太阳集团通风降温系统
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厂房通风降温_太阳能急转弯 弃乡进城抢高端市场大支撑跨距离心压
“技术说话”在农村并不好使
据行业专家解释，农村太阳能热水器市场潜力固然巨大，但是对于一些大品牌企业耗费不起，“技术说话”在农村并不好使。究其原因主要是农村热水器市场鱼龙混杂，无序竞争到处可见,猪舍风机。起步之初，农村市场就充斥着很多低质量低价格的产品，而且同质化程度较高。农村消费者考虑到价格因素，对价格稍高的大品牌高质量产品并不买账，数量庞大的作坊式太阳能企业以低价产品抢占市场，使大企业进军农村市场步履维艰。
尽管品牌企业通过投入大量广告，可以扭转农民消费观念，销量会有所改善。但是这样势必造成销售成本大增，价格失去优势，反而更让一些杂牌企业抓到机会。当然，通过长期市场规律的调节以及伴随农民经济收入的增加，太阳能热水器或许会走向正轨，但是要走出一条健康大道并非一朝一夕之功，需要漫长的历练过程。投入巨大，产出遥遥无期，因此个别企业果断放弃农村市场而转战城市市场也就不足为奇了。
太阳能“进城”仍有难度
然而，太阳能企业转攻城市市场也不是一帆风顺。基于农村和城市建筑的区别，城市太阳能热水器推广更加困难。目前，在住宅完工之后，太阳能热水器只能安装在楼顶太阳辐射充足的地方，这不仅会造成不统一，而且会给楼顶带来严重压力。另外，也不符合现有小区楼房的排水系统。太阳能热水器在城市安装难，已是普遍现象。所以，近两年，一些有技术实力的大企业开始寻求其他的城市道路，试图与房地产商合力打造新能源城市住宅，走向城市太阳能建筑构建。但是，这也会遇到资金投入大、风险性强、周期长等问题，实现起来困难较大。
其实，目前在太阳能热水器行业进退两难的形势下，大品牌太阳能企业要想走城市发展道路，完全可以退一步。利用太阳能产品与建筑一体化进行结合，太阳能企业出产品技术，房地产商进行建筑，双方合作共同为城市的低碳、绿色发展做出贡献，各方也不会因为投入太多而大伤脑筋。据了解，随着国家各地方政府强制安装政策的颁布和实施，全国部分城市已经开始由原来的用户自行安装，进入“植入”楼盘规划期。记者了解，处在行业龙头的山东力诺瑞特已经陆续建成了1000余个太阳能与建筑一体化工程。
“进城”或成为行业分水岭
如果太阳能热水器进城能够突破难关顺利进行，那么太阳能企业很可能将会再次经历行业洗牌，行业格局发生全新而稳定的变革。对于进军城市市场，哪怕是太阳能热水器产品与建筑的简单融合，一个没有技术和实力支撑的太阳能企业很难发展下去。因为城市建筑产品的技术要求颇高，小企业不可能在产品上取得优势；另外，投入资本大，市场开发难度大，市场还没有形成规模，这些都可能成为阻止中小杂牌企业进城的因素，势必被城市所淘汰。
一位行业资深人士分析认为，发展导致优胜劣汰，太阳能热水器现状是行业进程中的必然阶段，企业只有不断地进行科技创新，掌握核心技术，才能安然过冬，求得生存。随着太阳能与建筑一体化的发展及农村市场竞争态势的形成，太阳能热水器行业格局日趋清晰,水帘厂家。在太阳能热水器方面，太阳能企业分为两类：一类是靠激烈竞争生存在农村市场的中小企业，另一类是不断拓展太阳能与建筑一体化领域，走城市路线的大品牌企业。
目前我国石油、化工、制冷、化肥等企业正朝着大型化、集中化、高效化、低成本的方向发展，这样就对化工流程的核心设备，离心压缩机有了更高的要求。这几年为了满足用户对大流量、高压比、级间加气等压缩机的要求，我公司设计了很多大型、高压的压缩机。例如现在的空压机流量基本上都在 36000 ～ 5 2000 Nm ³ /h 范围内 , 叶轮直径基本上都在 900mm ～ 1200 mm 之间。甲醇压缩机在 2006 年时，基本上都是年产 10 万吨甲醇项目 , 而在 2007 年到现在基本上都是年产 20 吨甲醇项目 , 装置年产量翻了一倍。 最近还设计制造乙烯三机即丙烯压缩机、裂解气压缩机、乙烯压缩机，彻底地打破了国外发达国家的垄断，实现了乙烯三机的国产化。这对石油化工的高产化、国产化有着重要的意义，但对于压缩机的本体结构设计和设计计算的难度也越来越大。
