壓力管理論文范文

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論文摘要：在社會競爭日益激烈的今天，人們的工作壓力達到了前所未有的高度。企業中的壓力管理關系到員工的身心健康和企業的績效。本文在系統研究的基礎上，通過學習國內外大量文獻資料，對壓力、壓力源的概念及理論進行了研究綜述。

引言

當前快節奏的工作和生活，使人們的觀念、心理、行為發生了一系列的變化，產生了各種適應或緊張癥等與壓力有關的疾病。壓力問題已經開始引起社會各界的高度重視，已成為社會的焦點問題,有關壓力的研究已經成為心理學、醫學、社會學、管理學等共同關注的熱點領 域。

在企業管理中，工作壓力管理已成為人力資源管理的一個重要方面。過度、持續的工作壓力不但是造成員工健康和安全隱患的重要問題，還會導致一些組織問題，如員工不滿、消極怠工、高離職率、缺勤和低生產率等。對壓力進行管理，尤其是對工作壓力源的分析與探討極為必要。

一、壓力的內涵和相關理論

1.基本概念的界定

(1)壓力

“壓力”這個詞對我們并不陌生，幾乎每個人都經歷過壓力。它被廣泛地應用在人們的生活和工作之中。對壓力的認識最初源自物理學，是指物體受到試圖扭曲它的外力的作用，在其內部產生相應的力。以后對壓力的認識擴展到醫學領域。隨著工業化、城市化以及信息革命的發展，壓力的研究在強烈的社會需求推動下，從醫學領域迅速擴展到社會學、心理學、管理學等幾乎所有學科研究領域，引起如社會學、心理學、生理學等許多學科專家的關注。關于壓力的定義也有很多種，綜合各界學者對壓力的定義，對壓力含義的界定總體上可以概括為刺激說、反應說和刺激—反應說三大類。

第一，刺激說。刺激說認為壓力就是作用于個人的力量或刺激，從而導致人的緊張的反應。這種定義借助物理科學中壓力的定義，認為壓力是某些可能會導致分裂性結果的特質或事件。把壓力看成是人對外界的刺激所引起的生理的緊張、恐懼等，強調的是人的一種生理反應，認為人們所承受的壓力是有限的，當壓力超過人所能承受的極限時，將會造成永久的破壞。這是早期對壓力分析的觀點。這種觀點的主要代表有Weiss等。刺激說的觀點主要集中注意于壓力刺激的實質，關心壓力的來源是什么。主要強調了壓力的外部因素，而較少考慮到個人對壓力程度的感知和評價，也沒有注意到對壓力反應的處理策略。

第二，反應說。反應說把壓力看做是個體對某些刺激物的反應，是由于環境刺激物的影響，使人們呈現出的一種心理的反應。這一理論強調壓力是個體對環境要求的一種反應，而不是外界環境對個體的一種壓力。把壓力看成是人的主觀感受，著眼于人們對待壓力的體驗和認知，并且認為壓力是以反應為基礎的模式，它強調人的心理和精神方面。

第三，刺激—反應說。刺激—反應說認為壓力是個體與壓力源之間一個相互作用的過程，個體感受到的壓力來源于個體對情境的察覺和評估，不同的人在不同的時期對壓力的感受不同。根據刺激—反應說，壓力是個人特征和環境刺激物之間相互作用的后果，是形成個體生理心理及行為反應的過程。不僅包括環境刺激造成的緊張也包括人們對環境刺激的主觀反應，更重要的是它還包括個體特征差異及對待壓力策略的其他因素。這是一個動態的認知過程，它全方位、多視角地考察了個人特征與外界刺激之間的相互作用、相互影響的關系。

(2)工作壓力

在企業壓力管理中，我們以研究工作壓力為主。在本文中，壓力即指工作壓力。工作壓力（WorkStress）概念是從壓力定義衍生而來，簡單來說是指當壓力發生在工作場所時就稱之為工作壓力。我國學者徐長江（1999）把工作壓力定義為：在工作環境中，使個人目標受到威脅的壓力源長期地、持續地作用于個體，在個體及應付行為的影響下，形成一系列生理、心理和行為的反應過程。工作壓力概念有廣義和狹義之分。廣義上的工作壓力包括個體在工作情境中體驗到的壓力和來自工作場所之外的對工作產生影響的壓力，而狹義的工作壓力僅為工作情境中的壓 力。

2.有關壓力研究的理論

壓力管理研究在西方已經近100年，研究者從不同角度提出了有關壓力管理的相關理論。

(1)壓力主體特征理論

壓力主體特征學說認為壓力的產生與個人的某些主體特征，特別是主體的需求與能力有關，當個體有較高的需求與期望發生，但又感到自我能力有所不及時，就會在行為活動過程中感到壓力。這一學說思想強調了個人主觀因素，特別是需求與能力對于壓力形成于反應過程中的重要影響，解釋了不同個體在同樣壓力環境中的個別差異原 因。

(2)個體—環境匹配理論

個體—環境匹配理論或稱為P-E模式，該理論認為環境變量和個人相關特征決定壓力是否會產生。French和Caplan(1972)提出的這一理論是工作壓力領域中運用最多、得到最廣泛接受的理論之一。French等人認為引起壓力的原因不是單純的環境因素或個人因素，而是個人和環境相聯系的結果。工作的壓力是由于個體能力與工作要求不匹配(misfit)。只有當個性特征與工作環境相匹配(fit)時，才會出現較好的適應(3)工作需求—控制理論

Karasek(1979)提出的工作需求—控制模式(簡稱JD-C模式)也是研究工作壓力的一個很有影響的理論模式。Karasek以大量有關職務再設計和員工壓力的研究為基礎建立了JD-C模式，從工作特征出發，對工作壓力做出解釋和預測。所以它還被稱為工作壓力模式。Karasek認為工作壓力來源于工作本身所包含的兩個關鍵特征，即工作要求和工作控制的共同影響。它包含兩個基本假設：

①高工作要求，低工作控制導致高工作壓力。

②當工作要求和工作控制均處于高水平時，工作動機增強，因此有利于提高員工的工作績效和工作滿意度。進入20世紀80年代后，這一模式中又加入了一個社會維度：社會支持，使這一模式成為工作需求—控制支持模式(簡稱JDCS模式)。

(4)認知交互作用理論

認知交互作用理論是一個以認知評價過程為基礎的工作壓力模式。該理論提出者是美國心理學家RichardS.Lazarus。Lazarus認為在壓力源與壓力反應之間存在著兩個階段的認知評價過程。個體首先要評價外界事件是否具有挑戰性或威脅，然后對自己所能獲得的應對資源如個人能力和社會支持等進行評價，當個體認為后者不足以應對外界的威脅性事件時，工作壓力便產生了。

Lazarus認為傳統的工作壓力研究將環境條件和個體特點看做是分離的和不變的，沒有正確地描述工作壓力的問題。個體—環境匹配理論雖然比傳統理論的思維推進了一步，通過對個體和環境之間的關系來考慮工作壓力產生的原因，但這一理論的問題是它仍然把個體和環境都看做是靜止的、不變的。Lazarus(1995)認為，壓力不是個人特點的產物，也不是環境的產物，壓力的產生是某一種環境與某一種人所做的對環境所可能產生的威脅的評價結合的結果。在交互理論中，壓力是一個過程，這一過程隨著時間和面臨的任務而產生變化。個體和環境的關系，以及個體與環境的匹配程度，無論在時間上、工作任務或活動上，都不是固定不變的。由于這一理論對數據的涵蓋性和易檢驗性，使得它受到很多工作壓力研究領域者的重 視。

二、壓力源及其理論研究

1.壓力源概念

壓力源即壓力的來源，又稱應激源或緊張性刺激。是指導致壓力的刺激、事件或環境，可以是外界物質環境、個體的內在環境及心理社會環境，主要包括兩部分，即生活壓力源和工作壓力源。

工作壓力源包括導致工作壓力反應的情緒、刺激、活動等。是員工在工作活動中所承受的對其身心活動造成一定影響的外在刺激因素，是個體對工作壓力感知的一種主觀評價。它是改變個體心理和身體健康狀態的主要原因。構成壓力源的因素很多，各個因素之間會相互影響，構成復雜的系統，當個體長期處于這些壓力源系統中，不僅僅是對他個人，對組織也同樣會帶來消極影響。在壓力管理過程中，了解壓力源是基礎。所以工作壓力源成為研究者和實踐者關注的重點。

2.壓力源研究的理論回顧

Weiss(1976)認為工作組織中的壓力源主要有：工作本身因素；組織中的角色；職業發展；組織結構與組織風格；組織中的人際關系。

Whettent和Cameron把壓力源歸納為時間壓力、互動壓力、情景壓力和期望壓力四個方面。

Cooper，C.L.和Marshall(1978)對白領工作人員的工作壓力研究認為，工作壓力源主要有：工作本身因素、組織中的角色、工作中的關系、職業發展、組織結構和組織傾 向。

Ivancevich和Matteson(1980)借鑒了以前的研究成果，認為工作壓力源可分為組織內部壓力源和組織外部壓力源兩部分，強調了個體差異和個人對壓力感知的影響作用。他們把壓力源分為五個基本類型：生理條件、個人層面、團隊層面、組織層面和組織外因素。其中，個人層面涉及角色和職業發展，組織層面包括組織傾向、組織結構、工作設計和任務特征。

Hendrix，W.H.（1995）等人的研究中，將引起壓力的因素分為3類：組織內部的因素、組織外因素和個人特 征。

Summers，T.P（1995）等人將引發工作壓力的原因分為四類：個體因素特點、組織結構特點、組織過程特點、角色特點。

羅賓斯((1997)確認了三種類型的潛在的壓力源：環境、組織和個人壓力因素，并認為這三種因素是否會導致現實壓力感的形成取決于個體差異(如工作經驗、個人認知等)。環境因素包括經濟、政治和技術的不確定性；組織因素包括任務要求、角色要求、人際關系要求、組織結構、組織領導作風和組織生命周期；個人因素則包括家庭問題、經濟問題和個性特點。

近幾年，我國對工作壓力源的研究比較多，研究的內容主要有兩方面，一類是通過調查，對某一行業、某一崗位的工作者的壓力源進行識別；另一類是以壓力源中的某一變量為研究對象，剖析該變量與其他變量的關系。

第一種研究所涉及的對象包含了各個行業、崗位的工作者，有醫生、教師、公務員、科技工作者、知識型員工、經理人員等，基本上都是通過問卷調查的形式對該類工作者的工作壓力源進行了分析，也有的學者只做了定性分 析。

