不平衡推力法范文

不平衡推力法范文（精选8篇）

不平衡推力法 第1篇

所谓不平衡报价是相对常规的平衡报价而言, 是指一个工程项目总报价基本确定后, 通过调整内部各个项目的报价, 运用资金时间价值, 以期既不提高总报价, 不影响中标, 又能在结算时得到更理想的经济效益。与目前国内建设工程招投标报价方式不同, 国际工程承发包活动通常执行的是FIDIC合同标准, 在报价方面采用的是单价合同, 即咨询工程师预先为业主搞好永久工程的全部设计, 在发布给承包商的标书中提供全部分项工程B.Q.单, 并给出预计的各分项工程数量, 承包商就此填报出各分项工程单价。业主通过工程B.Q.单的形式, 根据承包商相对各分项工程所填报的单价, 可以方便地计算出整个工程的合同金额, 并据此选定承包商, 进行资金筹措, 掌握整个项目的投资轮廓。而工程实际费用则按所签定的合同中各分项工程单价及工程施工过程中经过咨询工程师现场验工计价的实际发生的工程数量进行结算。如何通过公平竞争, 合理低价获得工程承包权, 又要保护本企业利益, 确保每项工程都能取得效益, 投标的技巧非常重要。在编制工程清单报价时, 采用不平衡报价法就是一种非常好的策略。

2 不平衡报价法的作用

作为承包商, 工程开工以后, 除预付款外, 做每件事情都要争取提前拿钱, 由于工程款项的结算一般都是按照工程施工的进度进行的, 不平衡报价法把工程量清单中先做的工作内容的单价调高, 后干的活单价调低。这样由于先收回了资金或工程款, 有利于施工流动资金的周转, 提高了财务应变能力, 还有适量的利息收入, 如果一直保持收入比支出多, 当出现对方违约或不可控制因素时, 主动权就掌握在承包商手中, 使承包商在工程发生争议时处于有利地位, 缩小投资风验。在投标过程中承包商根据以往的经验判断标书中的工程量是否合理或是否存在缺陷, 承包商的报价水平尤其重要, 要认真分析, 把标书中工程量比实际工程量少的项目单价定得稍高一些, 把标书中工程量比实际工程量要多的项目单价定得稍低一些。

总的结果是:履约时数量少的工作单价较低赔了一点;履约时数量多的项目单价较高利润丰厚, 但整个项目最终赚钱增加了, 这是不平衡报价法的主要原则之一。当然, 这里面有风险, 要看承包商的判断和决策准确与否。即使判断准确, 业主也可通过发变更令减少施工时的工程数量, 甚至变更设计。这就需要经验和技巧。承包商必须根据不同设计单位和业主的习惯和喜好, 以及当地的建筑文化风格等具体情况作出充分的调研和分析后形成决策, 还有在项目实施过程中的交涉能力、沟通能力以及公共关系的运用非常重要, 它对工程量的确认至关重要。

3 不平衡报价的三种常用方法

3.1 按工程量变化趋势调整分项工程单价

根据《建设工程工程量计价规范》规定, 不论由于工程量清单有误或漏项, 还是由于工程变化引起的新的工程量清单项目或清单项目数量的增减, 均应按照实际发生的情况调整。因为招标文件的工程量清单中的工程量基本上是暂定数, 实际工程量按设计或业主变更由现场工程师签认, 这样, 某些分项工程的工程量与招标文件工程量清单存在一定差异, 这也是进行不平衡报价的一个前提条件。所以, 投标人要仔细研究招标文件, 找出预计实际工程与招标文件清单工程量差别较大的分项工程, 来适应当调增、调减其投标单价。如果经过核算认为工程量清单中的工程量比实际的工程量要多, 那么就可以把工程量清单报价的单价调低一些, 这样在报价时好象是有损失, 但由于实际上的工程量少, 故损失也小。在我们多次的招标实践中, 一般单价浮动控制在10%左右。

3.2 提高先期工程单价, 降低后期工程单价

资金是具有时间价值的。由于当前可用的资金能够立即用来投资, 带来收益, 这就是说, 今天的这笔资金在投资的这段时间内产生了增值, 而将来可取得的投资, 则不能在今天投资。尽早收回工程款少付利息, 对企业来说也是提高效率的一个好措施。由于工程款项的结算一般都是按工程进度情况来拨付的, 在投标报价时就可以把工程量清单里先完成的工程项目的单价提高, 后完成工程项目的单价调低。这样做尽管后面工程项目的单价可能会赔钱, 但由于在履行合同的前期已收回了成本, 减少了企业自身资金的占用, 有利于施工流动资金的周转, 财务应变能力也得到提高。另外通过提高先期施工工程单价, 尽早收回资金, 不仅能平衡和缓解承包商的资金压力, 而且能使承包人在工程发生争议时处于有利地位。如果承包人收入比支出多的状况下, 在出现对方违约或不可控制因素的情况下, 承包人能够掌握主动权, 减轻了承包人的压力, 形成一种良好循环, 对后期的施工有利。

3.3 其它情况下单价的调整

对于招标文件工程量清单中没有给出工程量的项目而要求报单价时, 因其单价不影响总的报价, 应提高报价, 以备在施工中发生该项目时, 可获得较高效益。对于计日工的报价, 因其数量一般较少, 其总计日工的价值对总的工程报价影响不大, 也可适当提高单价。对工程内容做法说明不清楚的项目, 或有漏洞的地方, 其单价可低一些, 以利于降低工程总报价和工程索赔。暂定金额的估计, 分析它发生的可能性大, 价格可定高些;估计不一定发生的, 价格可定低些等等。

4 不平衡报价的风险及防范

不平衡报价对于施工企业来说是一个投标报价的重要策略, 一般情况下, 也能为施工企业带来更为丰厚的利润。但对于业主 (项目建设单位, 招标方) 来说, 则是扩大了投资, 减少了收益。而且, 严重时不平衡报价还会扰乱招投标工作的正常进行。从某种意义上说, 业主和施工企业在整个招投标过程中既对立又相互统一, 双方均统一于保质保量按时完成建设任务这一基本点。但在工程造价的结算上又是相互对立的, 业主追求的是在确保工程质量和工期的前提下, 工程投资最小化;投标单位在相同前提下, 则追求企业利润最大化。目前建筑市场竞争越来越激烈, 随着招标单位对拟投标单位资格预审工作的重视, 在整个评标过程中, 商务标的高低直接影响投标单位能否中标, 而投标单位为了在竞争中生存, 往往采取压低造价, 甚至把报价压到成本价以下。这种不健康的市场竞争方法, 是导致不平衡报价产生的直接原因, 也使不平衡报价具有较大的风险。

不平衡报价也有风险, 这要看承包商的判断和决策是否准确。即便判断正确, 业主也可以想办法, 靠发变更令减少施工时的工程数量, 甚至强行改变或取消原有设计。这就需要承包商具备一定的运作经验和技巧, 必须对具体情况做出充分调研分析后才可以形成决策, 以制造足够的空间去应对业主。

在投标书报出之前应当对报价进行多方面的分析, 目的是探讨这个报价的合理性、竞争性、盈利性和风险性, 从而做出最终的报价策略。在投标报价策略中考虑不平衡报价及投标人对报出价格的风险防范, 将这些不利的因素考虑周全。投标人在利润和风险之间做出决策是要分析方方面面的因素, 由于投标情况纷繁复杂, 每次组价中碰到的情况并不相同, 很难事先预料需要决策哪些问题, 以及这些问题的范围。一般来说报价决策并不是具体计算的结果, 而是加入了投标人对工程期望利润和承担风险能力的多种考虑。投标人在投标过程中尽可能地避免较大的风险, 应该在事先考虑好如何采取措施转移、防范风险等方式并能使企业获得尽可能多的利润。

5 结语

工程造价控制是集技术、经济与管理为一体的综合学科, 它能充分体现管理工作者的工作质量和管理水平。工程造价控制得好, 就能有效降低工程造价, 使有限的投资发挥更大的投资效益。目前工程量清单招投标刚刚起步, 各中介机构及建设单位普遍缺乏编制经验, 投标单位正是看中了这个对自己有利的时机, 故意采用不平衡报价以期获得额外的利润。招标单位的管理人员和评标专家应认真学习工程量清单计价规范, 重视和预防投标单位采用不平衡报价, 促进公平竞争和正当交易。

摘要：本文介绍了不平衡报价法在工程量清单报价中的具体运用, 对如何规避由此带来的风险作了详细的阐述。

关键词：不平衡报价,工程量清单计价,工程投标

参考文献

[1]许波.规避招投标不平衡报价的对策企业家天地, 2004年第4期.