1 大支撑跨距压缩机在现实工作中的应用
大支撑跨距是指压缩机驱动端支撑轴承和非驱动端支撑轴承之间的距离与叶轮最大内孔直径的比值简称 L / D 。这是衡量一台压缩机是否稳定的一个重要指标，是离心压缩机转子动力学分析的一个重要的内容。随着离心压缩机大型化、多级化的发展，这个指标越来越受到人们的重视。它主要是由于压缩机的级数过多而导致压缩机转子过长而产生的。
1.1 气体分子量与压缩机级的关系
气体的分子量越小越难压缩，比如在氢气压缩机中，一级叶轮的压比大概只有 1.0 ～ 1.12 ，例如，云南云维集团 20 万吨甲醇压缩机 , 氢气的含量为 68% ，平均分子量为 11.55, 气体在压缩机中的总压比为 2.6 ，该压缩机用了 9 级压缩 , 有两个级间冷却器、 1 个防喘振冷却器，机型为 3BCL529 。而在分子量较大的压缩机中气体比较容易压缩，但由于要控制马赫数不能大于 1 ，所以叶轮的周速不能过高。
1.2 叶轮的转速和做功
同一型号的叶轮做功能力的大小与驱动机能提供的功率和转速有关，足够大功率的作用是为了使主轴能够传递足够的扭矩确保压缩机的正常运行；叶轮的转速越高，叶轮对气体做功越多，即气体的压升越大，但是由于受到驱动机、叶轮周速、材料强度、马赫数等方面的限制。压缩机靠提高转速来提供做功的能力是有限的。
1.3 离心压缩机中常用的叶轮
叶轮对气体的做功能力与叶轮的工作效率有关，叶轮的效率主要取决于叶轮的气动型线即叶轮的叶片型线。目前常用的叶轮有大三元叶轮、高效二元轮、二元轮。大三元叶轮采用三元叶片，叶轮的出口角角度大，是效率最高的叶轮，其效率在 83% ～ 90% 之间，但是大三元叶轮流量的工作范围较小。二元叶轮的叶片是二元叶片，叶轮的出口角较小，流量的工作范围较大。高效二元轮介于大三元叶轮和二元轮之间。这 3 种叶轮常常搭配使用。为了提高设计工作效率叶轮基本级已经标准化，平均效率已达到 80% 以上，提高的空间很有限。
通过增加压缩机的级数来提高叶轮的工作转速已成为提高压缩机整机工作压比最有效最直接的方法。于是出现了云南云维的 20 万吨甲醇项目的 3BCL529 、 2MCL609 、 BCL6010 等超长的机组。
2 技术难点分析及设计过程介绍
产品 2MCL609 是典型的大支撑跨距压缩机。现结合理论与实际，对该产品的技术难点及计算过程简单介绍如下。
离心压缩机的级数按照文献 [1] 的介绍一般少于 9 级，但将压缩机的级数设计到 9 级甚至 10 级是在提高压缩机转速、提高叶轮的工作效率等办法的基础之上，还无法达到用户要求参数时，而最后采用的一种方法。压缩机的级数越多压缩机的转子越长，驱动端的支撑轴承和非驱动端支撑轴承之间的距离越大，也就是在这里所说的 L / D 。 L / D 的数值一旦超过了规定的数值，压缩机转子的强度分析就成为必须考核的内容。强度分析结果不合格，将导致结构方案乃至气动方案的更改。
强度分析主要包括单个叶轮的强度分析和转子轴系的动力学分析。单个叶轮的强度分析包括叶轮应力计算、半开式叶轮的轮盘自振频率分析、半开式叶轮的叶片自振频率分析；转子轴系的动力学分析主要是转子的稳定性分析，包括气体激振分析轴和键的强度计算。回转刚体质量、重心、转动惯量计算及轴向推力计算、平衡盘尺寸确定也在其中。
气体激振是转子动力学分析的关键内容。气体激振是指在压缩机中由于叶轮内部发生旋转脱离而产生的对机器的气体激励。对于大分子量及压力高的的离心压缩机，如化肥装置中的 CO 2 压缩机和合成气压缩机，在方案设计中需要考虑此类问题。自激振动是指压力高、分子量较大的气体在通过平衡盘等密封时，由于压比高而有可能达到音速进而诱发对转子的气体激振。
现在针对机型为 2MCL609 的压缩机进行分析。
2.1 转子系统的基本结构参数
图 1 为 2MCL609 转子的计算模型简图。