張繼紅（2005）通過對航天科技人員工作壓力與績效的相關性分析，發現航天科技人員所承受的工作壓力主要來自于“工作環境”、“工作角色”、“組織、人際關系”、“工作回報”和“工作時間”五個方面。

舒曉兵（2006）對我國國有企業和私營企業管理人員的工作壓力源進行了比較和分析。

趙春燕（2007）對國有企業、外資企業和私營企業三類研發人員的工作壓力狀況進行比較研究。

第二種研究一般就工作壓力源中的不同變量之間的關系進行研究，以進一步明確工作壓力源中的變量之間是否相互影響及影響程度。馬可一(2000)在工作情景中認知資源與職業關系的研究中，把管理人員的工作壓力分為任務壓力、競爭壓力、人際壓力和環境壓力四個部分。

湯毅暉（2004）對管理人員工作壓力源、控制感、應對方式與心理健康的關系進行研究，探討工作壓力源、控制感、應對方式和心理健康關系。

曹靜（2005）研究管理人員工作壓力源與工作倦怠的關系及其影響因素。其中將應對方式和社會支持作為中介變量同時引入工作壓力源—工作倦怠的研究。

弋敏（2007）對知識型員工工作壓力實證研究，知識型員工的主要工作壓力源分別為工作任務、工作背景和氛圍、職業發展、人際關系及組織結構和文化。

三、壓力源的測量

工作壓力的準確測量是研究工作壓力管理的基礎，國內目前尚未研制出較為成熟的工作壓力測量工具，大多直接借鑒使用國外的壓力測量工具。比較有影響的、廣泛使用的工作壓力測量工具主要有：

1.職業壓力指標量表(OSI)

職業壓力指標量表是CooperSloan和Williams于1988年設計的測量工作壓力的一個指標體系。它從壓力源、個性特征、控制源、應對策略、工作滿意度、生理健康狀況和心理健康狀況七個方面來全方位地衡量工作壓力狀況。

2.McLean’s工作壓力問卷

McLean’s工作壓力量表中的問卷是美國心理學家McLean教授編制的。該問卷由應對能力、工作滿意度和工作壓力源三個量表組成。

3.工作內容問卷

著名的工作壓力JD-C模式的提出者Karasek教授于20世紀70年代研制了工作內容問卷。該問卷原用于工作壓力與高血壓、心臟病的關系研究，現已被廣泛應用于評價職業人群的工作壓力水平。

4.工作控制問卷

工作控制問卷是美國國家職業安全衛生研究所的Hurrell和McLaney于1988年研制的，該問卷主要從工作壓力源的角度來衡量個體面臨的壓力，調查內容與個體對工作情境中的人、事、物的控制程度密切相關。

5.職業壓力問卷調整版（OSI-R）

職業壓力調查量表最早是由Osipow于1981年設計的工作壓力測量問卷，經過20年的使用和反復修訂完善，于1998年重新推出了該量表的調整版本。OSI-R量表由職業角色問卷、個體緊張反應問卷和個體能力問卷三個量表構成，共有140個測試項目。

6.工作壓力量表

Paker和Decotiis（1983）編制的工作壓力量表，已在許多研究中得到使用，并被證明具有較高的信度和效 度。

目前國內還沒有較為成熟的工作壓力測試工具，研究者大多是借鑒和使用國外的壓力測量工具，但還有部分學者在對我國不同行業職員工作壓力的研究中，結合國情和行業特點，在傳統測試工具的基礎上進行改進和完善，設計出了新的壓力測量工具。

四、研究展望

綜上所述，各種理論從不同的側面分析了壓力的形成，如何將上述工作壓力理論加以綜合考慮，以期能完整解釋實際的工作壓力現象，這值得進一步研究。

現實生活中極少有純粹的單一性壓力源，多數壓力源都包含兩種以上的因素，幾種壓力源之間既互相區別又互相聯系，今后對壓力源的研究，一般都應該把幾種壓力源作為整體加以考慮。

不同的壓力源測量工具，對企業的壓力管理提供了指導。早期的壓力研究較多采用橫切面法,最近的壓力研究中注意更多運用縱向研究設計。

壓力管理中的相關理論，幾乎都是以國外特別是西方企業文化為背景的,這些理論和模型在我國企業文化背景下的適用性有待進一步驗證和深入研究。

作者單位：首都經貿大學

北京服裝學院

參考文獻：

[1]舒曉兵.管理人員工作壓力源及其影響[J].統計研究,2005,(9):29-35.

[2]石林.工作壓力理論及其在研究中的重要性[J].心理科學進展,2001,(10):433-435.

[3]徐長江.工作壓力系統研究:機制、應付與管理[J].浙江師大學報,1999,(5):29-35.

[4]馬劍虹,梁穎.管理者工作壓力高階因素結構分析[J].應用心理學,1997,(2):21-26.

[5][美]斯蒂芬•P.羅賓斯著,孫建敏,李原譯.組織行為學[M].北京:中國人民大學出版社,1997:478.

[6]LazarusRS.PsychologicalStressintheWorkplace[J].JournalofSocialBehaviorandPersonality,1991,(6):1-13.

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關鍵詞：性能帶變排量壓縮機汽車空調穩態特性

1前言

汽車空調系統的無級變排量搖板式壓縮機(以下簡稱變排量壓縮機)摒棄了傳統的離合器啟閉壓縮機調節方式，可以根據車內負荷變化改變搖板角度和活塞行程，實現了汽車空調系統連續運行，不會引起汽車發動機周期性的負荷變化，車內環境熱舒適性好，降低能耗，節約燃油[1,2]。但是在由變排量壓縮機和熱力膨脹閥組成的汽車空調制冷系統會出現系統振蕩[3,4]和蒸發器結霜現象，為了解決這些問題，必須對系統的穩態特性進行分析。

只有很少研究者對變排量壓縮機汽車空調制冷系統特性進行過分析。Inoue等人[3]在對汽車空調制冷系統中七缸變排量壓縮機和熱力膨脹閥的匹配問題進行了試驗研究，但是沒有理論分析。Lee等人[5]對變排量壓縮機汽車空調制冷系統的穩態特性進行了試驗研究和理論分析，但是認為在變活塞行程情況下參數是一一對應關系。

本文在變排量壓縮機穩態模型基礎上，建立變排量壓縮機汽車空調制冷系統穩態模型并進行試驗驗證，然后對系統特性進行分析。

2系統穩態模型

變排量壓縮機汽車空調系統由變排量壓縮機、蒸發器、冷凝器和儲液干燥器、熱力膨脹閥以及連接管道組成，制冷劑采用R134a。為簡化模型，忽略各連接管道的壓力損失和熱損失。與定排量壓縮機汽車空調系統最大的不同是變排量壓縮機，所以重點介紹變排量壓縮機模型建立。

2.1變排量壓縮機模型

本文研究的壓縮機為五缸變排量搖板式壓縮機，其排量可以在每轉10cm3到156cm3范圍內無級變化。根據變排量壓縮機的控制機理和結構特點，圖1給出了壓縮機模型關系圖。首先建立控制閥數學模型從而確定搖板箱壓力Pw隨排氣壓力Pd和吸氣壓力Ps的變化規律，然后建立壓縮機運動部件動力學模型確定活塞行程Sp與排氣壓力、吸氣壓力、搖板箱壓力和壓縮機轉速Nc的關系，再通過壓縮過程模型由排氣壓力、吸氣壓力、吸氣溫度、活塞行程和壓縮機轉速來確定壓縮機制冷劑流量Mr和排氣溫度，這樣以上三個模型就組成了變排量壓縮機的穩態模型。

圖1壓縮機模型關系圖

根據我們的研究發現，變排量壓縮機由于活塞行程減小時運動部件（如軸套同主軸之間）的摩擦力矩與活塞行程增大時相反，活塞行程減小時摩擦力矩與吸氣壓力形成的力矩同向，行程增大時摩擦力矩與吸氣壓力形成的力矩反向，所以行程增大時臨界吸氣壓力（活塞行程剛要增大時的吸氣壓力）Ps,cu大于行程減小時臨界吸氣壓力Ps,cd。當Ps,cd≤Ps≤Ps,cu，壓縮機出現了一個“調節滯區”，活塞行程Sp不會發生變化。根據控制閥的數學模型和運動部件動力學模型，可以計算出不同排氣壓力、壓縮機轉速和搖板角下行程增加和行程減小時臨界吸氣壓力，并擬合出行程減小時和行程增加時的臨界吸氣壓力與排氣壓力、壓縮機轉速和活塞行程的如下關系式：

（1）

（2）

式中，Pd0為基準排氣壓力，Ad(α,Nc)，Bd(α,Nc)，Au(α,Nc)，Bu(α,Nc)是與壓縮機轉速Nc和搖板角а有關的系數。

根據壓縮機幾何關系，可以導出活塞行程Sp與搖板角а的關系式，則公式（1）和（2）給出了活塞行程與排氣壓力、吸氣壓力和壓縮機轉速的關系。

壓縮機流量和出口焓值可用下式計算：

（3）

（4）

最大活塞行程情況下的容積效率和指示效率計算公式根據我們的試驗數據擬合得到。在部分活塞行程情況下，我們提出相對容積效率和相對指示效率的概念。相對容積效率是部分行程的容積效率同相同工況與轉速下最大行程容積效率之比，而相對指示效率是相同工況和轉速下部分行程指示效率與最大行程指示效率之比。我們的試驗研究發現，壓縮機工況對相對容積效率和相對指示效率的影響可以忽略不計。根據試驗數據可以擬合出相對容積效率和相對指示效率計算公式如下：

（5）

（6）

公式（1）～（6）就組成了變排量壓縮機穩態數學模型，可以由排氣壓力、吸氣壓力、吸氣溫度、活塞行程和壓縮機轉速來確定壓縮機制冷劑流量和排氣溫度。

2.2其它部件模型

本文研究的蒸發器為四通道五列管片式蒸發器。蒸發器長0.2625m,高0.228m，厚0.084m,外表面傳熱面積5.5m2。蒸發器穩態模型采用集總參數法，將蒸發器分為兩相區和過熱區兩個區域。

考慮到汽車空調部件組成特點和求解方便，將冷凝器和儲液干燥器組合在一起，儲液干燥器作為冷凝器過冷區的一部分。本文研究的冷凝器為平行流冷凝器，傳熱管為多孔矩形通道扁管，13/9/7/5通道分布,冷凝器長0.35m，高0.56m,厚0.02m,外表面傳熱面積5.58m2。冷凝器穩態模型采用集總參數法，將冷凝器分為過熱區、兩相區和過冷區三個區域。