不平衡推力法 第2篇

摘要：为提高无级变速器速比控制的精度与稳定性，研究了主从锥轮推力的关系及其影响因素。采用理论分析与试验验证相结合的方法，建立了主从锥轮推力比的数学模型，通过台架试验验证了模型的正确性，并且，通过台架试验研究了速比、转矩比、输入转矩与主动轮转速平衡推力比的影响。结果表明，平衡推力比与主从锥轮工作包角的比值成比例关系；推力比与速比呈单调递减的关系；同一速比下，输入转矩越大，推力比越大；推力比随转矩比的增大而线性增大，针对同一转矩比，最大转矩值越大，推力比就越小；主动轮转速对推力比的影响可以忽略。本文研究了推力比的平衡机理，为速比的精确控制提供了理论与试验依据。

关键词：无级变速器；锥轮推力；模型开发；因素分析

中图分类号：U463.212 文献标识码：A

随着国内自主开发的自动变速器的发展，无级变速器（CVT，continuouslyvariabletransmission）正成为国内的研究热点。无级变速器中的核心部件——变速机构影响着变速的平顺以及稳态速比控制的精度，变速的平顺性会影响整车的驾驶感觉，而速比的精度会影响整车的油耗。在油耗试验中，稳态工况速比的控制精度对油耗的影响明显。为了消除速比误差，目前常用的方法是运用速比反馈控制。但是，当实际速比误差过大时，反馈控制难以修正误差，这会导致整车油耗增大，严重时还会引起速比波动，这一现象在批量生产中较易显现出来。经过前期的初步研究，发现基于无级变速器的推力平衡，对速比实行前馈控制或基于模型的控制，能有效地消除速比误差与速比波动。因此，为提高速比控制精度与稳定性，有必要研究金属带式无级变速器变速机构的推力平衡模型及其影响因素。

由于变速机构的重要性，多个研究单位从不同方面对变速机构进行了研究。Kim从理论与试验的角度分析了金属片的受力特征，并使用速比转矩轴向推力的关系分析了金属带与锥轮的滑移特性。Tohru Ide使用超声波技术测量了无负载时不同夹紧力工况下的锥轮与金属带之间的作用力。Takeshi为说明CVT的传动机理建立了数学模型，并分析了作用在金属带上的稳态作用力与瞬态作用力。Akehurst从金属带效率损失的角度建立了数学模型，分析了金属带的受力情况，认为转矩损失是由于带与金属片以及带与锥轮的相对运动引起的。Hiroki从理论角度分析了CVT的传动机理并做了试验验证。Hirajo为橡胶带开发了仿真模型并计算了轴向推力。薛殿伦使用遗传算法对金属带受力进行了优化。但上述论文均没有对与速比控制相关的推力平衡进行研究。

本文分析金属带的受力情况，建立锥盘推力理论平衡模型，并通过试验分析了速比、转矩、转矩比以及主动锥轮转速对锥盘推力平衡的影响。

1 推力平衡模型

本文研究的CVT是国内某公司针对A级车自主开发的一款无级自动变速器，它由以下几部分组成：液力变矩器、DNR离合器、主动锥盘、金属带、从动锥盘、主减速齿轮、差速器、液压系统、控制系统。变速器的变速原理是液压系统提供的压力改变主从锥盘的工作半径，从而改变速比。下面建立该变速器的锥盘推力模型。

图1～3中各符号意义如下：

P-金属环与金属片径向相互挤压力；

T-金属环的张力；

Q-轴向推力；

N-金属片侧面正压力；

E-金属片之间的挤压力；

F_r-锥轮对金属片的摩擦力（平行锥面向下）；

F_b-金属环对金属片的切向摩擦力；

F_t-锥轮对金属片的切向摩擦力；

μ_a-锥盘与金属片之间的摩擦系数；

μ_b-金属环与金属片之间的摩擦系数；

α-金属片工作面与轴线的夹角，等于11°；

φ-N_μa与F_t的夹角；

θ-主动锥轮或从动锥盘工作包角。

金属块受力如图2与图3所示，图中是从动轮侧金属片。式（17）～（19）中，θ_P与θ_S分别是主动锥轮与从动锥轮的包角，D，d分别是主动锥轮与从动锥轮的工作直径，C是两锥轮的中心距，i是速比。结合金属带的长度，通过几何计算得到主从动轮工作半径D/2，d/2与速比i的关系f_D（i）与f_d（i），其计算公式见式（20）与式（21），两者示意图见图5。

结合式（22）与式（23），主从锥轮的推力比关系式（16）可以描述为速比i的函数，如式（24）。

2 试验测试

2.1 试验系统与方法

为了研究变速器的锥轮平衡推力，采用自主开发的CVT变速器。为了获得与实际应用吻合的数据，试验变速箱不做任何改动。试验变速箱由如下几大部件组成：油泵、液力变矩器、离合器总成、主从锥轮锥盘、金属带、主减速器、液压阀块。另外，从动缸处有一复位弹簧。变速器的相关参数如表1所示。变速器试验台如图6所示，驱动部分是一台75kW的交流变频电机，负载电机与驱动电机相同，2个转速扭矩传感器，液压系统由比例溢流阀控制系统的压力，即从动缸的压力，另一个比例减压阀控制主动缸的压力，实现速比的控制。试验时，液力变矩器处于锁止状态，离合器一直处于接合状态。

2.2 试验方案

2.2.1 无转矩传递时主动锥轮与从动锥轮的推力比试验

在无输入转矩的工况下，控制主动电机的转速稳定在2000r/min，从动缸的压力稳定在2MPa，控制主动缸的压力，完成2.43～0.44全范围速比稳定试验。完成此从动缸压力下全范围速比稳定试验后，调整从动缸压力分别稳定在3MPa与4MPa，进行同样的试验。

2.2.2 转矩对主从推力比的影响试验

主动电机的转速稳定在2000r/min，输入转矩恒定在60N·m，针对不同速比，调整从动缸的压力，使转矩比恒定在0.5，测量不同速比下的主从推力比。转矩比是指输入转矩与某推力下能承受的最大转矩之比。调整输入转矩恒定在80N·m与100N·m，进行同样的试验。

2.2.3 转矩比对主从推力的影响试验

控制主动电机的转速稳定在2000r/min，调整从动缸的压力使之能传递140N·m的最大转矩，调整主动缸的压力使速比稳定在2。0，输入转矩100N·m，80N·m，60N·m，40N·m，20N·m与0N·m，测量各个转矩下的推力比，同样条件下完成速比分别为1.0与0.5的试验。按上述方法，分别完成最大传递转矩为120N·m，100N·m与80N·m的试验。

2.2.4 主动轮转速对主从推力影响试验

控制主动电机的转速稳定在1000r/min，调整输入转矩为60N·m，转矩比为0.5，控制主动缸的压力，完成速比为2.43～0.44的试验。按同样的方法，完成主动电机转速分别为2000r/min与3000r/min的试验。

2.3 数据计算

变速器的推力计算由式（5）与式（6）可知：

Q=N（cosα+μsinΦsinα）。 （25）

由于α的值等于11°，式（25）后半部分的值远小于前半部分的值，因此把式（25）简化成式（26）。

Q≈N。 （26）

因此，主动锥盘与从动锥盘的推力可描述如下：

Q_P≈P_P×A_P+F_rt（Np）， （27）

Q_S≈P_S×A_S+F_rt（N_S）+F_spr。 （28）式中：Q_P是主动锥盘的推力；P_P是主动缸的压力，A_P是主动缸的面积；F_rt（N_P）是主动缸旋转产生的液压推力；Q_S是从动锥盘的推力；P_S是从动缸的压力；A_S是从动缸的面积；F_rt（N_S）是从动缸旋转产生的液压推力；F_spr是从动缸的弹簧推力。