转速：额定转速为 8320 r/min 。
转子结构参数：总长为 3057 mm ；跨距为 2475 mm ；总重为 1300.105 kg 。
轴承静载： 轴承 1 为 6450.87 （ N ）；轴承 2 为 6303.16 （ N ）。
轴承参数： 最大预负荷下的最小轴承间隙为 轴承半径间隙 min =0. 1357 mm 。
2.2 转子稳定性分析判别标准
引起转子失稳的因素包括密封作用力、叶轮处的气动力、轴承油膜作用力等。根据 API617 第 7 版中 2.6.5 节相关规定，对转子进行 I 级稳定性分析。
预期的交叉耦合刚度（见 API 617 标准第 7 版 2.6.5 .6.a ）
2.3 产品2MCL609稳定性分析
对于本台产品，各级参数见表 1 。
表 1 各级计算参数
Hp/kW
Dc/mm
Hc/mm
ρd/(kg/m 3 )
ρs/(kg/m 3 )
N/(r/min)
195.820
600.000
42.000
0.930
0.783
8320
209.060
600.000
43.000
1.089
0.930
8320
227.650
600.000
36.000
1.280
1.089
8320
233.830
600.000
30.000
1.500
1.280
8320
234.380
600.000
14.000
2.023
1.687
8320
219.100
600.000
16.500
2.375
2.023
8320
218.810
600.000
18.500
2.767
2.375
8320
223.210
600.000
22.500
3,湿帘冷风机.196
2.767
8320
218.710
600.000
22.000
3.668
3.196
8320
对于本台产品，分析结果表明： II 级稳定性分析合格。
3 结论
综上所述，在大支撑跨距设计过程中，转子轴系的稳定性分析主要从以下 3 个方面着手：第一，合理的设计压缩机的结构，在满足压缩机的气动性能的条件下，使压缩机的结构尽量的紧凑；第二，合理的选择轴承，轴承的技术参数决定着轴系的支撑刚度，对轴系的转子动力学分析影响很大；第三，在压缩机的选型过程中要合理的选择压缩机的基本级，压缩机的选型决定着压缩机主机的设计方向，是不可忽略的。
第一章 一般规定 第1条 本篇适用于离心通风机、离心鼓风机、离心压缩机、轴流通风机、罗茨式鼓风机和叶氏式鼓风机的安装。 第2条 本篇是风机(不包括辅助设备)安装工程的专业技术规定，安装工程的通用技术要求，应按本规范第一册《通用规定》的规定执行。 第3条 风机安装的基础、清单和防震装置应符合有关设计的要求。 第4条 风机的开箱检查应符合下列要求： 一、根据设备装箱清单，核对叶轮、机壳和其他部位(如地脚孔中心距、进、排气口法兰孔径和方位及中心距、轴的中心标高等)的主要安装尺寸是否与设计相符； 二、叶轮旋转方向应符合设备技术文件的规定； 三、进、排气口应有盖板严密遮盖，防止尘土和杂物进入； 四、检查风机外露部分各加工面的防锈情况，和转子是否发生明显的变形或严重锈蚀、碰伤等，如有上述情况应会同有关单位研究处理。 第5条 风机的搬运和吊装应符合下列要求： 一、整体安装的风机，搬运和吊装时的绳索，不得捆缚在转子 和机壳或轴承盖的吊环上； 二、现场组装的风机，绳索的捆缚不得损伤机件表面和转子与齿轮轴两端中心孔、轴瓦的推力面和推力盘的端面机壳水平中分面的连接螺栓孔、转子轴颈和轴封处均不应作为捆缚部位； 三、输送特殊介质的风机转子和机壳内涂有保护层，应严加保护，不得损伤； 四、不应将转子和齿轮轴直接放在地上滚动或移动。 第6条 风机的润滑、油冷却和密封系统的管路除应清洗干净和畅通外其受压部分均应作强度试验，试验压力如设备技术文件无规定时，用水压试验时试验压力应为最高工作压力的1.25～1.5倍，用气压试验时试验压力应为工作压力的1.05倍；现场配制的润滑、密封管路应进行除锈、清洗处理。 第7条 风机的进气管、排气管、阀件调节装置和气体加热成冷却装置油路系统管路等均应有单独的支撑并与基础或其他建筑物连接牢固；各管路与风机连接时 法兰面应对中贴平，不应硬拉和别劲，风机机壳不应承受其他机件的重量，防止机壳变形。管路安装完毕后，应复测机组的不同轴度是否符合要求。
