提高到80.4%。

2.1.2 縮短撞頭的間距

移動塊的撞頭間距由130 mm縮為40 mm，則活動耙開口約增大180 mm，即再提高約18%的開口。

綜上2項進行改進，即可把活動耙的有效開口打開至約98.4%。

2.2 求鋼絲繩的力（F1）和鋼絲繩拉活動耙的力（F2）

2.2.1 求電動機工作功率

根據所需電動機工作功率為：

式中：PW—工作機所需功率，指輸入工作機（這里即活動耙）軸的功率，kW;ηa—由電動機至工作機的總效率。

根據工作機所需工作功率為

式中：F—工作機的阻力，N;V—工作機的線速度，m/s;ηw—工作機的效率。

由以上兩式有

式中：ηa=η1.?????η2.η3

式中：η1，?????η2，η3分別為帶傳動、滾動軸承、螺旋副的傳動效率。

取η1?????=0.9，η2=0.98，η3=0.4，則ηa=0.353

從（圖5）升角效率曲線圖λ知：當螺紋升角為4゜22'時，螺旋副效率為40%，即0.4。

帶傳動的效率一般為0.96，取0.9;滾動軸承的效率為0.98～0.99，取0.98。

工作機活動耙的效率：ηW=η4.η5。

式中：η4，η5分別為活動鉸鏈和固定鉸鏈的傳動效率。因其傳動效率高，可忽略不計。

根據公式

式中：L—行程開關的間距，實測為0.45 m。

t—移動塊走全行程所需時間，用機械秒表實測為6 s。

則V=0.075 m/s

由

得

此力（F1）即為電動機傳遞給移動塊的力。

2.2.2 計算力對轉軸的力矩

根據公式：

M=F·R （1）

式中：M—力對轉軸的力矩（N·m）; F—對轉動物體的切向力（N）; R—轉動物體的轉動半徑（m）（注：R值實測為0.64 m）。

（2）

式中：W—鋼絲繩拉活動耙所做的功。

（φB-φA）—活動耙開合弧度差。

W =Pw·t=Pd·ηa·t （3）

式中：Pd—電動機的功率，kW。即

由式（2）有：

由式（1）有：

此力F2即為活動耙通過鋼絲繩加在移動塊上。

2.3 求移動塊推鋼絲繩的力F1'和鋼絲繩拉活動耙的力F2'

2.3.1 實測舉例

根據改進設想有：

此時實測開啟活動耙電動機電流為13.3 A～14.4 A，超過其額定電流的19%。考慮到工作條件和使用壽命，宜作更換Φ530mm從動輪的配套改進。

2.3.2 計算改變后的傳動比

改變從動輪直徑（增大），其轉速降低給移動塊推鋼絲繩的力（F1'）增大，此改變后的傳動此 i為：

符合要求

根據帶傳動的傳動公式：

式中：d1，d2為主，從動輪的直徑mm; n1，n2為主，從動輪的轉速rpm。

移動塊走全行程所需的時間與從動輪直徑的改變（即轉速）成反比。

因此

改變從動輪直徑，移動塊推鋼絲繩力的增量（ΔF1）為：

ΔF1=F1'-F1=3734.09-2641.49=1092.60kgf

改變活動耙鋼絲繩位置后， 鋼絲繩拉活動耙的力的增量（ΔF2）為：

ΔF2=F2-F2=3306.23-2273.02=1033.23kgf

∵ΔF1>ΔF2 ∴ 改變鋼絲繩位置后，電動機既能夠拖動活動耙開啟，又不至于過載。因為其力的增加是通過傳動裝置的傳動比的改變來實現的。但此力的增量將由傳動裝置的零部件承擔，其是否安全有待驗算。