根据F.M.White的计算，旋转产生的推力与缸的内外半径、油液质量以及转速有关。结合本项目的数据，主从动缸的旋转液压推力计算结果如图7所示。

从动锥盘复位弹簧推力的试验曲线如图8所示。根据上述的计算方法，再结合主动缸与从动缸的压力，可以计算两者的推力Q_P与Q_S。

3 试验结果与分析

3.1 无转矩传递时主从动锥轮推力比试验结果以

及转矩对主从推力比的影响试验结果

如图9，图10与图11所示。图中的理论推力比是假设在全速比范围内主从动锥轮摩擦系数相等的条件下获得的，试验结果与理论公式的计算结果趋势相同。图9是无转矩传递时，不同从动轮压力下得到的主从锥轮推力的试验数据。图10中，在速比0.5～1.0这一区间，试验值大于理论值，而在速比的后段区间，试验值小于理论值，理论公式与试验结果证明了推力比与速比是呈有规律的单调递减的关系，转矩对主从推力比影响的试验结果也证明了这点。图11显示，转矩对推力比的影响比较明显，同一速比下，输入转矩越大，推力比越小。以速比等于1.0时为例，当输入转矩为60N·m时，推力比等于1.51，当输入转矩为100N·m时，推力比等于1.39，两者相差8.6%。Kunio也证实了此现象。这一现象产生的原因可以解释为，因为传递的转矩变化，传动的摩擦系数发生了改变。

3.2 转矩比对主从推力的影响试验结果

在速比等于0.5与1.0的工况下，如图12和图13所示，推力比随着转矩比的增大而呈线性增大，在速比等于2.0的工况下，如图14所示，转矩比小于0.52的区间，推力比随着转矩比的增大而呈线性增大，但在转矩比大于0.52的区间，推力比呈现出稳定的趋势。在三种不同速比的工况下，同一转矩比工况下，最大转矩值越大，推力比越小，但两者相差不大。以速比等于1.0的工况为例，最大转矩是80N·m，推力比等于1.37，最大转矩是140N·m时，推力比等于1.28，两者相差7%。转矩比导致推力比变化的原因，可以解释为传动的摩擦系数发生了变化。如图15所示，在转矩比0.77的工况下，根据式（24），改变主从锥盘的摩擦系数，仿真结果与实测结果完全一致。

3.3 主动轮转速对主从推力比的影响试验结果

如图16所示，在转矩比等于0.77，三个不同转速的工况下，其推力比相差很小，在速比等于1的工况下，1000r/min的推力比等于1.318，3000r/min的推力比等于1.345，两者相差2%。可以认为，主动轮转速对推力比的影响可以忽略。

4 结论

1）建立了无转矩工况下主从推力比的数学模型，针对有转矩输入的工况，根据理论分析与试验数据，为满足工程应用的需要，把推力比定义为摩擦系数与速比的函数Q_P/Q_S=f（μ_a，μ_b，i）。

2）速比对推力比的影响较大，推力比与速比呈有规律的单调递减的关系。

3）根据转矩对推力比试验结果分析可知，转矩对推力比有一定的影响，同一速比下，输入转矩越大，推力比越大，推力比相差约8.6%。推力比随转矩变化的原因是传动时摩擦系数发生了变化。

4）转矩比对推力比影响明显，在速比等于0.5与1.0的工况下，推力比随着转矩比的增大而呈线性增大，在速比等于2.0的工况下，转矩比小于0.52的区间，推力比随着转矩比的增大而呈线性增大，但在转矩比大于0.52的区间，推力比呈现出稳定的趋势。同一转矩比工况下，最大转矩值越大，推力比越小，两者相差约7%。推力比随转矩比变化的原因同样是传动时摩擦系数发生了变化。

不平衡推力法 第3篇

关键词：工程量清单,招投标,不平衡报价,运用

工程量清单计价模式是一种与市场经济相适应的、允许承包人自主报价的、通过市场竞争确定价格的、与国际惯例接轨的计价模式。2008年7月9日, 我国发布了《建设工程工程量清单计价规范》GB50500-2008 (以下简称“新计价规范”) , 并于同年12月1日施行, 这标志着我国工程量清单计价方法的应用逐渐完善。“新计价规范”的内容涵盖了从招投标开始到工程竣工结算办理的全过程, 这就使工程施工过程每个计价阶段都有“规”可依, 有“章”可循, 使工程量清单计价方式下各阶段的工程计价行为更加规范, 对建立公开、公平、公正的市场竞争秩序, 推进和完善市场形成工程造价机制的建设必将会发挥重要作用, 进一步推动我国工程造价改革迈上新的台阶。

一、工程量清单模式下的投标报价

在工程量清单计价模式下, 投标人在招标人提供的工程量计算结果的基础上, 主动结合工程实际和自身情况选择合理经济的施工工艺和施工方法, 根据自身所掌握的各种信息、资料, 结合企业定额等自主报价, 充分竞争。

按照“新计价规范”的规定, 投标人的单位工程投标报价由分部分项工程费、措施项目费、其他项目费、规费和税金组成, 其计算公式和计算过程如下:

分部分项工程费=∑分部分项工程量分部分项工程单价 (1)

措施项目费=∑措施项目工程量措施项目综合单价 (2)

措施项目费=∑某种措施项目费计算基数相应费率 (3)

其他项目费=暂列金额+暂估价+计日工+总承包服务费 (4)

单位工程报价=分部分项工程费+措施项目费+其他项目费+规费+税金 (5)

单项工程报价=∑单位工程报价 (6)

建设项目总造价=∑单项工程报 (7)

式 (1) 和式 (2) 中的“综合单价”是指完成一个规定计量单位的分部分项工程量清单项目或措施清单项目所需的人工费、材料费、施工机械使用费和企业管理费与利润, 以及招标文件中要求投标人承担一定范围内的风险费用, 应包括除规费和税金外的全部费用。综合单价应以清单项目的特征为依据来确定, 若招标文件中提供了暂估单价的材料, 按暂估的单价计入综合单价。根据风险共担、合理分摊的原则, “量”的风险由招标人承担, “价”的风险由投标人承担, 其中投标人应完全承担的风险是技术风险和管理风险, 如管理费和利润;应有限度承担的是市场风险, 如主要材料价格 (5%以内) 、施工机械使用费 (10%以内) 等的风险, 超过者应予以调整;应完全不承担的是法律、法规、规章和政策变化的风险, 应按照有关规定进行调整。

投标人可根据工程实际情况结合施工组织设计, 自主确定措施项目费。式 (2) 适用于以分部分项工程量清单项目综合单价方式计价的可以计算工程量的措施项目, 式 (3) 适用于以“项”计价的不宜计算工程量的措施项目, 其价格组成与综合单价相同, 计算基数可以是人工费或人工费、机械费合计或人工费、材料费、机械费合计, 其中安全文明施工费应按照国家或省级、行业建设主管部门的规定计价, 不得作为竞争性费用。

式 (4) 中的暂列金额应按照其他项目清单中列出的金额填写, 不得变动;暂估价中的材料暂估价必须按照招标人提供的暂估单价计入分部分项工程费用中的综合单价, 专业工程暂估价必须按照招标人提供的其他项目清单中列出的金额填写;计日工应按照其他项目清单列出的项目和估算的数量, 自主确定各项综合单价并计算费用;总承包服务费应根据招标人在招标文件中列出的分包专业工程内容和供应材料、设备情况, 按照招标人提出的协调、配合与服务要求和施工现场管理需要自主确定。

投标人在投标报价时必须按照国家或省级、行业建设主管部门的有关规定计算规费和税金, 不得作为竞争性费用。

另外, 投标人的投标总价应当与组成工程量清单的分部分项工程费、措施项目费、其他项目费和规费、税金项目的合计金额相一致, 即在进行工程量清单招标的投标报价时, 不能进行投标总价优惠 (或降价、让利) , 投标人对招标人的任何优惠 (或降价、让利) 均应反映在相应清单项目的综合单价中。

二、不平衡报价法理论

(一) 不平衡报价的内涵

不平衡报价是相对于常规的平衡报价而言的, 是指在总的报价保持不变 (不影响中标) 的前提下, 与正常水平相比, 有意识地调整内部各个项目的报价, 提高某些工程量清单子项单价, 同时, 降低另外一些工程量清单子项单价, 以使其既不提高总报价、不影响中标, 又能在结算或工程进度款的收取上达到更理想的经济效益。其主要目的是尽早收取工程备料款和进度款, 从而增加流动资金数量, 有利于资金周转;另一方面是尽可能获得银行存款利息或减少贷款利息而获取额外利润。

(二) 不平衡报价的原则

不平衡报价总的原则是在保持正常报价水平条件下的总报价不变, 在此基础上人为地调整某些清单子项的单价, 以实现“早收钱”或“多收钱”。

“早收钱”是通过参照工期时间去合理调整工程量清单子项单价来实现的。尽早收回工程款项, 减少企业自有资金的占用仍然是当前每一个承包人十分关注的问题。因此, 作为有经验的承包商, 工程一开工, 除预付款外, 完成每一个单项工程都要争取提前拿钱。由于工程款项的结算一般都是按照工程施工的进度进行的, 在投标报价时可以把工程量清单中能够早日结账收款的项目的单价调高, 后期工程项目的单价适当调低。尽管后边的单价可能会赔钱, 但由于先期早已收回了成本, 资金周转的问题已经得到妥善解决, 财务应变能力得到提高, 还有适量利息收入, 因此只要能够保证整个项目最终盈利即可。