注：中、小型机组（如类似DA350－61机组）的油路系统管路可不设单独支援。
第8条 风机附属的自控设备的观测仪器、仪表的安装，应按设备技术文件的规定执行。 第9条 风机连接的管路需要切割或焊接时，不应使机壳发生变形，一般宜在管路与机壳脱开后进行。 第10条 风机的传动装置外露部分有护罩；风机的进气口或进气管路直通大气时应加装保护网或其他安全设施。 第二章 离心通风机 第11条 离心通风机的拆卸、清洗和装配应符合下列要求： 一、将机壳和轴承箱拆开并将转子卸下清洗，但电动机直联传动的风机可不拆卸清洗； 二、轴承的冷却水管路应畅通并应对整个系统进行试压，试验压力如设备技术文件无规定时，一般不应低于4公斤力/厘米2。 三、清洗和检查调节机构，其转动应灵活。 第12条 整体机组的安装，应直接放置在基础上用成对斜垫铁找平。 第13条 现场组装的机组，底座上的切削加工面应妥善保护，不应有锈蚀或操作，底座放置在基础上时，应用成对斜垫铁找平。 第14条 轴承座与底座应紧密接合，纵向不水平度不应超过0.2/1000，用水平仪在主轴上测量，横向不水平底不应超过0.3/1000，用水平仪在轴承座的水平中分面上测量。 第15条 轴瓦研刮前应先将转子轴心线与机壳轴心线校正，同时调整叶轮与进气口间的间隙和主轴与机壳后侧板轴孔间的间隙，使其符合设备技术文件的规定。 第16条 主轴和轴瓦组装时，应按设备技术文件的规定进行检查。轴承盖与轴瓦间应保持0.03～0.04毫米的过盈(测量轴瓦的外径和轴承座的内径)。 第17条 机壳组装时，应以转子轴心线为基准找正机壳的位置并将叶轮进气口与 机壳进气口间的轴向和径向间隙高速至设备技术文件规定的范围内，同时检查地脚螺栓是否紧固。其间隙值如设备技术文件无规定时，一般轴向间隙应为叶轮外 径的1/100，，径向间隙应均匀分布，其数值应为叶轮外径的1.5/1000～3/1000(外径小者取大值)。调整时力求间隙值小一些，以提高风机效率。第18条 离心通风机找正时，风机轴与电动机轴的不同轴度：径向定位移不应超过0.05毫米，倾斜不应超过0.2/1000。
第19条 滚动轴承装配的风机，两轴承架上轴承孔的不同轴度，可待转子装好后，以转动灵活为准。 第三章 轴流通风机 第20条 轴流通风机的拆卸、清洗和装配除应按本篇第11条执行外，尚应符合下列要求： 一、应检查叶片根部是否损伤，紧固螺母是否松动； 二、立式机组应清洗变速箱、齿轮组或蜗轮蜗杆。 第21条 整体机组的安装应直接放置在基础上，用成对斜垫铁找平。 第22条 现场组装的机组，组装时应符合下列要求： 一、水平剖分机组应将主体风筒上部和转子拆下，并将主体风筒下部、轴承座和底座等在基础上组装后，用成对斜垫铁找平； 二、垂直剖分机组应将进气室安放在基础上，用成对斜垫铁找平，再安装轴承座，且轴承座与底平面应均匀接触，两轴承孔对公共轴线的不同轴度不应超0.05毫米；轴瓦研刮后，将主轴平放在轴瓦上，用划针固定在主轴轴头上，以进气室密封圈为基准测主轴和进气室的不同轴度，其值不应超过2毫米，然后依次装上叶轮、机壳、静子和扩压器； 三、立式机组的不水平度不应超过0.2/1000，用水平仪在轮毂上测量，传动轴与电动机轴的不同轴度，径向位移不应超过0.2/1000； 四、水平剖分和垂直剖分机组的风机轴与电动机轴的不同轴度，径向位移不应超过0.05毫米，倾斜步应超过0.2/1000；机组的纵向不水平度不应超过0.2/1000，横向不水平度不应超过0.3/1000(电站用轴流引风机按设备技术文件规定)，用水平仪分别在主轴和轴承座的水平中分面上测量。 第23条 叶片校正时，应按设备技术文件的规定校正各叶片的角度，并锁紧固定叶片的螺母，如需将叶片自轮毂上卸下时，必须按打好的字头对号入座，防止位置错乱破坏转子平衡。