2.4 螺紋牙的強度驗算

對螺紋牙進行彎曲強度和剪切強度校核，其危險剖面處的彎曲強度和剪切強度條件為：

式中：Q—作用在螺旋上的軸向力; h—螺紋的工作高度; D—螺母螺紋大徑;b—螺紋牙底的寬度;Z—螺母的螺紋圈數。

2.4.1 求Q

由圖6得

式中：λ—螺紋升角;β—摩擦角;R—總反力;Q—軸向載荷。

根據

式中：S—導程;S—np;n—線數;ρ—螺距;d—螺紋中距。對整體螺母：取H/d2=1.2～2.5。

式中：H—螺母高度，由清污機圖紙（圖號為G-2048-16代）查得：H=60 mm;由于工作時間短而間歇時間長，所以H/d2值取1.2。即

由圖查螺母型號為：T55×12-3，因此可知：P=12 mm，n=1，

∴S=np=1×12=12mm

將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

根據圖紙G-2048-18代，查得D=65mm。

2.4.4 求b

因為是梯形螺紋，因此b=0.65p=7.8mm。

2.4.5 求螺母的螺紋圈數Z

根據

得出Z=5圈

將上述所求參數分別供稿公式計算得：

QF=9.25N/mm2;τ≈4N/mm2

對青銅螺母的許用彎曲應力和許用剪切應力分別為：

[OF']=40 N/mm2～60 N/mm2

τ=30 N/mm2～40 N/mm2

由此可知，改變后，螺母強度滿足要求。

2.5 耐磨性計算

螺紋工作表面的平均壓強為

式中：[P]—螺旋副的許用壓強。因為選用的螺桿為45鋼，未淬火的螺桿對青銅螺母取[P]=9 N/mm2，將所求參數代入公式計算得P=6.77 N/mm2。

∵P< [P]

∴滿足耐磨性的要求。

2.6 螺桿軸最細處強度驗算

按扭轉強度計算，根據

式中：d—軸最小處的直徑，mm;p—為軸所傳遞的功率kW;n—軸的轉速rpm;c—由軸的材料和承載情況確定的常數。

根據材料45鋼查表14-2得c=118

PD—電動機的功率（kW），查電動機銘牌知5.5 kW。

ηa—由電動機至工作機的總效率。

n1，n2—分別為主、從動輪的轉速rpm。

R1，R2—分別為主、從動輪的直徑mm。

將上述所求參數代入公式計算得：d計算=24.67 mm

因為該截面有鍵槽，因此將計算出的軸徑加大4%左右，即：d計算=24.67+24.67×4%=25.66 mm，園整為Φ26 mm。

由圖紙G―2048―18代查的螺桿軸最細處直徑為Φ38mm。即d實物>d計算。由此可知：改變后螺桿軸使用安全。

2.7 計算帶長及中心距，驗算小輪包角

計算帶長及中心距，驗算小輪包角（至于計算膠帶根數，確定單根膠帶的預拉力、軸上的徑向力從略）。

確定計算功率Pc ，校核改變后膠帶型號是否仍合適。

根據公式：Pc=KAP

式中：P—傳遞的額定功率，kW;? KA—工作情況系數。

因為電動機反復起動，正反轉工作，工作條件惡劣，因此KA取1.1。

∴PC=1.1×5.5=6.05 kW

根據計算功率和小輪轉速n1，查圖13-14知：推薦選用B型（GB1171—74）與原圖所選相同，不用改型號。

三角帶帶速度V

數值在5 m/s～25 m/s，因此符合要求。

2.7.1 計算帶長及中心距

根據公式

計算膠帶節線長度。

試選at=480 mm，將主從動輪直徑數值代入公式計算得Lt=2073.78 mm

查表13-2取內周長度=2 000 mm，節線周長Lp=2 040 mm，

實際中心距

即：雖然三角帶更換較原來長（由1 600 mm更換為2 000 mm），

但因受從動輪直徑增大（由Φ375 mm更換為Φ530 mm）的影響，改變后的中心距比原來的中心距還小（由470 mm變為463.11 mm）。

2.7.2 驗算小輪包角

根據公式

計算得a1=130°17'>120°

式中：d2—大帶輪基準直徑，mm;d1—小帶輪基準直徑，mm;a—中心距，mm。

∴符合要求。

3 改進后的清污機善和效益

開啟活動耙，電動機運轉電流為11 A，從而保證了電動機不過載。

活動耙有效開口為1 000 mm，達到了預算的效果，使清污速度提高33%，因清污時機組只能開空載都有利拉圾被清污耙爬起，不發出有功功率，按原來每次清污3 h計，全年每月平均3次，1年則合計36次，占用發電時間108 h。改進后若節省清污時間36 h，多發電度9萬kW·h，按每千瓦時四角三分計，年可挽回不必要的經濟損失3.87萬元，并相應節約了人力和物力等，收到了一定的經濟成效。

4 結語

筆者通過該清污機的改進實踐，并經過改進后的實際操作使用證明：改進是必要的，而改進的方案、計算以及傳動裝置零件強度的校核也是正確的。它對進一步提高清污機的清污能力，充分發揮其清污作用，及時清除因垃圾造成的水頭損失以及提高發電量等，將起到積極的作用具有明顯的經濟效果。隨著設備的不斷完善、改造挖潛勢在必行。

參考文獻

[1]胡琴.機械設計基礎（第三版）[M].北京：化學工業出版社，2018.