“多收钱”就是通过参照清单子项工程量合理调整工程量清单子项单价来实现的。招标文件工程量清单中所提供的工程数量与实际施工时的工程数量之间存在着一定的差异, 有时相差很大。根据“新计价规范”相关规定, 不论由于分部分项工程量清单漏项, 还是由于非承包人原因的设计变更, 引起增加新的工程量清单项目或清单项目工程数量的增减, 均应进行相应的调整。在履行合同的过程中, 工程价款收入是按实际完成的图纸和变更工程数量结算的。报价时根据对工程数量变化趋势的分析, 投标人应策略性地降低实际施工时数量可能减少的分项工程单价, 提高实际施工时数量可能增多的分项工程单价, 有意识地做出有利的财务分配, 可以增收创利。

不平衡报价最终的结果应该是:报价时高低互相抵消, 总价上却看不出来:履约时所形成的数量少, 完成的也就少, 单价调低, 损失也就降到最低;数量多, 完成的也多, 单价调高, 承包商便能获取较大的利润。所以总体利润多、损失小, 合起来还是盈利。

(三) 不平衡报价的技巧

第一, 对难以准确计算工程量的项目或能够早日结算的项目, 如前期措施费、基础工程、土石方工程等可以报得较高, 以利资金周转, 后期工程项目如设备安装、装饰工程等的报价可适当降低。第二, 经过工程量核算, 预计今后工程量会增加的项目, 单价适当提高, 这样在最终结算时可多赚钱, 而将来工程量有可能减少的项目单价降低, 工程结算时损失不大。但是, 上述两种情况要统筹考虑, 即对于清单工程量有错误的早期工程, 如果工程量不可能完成而有可能降低的项目, 则不能盲目抬高单价, 要具体分析后再定。第三, 招标图纸设计深度不足, 在实际施工过程中有可能深化设计或变更设计, 可能导致工程数量增加的, 可以提高其综合单价报价;可能造成工程量清单描述内容有变更调整而重新组价的, 可以降低其综合单价报价。第四, 对清单中有工程内容做法说明不清楚的项目或招标人对材料设备技术指标、外观等级等特征要求描述不到位等漏洞的地方, 其单价可报低一些, 以利于降低工程总报价和工程索赔。第五, 在其他项目费中, 如果是单纯报计日工或计台班机械单价, 可以高些, 以便在日后招标人用工或使用机械时可多盈利。但如果计日工表中有一个假定的“名义工程量”时, 就需要具体分析是否报高价, 以免抬高总报价。总之, 要分析发包人在开工后可能使用的计日工数量, 然后确定报价方针。第六, 投标时可将“综合单价分析表”中的人工费及机械设备费报得较高, 而材料费报得较低。第七, 没有工程量而只需填报单价的项目, 其单价宜高, 这样做既不影响投标报价的竞争力, 以后发生时又可多获利。

三、运用不平衡报价法时的注意事项

(一) 不平衡报价有风险

不平衡报价有一定的风险, 这就要看投标人的判断和决策是否准确。即便判断正确, 业主也可以想办法, 通过设计修改和签证来减少一些项目的工程量, 甚至强行改变或取消原有设计。这就需要投标人对招标文件中所列清单项目的工程付款的时间和工程量的变化做出准确的预测和计算, 并考虑不可遇见因素, 在做出充分调研分析后才可以形成决策, 以制造足够的空间去应对业主。因此, 不平衡报价法不是任何情况下都可以采用的, 当投标人预计到工程项目不会有重大改变时, 则应采用常规的报价方法。

(二) 仔细分析工程量清单和评标办法, 防止重大损失或废标

采用不平衡报价对投标人可以降低一定的风险, 但报价必须建立在对工程量清单表中的工程量仔细核对风险的基础上, 特别是对于报低单价的项目, 如工程量执行时增多将造成承包商的重大损失。

当采用“合理低价中标”评标原则时, 往往不但会投标总价进行评审 (不能出现高于招标控制价和低于成本的情形) , 还会对投标总价构成的合理性进行评审, 包括分部分项工程量清单综合单价的评审、措施项目清单报价的评审和主要材料单价的评审, 分析投标人所确定的人工、材料、机械台班单价及消耗量是否合理, 有无低于市场最低价恶性竞争的行为。当评标办法对抽取子项或重点分项工程综合单价的评审 (如报价范围、不平衡报价的幅度) 做出规定时, 要做出准确的预测和判断, 这种情形下应慎重或尽量不采用不平衡报价法。

(三) 注意单价的不平衡要有适当的尺度

要把单价调整控制在合理幅度内 (一般在±10%左右) , 当报价清单中大部分单价成倍或数倍地偏离了市场价格时, 或者是不平衡的比例分配得过分悬殊, 在评标时投标人会被要求对那些被认为是明显偏高或偏低的项目单价分析做出合理解释, 当投标人又无法自圆其说时, 将以其不平衡报价的幅度大于行业常规和招标文件中规定的临界值时定为本项分值为零或甚至被列为“废标”, 甚至列入日后不许再投标的“黑名单”。因此, 采用这种方法时, 要特别注意显而易见的畸高畸低, 以免降低中标机会或成为废标。因此, 在制定分部分项工程和措施项目的单价时, 要做到施工方案可行、工艺完备、设施配置合理可靠, 与类似工程相接近, 以符合常规。

(四) 主动掌握业主的价格标准

对同一个项目的单价, 不同的业主的心理价位是不一样的;相同的投标报价, 有的业主会认为价格高, 有的业主则会认为价格低。因此, 投标时要主动掌握业主的价格标准。

四、结束语

总之, 投标人在工程投标报价时, 应在先进合理的技术方案和较低的投标价格上下功夫, 在利润和风险之间做出正确的决策, 恰当运用不平衡报价法的报价技巧, 把握适当的尺度, 主动掌握业主的价格标准, 将不平衡报价控制在合理的范围内, 既可以保证合理低价中标, 又能在中标后获得较高的经济效益。

参考文献

[1]、中华人民共和国住房和城乡建设部.GB50500-2008.建设工程工程量清单计价规范[M].中国计划出版社, 2008.

[2]、霍惠芳.工程量清单计价模式下施工企业如何报价[J].山西建筑, 2010 (2) .

[3]、周建平, 郭群, 孔宏伟.工程量清单招标不平衡报价的应对措施[J].建筑经济, 2010 (2) .

不平衡推力法 第4篇

在对投标报价合理性分析的基础上, 需要报价人员结合项目状况、公司战略、评标方法来综合确定项目投标报价的方案及如何报价才能保证以更大的概率中标, 并且在中标后公司能够争取更大的利润。投标技巧在投标过程中, 主要表现为通过各种操作技能和诀窍, 确定一个好的报价, 常见的投标报价技巧有以下几种种::扩扩大大报报价价法法, , 不不平平衡衡报报价价法法, , 多多方方案案报报价价法法, , 突突然然降降价价法法及及先先亏后赢法等[4]。本文仅从不平衡报价法在具体工程实例中的应用来说明投标报价技巧的重要性。

1 不平衡报价法的基本策略

不平衡报价法的基本原理是在项目总报价基本确定的时候, 在不改变项目投标总投价的基础上, 通过调整分部分项工程的报价, 在不影响中标的前提下, 使得工程结算款更高的一种报价策略。主要有以下几种情况:

1) 重视资金的时间价值, 提高前期结算的工程款。使得在不改变投标总价的基础上, 有效增加企业的经济效益。

2) 认真核对招标工程量清单和图纸的差别, 对于以后可能变更的工程量, 其综合单价要区别对待。如果根据图纸核算发现一项工程量日后可能增加工程量, 可以适当地提高其综合单价。反之, 则降低综合单价。

3) 对于有要求提供“综合单价分析表”的项目, 可以在单价分析表中, 适当降低材料单价, 提高人工费和机械费。这样做一方面是因为材料在结算的时候基本上是要参考市场价进行调差的, 可以补回来;另一方面是因为人工费和机械费的不确定性因素较大。