如叶片损坏需更换时，在叶片更换后，必须锁紧螺母并符合设备技术文件规定的要求。 第24条 主轴和轴瓦组装时，应按设备技术文件的规定进行检查。 第25条 叶轮与主体风筒(或机壳)间的间隙应均匀分布并符合设备技术文件的规定，其对应两侧的半径间隙之差如无规定时可按表V-2.1的规定执行。 叶轮与主体风筒间的对应两侧半径间隙之差 表V-2.1 叶轮直径 (毫米) ≤600 >600～1200 >1200～2000 >2000～3000 >3000～5000 >5000～8000 >8000 对应两侧半径间隙之差不应超 过 (毫米) ±0.5 ±1 ±1.5 ±2 ±3.5 ±5 ±6.5 第26条 主体风筒上部接缝或进气室与机壳、静子之间的连接法兰以及前后风筒和扩压器的连接法兰均应对中贴平，接合严密。前、后风箱和扩压器等应与基础连接牢固，其重量不得加在主本风筒(或进气室)上，防止机体变形。 第四章 罗茨式和叶氏式鼓风机 第27条 罗茨式和叶氏式鼓风机的清洗、拆卸和装配应符合下列要求： 一、清洗齿轮箱及其齿轮； 二、检查转子和机壳内部； 三、清洗润滑系统使其畅通、清洁。 第28条 转子与转子间(包括正、反两个方面)、转子与机壳间、转子与墙板间的间隙均应符合设备技术文件的规定。 第29条 风机应用成对斜垫铁找平，轴的纵向不水平度不应超过0.2/1000。 第五章 离心鼓风机和压缩机 第30条 离心鼓风机和压缩机的清洗、拆卸和装配应符合下列要求： 一、各机件和附属设备均庆清洗干净，其接合面防锈油脂除去后，应涂以润滑层加以保护(特殊要求者例外)； 二、机壳垂直中分面不应拆卸清洗(筒型结构的机器按设备技术文件的规定执行)，扩压器、回流器和轴承箱等清洗时可不拆卸；三、润滑系统、密封系统中的油泵、过滤器、油冷却器和安全阀等应拆卸清洗，除油冷却器外其斜均可不单独试压；
四、气体调节装置和气体冷却系统应拆洗干扰，其受压疗分一般可进行试压；如有特殊要求者，应按设备技术文件的规定进行严密性试验。 第31条 离心鼓风机和压缩机找平时，应符合下列要求： 一、直联机组找平时，纵向用水平仪在轴上测量，不水平度不应超过0.03/1000；横向用水平仪在机壳中分面上测量，不水平度不应超过0.1/1000； 二、有增速器的机组找平时，纵向用水平仪在轴颈上测量，不水平度不应超过0.02/1000；横向用水平仪在下机壳的水平中分面上测量(见图V-2.1)，不水平度不应超过0.1/1000；整个机组的找正一般均以增速器为基准进行。 第32条 底座或整体机组安装时应符合下列要求： 一、按机组的大小选用成对斜垫铁，对转速超过3000转/分的机组，各块垫铁之间、垫铁与基础、底座之间的接触面积均不应小于接合面的70%，局部间隙不应大于0.05毫米； 二、每组垫铁选配后应成组放好，并作出标记防止错乱； 三、底座如为数块组成者，应按设备技术文件的规定核对机壳和轴承座等地脚螺栓的位置是否相符； 四、底座上导向键(水平平键或垂直平键)与机体间的间隙应均匀，并符合设备技术文件的规定。如无规定时，健在装配的键槽内的过盈应为0.01～0.02毫米；在对应可滑动的键槽内两侧间隙的部属C1+C2应为0.04～0.08毫米，顶间隙c应为0.5～1.0毫米，埋头螺钉低于健a 为0.3～0.5毫米(见图V-2.2)。 第33条 轴承座和下机壳装在底座上时，应符合下列要求： 一、轴承座与下机壳为整体的机组，应将机体的下半部装在底座上，同时以轴承孔为基准，找平(有增速器的机组一般以增速器为基准进行上述工作)； 二、轴承座与下机壳不是一体的机组，轴承座应先装在底座上，同时以轴承孔为基准找平，校正下机壳与主轴轴心线的不同轴度(有增速器的机组，一般以增速器为基准进行上述工作)； 三、有导向键的轴承座或下机壳上的锚爪与底座相连接的螺栓应正确固定，螺栓与螺孔间的间隙和螺母与机座间的间隙，应符合设备技术文件的规定，无规定时，螺母与机座间的间隙c一般可以为0.03～0.06毫米(见图V-2.3)。四、轴承座与底座间，或下机壳的锚爪、轴承座与底座间，应紧密贴合，未拧紧螺栓前用塞尺检查其局部间隙、对转速不高于3000转/分的机组不大于0.05毫米，高于3000转/分的机组不应大于0.04毫米。