熱力膨脹閥為交叉充注吸附式H型球型快開閥,公稱容量為2冷噸。通過熱力膨脹閥閥桿受力方程得出閥開度，采用熱力膨脹閥流量計算公式計算流經熱力膨脹閥的制冷劑流量。

將變排量壓縮機、蒸發器、冷凝器和儲液干燥器和熱力膨脹閥四個部件穩態模型按照部件進出口參數關系有機結合，就組成了變排量壓縮機汽車空調制冷系統穩態模型。

2.3系統穩態模型驗證

圖2為處于行程減小和增大臨界狀態不同壓縮機轉速穩態點試驗數據和模擬結果的比較，試驗條件：在Teai＝25℃，Tcai=33℃，蒸發器高檔風速，冷凝器迎面風速2.8m/s。按照試驗條件對蒸發壓力Pe和制冷量Qe隨Nc的變化進行了模擬計算。

（a）Pe-Nc關系圖（b）Qe-Nc關系圖

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特別是農村電網改造專項投入的增加，供電電壓質量有了明顯提高，但此過程中也出現了許多新情況、新問題，這些問題在個別單位還比較嚴重，主要體現在以下方面。

一是低電壓治理規劃不科學。個別地區低電壓治理沒有規劃，沒有統籌考慮所轄供電區域中低電壓問題，沒有認真分析低電壓出現的原因，簡單將低電壓原因歸結于變壓器容量小、供電線路健康水平低等，從而使低電壓治理方案缺乏科學性、針對性和實用性。

二是低電壓治理工程項目立項不科學。有些企業在制定投資計劃時，工作不深入，項目的立項僅僅依靠供電所的上報數據和公司的可投入資金，先將項目資金數量明確，然后以供電所上報的改造項目為準，個別供電所甚至讓農電員工自己上報改造臺區或線路，或者依據與行政村的關系確定臺區和線路改造與否。出現一個臺區五年改四次、另一個臺區十年沒有改一次的狀況。

三是低電壓治理項目設計不科學。目前臺區線路改造標準不符合現場實際的情況比較突出，在制定設計標準時沒有體現實事求是的差異性，盲目按照上級制定的標準進行設計，沒有進行投資技術經濟分析，建設標準超高現象時有出現。

四是低電壓治理項目建設過程管理不科學。工程建設監理不嚴，個別工程沒有進行全過程管理，沒有按圖施工，施工隨意性大，現場監督缺失，驗收把關不嚴，導致供電設備解決舊問題的同時出現了新問題，設備帶病投入運行，為電網安全運行埋下隱患。

五是電壓質量的改善出現了新問題。過去電壓質量不合格的情況中，主要問題是電壓低，特別是在比較偏僻的地區，人們基本的照明也不能保證，電氣設備無法正常工作。經過中低壓電網建設改造，整體電壓合格率有了明顯提升，電壓不合格主要問題表現為局部電壓超上限，電壓超下限的問題數明顯減少。

二、總結

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沈陽金通汽車公司要求“金通燃氣管線”的壓力始終保持在80-90kPa之間，沈陽城市燃氣管網一般都在50kPa左右，顯然不能滿足金通公司的用氣要求。2000年6月到11月沈陽市煤氣總公司和上海市公用事業研究所在現有工況的基礎上，因地制宜開發了“燃氣管線壓力自動監控系統”經半年多的實際運行滿足了金通用氣要求，達到了預期的效果。

一、燃氣管線壓力自動監控系統簡介

1、燃氣管線壓力自動監控系統工藝設計

(1)實際工況：沈陽市煤氣總公司儲配站有一座15萬立方米干式氣罐；四臺壓送機，其中二臺12000米3/時，二臺7200米3/時；2200公里城市管網；管網壓力在用氣低峰時處在50kPa以下，用氣高峰時保持在50kPa以上?！敖鹜ㄈ細夤芫€”0．8公里，口徑DN300與壓送機出口連接，并與城市管網相通；

(2)工藝設計方案：由于“金通燃氣管線”口徑小，管線短，用氣量少，但需要壓力高；而城市管網口徑大，管線長，用氣量大，可以在“金通燃氣管線”與城市管網之間加裝一個閥門，平時開一臺壓送機，很容易提升“金通燃氣管線”的壓力，多余壓力通過閥門泄放到城市管網中去；

(3)設計方案優點：

第一、投資少，只要增加一臺能根據壓力而自動調節開啟度的電動閥門，如采用變頻電機等調壓方法其投資都比這種方案大得多；

第二、城市管網的可容性很大，通過城市管網卸壓不會造成城市管網壓力的急劇變化；

第三、平時只開一臺壓送機足以保證“金通燃氣管線”的壓力，多余壓力通過閥門泄放到城市管網中去可以少量提高城市管網壓力，減少用氣高峰時開動壓送機的臺數；

2、系統組成和各部分功能

根據工藝方案形成的燃氣管線壓力自動監控系由壓送機、電動閥門、管線壓力變送器、壓力自動監控儀和輔助電器組成：

(1)壓送機是金通管線的升壓設備，將儲氣罐的燃氣壓送進金通管線，提高管線壓力；

(2)電動閥門是調節管線壓力的執行機構，金通管線壓力高時，電動閥門受控開啟，將壓力卸放到城市管網，金通管線壓力低時，電動閥門受控關閉，提高金通管線壓力，通過閥門開啟度的變化來調節金通管線的壓力；

(3)管線壓力變送器是系統監控管線壓力的一次儀表，一方面檢測和顯示管線壓力情況，另一方面為壓力自動監控儀提供管線壓力監控依據；

(4)壓力自動監控儀是管線壓力自動監控系統的心臟，它接受壓力變送器的信號，根據使用者預先設定的工況參數進行運行，控制電動閥門的開啟度從而調節管線壓力穩定在需要的范圍內。壓力自動監控儀設定參數在壓力變送器量程范圍內(0～160kPa)可設定上上限、上限、下限、下下限四點五段，線區》lkPa，響應速度1秒鐘；

3、系統自控運行基本原理

在壓送機開機情況下，壓力自動監控儀檢測到金通管線壓力低于下下限時，指令電閥關閉，電閥緩慢關閉過程中金通管線壓力隨之上升，到達下限時指令電閥停止，由于壓送機仍在加壓金通管線壓力繼續上升，金通管線壓力到達上上限時壓力自動監控儀指令電閥開啟，電閥緩慢開啟過程中壓送機管線壓力隨之下降，到達上限時指令電閥停止。壓送機每小時的壓送量基本穩定，如果金通用氣量也基本穩定，那么經過幾次調整，閥門開啟度就會穩定在某個數值，金通管線壓力也會穩定在原設置的數值內；如果金通用氣量產生波動，自控系統重新調整達到新的平衡；

二、燃氣管線壓力自動監控系統技術

1、壓力變送器：采用中日合資橫河儀表公司生產的EJA壓力變送器，其主要特點是精度高(±0．075％)、穩定性好、對環境要求低且免維護，有LED四位數顯，符合長期連續使用的要求；

2、電動閥門：雙閘板燃氣專用閥門，配用隔爆型電動裝置，具有限位控制、過轉矩控制、運行指示和開啟度信號輸出等功能；

3、壓力監控柜：集檢測和控制于一體的立柜，主要功能有

A、采集金通管線壓力變送器信號；

B、采集閥門全開、全關、過轉矩和開啟度信號；

C、根據設置要求自動控制電閥開、停、關；

D、輸出電閥開、關動力源；

E、RS232接口與上位計算機連機；

F、LED四位數顯金通管線壓力、電動閥門開啟度，燈光顯示電閥開、停、動、關和壓力越上上限、上限、下限、下下限，壓力越上上限、下下限時拌有聲響報警信號；

4、系統技術要點：

A、系統采用單片微機技術，軟件采用匯編語言和MBASIC混編方法，適用于功能比較專一的設計要求，即經濟又實惠；編制的基本程序固定在EPROM內，增加運行的穩定性和可靠性，根據工況設置參數采用功能鍵，其內部采用可擦寫的E2pROM芯片，具有靈活性，適應各種需要；

B、壓力自動監控儀采集信號、設置、運算等都是弱電，而拖動電動閥門卻是強電，以弱控強在理論上是可行的，但在實踐中往往會碰到一些問題，主要是干擾問題。在解決干擾問題中采取多種措施并用的辦法，主要是繼電器隔離、對干擾源增加吸收電路、電抗性元件遠離弱電部分、提高儀器抗干擾能力、軟件部分利用其智能性濾除干擾等；

C、系統在整體設計中考慮工況實際需要采用一用一備、人工、自動切換、燈光顯示和聲音報警等多種功能；

三、編后語

1、本系統經過半年多的運行，達到了設計要求，說明原設計思路是正確的、可行的，現在進行總結以完善和提高系統水平；

篇5

在分析工作原理與運動機構的基礎上，建立了轉缸旋轉壓縮機的力學分析模型。針對電動功率為1kw的R410A房間空調器用轉缸旋轉壓縮機的動力性能進行了分析，分析結果表明：轉缸旋轉壓縮機比較適合處理HFC類制冷工質；轉缸的摩擦損失較大，克服此缺點將是提高該壓縮機效率的關鍵所在。

關鍵詞：壓縮機；空調器；動力性能；R410A

HFC類制冷劑不含氯原子，會使壓縮機性能降低，因此在開發新一代R410A旋轉壓縮時，要求運動機構簡單，滑板的滑動速度和承受的壓力差盡可能低，以保證機器具有較高的可靠性和效率。根據這一思路，二十世紀90年代末開發出了轉缸旋轉壓縮機[1]。本文旨在建立轉缸旋轉壓縮機的力學模型，并對其力學特性進行分析。

1轉缸旋轉壓縮機

與傳統的旋轉壓縮機相比，轉缸旋轉壓縮機的最大特點是省去了滑板，氣缸隨滾動活塞一起轉動，其基本結構如圖1所示。它主要由帶偏心輪的主軸、滾動活塞、轉動氣缸和缸殼等四個基本零件組成，氣缸同心地裝入缸殼內孔中，其外表面為圓形，內表面呈橢圓形（腰形孔），套在偏心輪上的滾動活塞安裝在氣缸內孔中，吸、排氣孔分別對稱地布置在氣缸內孔短軸兩側的氣缸端蓋上。結構上做成主軸中心Os與氣缸中心Oc的距離等于主軸的偏心距，活寒半徑理論上等于氣缸內孔的半短軸。這樣一來，活塞外表面與氣缸內表面之間就出現兩個對稱的切點，將氣缸內孔分為兩部分，即吸氣腔和壓縮腔。主軸帶動活塞旋轉時，活塞撥動氣缸體在缸殼內孔中繞其軸線轉動，由于結構尺寸的保證，氣缸相對其中心線轉動的速度僅為主軸轉速的一半，于是活塞相對氣缸內孔作往復運動，使吸氣腔和壓縮腔的容積連續發生變化。