4) 对于暂估价项目要区别对待。如果是开工以后要实行工程分包的专业性较强的项目, 可以适当报低些, 以免抬高了整体的投标报价。

2 工程应用

由一家乙级企业参与投标的某小区幼儿园项目初始的土建单位工程报价为274.92万元, 具体各分部工程报价见表1。现运用不平衡报价法对其进行分析。

1) 运用资金的时间价值, 在不影响总报价的基础上, “早收钱”的项目适当报高些。

为了不影响投标, 又能在中标后取得较好的收益, 可以采用不平衡报价法对原预算进行适当的调整, 相关数据见表1。

万元

查看该项目的施工组织设计, 其中基础工程、主体工程、装饰工程的工期分别为15 d, 35 d, 30 d, 假设贷款月利率为1%, 其中各分部工程每天完成的工程量相同, 而且能及时收到工程款, 工程款结算所需要的时间忽略不计, 现计算公司所得的工程款的现值比原估价增加多少 (以开工日期为折现点) 。

则单价调整前的工程款现值:

b.单价调整后的工程款现值:

则单价调整后的工程款现值:

c.两者之间的差额:

即在考虑时间价值时, 本工程运用不平衡报价方法后能比原来的报价方案多获得资金0.15万元。虽然资金不多, 但积少成多。本工程由于规模相对较小并且想通过低价中标的前提下, 所有资金的控制可以说需要“锱铢必较”了。

2) 调整人工、材料、机械使用费用的比例。

一般工程量较大的项目, 招标文件都要求报单价分析表, 投此类标时, 可以在保持总价不变的前提下, 将报价分析表中的材料费报得低点, 将人工费和机械费报得相对高点。因此, 对本案例报价中人工费、机械使用费以及材料费之间进行适度调整, 相关数据见表2。

万元

这样做的目的是方便以后进行补充项目报价时, 人工费和机械费可以参考单价分析表, 而材料费往往采用当地市场价。因此, 可以保证获得较可观的利润。

3 结语

建设企业应根据《建筑工程量清单计价规范》的特点, 重视投标策略和投标方法研究, 娴熟各种投标技巧也是非常重要的。本文本着诚实信用原则, 利用资金的时间价值, 对幼儿园工程实例运用不平衡报价法来分析与计算确定投标报价, 提高投标报价优势。投标竞争是企业之间综合素质的竞争, 需认真总结投标过程中的经验教训, 深刻剖析, 不断探索, 才能在僧多粥少的工程投标中取得胜利。在激烈的市场竞争中, 更应该不断的提高自己的管理水平和施工技术水平。

参考文献

[1]李启明, 黄文杰, 黄有亮.建设工程合同管理[M].北京:中国建筑工业出版社, 2013:111-113.

[2]高凯华.不平衡报价应用实例分析[J].城市建设理论研究, 2011 (7) :123-124.

[3]王峰.浅谈资金时间价值在工程投资决策中的应用[J].中国高新技术企业, 2008 (12) :87-88.

不平衡推力法 第5篇

通常的三相电压型PWM整流器不平衡控制策略是基于dq坐标下的瞬时功率平衡控制[1,2,3,4,5]。

作者在文献[6]中提出了一种基于虚拟导纳的控制方法。该方法根据三相静止坐标系下的瞬时无功功率理论[7,8,9,10],找到了虚拟导纳这一关键量。由此提出使用虚拟导纳控制三相交流电流,并通过控制相电流与输入电压的相位差可实现功率因数的控制。同时,引入广义积分器[11,12]实现对三相交流电流在两相静止坐标下的无静差控制。

本文首先简单介绍了三相不平衡时虚拟导纳控制方法,然后根据这一控制方法进一步分析及设计控制系统,最后搭建实验系统得出实验结果。实验结果表明,该控制方法不仅可以实现三相电压不平衡时电压无波纹控制和实时可控的功率因数,而且在两相静止坐标下不需要对正负序电流进行独立检测,提高了系统的快速性,也简化了控制系统,广义积分器的简单离散迭代算法也极大减少了计算量。

1 三相不平衡时虚拟导纳控制

如果忽略电感内阻消耗的有功功率,那么要使直流侧电压Udc瞬时无波动,只需有功功率p为恒值。根据三相静止坐标系下无功功率理论,要使p为恒值必须满足2个条件[6]:

即

式中,φ+、φ-分别为相电流基波正(负)序分量与相电压基波正(负)序分量的相位差;U+、U-分别为相电压基波正序分量和负序分量的幅值;I+、I-分别为相电流的基波正序分量和负序分量的幅值。

再将式(2)稍作变换,可得p为恒值时正(负)序电流的幅值与正(负)序电压的幅值之间的关系:

即

式中,G即为虚拟导纳。由上式可知,当相电压基波正(负)序分量的幅值保持不变时,虚拟导纳与相电流基波正(负)序分量的幅值保持线性关系。通过式(1)(2)(3)可得瞬时功率表达式为

式中,θ+、θ-分别为相电压基波正序分量和负序分量的相位角。综合式(1)~(5)可得出5点结论。

a.由式(1)可知当p为恒值时,并没有对相电压与相电流的相角差φ的大小提出约束,所以可以通过自由控制相角差φ来控制相电流的相位,同样也控制了功率因数。当φ=0时,可实现近似单位功率因数。相角差φ可以通过坐标变换时给入。

b.要保证直流电压Udc无波动,正(负)序电流的幅值与正(负)序电压的幅值之间必须保持式(2)的关系,相电流也不可避免地存在负序分量。

c.由式(3)(4)可知当相电压基波正负序分量的幅值保持不变时,控制虚拟导纳G就能控制相电流幅值,同时控制有功功率p。可以通过PI调节器实现对虚拟导纳G的控制。

d.由式(4)(5)可知当p为恒值时,q不能为恒值,是以2ω的角速度波动的。

e.可以发现式(3)中的幅值关系与文献[2]中控制电流的方法实质是一致的。但是文献[2]中的电流是通过解一个广义逆矩阵得出的,由于解不唯一,且解由平均有功和无功功率控制两部分解组成[13],不能明确给出三相电压与三相电流的时域关系。同时,所采用的控制方法中有功功率p随负载变化,而平均无功功率无法及时跟随,不能实现对功率因数的实时控制。

两相静止坐标系下的三相电压型PWM整流器数学模型为

由式(6)可以看出在两相静止坐标系下没有电流交叉项,也无需对正负序电流独立检测,从而简化电流控制,同时避免了正负序电流独立检测对系统控制带宽的影响,可获得更好的控制效果。又依据瞬时有功功率平衡,可得两相静止坐标下电流idc表达式为

其中,sα、sβ为两相静止坐标系下开关函数[13]。根据式(6)(7)可得两相静止坐标下三相电压型PWM整流器开关函数模型如图1所示。

为实现对正弦电流的无静差控制,引入广义积分器,并加入电压前馈补偿,那么网侧电压控制传递函数为

根据以上结论,得到在两相静止坐标系下三相不平衡电压型PWM整流器系统框图如图2所示。

2 三相不平衡时虚拟导纳控制系统的设计及实现

2.1 系统的硬件设计

如图2所示,三相不平衡电压型PWM整流器控制系统的硬件平台分主电路部分和控制电路部分。由于第1节中的结论c是在假设相电压基波正负序分量的幅值保持不变时得出的,而实际电路中输入电压的波动可能会很频繁,为模拟电压不平衡和验证系统在输入电压波动时也能控制稳定,本文在主电路交流侧某一相加入电阻R0。因为电流的变化都会引起电阻R0上的分压变化,这样可以制造出三相输入电压的波动和不平衡。开关器件选用IGBT,开关频率为10 kHz,控制电路采用TI公司的TMS320F2812为核心控制器。

2.2 系统的软件设计

三相不平衡电压型PWM整流器控制系统的软件部分包括检测部分、虚拟导纳G的无静差控制部分、两相静止坐标系下相电流的实现部分、两相静止坐标系下相电流的无静差控制部分和SVPWM的实现5个部分。SVPWM的实现可以利用DSP现有矢量作用时间计算模块和PWM波的形成模块。

检测部分主要是3路输入电压、2路输入电流、直流母线电压和正序输入电压的相位角的检测。由于系统无中线,不存在零序电流,可只检测2路电流。由图3可以看出,由于负序电压的存在,输入电压矢量的大小和旋转角速度都是随时变化,而正序电压矢量的大小和旋转角速度是恒定的,所以不能通过输入电压矢量的旋转角度来得到正序电压矢量的旋转角度。本文通过一种软件锁相环[14]得到正序电压矢量的旋转角度。它通过锁定正序电压矢量q轴分量的大小,利用PI调节器和一个积分器来获得正序电压矢量的旋转角度,其控制框图如图4所示。由于此系统不要求正序电压特定初始相位,只需跟上正序电压矢量的旋转速度,所以在0到正序矢量幅值之间U*q+可任选值。