注：机座指轴承或下机壳的锚爪。 第34条 增速器底面与底座应紧密贴合，未拧紧螺栓前用塞尺检查其局部间隙不应大于0.04毫米。 第35条 轴瓦与轴颈的接触弧面、顶间隙、侧间隙均应符合设备技术文件的规定。如某项指标不符合，允许进行修、刮，但修、刮轴瓦时，应注意校正转子与机壳密封装置的不同轴度，并使转子与密封装置间的间隙符合设备技术文件的规定(可倾瓦轴应符合设备技术文件的规定)。 第36条 转子各部位(主轴、叶轮、平衡盘、推力盘和联轴器等)的轴向和径向跳支均不应超过设备技术文件的规定。 第37条 上、下机壳的接合面应紧密，未拧紧螺栓前，局部间隙允许值应符合设备技术文件的规定。无规定时，应符合下列要求： 一、工作压力低于或等于10公斤力/厘米2者，间隙不应大于0.12毫米(烧结鼓风机例外)；工作压力高于10公斤力/厘米2者，间隙不应大于0.08毫米； 二、连接螺栓不应碰伤，接合面间如有密封填料或涂料，应按设备技术文件的规定均匀地填上或涂上。 第38条 增速器组装时，应符合下列要求(行星齿轮增速器按设备技术文件的规定执行)： 一、轴瓦的各部间隙(顶隙、侧隙等)、接触弧面和单位面积内的触点数，应符合设备技术文件的规定，必要时应进行刮研； 二、齿轮组轴间的中心中距、不平行度、齿侧间隙和接触班点应符合设备技术文件的规定； 三、齿轮箱的上、下壳体接合面应紧密，未拧紧螺栓前其局部间隙不应大于0.06毫米，连接螺栓不应碰伤。 第39条 所有上瓦背与轴承盖(或压盖)的过盈值以及下瓦背和轴承孔的接触面均应符合设备技术文件的规定，无规定时，过盈值一般为0.03～0.07毫米，接触面一般不应小于75%。 第40条 电动机、汽轮机、燃气轮机与增速器、鼓风机、压缩机连接时，共不同轴度应符合设备技术文件的规定。第六章 试运转
第41条 风机试运转应分两步，第一步机械性能试运转；第二步设计负荷试运转。一般均应以空气为压缩介质，风机的设计工作介质的比重小于空气时，应计算以空气进行试运转时所需的功率和压缩后的温升是否影响正常运转，如有影响，必须用规定的介质进行设计负荷试运转。 第42条 风机试运转前，应符合下列要求： 一、润滑油的名称、型号、主要性能和加注的数量应符合设备技术文件的规定； 二、按设备技术文件的规定将润滑系统、密填充系统进行彻底冲洗； 三、鼓风机和压缩机的循环供油系统的连锁装置、防飞动装置、轴位移警报装置、密封系统的连琐装置、防飞动装置、轴位移警报装置、密封系统的连锁装置、水路系统调节装置、阀件和仪表等均应灵敏可靠，并符合设备技术文件的规定； 四、电动机或汽轮机、燃气轮机的转向应与风机的转向相符； 五、盘动风机转子时，应无卡住和摩擦现象； 六、阀件和附属装置应处于风机运转时负荷最小的位置； 七、机组中各单元设备均应按设备技术文件的规定进行单机试运转； 八、检查各项安全措施。 第43条 风机在额定转速下试运转时，应根据风机在使用上的特点和使用地点的海拔高度，按设备技术文件确定所需的时间。无规定时，在一般情况下要按下列规定； 一、离心、轴流通风机，不应少于2小时； 二、罗茨、叶氏式鼓风机在实际工作压力下，不应少于4时； 三、离心鼓风机、压缩机，最小负荷下(即机构运转)不应少于8小时，设计负荷下连续运转不应少于24小时； 四、风机不得在喘振区域内运转(喘振流量范围设备技术文件注明)。 