圖1基本結構

轉缸旋轉壓縮機制工作過程如圖2所示。在θ=π時，滾動活塞中心Op與氣缸中心Oc重合，這時活塞對氣缸的推動力矩為0，此時會出現"卡死"現象，即此時活塞無法撥動氣缸轉動。為了能夠連續運轉，這種機構理論上要求兩缸或多缸錯開一定角度布置。

圖2工作過程

2運動與受力分析

2.1工作腔的幾何關系

轉缸旋轉壓縮機的幾何關系如圖3所示，由于OcOs=OsOp1,于是氣缸繞其中心的轉角ψ與主軸轉角之間θ的關系為：

ψ=θ/2（1）

從圖1可以看出，氣缸內孔長軸的長度L為：

L=2（2e+rp）(2)

式中e--主軸中心偏離氣缸中心的距離

rp--滾動活塞的半徑，理論上等于氣缸內孔的半短軸

圖3運動機構的幾何關系

由圖4可知，滾動活塞中心Op1在OcXcYc坐標系中的坐標為：

式中r--偏心輪的旋轉半徑，即r=e

滾動活塞中心Op1與氣缸中心Oc之間的距離s1為：

將θ=0即滾動活塞片于止點作為位移計算的參考位置，則滾動活塞的位移為：

s=2r-s1=2r[1-cos(θ/s)](5)

滾動活塞的行程為：

S=4r=4e（6）

吸氣腔容積為：

Vs=2rpHs=4eHrp[1-cos(θ/2)]（7）

式中H--氣缸軸向高度

圖4作用于氣缸體上的側向力

最大吸氣容積為：

Vsmax=2rpHs=8eHrp(8)

壓縮腔的容積為：

Vc=Vsmax-Vs=4eHrp[1+cos(θ/2)](9)

壓縮機的理論容積流量為：

qVth=VsmaxnZ=8eHrpnZ(10)

式中n--主軸的每分鐘轉數

Z--氣缸數

假設壓縮腔內的壓縮過程為多方過程，則其內的壓力Pc為：

式中Ps--吸氣壓力

m--多方壓縮指數

2.2運動分析

轉缸旋轉壓縮機中，只有主軸、氣缸和滾動活塞三個運動件。通過上述分析可知，主軸和氣缸均繞其中心作勻速轉動，主軸繞Os的轉動角度速度為ω（=nπ/30）,氣缸繞Oc的轉動角速度ωc為：

ω=ω/2（12）

滾動活塞的運動為復合運動：相對運動為繞偏心輪中心的轉動，牽連運動為繞主軸中心的轉動，絕對運動為繞主軸旋轉中心的轉動。

若以氣缸體為參照物，滾動活塞沿氣缸內孔作往復運動，其沿氣缸內孔滑動的速度為：

滾動活塞沿氣缸內孔滑動的加速度為：

滾動活塞沿氣缸內孔滑動的平均速度為：

2.3受力分析

（1）作用于滾動活塞的氣體力如圖5（a）所示，以滾動活塞與氣缸的切點為界，滾動活塞的兩半部分分別處于吸氣腔和壓縮腔中，氣體力顯然是沿著氣缸長袖方向作用的，于是作用于滾動活塞1的氣體力為：

作用于滾動活塞2的氣體力為：

圖5滾動活塞的受力分析

（2）氣缸體的受力分析

如圖4所示，作用于氣缸體的力有：與滾動活塞之間的支反力Fn1、Fn2及其摩擦力Ft1、Ft2；氣缸體與周圍油膜之間產生的粘性摩擦力矩有：外表面處的力矩Mcp，端面處的力矩Mct。建立沿氣缸內孔軸線方向的力平衡方程為：

式中Ft1、Ft2--Fn1、Fn2作用處的摩擦力，且Ft1=fFn1,Ft2=fFn2

f--滾動活塞與氣缸內壁間的摩擦系數，其推薦值見文獻[2]

于是可將式（18）整理為

假設氣缸與缸殼之間的環形縫隙內充滿油，且油作穩態層流的旋轉運動，則作用于氣缸外表面的粘性摩擦阻力矩為：

式中μ--油的粘度

rc--氣缸體外半徑

r2--缸殼內半徑

氣缸體下端面與缸蓋平面構成推力軸承并承受氣缸體的重量，假定此軸承處于邊界狀態，則摩擦力矩為[3]：

式中f1--摩擦系數

Wc--氣缸體的重量

r0--氣缸體平均內半徑

（3）滾動活塞的受力分析

如圖5（b）所示，作用于滾動活塞的力有：氣體力、與氣缸體間的約束力及摩擦力；滾動活塞與周圍油膜之間產生的粘性摩擦力矩有：內表面處的力矩Mpi,端面處的力矩Mpt。

滾動活塞的運動為繞偏心輪中心和繞主軸中心兩個轉動復合而成，于是滾動活塞繞主軸中心形成的摩擦力矩為：

Mpts=f2Wpe(22)

式中f2--摩擦系數

Wp--滾動活塞重量

滾動活塞繞偏心輪中心形成的摩擦力矩為；

式中rpi--滾動活塞內半徑

轉子與偏心輪構成一軸頸軸承，則此處的摩擦力矩為：

式中ωp--滾動活塞相對運動角速度

rc--偏心輪半徑

le--偏心輪長度

δe--軸承間隙

建立滾動活塞繞自身中心軸線轉動的動力學方程為：

Ipωp=Ftrp+Mpi-Mpt(25)

式中Ip--滾動活塞的轉動慣量

ωp--滾動活塞的角加速度

用數值方法求解上式可以求出滾動活塞1、2的相對角速度ωp1、ωp2的變化規律，具體步驟見文獻[4]。

（4）主軸的受力分析

作用于滾動活塞上的氣體力和約束力通過活塞與偏心輪間的油膜傳遞到偏心輪上構成壓縮機的阻力矩，阻力矩的分析見后。除了偏心輪外表面處的摩擦力矩Mpi外，作用于主軸上的力矩還有支撐軸承處的粘性摩擦力矩Ms和原動機的驅動力矩Mm，Mm由原動機的特性確定。根據典型軸頸軸承粘性摩擦力矩的計算公式，則：

式中rs--主軸半徑

lb--軸承的長度

δb--軸承的間隙

2.4慣性力及其平衡

雙缸壓縮機有兩套氣缸-活塞組件，主軸的兩個偏心輪錯開180°，兩個氣缸互呈90°，故它們產生的離心力大小相等、方向相反，對于整機而言，旋轉慣性力得到了完全平衡。但兩偏心輪的旋轉慣性力未作用在同一直線上，從而構成旋轉慣性力矩，因此轉缸旋轉壓縮機仍需加平衡重以平衡其慣性力矩，其平衡重大小及加裝位置與全封閉雙缸壓縮機相同，詳見文獻[4]。

3阻力矩

氣體力形成的阻力矩如圖5所示，對于雙缸壓縮機，氣體力產生的阻力矩為：

(27)

(2)約束力形成的阻力矩：氣缸體對滾動活塞的約束力通過滾動活塞傳遞到主軸的偏心輪上，構成壓縮機的工作阻力，其形成的阻力矩為：

(28)

(3)總阻力矩：壓縮機的總阻力矩為：

(29)

式中Mf--主軸的總摩擦阻力矩，

4機械摩擦損失

前面分析了轉缸旋轉壓縮機中各摩擦部位位產生的力矩，對應的機械摩擦損失計算公式列于表1中。

表1機械摩擦損失的計算公式

摩擦部位損失的計算公式算例

絕對值（w）相對值（%）

氣缸外表面

氣缸端面

滾動活塞外表面

滾動活塞內表面

滾動活塞端面

支撐軸承Mcpω/2

Mctω/2

FtV

Mpi(ω-ωp)

Mptsω+Mpteωp

Msω18.4

34.8

20.7

2.1

9.8

16.118

34

20

2

10

16

5分析模型的應用

利用以上建立的分析模型，對電機功率為1KW的房間空調用轉缸旋轉壓縮機進行分析。壓縮機的技術參數為；rp=21mm,H=9.2mm,re=11mm,e=2.9mm,Vsmax=9.0cm3。工質為R410A。分析工況為：冷凝溫度45℃，蒸發溫度13℃，過冷度0℃，過熱度10℃，壓縮機轉速2700r/min。

圖6為氣體形成的阻力矩隨主軸轉角的變化曲線，從圖中可以看出，該曲線的變化周期為π；阻力矩的波動幅度較小，約為0.5N·m。另一方面，該轉缸機構無往復運動件，旋轉慣性力可以完全平衡。這樣可使轉缸旋轉壓縮機的振動保持在較低的水平上。

圖6氣體力形成的阻力矩

圖7示出滾動活塞與氣缸之間的約束力隨主軸轉角的變化。從圖中可以看出，該約束力在0～60N之間波動，其值相對較小。另一方面，滾動活塞與氣缸之間為滾動線接觸，因此在處理R410A時的磨損會較小。

圖7滾動活塞與氣缸之間的約束力

壓縮機各摩擦部位產生的機械損失列于表1中。從表中可以看出，轉缸產生的機械摩擦損失較大，約占總損失的一半，因此，降低轉缸的機械摩擦損失將是進一步改善壓縮機效率的關鍵。

6結論

本文建立的轉缸旋轉壓縮機的動力學分析模型可用于實際產品的研究與開發。

利用該模型對房間空調用轉缸壓縮機進行全面分析，分析結果表明：

(1)轉缸旋轉壓縮機沒有滑板，所有運動件都作滾動或轉動，振動和磨損均比較小，因此，它比較適合處理HFC類制冷工質，有望發展成為新一代環保房間空調用壓縮機。

(2)轉缸旋轉壓縮機的運動副多，機械摩擦損失大，因此降低機械摩擦損失特別是轉缸的損失，將是進一步改善壓縮機效率的關鍵。

參考文獻

1KiyoshiSawaietal.DynamicAnalysisofNewVolumetricCompressorwithRotatingCylinderandPiston.ProceedingsofFifteenInternationalCompressorEngineeringConferenceatPurdueUniversity,USA.,2000:777～784