虚拟导纳G的无静差控制部分是由一个PI调节器构成的。对虚拟导纳G的取值不局限于物理意义,即不是只取正值。由图5能量回馈时A相电压、电流仿真波形图可知,对虚拟导纳控制也可以实现能量的回馈,但这时虚拟导纳G为负值。

两相静止坐标系下相电流的实现部分主要分为相电流幅值的实现和相角的实现2部分。相电流幅值依据式(3)来实现。根据第1节中的结论a,相电流与正序相电压的相角差φ的选择不受限制,本文在正负序相电流从两相旋转坐标系变换到两相静止坐标系时分别将相角φ+θ、-(φ+θ)应用到变换矩阵中。这样就得到了需要的相电流,同时功率因数也实现了实时可控。图6所示为电压不平衡控制中功率因数角φ=-30°时的功率仿真波形,平均无功功率与有功功率保持恒定的比例关系。

两相静止坐标系下相电流的无静差控制部分主要是广义积分器参数的选取和离散化。如图7分别采用2种积分器的电流控制环开环伯德图。

从图7可知,由于广义积分器与传统的PI控制器实质是一致的,所以与内模控制器相比,比例系数K′P和积分系数K′I的取值简化许多。比例系数K′P决定着控制器的带宽和稳定程度,实际系统中不宜取得过大;积分系数K′I决定着谐振频率附近的带宽,为有效应对电网频率±1%范围内的波动,实际应用中将积分系数选择得稍微大一些[15]。广义积分器具有简单的离散迭代控制算法,只要保留2个控制周期的控制量u(k-1)、u(k-2)和上一个周期的电流误差Δi(k-1),就能方便得到新的控制量u0(k)。

3 试验结果

根据图2两相静止坐标系下三相不平衡电压型PWM整流器的控制框图及以下参数进行实验,以验证理论分析的正确性,实验结果如图8所示。输入相电压有效值Uabc=30 V,模拟不平衡电阻R0=2Ω,电感L=5 mH,内阻R=0.06Ω,电容C=1.95 mF,负载电阻RL=30Ω,电网频率fu=50 Hz,载波开关频率fc=10 kHz。

由图8(a)和(b)分析可知,在不考虑电压不平衡控制时,直流电压以2ω的角频率波动并包含2,4,次特征与非特征谐波,畸变严重。而采用此策略的控制不仅实现了直流电压的基本无波纹,而且也实现了交流电流的正弦波形。同时也可以看出,电感内阻对此控制系统的影响可以忽略不计,电阻R0也并没有对此控制系统造成不稳定,证明了此控制系统的稳定性。由图8(c)分析可知,交流电流波形不包含3,5,次谐波,但仍存在负序分量。图8(d)为直流电压从80 V到100 V的阶跃响应波形。电阻R0没有造成阶跃过程中的不稳定,阶跃响应快速稳定。实验结果证明了理论分析的正确性。

4 结论

针对电网电压不平衡条件,本文提出的虚拟导纳控制法实现并简化了三相电压型PWM整流器对直流电压的控制,通过控制三相电流的相位可实现对三相不平衡系统的功率因数控制,同时通过理论分析也获得了不平衡条件下三相电压与三相电流之间明确的时域关系。广义积分器在三相电压型PWM整流器的电流跟踪控制中的应用,实现了在两相静止坐标系下对正弦交流电流信号的无静差跟踪控制,其简单的离散迭代控制算法也简化了不平衡控制系统的设计。实验结果也证明了方法的有效性。

摘要：输入电压不平衡会导致三相电压型PWM整流器谐波增加、损耗增大,严重时可以烧坏整流器。针对传统的解决方案结构较复杂、运算量大,提出虚拟导纳控制法。根据三相电压型PWM整流器不平衡时瞬时功率平衡理论,找到虚拟导纳这一核心控制量,引入可实现电流无静差控制的广义积分器,形成两相静止坐标系下电流控制简化方法,由此设计了虚拟导纳控制系统。通过Matlab仿真和实验验证表明该控制方法不仅性能稳定,实现三相电压不平衡时电压无波纹控制和实时可控的功率因数,而且不需要对正负序电流进行独立检测,提高了系统的快速性。引入的广义积分器具有的简单离散迭代算法也大幅减少了计算量。

不平衡推力法 第6篇

我厂一、二期机组的排粉机是离心式风机。近几年随着煤种的变化, 使原本就易磨损的风机转子磨损更加严重, 这就经常需要做动平衡试验来解决风机振动大的问题, 振动是风机运行状态好坏的重要指标, 直接反映风机的运行状态。而由于转子磨损造成的动不平衡是风机振动的主要原因。风机转子的不平衡会引起转子的反复弯曲和内应力。

这种弯曲和内应力会引起转子疲劳损坏, 容易使转子上的紧固件松动, 破坏轴承的配合加速零件的磨损, 严重时轴承损坏造成机组降负荷, 甚至被迫停机。

2动平衡

2.1静平衡和动平衡

2.1.1回转体的重心与回转轴的中心重合时得到的平衡称为静平衡。

2.1.2当机件旋转时产生力偶, 因而机件在转动时由于力偶的作用, 仍会引起强烈振动。找动平衡的目的, 就在于消除这种力偶。做动平衡的目的就是消除在旋转时因离心力的作用而产生的力偶。

是否需要找动平衡或只需找静平衡, 一般和机件长度与直径的比值, 机件的转速有关, 比值越大, 转速越高, 则找动平衡的几率越大, 另外, 对于精度要求不高的机器只需找静平衡。

2.2判断动不平衡振动大方法

首先观察轴承箱、机壳是否有明显振动, 再听听风机是否发出的噪音较之平时是否增大;用手触摸机壳、轴承感觉该风机是否振动。如果发现风机振动大, 要想判断是否因动不平衡造成的振动大, 在风机运行时首先要排除其它因素, 如风机无异常摩擦声音, 风机轴承运行情况;风机底座螺栓和轴承箱螺栓无松动;然后用振动仪表测量风机和电机的振动来判断动不平衡来源位置, 如果测量的振动值超标则要申请停该风机进行判断, 风机停运后对风机的靠背轮中心进行测量, 排除因中心偏差大造成的振动, 确定是风机的不平衡造成的振动大, 此时要做动平衡试验, 消除动不平衡以免设备损坏。

2.3做动平衡的两个必备条件

2.3.1当转速恒定时滞后角度不变, 滞后角在作高速动平衡时, 振幅始终滞后于引起振动的扰动力一个角度, 称此角为滞后角。

2.3.2不平衡质量引起的离心力与振幅成正比。

3一次划线法做动平衡的方法 (以排粉机找动平衡为例)

一次划线做动平衡的方法快速、简便、有效、易行, 较适用于锅炉离心风机找动平衡, 取表面光滑、无锈蚀、不晃动、无椭圆的轴段, 作为划线位置, 并在该段上涂一层均匀的广告色或白粉。在设备停运之前要测量设备的振动, 并做好记录, 一般情况下以轴承箱水平振动的最大值为准。

3.1基本步骤

3.1.1在靠近转子一侧取表面光滑、无锈蚀、不晃动、无椭圆的轴段, 作为划线位置, 在涂抹色印前要将轴颈用锉刀、砂布和棉纱清理除去锈斑、污渍、油渍等, 否则会影响色印涂抹, 划线时会影响到精确度;待清理好以后在该段上涂一层均匀的广告色。

3.1.2开启风机, 待其转速平稳后手持事先准备好的划针轻轻地向轴颈靠近划出约五至六条线即可, 线段越短越好。划线时要确保划针平稳不晃动, 划每一条线时用力要均匀, 这样才能准确的找出加平衡块相位。

3.1.3做好防止风机转动的安全措施, 待转动部分完全停止后, 将划线痕迹较浅的部分用棉线测量找出每条线段的中点, 在各条线段的中点上再次找出各条线段的平均中点, 把其中点找出来后标注好记号, 然后打开人孔门, 盘动叶轮将这一中点缓慢盘至轴承箱水平位置, 在叶轮上找出其对应点, 标注好记号此处即为叶轮的最轻点。