第44条 风机运转时，应符合下列要求： 一、风机运转时，以电动机带动的风机均应经一次起动立即停止运转的试验，并检查转子与机壳等确无摩擦和不正常声响后，方得继续运转(汽轮机、燃气轮机带动的风机的起动应按设备技术文件的规定执行)； 二、风机起动后，不得在临界转速附近停留(临界转速由设计)； 三、风机起动时，润滑油的温度一般不应低于25℃，运转中轴承的进油温度一般不应高于40℃； 四、风机起动前，应先检查循环供油是否正常，风机停止转动后，应待轴承回同温度降到小于45℃后，再停止油泵工作； 五、有起动油泵的机组，应在风机起动前开动起动油泵，待主油泵供油正常后才能停止起动油泵；风机停止运转前，应先开动起动油泵，风机停止转动后应待轴承回油温度降到45℃后再停止起动油泵； 六、风机运转达额定转速后，应将风机调理到最小负荷(罗茨、叶氏式鼓风机除外)进行机械运转至规定的时间，然后逐步调整到设计负荷下检查原动机是否超过额定负荷，如无异常现象则继续运转至所规定的时间为止； 七、高位油箱的安装高度，以轴承中分面为基准面，距此向上不应低于5米； 八、风机的润滑油冷却系统中的冷却水压力必须低于油压； 九、风机运转时，轴承润滑油进口处油压应符合设备技术文件的规定，无规定时，一般进油压力应为0.8～1.5公斤力/厘米2，高速轻载轴承油压低于0.7公斤力/厘米2时应报警，低于0.5公斤力/厘米2时应停车。当油压下降到上述数值的上限时，应立即开动起动油泵或备用油泵，同时查明油压不足的原因，并设法消除； 十、风机动转中轴承的径向振幅应符合设备技术文件的规定，无规定时应符合表V-2.2、V-2.3的规定； 十一、风机运转时，轴承温度应符合设备技术文件的 离心、轴流通风机、罗茨、叶氏式鼓风机 轴承的径向振幅(双向) 表V2.2 转速 (转/分) ≤375 >375～650 >550～750 >750～1000 >1000～1450 >1450～3000 >8000 振幅不庆超过 (毫米) 0.18 0.15 0.12 0．10 0.08 0.06 0.04 离心鼓风机、压缩机和增速器轴承的径向振幅(双向) 表V-2.3 转速(转/分) ≤3000 >3000～6500 >6500 ～10000 >10000～18000 主机轴承振幅不应超过（毫米） 滚动 0.08 滑动 0.05 0.04 0.03 0.02 增速器轴承振幅不应超过(毫米) 0.04 0.04 0.03 注：上两表所列振幅系指测振器的触头沿铅垂方向安放于轴承压差上所测得的数值。 规定：无规定时，一般应符合表V2.4的规定； 轴 承 温 度 表V-2.4 轴 承 形 式 滚 动 轴 承 滑 动 轴 承 温度不宜高于(℃) 80 60 十二、风机运转时，应间隔一定的时间检查润滑油温度和压力、冷却水温度和水量、轴承的径向振幅、排气管路上和各段间气体的温度和压力、保安装置、电动机的电流、电压和功率因数以及汽轮机、燃气轮机的设备技术文件中规定要测量的参数值等是否符合设备技术文件的规定，并做好记录； 十三、风机试运转完毕，应将有关装置调整到准备起动状态。“建设河西风电走廊、再造西部陆上三峡”。几年前提出的目标，让甘肃省酒泉风电在近几年里获得了长足发展。
“风库”“风口”储备风能资源
甘肃省酒泉市地处河西走廊西端，境内的瓜州县被称为“风库”，玉门市被称为“风口”，在国家风能资源区划中被确定为风能资源丰富区。此外，阿克塞县、金塔县、敦煌市和肃北县马鬃山镇等地区风能资源也很丰富。祁连山和马鬃山南北相望，两山夹一谷，特殊的地理环境和地形及季风的影响，形成了一条东西风通道，使酒泉蕴藏着丰富的风能资源，风能储量在3000万千瓦以上，整个酒泉资源总储量是1.5亿千瓦，年有效风速达到6300小时以上，可开发量达4000万千瓦以上，风能资源可开发利用面积近1万平方公里，10米高度风功率密度均在每平方米250~310瓦以上，年平均风速在每秒5.7米以上，年满负荷发电小时数达2300小时，且无破坏性风速，对风能利用极为有利，适宜建设大型并网型风力发电场。与国内沿海、东北地区及内蒙、新疆等风能较丰富的省份相比，酒泉发展风电有很多优势，比如气候条件好，风电场面积大，工程地质条件好，构造基本稳定，可以降低建设成本。规划中的30多个风电场都位于戈壁荒滩上，地势平坦开阔，可利用面积大，不占耕地，没有移民安置问题，土地成本低。按照国家的政策，征地收费标准瓜州每平方公里仅25元，玉门仅30多元，非常适合连片开发。而且，风电场分布在兰新铁路、敦煌铁路和国道312线两侧，交通方便，大型风电机组可以顺利地从铁路或者公路直接运送到风电场内，无形中减少了重新加固沿途道路的成本。而且这里还有很多水电，黑河、疏勒河、哈尔滕河三大水系与大中型水利工程相配套，正好能与风电互补。