2郁永章.容積壓縮機技術手冊（第25章）.北京：機械工業出版社，2000

篇6

關鍵詞：預應力樁基礎

90年代以來，廣東湛江沿海灘涂和軟土地區，高強度預應力混凝土管樁已被推廣應用于房屋建筑和橋梁、碼頭等工程中。軟土地基廣泛采用預制樁基礎，用柴油錘擊入樁時噪聲大且拌有濃煙油污，尤其在市區中心和居民區內的施工中，有悖于環境和文明施工要求。以液壓法壓入式施工樁工藝替代錘擊，既無噪聲也對環境無任何污染，具有廣泛的應用前景。本文以湛江自來水公司、湛江海運集團公司工程的樁基工程為例，介紹高強度預應力混凝土管樁的施工方法，設計、施工中應注意的事項及適用條件以及樁的質量控制。

1工程概況

(1)湛江自來水公司綜合住宅樓工程框架結構九層，總高度為31．50m。位于湛江市海濱地帶，地質狀況：地面以下2．5～4m為機械吹填海砂層，地表平坦，砂層往下為淤泥層，屬沖刷和淤泥環境沉積類型。第四紀軟土厚度較大，特別是第二層的淤泥層，厚度達8．50～15．20m，層面為極具特色的海陸沉積湛江組層型。場區下水位于地表下1．20m層面，屬上層滯水帶類型。該工程樁基設計采用高強度預應力混凝土管樁(樁徑為500mm，壁厚100mm，管樁混凝土強度C80)，單樁承載力為700kN，有效樁長為26—29m，總樁數230根，采用三節接樁?；A采用群樁上的整體筏板及局部承臺。

(2)湛江海運集團綜合住宅樓工程框架結構九層，總高度為32．10m。地質狀況屬軟土地基，從第l層～第8層均為松軟地層，力學性質差，第9層持力層為地表下深25m以上的厚8～14m的粘土層(?κ＝190kPa)。本工程位于市區中心，周圍的東、北、西三面為多層住宅群，距離6～8m；南面臨街。該工程的樁基礎設計采用先張高強度預應力混凝土管樁(直徑為400mm，管樁壁厚95mm，混凝土強度為C80)，單樁承載力為700kPa，樁長27～30m，總樁數289根，采用三節接樁，基礎采用群樁上分組承臺。

2預應力混凝土管樁的質量檢驗與試驗

樁的質量檢驗液壓法壓樁同錘擊法沉樁，但可利用靜力壓樁機作反力平衡裝置進行樁的靜載試驗，可省去設置錨樁和反力梁等。為了保證工程的質量，必須分階段進行單樁承載力的靜載和動測試驗。

2．1靜載試驗法

以湛江海運集團綜合住宅樓的樁基質量試驗為例：管樁的靜載試驗要模擬實際荷載情況，通過靜力加壓，得出3根試樁荷載一沉降關系曲線近似試樁的入土深度分別為－28．50m、－29．70m和－29．90m，表明均進入第9層粘土層。根據上述系列關系曲線，綜合評定確定其容許承載力，它已較好地反映單樁的實際承載力，滿足設計要求。

預應力混凝土管樁在樁身強度達到設計要求的前提下，對于粘性土，不應少于15d，且待樁身與土體的結合基本趨于穩定，才能進行試驗。

上述試驗曲線表明，試樁的樁周摩擦阻力和端承力發揮正常，樁身質量良好，其承載力標準值均大于設計要求700kN的標準值。

單樁豎向抗壓靜載試驗一般采用油壓千斤頂加載，千斤頂的加載反力裝置可根據現場實際條件采用如下方法：

(1)錨樁橫梁反力裝置：由4根錨樁、主梁、次梁、油壓千斤頂以及測量儀表等組成。錨樁、反力梁裝置能提供的反力應不小于預估最大試驗荷載的1．2～1．5倍。

(2)壓重平臺反力裝置：由支墩、鋼橫梁、鋼錠、油壓千斤項及測量儀表等組成。壓重量不得少于預估試樁破壞荷載的1．2倍；壓重應在試驗開始前一次加上，并均勻穩固的放置于平臺上。

2．2動測試驗法

動測試驗法，又稱動力無損檢測法，是檢測樁基承載力及樁身質量的一項新技術。高應變動力測試法，也是作為靜載試驗的補充。采用PDA打樁分析儀樁基測試方法，是利用重錘錘擊樁頭使樁頭產生一個永久性位移而得出樁的極限承載力和樁身結構完整資料。

海運集團綜合住宅樓樁基的動測試驗的試樁數為9根。

3液壓入樁的施工方法

3．1施工程序

液壓管樁的施工程序為：測量定位一樁機就位—)復核樁位一吊樁插樁一樁身對中調直一靜壓沉樁一接樁一再靜壓沉樁一送樁一終止壓樁一樁質量檢驗一切割樁頭一填充管樁內的細石混凝土。

3．2施工要點

(1)靜力壓樁單樁豎向承載力，可通過樁的終止壓力值大致判斷，但因土質的不同而異。樁的終止壓力不等于單樁的極限承載力，要通過靜載對比試驗來確定一個系數，然后再利用系數和終止壓力，求出單樁豎向承載力的標準值?κ，即?κ＝k?s。如判斷的終止壓力值不能滿足設計要求，應立即采取送壓加深處理或補樁，以保證樁基的施工質量。

壓樁應控制好終止條件。湛江海運集團綜合住宅樓樁基工程，壓樁到設計樁長時，壓力表的壓力達到單樁承載力2．7倍時，即可停止壓樁，否則應增加樁長，并會同設計單位另行處理。

(2)壓樁應連續進行，采用硫磺膠泥接樁間歇不宜過長(正常氣溫下為10～18min)3接樁面應保持干凈，澆注時間不應超過2min；上下校中心線應對齊，偏差不大于10mm；節點矢高不得大于1％樁長。

(3)垂直度控制，調校樁的垂直度是沉樁質量的關鍵，須高度重視。插樁在一般情況下人土30～50㎝為宜，然后進行調校。樁機駕駛人員在施工長的組織、指揮下，掌握好雙方角度尺兩個方向上都歸零點，使樁機縱橫方向保持水平，調校垂直在規范允許值以內才能沉樁。在沉樁過程中施工員隨時觀察樁的進尺變化，如遇地質層有障礙物、樁桿偏移時，應分一二個行程逐漸調直。

3．3沉樁線路的選定

預應力樁基施工時隨著人樁段數的增多，各層地質構造土體密度隨之增高。土體與樁身表面間的摩擦阻力也相應增大，壓樁所需的壓入力也在增大。為使壓樁中各樁的壓力阻力基本接近，入樁線路應選擇單向行進，不能從兩側往中間進行(即所謂打關門樁)，這樣地基土在人樁擠密過程中，土體可自由向外擴張，即可避免地基土上溢使地表升高，又不致因土的擠壓而造成部分樁身傾斜，保證了群樁的工作基本均勻并符合設計值。湛江海運集團綜合住宅樓工程毗鄰居民集聚地，東、北、西三面房屋較近，沉樁線路應為樁中心離建筑物近處開壓，企圖將各土層自北向南排擠(南面臨街無建筑物)，盡可能地降低擠土效應影響?！?/p>

3．4管樁與承臺的連接方式

上述工程管樁與承臺采用剛接。管樁的樁頭均采用專用工具鋸斷，斷口平齊，故不能利用樁身內的鋼筋伸入承臺作為連接的鋼筋。在樁頭的樁管內填充4200mm高的C30細石混凝土，并在混凝土中均分插入6ф14鋼筋與承臺連接。圖1為管樁與承臺連接大樣。

4管樁的設計及施工中應注意的事項

(1)管樁的造價較高，樁基礎設計時須根據上部荷載、工程地質條件等綜合考慮，多方案比較后方可采用。同一工程中樁的規格、型號不應太多，以免造成施工困難，特別是注意避免造成施工錯誤。

(2)綜合考慮地質情況和樁身強度，確定單樁承載力。管樁為開口樁，根據現場壓樁觀察分析，在入土過程中，會較快地在樁尖處形成一土楔，使其入土時的擠土情況與閉口樁無異，故在確定單樁承載力時將開口樁按閉口樁考慮。

(3)適當限制壓樁速度，沉樁速度一般控制在lm／min左右為宜，使各層土體能正確反映其抗剪能力。當地基表層中存在大塊石頭等障礙物時，要避免壓偏。

(4)壓樁機應根據土質情況配足額重量或選用相應的液壓樁機。

(5)若采用焊接法接樁時，須分層均勻地將套箍對焊的焊縫填滿，為加快施工速度，減少接樁時間，可設2～3名焊工同時施焊，焊畢停約lmin即可進行沉樁。

(6)管樁身不受損壞；樁帽、樁身和送樁的中心線應重合；壓同一根樁應縮短停息時間。

(7)壓樁機的液壓入樁有一定的垂直行程高度，如YZY360樁機的垂直行程為1．5m，即每入樁1．5m即松開抱樁器。開動油泵使之上移，再抱樁固定壓入，循環作業。在開始的第一二個行程，要特別注意控制樁身的垂直度。

(8)記錄入樁行程深度及相應壓力值，以判別入樁情況正常與否及樁的承載能力。

(9)為減少靜力壓樁的擠土效應，應采取如下措施：

a)設置袋裝砂井或塑料排水板，以消除部分超孔隙水壓力，減少擠土現象。袋裝砂井直徑一般為70～80mm，間距l～1．5m，深度10～12m。塑料排水板的深度、間距與袋裝砂井相同。

篇7

在電網中,高壓交流隔離開關用來合、分無負荷的電路及電氣設備,其功能主要包括實現輸送電力和安全隔離的作用,即在合閘狀態能可靠地通過正常工作電流和規定短時間內的異常(故障)電流,而在分閘狀態時觸頭間有符合規定要求的絕緣距離和明顯的斷開點,使負荷側電力設備與電源安全隔離。對隔離開關的功能要求相對較少,所以其結構相對比較簡單，沒有滅弧裝置，不能用來接通和斷開負荷電流。高壓交流隔離開關是戶外式結構，絕大多數處在比較惡劣的戶外條件下運行，直接暴露在大氣環境中工作,容易受到環境和氣候條件的影響，產品設計和制造應充分考慮這個因素，以保證在雨、風、冰、雪、灰塵、嚴寒和酷熱等條件下均能可靠地工作。