3.1.4根据事先测量的振动值和多年以来总结的经验, 我厂排粉机消除振动按照每0.01mm加15~30g配重块, 并且按照叶轮旋转的方向滞后角约15°。

3.1.5如果轴向窜动较大时, 配重块适宜加在叶轮的前盘上, 这样抵消掉的不平衡量会更大一些。

3.1.6最后关闭人孔门进行风机启动试验, 一般情况下一次就能降低振动值, 但有时加上去的质量不一定很精确, 且加在叶轮的位置有点偏差, 如果振动值仍然超标就需要按照此法再进行几次试验, 直至合格为止。

3.2做动平衡注意事项

3.2.1测量轴承振幅时一般测量轴承箱上半部分, 把水平、垂直、轴向各测量点标注好, 测量始终测量改点。

3.2.2每次启、停排粉机时工作负责人要确定专人和运行联系, 待安全措施做好后才工作。

3.2.3制作平衡重块时要考虑焊条的重量, 减去焊条除去药皮的重量。

4结束语

本人介绍的这种划线法找动不平衡的方法现在我厂一直沿用至今, 它起源于淮南田家庵发电厂解放前的老师傅, 后经几位师傅的言传身教传承而来。我根据实际现场工作情况和多年来的工作经验, 参考一些资料, 本人加以适当的改进和补充总结, 一般情况下找一次就能解决问题, 既简便又实用, 提高了工作效率。唯一不足之处是要掌握画线时的要领, 即划线时要确保划针平稳不晃动, 划每一条线时用力要均匀, 然后根据现场实际多练习即可。

参考文献

[1]锅炉辅机检修职业技能鉴定指导书[M].中国电力出版社, 2002151-152.

[2]张炳华.影响转子动平衡质量的因素及解决方法[J].防爆电机, 2009 (05) .

平衡悬架V形推力杆螺栓防松设计 第7篇

汽车领域的新结构日新月异,但是即便再先进的结构,也需要将各个部件有效组装起来,才能发挥其性能。螺纹紧固件在车辆结构连接中被广泛应用,可是螺纹联接一旦失效,轻则功能丧失; 重则车毁人亡,可见螺纹联接可靠性的重要性。 螺纹松动是螺纹联接失效的主要形式之一,国外对螺纹松动问题进行了大量的研究。迄今为止, 在螺纹松动这一课题上,最有影响力的研究是由Junker[1]在1969年提出的理论。Junker发现横向振动是螺纹自旋松动的主要诱因,他还设计了容克横向振动试验机进行测试。基于Junker的理论, 针对某平衡悬架V形推力杆螺栓松动的问题,面对某载货汽车厂的实际生产情况和装配工艺水平,确定了平衡悬架V形推力杆螺栓松动的解决方案,解决了困扰已久的螺栓松动问题。

2问题来源

2.1结构介绍

某重型载货汽车平衡悬架系统采用V形推力杆结构(简称V杆),V杆起到连接车桥和车架的作用,传递驱动桥的纵向载荷、横向载荷及路面的冲击载荷。V杆大端通过8个10.9级M16×1.5螺栓和施必牢(简称SPL)凸缘防松螺母与车桥相连;V杆小端通过8个10.9级M14×1.5螺栓旋入平衡悬架大支架的盲孔内螺纹与车架相连(图1)。由于V杆是易损件,其螺纹紧固件需经常拆卸。

2.2V杆螺栓松动的后果

V杆大端螺栓松动导致车桥移位、车辆跑偏, 严重者导致车桥翻转,传动轴脱落、损坏,车辆抛锚,影响行车安全。V杆小端螺栓松动导致平衡悬架大支架盲孔内螺纹“滑扣”,需更换平衡悬架大支架,这样不仅故障率高,而且索赔金额大,用户抱怨强烈。

3原因分析

以V杆大端螺栓为研究对象进行分析。

3.1理论分析

相关文献[2]介绍,对于标准螺纹,螺纹升角(ψ= 1.7°~3°)小于螺纹副的当量摩擦角(φV=arctanμG≈ 4.6°~7.9°)(螺纹摩擦系数μG取0.08~0.16),联接螺纹能够满足自锁条件(ψ<φV)。况且扭紧后螺母和螺栓头部支撑面与被联接件支撑面间存在着摩擦力,具有防松作用,能够在静载荷和工作温度变化不大时,保证螺纹联接自锁而不会发生自旋松动。但是在振动或变载荷的作用下,螺纹副间和支撑面间的摩擦系数迅速降低,甚至出现摩擦阻力瞬时消失,破坏螺纹副自锁条件,产生微量相对滑动。长时间的微量相对滑动,会导致预紧力减小,最终使螺纹联接发生自旋松动。

3.2生产现场装配扭矩检测

实际装配工具是气动脉冲螺钉机(风炮),其扭矩误差一般能达到±30%。利用数显扭矩扳手连接电脑软件实时监控,采用扭紧法对生产现场的装配扭矩进行检测。从表1对比可知,设计要求的装配扭矩误差为±8%,但是实测扭矩误差为±27%。

3.3计算分析

参考德国工程师协会技术标准VDI2230[3],推荐一般供货状态的螺纹摩擦系数μG和支撑面摩擦系数μK控制范围为0.08~0.16,其中包括了测量可靠性。利用德国产SCHATZ螺栓紧固分析系统测得V形推力杆用螺栓和SPL凸缘螺母的螺纹摩擦系数μG和支撑面摩擦系数μK的范围为0.08~0.14, 按照下式计算最小装配预紧力FM min的数值。

公式 (1) 中摩擦面 等效摩擦 直径

公式(1)中各参数见表2。

由表3可知,根据实测扭矩计算螺栓的最小装配预紧力只有55 k N,远小于设计的79 k N。

3.4实车V杆大端振动频率采集

针对该载货汽车在某试验场、矿区、公路等路况进行V杆大端振动频率采集,根据图2的桥壳加速度功率谱密度曲线可知,与V杆大端相连的桥壳固有振动频率约为10~20 Hz,这是坏路连续冲击、 振动叠加的缘故。可见,V杆螺栓不仅承受交变载荷,而且承受高频振动。

3.5试验分析——V杆大端SPL凸缘螺母横向振动试验

针对V杆大端用SPL凸缘螺母M16×1.5(10级)(磷化)进行横向振动试验,试验用螺栓采用六角头螺栓M16×1.5(10.9级)(磷化、镀锌)各2件。

试验条件见表4。

根据表5可知,4组SPL凸缘螺母在初始预紧力55 k N、振动频率12.5 Hz、振幅±1.6 mm的横向振动试验时均出现松动。

3.6原因总结

由于V杆大端销轴和支架均为合金钢调质处理,无高温工作环境,因此可以排除因材料松弛、 蠕变引起的螺纹非自旋松动。根据上述的现场扭矩检测和横向振动试验数据可知,实际装配工具的扭矩误差较大,使V杆大端螺栓最小预紧力为55 k N,外加桥壳的高频振动,从而导致V杆大端的SPL凸缘螺母松动。

4防松措施讨论

防止螺纹自旋防松的本质是消除或限制螺纹副之间的相对运动。基于Junker的理论,文献[4]中提出加弹簧垫圈的螺母比单独螺母松动的更快, 不能起到防松的作用;预置扭矩锁紧螺母只能当做防脱元件而不是锁紧螺母。V形推力杆螺纹联接的防松措施要考虑两个方面的要求:一是要可靠;二是要便于拆卸。而传统的机械防松(开口销、串联钢丝等)和破环螺纹副运动关系(冲铆、焊接螺母等)虽可靠,但不便于拆卸。

SPL防松螺母是美国施必牢公司发明的一种防松内螺纹,上海底特精密紧固件有限公司是其在中国的独资公司。根据其《施必牢螺纹技术介绍》可知,SPL螺纹(图3)与普通标准内螺纹的主要结构区别是在内螺纹的大径上有一个大约30° 的齿面斜面。因此,SPL螺纹克服了由横向振动造成普通标准螺纹松动的根本原因,即螺纹间的横向运动。

齿面防松垫圈(图4)是一种新型的螺纹防松措施,其是由一对有相互咬合的齿面垫圈构成的, 两片垫圈完全相同,其外侧是带有方向性的放射状的密集小齿面,内侧为较大的斜齿面。当螺纹紧固件装配扭紧后,齿面防松垫圈将外侧带有放射状的小齿面嵌入紧固件和被联接件表面,可以牢固的咬合住螺纹紧固件。由于相互咬合的内侧较大的斜齿面角度α大于螺纹的升角β,可以有效阻止螺纹副的松动。