风电发展驶上快车道
酒泉市的风电发展从1996年起步，经历了三个阶段。1996年至2003年为试验阶段，该阶段建成装机2万千瓦；2004年至2006年为起步阶段，至2006年底建成装机11万千瓦；2006年以来，酒泉风电基地建设进入了大规模快速发展阶段。
早在2005年，酒泉玉门昌马和瓜州北大桥两个风电场就被国家发展改革委列为百万千瓦级特大风电场。2007年，随着全国风电开发建设步履的加快，国家发展改革委计划在全国建设3~4个千万千瓦级基地，酒泉市提出了申请。由于前期工作做得扎实，再加上将750千伏电网工程一并列入，酒泉基地最终获得了国家发展改革委的批准。2009年，该基地二期项目和远期3565万千瓦的规划分别得到了国家发展改革委的批复。
2007年9月，国家有关领导人视察了酒泉风电开发情况，对酒泉的风能资源和发展前景给予了高度评价。甘肃省委书记陆浩、省长徐守盛多次深入酒泉考察调研，提出了“建设河西风电走廊、再造西部陆上三峡”的目标，酒泉千万千瓦级风电基地建设全面启动。同年，酒泉市完成了风能资源调查评估和开发规划，规划到2016年，建成风电装机1271万千瓦，2020年，建成风电装机2000万千瓦（远期规划达到4000万千瓦以上）。2007年，根据国家关于建设千万千瓦级特大型风电基地的设想和要求，完成了酒泉千万千瓦级风电基地规划，规划到2010年，建成风电装机516万千瓦，2016年建成风电装机1271万千瓦。同年11月，国家发改委正式批复同意在酒泉开展世界首个千万千瓦级风电基地及配套电网工程前期工作。
2008年4月，国家发改委委托中国水利水电规划设计总院组织审查通过了酒泉千万千瓦级风电基地规划报告。2009年8月，国家发改委核准的酒泉千万千瓦级风电基地一期380万千瓦工程正式开工建设。截至2009年底，酒泉市已累计建成风电装机220万千瓦，预计到2010年将全面完成一期516万千瓦建设任务。同时，二期工程755万千瓦风电场规划也已经完成测风和初步可研，具备了项目建设的基本条件。
风电基地成投资热点
随着规划目标和国家利好政策的明确出台，酒泉作为国家批准建设的国内第一个千万千瓦级风电基地，已成为风电投资的热点，全国各大知名发电企业纷纷到酒泉来投资开发风电项目。华能、大唐、国电、中电投、华电等五大发电企业以及中广核、中海油、中水建、中节能、国投华靖等国内知名发电企业已经在酒泉市投资建设了大型风电项目。
在抓好风力发电产业的同时，酒泉市从2007年的下半年开始，把风电设备制造业作为建设风电能源基地的重要措施来抓。该市抢抓建设千万千瓦级风电基地的机遇，积极开展了风机设备制造的引进工作，提出了“建设中国甘肃（酒泉）风电装备制造产业园”的构想。按照“统一规划、集中布局、配套发展”的原则，编制了酒泉市风电装备制造业发展规划。规划利用2~3年的时间，在肃州区、玉门市和瓜州县规划建设一批风机整装、风机叶片制造、风机轮毂、法兰制造以及塔筒制造等项目，形成年产风电机组150万千瓦、叶片1000套、塔筒1000套的生产能力，以配套酒泉千万千瓦级风电基地建设，确保风电场建设的设备供应，最大限度实现风机总装与叶片制造的本地化。
目前，酒泉市已先后与22家风电装备制造领军企业签订了合作协议，华锐、金风、东汽等国内风机总装前三甲，中材、中复、中航等叶片制造前三强企业全部落户酒泉市新能源装备制造产业园，已建成投产的项目8个，生产1.5兆瓦的风机500台，叶片360幅，建成风机塔筒厂11个，年产塔筒1013套，首批3兆瓦风机成功下线，当年实现产值64亿元。
来源：中国建设报
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