2隔離開關常見的故障

隔離開關運行中常見的故障類型有以下幾種：瓷瓶斷裂故障、機構問題、導電回路發熱。在系統運行中,隔離開關有比較多的缺陷和故障,涉及到多方面的問題?？梢詺w納為機構問題,包括操作卡澀以及合分閘不到位、銹蝕、進水受潮、干澀、機構卡澀、輔助開關失靈等,這些缺陷不同程度上導致開關合分閘不正常,拒動和合分閘不到位；其次是導電系統接觸不良使得導電回路發熱異常，其原因是開關觸頭彈簧失效使接觸不良或者是合閘不到位,還有導電回路松動、開裂等,還有的是導電回路結構不良的問題；對安全運行威脅最大的是瓷瓶斷裂故障,影響最為嚴重。

2.1瓷瓶斷裂故障

發生這種故障的隔離開關尤以220kV等級為多,有的發展成重大事故,所以影響極大，支柱絕緣子和旋轉瓷瓶斷裂問題歷年來都有發生，有的是運行多年的老產品,也有是剛投運才一年多的新產品。

絕緣子斷裂與電瓷廠產品質量有關,也與隔離開關整體質量有關，絕緣子澆制不均等問題,此外還有水泥膠裝的問題。另外質檢手段不嚴也給運行留下隱患,有缺陷和有隱患的絕緣子沒有被檢測出來,被組裝成產品后,對安全運行構成極大的威脅。

除了支持絕緣子外,旋轉絕緣子斷裂故障也時有發生,旋轉絕緣子操作時主要受扭力作用,瓷瓶斷裂事故至今仍不能有效的予以防止。

對瓷絕緣子斷裂問題,必須要綜合進行治理,首先從源頭上抓起,絕緣子制造廠要嚴格工藝,穩定生產過程,每個絕緣子都應經過認真檢驗,保證合格品才能出廠，隔離開關制造廠要把好外購件關,加強檢驗,提高隔離開關整體質量。對同型號隔離開關在手動操作時比較其操作力矩,如出現操作困難,切忌強行進行操作。更好的方法是要開展隔離開關支柱瓷瓶缺陷檢測新技術的試點和推廣,進一步研究開發瓷瓶缺陷在線監測工作。建議在小修或大修檢查時,應適當增加空載機械操作次數,以提高瓷瓶缺陷在停電操作中暴露的概率,有的檢修時只操2～3次,實在太少了。

2.2機構問題

機構問題表現為拒動或分合閘不到位,往往在倒閘操作時發生。很多情況下故障不會擴大,現場可以進行臨時檢修和處理,當然會耽誤停送電時間。發生問題的以老舊的GW4、GW7型開關居多，還有GW6隔離開關曾發生合閘后自動分閘故障(主要是平衡彈簧材質和工藝不良,甚至在運行中平衡彈簧銹斷)；GW10、GW11產品曾發生閘刀三相拐臂的角度調整不對,機構輸出軸法蘭角度調整不到位,扇型齒輪爆齒,導致萬向節法蘭與機構法蘭連接螺絲被切斷、機構的限位開關鑄鐵件被打斷、分合閘不到位等故障。

隔離開關在出廠時或安裝后剛投產時,合分閘操作還比較正常。但過不了多久,有的在一、二年后,就會出現各種各樣問題。有的因機構進水,操作時轉不動,有的會發生操作時連桿扭彎,甚至轉動瓷瓶與滑線軸間已擰成麻花,還有的在連桿焊接處斷裂而操作不動?？傊?由于機構卡澀問題會引起各種故障。

操作失靈首先是機械傳動問題,早期使用的機構箱容易進水、凝露和受潮,轉動軸承防水性能差,又無法添加油，長期不操作,機構卡澀,軸承銹死,強行操作往往導致部件損壞變形。另外,產品的傳動結構設計不合理,操作阻力大也是重要原因。有些產品導電桿合閘限位與電動機配合不當,操作中造成渦輪開裂。有的GW4型隔離開關的閘刀機構傳動主軸與垂直傳動軸連結,采用半圓柱吻合結構,在電動操作時由于半圓柱變形發生相對位移,使合分閘不到位。還有由于接地刀銹蝕,使軸銷斷裂而無法操作。此外還有輔助開關問題,包括切換不到位或接點接觸不良,導致電動操作失靈，這類問題,在設計制造階段要進行認真的分析和試驗研究,并且負責地做好每一臺開關的出廠試驗,決不能把缺陷遺留到運行現場。

隔離開關機構箱進水以及軸承部位進水現象很普遍。金屬零部件的銹蝕問題也十分嚴重，包括外殼、連桿、軸銷、彈簧等。曾發現有的GW6開關的中間機構箱上的防雨罩竟會銹蝕到不能碰的情況。操作機構箱外殼也會嚴重銹蝕。加之措施不當,導致機械傳動失靈,導電接觸系統造成接觸不良。改進措施如機構箱改用不銹鋼材料,對觸頭系統采用干工藝,對轉動部位做到全密封防水,以實現終生免維護。

2.3導電回路發熱

2.3.1隔離開關發熱原因及特點

①運行年數長，設備趨于老化，靜觸指壓緊彈簧特性變壞,也可能是靜觸指單邊接觸,觸頭夾緊彈簧松弛變形，夾力不夠導致部分觸指與動觸頭不接觸，使觸指與動觸頭接觸面減少，動靜觸頭存在污垢，還有是長期運行后材料易氧化銹蝕接觸電阻過大增加，觸指上有明顯的燒傷坑點而造成。②合閘不到位或剪刀式鉗夾結構夾緊不良。合閘角度存在偏差，致使接觸面不夠，連接螺栓緊固不夠或過度致使螺栓斷裂。③迎峰度夏負荷較大時發熱頻繁。④常年處于穩定大負荷狀態。

2.3.2隔離開關發熱的處理

①進行溫度監測,根據發熱溫度及發展速度決定是否需要向調度申請改變運行方式或減少負荷。②改變運行的方式。③檢修：隔離開關檢修一般更換靜觸頭彈簧夾和燒傷觸指，清除動靜觸頭氧化層，清洗動靜觸頭，涂導電膠，緊固螺栓，徹底的辦法是更換靜觸頭。采用動觸頭兩步運動的轉動式或插入式觸頭結構將使產品質量有所提高,用戶加強維護和堅持紅外監測是減少和發現導電回路發熱故障的有效手段。運行部門還應繼續總結經驗,希望通過制造廠和用戶的共同努力,使國產高壓隔離開關的產品質量和運行水平得到提高。

3隔離開關的運行巡視及維護

巡視工作是發現設備缺陷的有效手段，運行人員巡視中多次發現接點處有微微蒸汽，然后測溫發現過熱點，在特殊天氣組織人員巡視，檢查接點有無冒汽，雪水融化，設備上有無懸掛物等。應每月對端子箱、端子排清掃，清除浮灰，堵洞，用丙酮擦除機構部分油垢，檢查三相動力電源及激勵電源是否正常，處理操作失靈等缺陷。每次設備停電，都安排檢修人員對隔離開關支撐瓷瓶及相關的獨立支撐瓷瓶進行防污清洗，采用灰垢型清洗劑涂在瓷瓶上，數分鐘后即可擦干凈，然后用清水濕布擦幾遍即可。對加熱器進行改造，對端子箱、操作箱加裝密封圈。在維護中發現端子松動，保險熔斷，小開關接觸不好，接地刀閘輔助接點轉換不良等故障，都應及時給予了處理。每年冬季來臨之前，對GW7-220型隔離開關支柱瓷瓶下部鑄鐵鉆孔進行疏通，保證出水正常，防止結冰凍裂設備。

4隔離開關運行維護、檢修方面建議

①年度開關單元檢修時，加強對220kV母線隔離開關檢修，應列入計劃和規定。②隔離開關觸頭彈簧部件更換或整個靜觸頭的更換應該視老化程度縮短周期。③動靜觸頭接觸面的電阻是發熱的主要原因，檢修后隔離開關導電回路電阻測量也是檢驗檢修質量的手段，合格與否作為檢修設備投運的條件。④接點在線溫度監測是發現接點發熱的主要手段，設備接點發熱比較隱蔽，巡視發現較為困難，在線測溫應進一步加強；重點測溫是對普測發現溫升超過一定值的部位定期進行測溫；疑點測溫就是負荷較大時對大負荷點及可能發熱的部位進行在線測溫。⑤建立接點過熱的有關規定。⑥隔離開關接觸器很多無防護罩,運行中容易發生誤碰，應考慮補裝完善。運行維護中要注意端子的緊固。箱門的密封圈易老化，要經常更換，良好的密封可減少維護工作量。

5結語

通過對部分隔離開關故障引起的事故的了解，對造成設備損壞甚至大面積停電的現象，我們必須對此加以足夠的重視。應加強工藝質量管理，根據設備自身結構進行靈活處理；對于日常巡視，應及時掌握設備運行狀況，發現故障盡快查明原因并排除隱患，保障電網安全可靠運行。隨著科學技術的不斷進步，隔離開關的不斷完善，性能不斷提高，建議各單位以安全為基礎，對設備進行完善化和更換，保證系統的穩定性和安全性。

參考文獻：

[1]史國超.中小型水電站金屬結構及機電設備制造安裝檢測實用技術[M].鄭州:黃河水利出版社,2006.