下面从Junker横向振动试验研究入手,探索SPL防松螺母和齿面防松垫圈在横向振动条件下的最小防松预紧力,并以试验数据作为V杆螺栓联接可靠性的评价指标。

5横向振动对比试验

试验目的:为了验证齿面防松垫圈和SPL螺母抵抗横向振动的防松性能。

试验方法:以标准螺纹凸缘螺母作为试验基准,与齿面防松垫圈和SPL螺母进行对比试验,分别降低试验时螺栓的初始预紧力,探索上述两种防松方式的最小初始预紧力。

试验用螺栓采用六角头螺栓M16×1.5(10.9级)(镀锌),试验条件见表6。

从表7可知,在振动频率30 Hz、振幅±0.7 mm的条件下,标准螺纹副(方案a)在预紧力70 k N的情况下出现螺母松动现象。采用齿面防松垫圈的螺母在预紧力70 k N(方案b)和45 k N(方案c) 的情况下具有较好的横向振动防松可靠性。而SPL螺母(方案d)配合标准外螺纹螺栓在预紧力67~70 k N的情况下具备良好的振动防松性能。而表5的结果说明SPL螺母在较低预紧力55 k N的情况下防松性能不可靠。

根据上述横向振动试验的对比结果,可以确定V杆大端螺栓防松设计的方案有两种可选。第一,标准螺纹副配齿面防松垫圈的最小装配预紧力是45 k N;第二,SPL防松螺母的最小装配预紧力是67 k N。

6装配工艺性对比

参考德国工程师协会技术标准VDI2230,螺栓旋转装配时,对于最大装配预应力σred max而言,通常取规定非比例伸长应力RP0.2 min的90%,即扭紧过程中屈服点应力的利用因数ν一般取0.9。利用德国产SCHATZ螺栓紧固分析系统测得V杆用螺栓匹配SPL螺母或者齿面防松垫圈的标准螺母,其螺纹摩擦系数μG和支撑面摩擦系数μK的范围为0.08~ 0.14。因此,从试验测得的摩擦系数为依据计算紧固扭矩,按照下式计算最大装配预紧力FM max。

公式(2)中应力截面积直径螺栓螺纹小径

按照下式计算最大装配扭矩MA max。

根据试验确定的螺栓防松最小装配预紧力FM min, 按照下式计算最小装配扭矩MA min。

按照下式计算装配扭矩偏差ΔMA。

上述公式计算用基本参数见表8。

从表9计算结果可知,如果采用SPL防松螺母,需要提高装配工具的精度来控制装配扭矩的误差。而标准螺纹副匹配齿面防松垫圈的装配工具可以用气动脉冲螺钉机,其装配成本低、效率高,符合流水线生产要求。

7实车验证

根据上述计算分析结果,针对问题车辆将V杆大端紧固件进行换装验证,使用10个月未出现松动,证明计算分析正确,同时证实了两种结构的抗振防松性能可靠。

8结束语

不平衡推力法 第8篇

锅炉热效率是反映锅炉运行经济性的一项非常重要的技术经济指标。由于测试中存在各种不确定因素,测量值往往存在误差。以往大都采用误差分析法来分析测量结果,由于不能确切的被量值的真值,也就无法准确的知道测量值误差的大小,但可以根据有关信息采用概率分布的方法得到被测量值所处的范围,并以此作为测量结果的指标,这就是测量的不确定度。本文研究了ASMEPTC4-1998[1]中不确定度的计算方法,并将其应用于锅炉热效率的不确定度计算与比较。

1 基本原理

测量不确定度是只测量结果变化的不确定,是表征被测量的真值在某个量值范围的一个估计,用以表征测量值的分散性。在测量不确定度的定义下,测量结果表示的并非一个确定的值,而是分散的无限个可能值所处于的一个区间。因此不确定度就是某一测量和结果的估计误差极限。

测试前后均应对结果做出不确定度分析。测试前的不确定度分析对测试计划的帮助很大。有助于控制费用,可在保证达到不确定度的条件下,尽量减少读数或取样数,并可确定某些测量何时不必要进行或经济可行。

2 数学模型与公式

测试前的不确定度分析能提供重要的信息并减少性能测试完成后不确定度计算的工作量。大多数偏差范围的估计值可在性能实验前确定。精度指标可根据设备运行工况的初步考察来估计,测试前某参数标准差和自由度的估计值可用于确定测试中某给定变量的测量频率和次数。

2.1 灵敏度系数

灵敏度系数表示某被测参数对计算的锅炉效率的绝对或相对影响,也能用于确定某参数对中间计算结果的影响,例如,锅炉的输出能量。测试前不确定度分析得到的灵敏度系数,可以确定出对结果影响最大的参数。

式中,CHGPAR为某被测参数值的增量变化;PCHGPAR为某被测参数值的变化百分数,PCHGPAR的推荐值取1.0%,如果被测参数的平均值位零,则输入任一微小增量变化;XAVE为被测参数的算术平均值,求取灵敏度系数时,必须采用非零的单位;为被测参数的整体平均值。

2.2 精度指标和自由度

根据平方和求根法则,对所有已测参数精度指标求和,可得到计算锅炉效率的精度指标:

式中,PIR为试验的整体精度指标;PIi为被测参数i的精度指标;ASEBSCOi为被测参数i的绝对灵敏度系数;N为被测参数的个数。

试验结果的自由度数有下式确定:

式中,DEGFREER为试验的总体自由度数,DEGFREERi为被测参数i的自由度。

2.3 不确定度的精度分量

根据结果的精度指标和自由度,采用下式计算不确定度的精度分量;

式中:UPC为不确定度的精度分量;STDTCAL为t分布值。

双端t分布值基于95%分布和结果的自由度。可采用95%置信度的t分布值进行数据内插。

2.4 偏差极限

不确定度计算的偏差极限时基于确定被测参数值的方法来估计的。按平方和求根法则,每一被测参数的基本偏差极限按下式计算:

式中,BIASi为被测参数i的偏差极限,偏差的单位与被测参数的单位相同;BIASi为用于确定参数i值的各分量的偏差极限,单位同上;M为参数i测量系统的分量数。

2.5 时空分布不均匀参数的偏差极限

这类参数随时间和空间而变,采用时空分布指数(SDI)的变量,由下式计算:

式中,SDI为时空分布参数;N为测量网格中测点的个数;Z为z被测参数的时间平均值;为的积分平均值。

2.6 结果的偏差极限

某一结果的偏差极限也按平方和求根法则计算:

式中,BIASR为试验结果的总体偏差极限。

结果的偏差极限可正可负。如果正、负偏差极限不对,则正、负两值必须分别计算,乘积ABSENCOig BISAi的符号决定了该项式正值还是负值偏差极限求和。

2.7 整体不确定度

某次试验的整体不确定对由整体试验精度和偏差极限分量计算:

式中,UNC为整体不确定度。

如果正、负偏差限不对称,则必须根据正、负偏差限的范围,分别计算整体不确定度。

3 计算实例

锅炉效率是表征锅炉经济运行的主要综合性指标。锅炉热效率计算方法有正平衡法和反平衡法两种。由于两种计算方法所需实验数据不同,结果的不确定度也会不同。两种测试方法的比较如表1所示[2]。

对某燃料为天然气的蒸发量4 t/h的卧式内燃三回程蒸汽锅炉,烟气尾部加装省煤器。进行不确定对计算分析。通过计算可得:反平衡法计算效率不确定度为0.463 8,正平衡法根据ASMEPTC4-1998确定为1.2。正平衡法不确定度明显偏大,反平衡法计算的不确定度结果比较小。

4 结语

为了说明锅炉热效率测试结果的可靠程度,对测试结果进行不确定度评定时非常必要的。用不确定度来分析热效率一方面是可以考察、评定锅炉热效率和其它相关测算参数的质量,另一方面还可以探讨降低不确定度和提高效率的技术措施。本文研究了ASME试验规程中不确定度的计算方法,并对正、反平衡法测试热效率结果的不确定度进行分析,结果表明正平衡法效率不确定度计算结果偏大。因此小型工业锅炉一般采用反平衡法进行测试。

摘要：不确定度式说明测量水平的主要指标,是表明测量质量的重要依据。介绍了ASME PTC4-1998中不确定度的计算方法,以某4 t/h蒸汽锅炉的热效率为例,采用正反平衡法计算器热效率,并对结果进行了不确定度比较,结果表明反平衡法热效率结果不确定度较小,符合ASME PTC4-1998中的阐述。

关键词：锅炉,不确定度,热效率

参考文献

[1]ASMEPTC4-1998锅炉性能试验规程[S].北京:中国电力出版社,2004.