篇8

關鍵詞：變壓器熱穩定保護配置整定

1引言

電力變壓器的故障分為內部和外部兩種故障。內部故障指變壓器油箱里面發生的各種故障，主要靠瓦斯和差動保護動作切除變壓器；外部故障指油箱外部絕緣套管及其引出線上發生的各種故障，一般情況下由差動保護動作切除變壓器。速動保護（瓦斯和差動）無延時動作切除故障變壓器，設備是否損壞主要取決于變壓器的動穩定性。而在變壓器各側母線及其相連間隔的引出設備故障時，若故障設備未配保護（如低壓側母線保護）或保護拒動時，則只能靠變壓器后備保護動作跳開相應開關使變壓器脫離故障。因后備保護帶延時動作，所以變壓器必然要承受一定時間段內的區外故障造成的過電流，在此時間段內變壓器是否損壞主要取決于變壓器的熱穩定性。因此，變壓器后備保護的定值整定與變壓器自身的熱穩定要求之間存在著必然的聯系。

2變壓器設計熱穩定指標

文獻［1］中要求“對稱短路電流I的持續時間：當使用部門未提出其它要求時，用于計算承受短路耐熱能力的電流I的持續時間為2s。注：對于自耦變壓器和短路電流超過25倍額定電流的變壓器，經制造廠與使用部門協商后，采用的短路電流持續時間可以小于2s?！?/p>

GB1094．5—85中僅提供雙繞組三相變壓器對稱短路電流I值的計算式：

式中：Zt為折算到所考慮繞組的變壓器的短路阻抗，Zs為系統阻抗。

當以平均電壓作為基準電壓，以1000MVA為基準容量時，可以計算出與表1相對應的系統等值電抗標幺值如表2。

按以上設計考慮，一臺220kV/120MVA普通三卷變壓器，取變壓器典型參數（高低壓阻抗比為22．4）計算可知：低壓側能夠承受的熱穩定電流標幺值約為0．51。當兩臺這樣的變壓器并列運行，低壓側母線故障本側分段開關跳開時，變壓器低壓繞組中可能的短路電流可達到0．75倍標幺值，比設計值增大了近50％。若三臺這樣的變壓器并列運行，變耦變壓器，按技術規程［2］要求，裝設瓦斯保護、過激磁保護、雙重差動保護，同時在其高、中壓側均裝設了阻抗保護及零序方向電流保護，低壓側裝設過流保護。這些保護均作用于跳閘。高、中壓側的阻抗保護和低壓側過流保護屬變壓器的相間后備保護。由于500kV變壓器多為單相式變壓器，所以變壓器本體不會發生相間故障。在變壓器所連接的高、中壓系統中，線路保護一般配置了雙重縱聯保護，并有完整的后備保護，這樣線路的故障一般會較快地切除，對變壓器影響較小。因此，變壓器的相間后備保護應主要在其各側母線故障時起作用，特別是中、低壓側母線的故障（500kV側母線設有雙套母差保護）。中、低壓母線故障流過變壓器的短路電流大，不僅引起變壓器繞組過熱，還可能造成繞組的動穩定破壞，誘發嚴重的內部故障。零序方向電流保護屬變壓器的接地故障后備保護，可以反應變壓器內部、高中壓側母線及與高中壓母線鄰近的電氣設備的接地故障。

3．2220kV及以下變壓器

220kV變壓器多為三相式三卷變壓器，按技術規程要求，一般裝設瓦斯保護、差動保護，同時在其高、中壓側均裝設了復合電壓閉鎖過流保護及零序方向過電流保護與間隙保護，低壓側裝設復合電壓閉鎖過流保護。各側復合電壓閉鎖過流保護及零序方向過電流保護綜合，可以反應變壓器內部、各側母線及母線鄰近的電氣設備的接地與相間故障，作為變壓器自身主保護及各側母線及母線鄰近的電氣設備的后備保護。110kV及以下變壓器一般裝設瓦斯保護（對油浸式變壓器）、差動保護，110kV側零序過電流保護、間隙保護及各側過流保護或復合電壓閉鎖過流保護，這些保護的作用與220kV變壓器的作用相似。

4可能考驗變壓器熱穩定性的故障

4．1500kV變壓器

由于變壓器自身主保護裝置及其交、直流回路的完全雙重化配置，應可以不再考慮變壓器差動保護范圍內故障對變壓器熱穩定性的考驗。500kV系統母線、線路保護的完全雙重化配置，快速保護在保護范圍上的交叉布置，及完善的失靈保護，筆者認為可以不考慮500kV系統側故障對變壓器熱穩定性的考驗。

220kV系統側線路保護雙重化配置，母線保護目前多為單配置。因此，當母差保護校驗停運或故障拒動時，變壓器只能靠其后備保護動作使其脫離故障點。變壓器開關（或轉帶時旁路開關）與TA間的故障很可能靠變壓器后備保護脫離故障點。

變壓器低壓側一般經由母線帶站用變、電抗器及電容器，有的變電站可能帶較少的站外負荷。很多站低壓母線未配母差保護，因此母線故障變壓器只能靠其后備保護動作使其脫離故障點；再者，當站用變或電抗器及電容器故障而其開關或保護拒動時，變壓器也要靠其后備保護動作使其脫離故障點。

4．2220kV及以下變壓器

對于兩側系統都有電源的聯絡變壓器：任何一側母差保護校驗停運或故障拒動時；變壓器開關與TA間故障時；旁路轉帶方式在主變套管TA至旁母引線、旁路母線、旁路開關與TA間故障時；母線（220kV母線除外）上其他開關所帶電氣設備故障而其開關或保護拒動時變壓器只能靠其后備保護動作使其脫離故障點。

對于僅高壓側系統有電源的降壓變壓器：中、低側母差保護校驗停運或故障拒動時；中、低壓側變壓器開關與TA間故障時；中、低壓側母線上其他開關所帶電氣設備故障而其開關或保護拒動時變壓器只能靠其后備保護動作使其脫離故障點。

5變壓器相間后備保護的配置與整定

變壓器接地故障保護定值與其所帶負荷的關系不大，因此接地故障后備保護的整定延時一般較短，能夠滿足2s的熱穩定時間要求。在此僅關心變壓器相間后備保護的定值問題。

5．1整定規程要求

《220～500kV電網繼電保護裝置運行整定規程》中要求［3］：

變壓器各側的過電流保護均按躲變壓器額定負荷整定，但不作為短路保護的一級參與選擇性配合，其動作時間應大于所有出線保護的最長時間。

變壓器短路故障后備保護應主要作為相鄰元件及變壓器內部故障的后備保護。主電源側的變壓器相間短路后備保護主要作為變壓器內部故障的后備保護。其它各側的后備保護主要作為本側引線、本側母線和相鄰線路的后備保護，并盡可能當變壓器內部故障時起后備作用。以較短時限動作于縮小故障影響范圍，以較長時限動作于斷開變壓器各側斷路器。

主電網間聯絡變壓器的短路故障后備保護整定：高（中）壓側（主電源側）相間短路后備保護動作方向可指向變壓器，作為變壓器高（中）壓側繞組及對側母線相間短路故障的后備保護，并對中（高）壓側母線故障有足夠的靈敏度，靈敏系數大于1．5；如采用阻抗保護作為后備保護，且不裝設振蕩閉鎖回路，則其動作時間應躲過系統振蕩周期，其反方向偏移阻抗部分作為本側母線故障的后備保護。

供電變電所降壓變壓器的短路故障后備保護整定：高壓側（主電源側）相間短路后備保護動作方向指向變壓器，對中壓側母線故障有足夠靈敏度。

5．2500kV變壓器的保護

當220kV側母差保護校驗停運或故障拒動及開關與TA間故障時，變壓器高壓側及本側的阻抗保護對于金屬性短路故障應能可靠動作，且保護整定延時可以在1．5～2．0s之間。如果短路為非金屬性的，經弧光短路時，阻抗保護可能靈敏度不足或整定延時長于2．0s。最好在本側設一個保變壓器熱穩定的反時限過流保護，其整定值應由變壓器的熱穩定要求決定。如果只設一個電壓閉鎖定時限的過流保護，則其電流定值應保證在變壓器本側流過的電流接近熱穩定電流時可靠動作，如整定為0．8倍的設計允許熱穩定電流值（主要考慮TA和保護裝置本身的測量誤差），且使變壓器脫離故障點動作延時不長于2．0s。問題是當實際故障電流略小于保護定值時，保護將不能動作使變壓器脫離故障點，故障電流仍有可能在較長的時間內造成變壓器熱穩定的破壞。所以，還需要有一個延時較長（如3．0～5．0s），動作值更小的電壓閉鎖過流保護。筆者認為：220kV側母差保護雙重化配置，并合理設計失靈保護，由它們共同實現使變壓器快速脫離故障點，也應是較好的方案。（220kV母差保護直接跳變壓器各側開關，雖也可解決開關與TA間故障及母線故障變壓器該側開關拒動的問題，但在多數情況下多跳了開關，在一些情況下還可能導致500kV另一元件停電。）

變壓器低壓側一般采用三角形接線，高、中壓側的阻抗保護很可能對低壓側短路起不到保護作用［4］。因此，變壓器低壓側的電壓閉鎖過流保護多重化配置，才可以保證在任何情況下運行設備都由兩套交、直流輸入和輸出回路相互獨立，并分別控制不同斷路器的繼電保護裝置進行保護。單相式500kV變壓器的低壓側設有套管TA，可測量到變壓器低壓側各相線圈流過的電流。在近低壓側斷路器處還設有外附TA。這樣的TA布局方便了低壓側保護多重化的交流電流回路接線要求，可將過流保護分別接于套管TA和外附TA。在保護裝置設計和制造時，要做到過流各有自身的直流逆變電源和出口跳閘繼電器。在二次回路設計時，要做到使它們的直流電源受不同的熔斷器控制，其中一套保護的直流熔斷器熔斷時不影響其他過流保護的正常運行。在保護出口所跳斷路器的設計中，應滿足既有跳低壓側斷路器的保護段，又有跳變壓器各側斷路器的保護段。實際計算表明：此過流保護應能保證對低壓母線的故障有足夠的靈敏度且動作時間在1．0s以內。

5．3220kV聯絡變壓器的保護

一般中壓側的電源較弱（不以中壓側的電壓等級為主網架的電網），高壓側故障時流過變壓器的故障電流遠小于中、低壓側故障時流過的電流，應重點考慮中、低壓側相關設備短路時對變壓器熱穩定性的影響。

變壓器低壓側：過流保護對于未裝設母差的低壓側母線，應是此母線故障的主保護；裝設了母差的低壓側母線，主變開關與TA間的故障（TA未在開關近母線側時）也只能靠后備保護切除；作為出線保護的后備。基于另外兩側并列運行及故障時分段開關跳閘的因素，低壓側過流保護切除故障的時間不僅要不大于2．0s，而且要盡量壓縮到更短的時間。實際運行中定值整定的可行性取決于低壓側是否有送出線路。低壓側為10kV的變壓器，其出線一般直供用戶，出線保護延時應限制在1s，主變低壓側過流保護的延時可控制在2s內。低壓側為35kV的變壓器均有送出線路，此線路帶下一級變電站，因此，此線路保護的延時按正常配合一般要長于1．5s，這就使得主變低壓側過流保護的整定延時大于2s。若將主變低壓側過流保護的延時整定為2s，必然與出線后備保護失配，有越級跳閘的可能。需要增加與出線保護限時電流速斷配合的變壓器低壓側短路過流保護，綜合考慮有配合關系的保護定值，提高保護的速動性和選擇性。此短路過流保護應有跳變壓器各側的功能。

變壓器中壓側：使本側相間后備保護動作時間不大于2s應該說有很大的困難。在現有按躲變壓器負荷電流整定的過流保護整定原則不變的情況下，增加一段短路保護過流定值。為了壓縮動作時間，可考慮與出線的阻抗II段配合，但要求此II段應對本線及相鄰的下一級線路故障有靈敏度，聯絡線的阻抗II段因有電源的助增很難滿足此要求。因此，變壓器本側電流定值應躲過出線阻抗II段保護范圍末端的短路。對于輻射線可考慮與出線的阻抗II段配合（II段應對本線及相鄰的下一級線路故障有靈敏度），躲過出線相聯變電站其他側母線短路流過本變壓器的故障電流。短路過流保護動作后先跳本側母聯再跳變壓器本側開關最后跳各側。實際系統試算表明，在變壓器并列運行、系統有檢修時此保護對本側母線兩相短路的靈敏度難以達到1．5的要求?？梢钥紤]增加負序電流保護以提高兩相短路的靈敏度，但綜合考慮各種短路的需求，最好還是在本側設一個保變壓器熱穩定的反時限過流保護，其整定值應由變壓器的熱穩定要求決定。

變壓器高壓側：作為主電源的短路過流保護應作為變壓器中、低壓側故障的后備保護。在中、低壓側故障但保護拒動或開關拒動時，高壓側過流保護應動作切除故障，并與中、低壓的短路過流段配合，但對中、低壓側故障可能靈敏度不足，在220kV變壓器保護微機化并實現雙重配置，且中、低壓側過流都具有滿足延時要求并跳三側的保護段后，高壓側過流可不做嚴格要求。高壓側母線故障時，流過變壓器繞組的電流一般較中、低壓側故障時小，變壓器熱穩定允許的情況下，由按躲額定負荷電流整定的過流保護動作（延時在5s左右）使變壓器脫離故障。

5．4220kV及以下僅高壓側有電源的變壓器保護

只考慮變壓器中、低壓側相關設備短路時對變壓器熱穩定性的影響。

變壓器低壓側：應與聯變低壓側的保護相同。

變壓器中壓側：增加一段短路保護過流定值，可考慮與出線的阻抗II段配合（II段應對本線及相鄰的下一級線路故障有靈敏度），躲過出線相聯變電站其他側母線短路流過本變壓器的故障電流，確保變壓器的熱穩定，其動作后先跳母聯再跳變壓器各側。對于多級串供的線路保護要做好保護定值的綜合考慮，盡量減少不配合。此短路過流保護若在某方式下對中壓側母線靈敏度不足時，應核算此時流過變壓器的故障電流是否允許持續到按躲變壓器負荷電流整定的過流保護動作。

變壓器高壓側：與聯絡變類似，作為變壓器中、低壓側故障的后備保護。也可增加一段短路過流保護，與中、低壓的短路過流段配合。在中、低壓側故障但保護拒動或開關拒動時，高壓側過流保護動作切除故障。

以保大容量主設備安全為首，并盡量兼顧對用戶供電可靠性的原則。盡可能將不配合點靠近用戶，使保護越級動作造成的影響范圍盡量縮小。重要用戶負荷可以考慮用備投方式解決供電可靠性。

6建議

1）變壓器作為電力系統中的重要電氣設備，設計、制造及運行各環節都應注意其安全性。其動、熱穩定性的設計應充分考慮變壓器是否并列運行，并列運行的臺數，幾側有電源及電網中性點接地方式等要求。

2）為了確保變壓器運行中承受故障的熱穩定性，制造廠應提供變壓器繞組流過故障電流大小與允許時間的關系曲線，類似于發電機允許承受負序的A值要求。

3）變壓器保護的配置與整定時，應根據制造廠提供的變壓器繞組流過故障電流大小與允許時間的關系曲線配置與之相適應的保護。

4）變壓器差動保護的范圍應包括低壓側開關，使低壓側開關與TA間的故障不對變壓器的熱穩定構成威脅。

5）變壓器保護應盡可能實現微機化，可以有較多的過流保護段，使各側的過流保護能有相對較快的延時段跳變壓器各側開關，特別是中、低壓側保護跳變壓器各側開關的保護段有利于變壓器盡快脫離故障點。

參考文獻：

［1］GB1094．5—85，電力變壓器［S］．

［2］GB14285－93．繼電保護和安全自動裝置技術規程［S］．

篇9

該器件組成的雙電源主要應用于TFT-LCD顯示器、手持式電子裝置、便攜式電子產品及膝上計算機等產品

引腳排列與功能

LM2717-ADJ的引腳排列如圖1所示,各引腳的功能如表1所示。

有關參數(典型值)

LM2717-ADJ有關參數如下;靜態電流IQ=2.7mA;基準電壓VBG=1.267V;輸入電壓VIN為4~20V開關電流限制值:第1路為2.2A,第2路為3.2A;頻率設定是電阻RF:RF=4.64kΩ時,Fsw=300kHz;RF=2.26kΩ時,Fsw=600kHz;關閉控制電源正常工作,VH>1.8V,電源關閉,NL<0.7V;輸入電壓VIN低于3.6V時低壓鎖存,輸入電壓VIN高于3.8V時正常工作。

典型應用電路

LM7217-ADJ的典型應用電路如圖2及圖3所示。圖2是一種輸入17～20V,輸出15V及3.3V的應用電路;圖3是在相同輸入電壓下,輸出5V及3.3V的應用電路。這兩個電路的基本參數都相同,主要差別在設定輸出電壓到反饋端的電阻分壓器的阻值不同。圖2、3中的CBOOTx,(x值是1或2)是自舉式升壓電容器,它可以提高驅動器的電壓,保證N-MOSFET有足夠的VQ電壓,如圖4所示。在上電的瞬間,從VINDCBOOSTLXCOUTS到地的電流給CBOOST及COUTX(包括COUTXA)充電,由于CBOOST<(COUTS+CBOOST),所以VIN的電壓大部分降在CBOOST上。CBOOST上的電壓VCBOOST等于驅動器電VDRI,保證了N-MOSEFT的VGS電壓值。本文主要介紹電路中一些元器件參數的選擇。

1輸出電壓的設定

輸出電壓VOUT與圖1、2中的反饋電路分壓電阻RFB(3)及RFB2(4)有關,其關系式為:

VOUT=(1+RFB1(3)/RFB2(4))X1.267V(1)

現RFB2(4)設為20kΩ,則在要求的VOUT下可求出RFB1()3值。例如,VOUT要求3.3V,RFB2設為20kΩ,按上式可求得RFB1,為32.09kΩ,可取33kΩ(圖中RFB1=36.5kΩ、RFB2=20.4kΩ,則按公式計算出VOUT=3.53V,這考慮是在有負載時,輸出電壓有下降的原因,將電壓提高了0.23V)。

篇10

1前言

根據有關資料的估算：從發電到供電，一直到用電的過程－廣義電力系統中的各種電氣設備（包括發電機、變壓器、電力線路、電動機等）全部的電能消耗約占發電量的28％～33％。這對全國來說一年就有3178～3746億kW·h的電能損耗在運行的電氣設備中，相當于10個中等用電量的省的用電量之和。這說明節電潛力非常之大，但也說明我國電網線損率過高，是世界上產值能耗落后之國。

我國電網的線損率高達8.7％，而德國僅為4.6％，落后之因是：一是我國電網結構落后，網架薄弱，如電網中中小型老舊高能耗變壓器擁有量太大，缺乏調節能力，造成事故率高，線損率高；二是電網運行管理落后，強調安全運行，忽視經濟運行；三是陳舊的觀念和粗放性管理促成線損率過高?？傊?，造成我國電網損耗大的主要原因是，我國城鄉電網結構和企業電網結構中及電網運行管理中科技含量太低。

變壓器在整個電力系統中是一種應用廣泛的電氣設備，一般說來，從發電、供電一直到用電，需要經過3～5次的變壓過程，其自身要產生有功功率損失和無功功率消耗。由于變壓器臺數多，總容量大，所以在廣義電力系統（包括發、供、用電）運行中，變壓器總的電能損失占發電量的10％左右。這對全國來說，意味著全年變壓器總的電能損失為1100億kW·h以上，相當于3個中等用電量的省用電量之和。

我國變壓器損耗電能如此之大，是由于我國的城鄉電網中和企業電網中老的高能耗變壓器數量太大之故。城鄉電網中不僅有大量六、七十年代老舊變壓器，有些單位還有四、五十年代變壓器在運行，總計有1百多萬臺，占社會擁有量的40％以上。由于老舊變壓器擁有量大，造成我國電網線損率過高。使我國電網結構中科技含量遠遠落后于發達國家。老舊變壓器長期超期服役，更新速度慢，其主要原因是我國普遍存在資金短缺以及耗能設備更新觀念落后，管理落后和技術經濟決策失誤所造成的。

2變壓器更新換代的科學決策

在新世紀，在城鄉電網改造中，我們要運用知識經濟和科學技術，加速老舊變壓器的更新換代。

在變壓器更新換代中要有科學決策。

（1）樹立商品經濟中優勝劣汰的競爭觀

現代化耗能設備管理的決策要求人們必須從產品經濟觀念轉變為商品經濟觀念；從封建閉鎖的小農經濟觀念轉變為商品經濟中的競爭觀念，競爭的規律就是優勝劣汰。

（2）樹立耗能設備技術磨損觀念

耗能設備管理的科學理論的主要基礎，從經濟壽命觀念出發，把產品經濟的物質磨損觀念轉變為技術磨損觀念。耗能設備的經濟壽命系指耗能設備在制造過程中，不僅考慮設備的物質磨損，更主要的是按技術磨損確定設備的使用年限。耗能設備的"技術磨損"系指耗能設備在使用過程中，一旦社會上制造出的新設備，其技術性能和經濟效益已比原設備繼續使用優越時，就應按技術磨損進行決策更新設備。

（3）加速老舊變壓器更新換代是經濟效益不好的企業的重要舉措之一。因為虧損的企業要想生存下去，必須走扭虧為盈之路。加速老舊變壓器更新換代，這是低投入高產出的經濟決策。

3變壓器更新換代的節電潛力與社會效益

當前我國老舊變壓器更新換代時，對老舊變壓器淘汰要做到劣中汰劣，對新型變壓器選型要做到優中選優，不要單純立足于變壓器資金投入少，更要充分考慮到運行中的節電效果，因此不應選擇投資少能耗高的S7型變壓器，應選擇投資大節電效果好的S9型和非晶態變壓器，由于節電效果好，多花的投資能很快收回。