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  • 发布时间:2021-03-13
    一、引言 随着窑外分解技术的成熟,水泥大型装备的不断研发和机械制造业的提升,为水泥单线生产能力的扩大提供了条件,日产10000吨的熟料生产线在我国已投运多年,日产5000吨的熟料生产线已成为生产主力。但由于设计、制造、安装、维护、配料等方面的原因,很多回转窑在投运不长的时间内,便出现了筒体裂纹,特别是回转窑过渡带的筒体裂纹,给生产企业造成了不小的损失,为此,笔者根据自己的经验,分析了回转窑筒体产生裂纹的主要原因,提出了针对预防裂纹的具体措施,望能对水泥设备管理者起到借鉴作用。 二、回转窑易产生裂纹的部位及形式 回转窑裂纹的部位及形式较多。裂纹的部位多发生在轮带、大齿圈两侧的焊缝处以及其它筒体焊缝的两侧,当前裂纹最多的发生在回转窑过渡带筒体上,且一旦开裂,修复的经济性、可靠性较差,即不具备修复性,必须更换筒体。裂纹的形式也有多种,但归纳起来有三种,即纵向裂纹、环向裂纹以及不规则裂纹。纵向裂纹多发生在轮带下筒体的垫板及挡块和筒体的焊缝处;环向裂纹多发生在轮带两侧的过度筒体的焊缝处,以及回转窑过渡带的筒体焊缝处,还有大齿圈下筒体与弹簧板的焊缝处。不规则裂纹多发生在回转窑的喂料、出料的筒体开口处,目前该类窑型因已淘汰而不多见,故在下文中不再赘述。 三、回转窑筒体产生裂纹的原因分析 回转窑是多点支撑、重载低速的热工设备,受力复杂,引起裂纹的因素较多,涉及设计、制造、安装、检修维护、管理诸多方面。现就产生裂纹的主要原因进行分析。 3.1纵向裂纹形成的原因 纵向裂纹多发生在轮带下筒体与垫板或挡块的焊缝处,一般由外及里且沿轴向延伸形成纵向裂纹,甚至开裂。究其原因主要由四个方面造成。首先是设计时筒体板材厚度选择较薄,我们知道回转窑要求横刚纵柔,若板材厚度不足,就难以保证其横向刚度,所以筒体在自重和托轮支撑反力的产生的交变应力和脉冲应力的作用下,易使材料产生疲劳,达到一定条件后,裂纹便会在该处比较薄弱的焊缝热影响区形成,即筒体与挡块或垫板焊缝处形成,并在径向上由外向内发展、在轴向上左右延伸,形成纵向裂纹。在设计方面的另一个问题就是垫板或挡块厚度和宽度不当,宽度过宽或厚度过厚,使得该处刚度过大,其它地方较小,运转中挡块会阻碍筒体因自重产生的径向自由弯曲变形,且挡块或垫板越厚、越宽,阻碍越大,应力集中俞严重,一旦超过强度极限,便会产生裂纹。 在制造方面,个别制造商为了追求企业利润,在选材上选择小厂产品,板材厚度负差较大,机械性能指标、危害元素含量指标得不到保证,很难保证回转窑在恶略环境下的运转可靠性。有的水泥企业为了降低建厂投资,不惜牺牲设备质量为代价,选用不完全具备生产回转窑能力的机械厂制造回转窑,使得焊缝质量、板材质量没有保证,结果是设备投运后,事故频繁,损失巨大。 在安装方面,往往只注意窑的冷态精度,而忽略了长期运转下的热态精度,如生产中轮带、筒体、托轮等各档温度不同,其中心高的升高量也不一致,造成回转窑运转时各档中心不在一条直线上,难免各档轮带的受力发生变化,中心高抬升较高的吃力就大;再者,由于中心线发生了变化后,轮带在整个宽度上的受力便出现不均,一侧受力大,另一侧受力小,这些变化会引起局部受力超出设计范围,甚至超过强度极限,致使筒体在焊缝的热影响区产生裂纹;另外安装时,为了施工方便,在筒体上随意焊接如起吊环等之类的物件,用过后也不按要求切除,不但损伤筒体强度,还会造成应力集中,致使筒体产生裂纹。 在生产维护方面更为突出,比如一旦窑瓦发热,不分析原因,只管对发热瓦进行退瓦卸载,很少考虑退瓦卸载后,其均匀分布在轮带上支撑反力会集中落在轮带的一侧,传到筒体上就会产生局部过载而引起裂纹;有的企业为了治理瓦发热,不惜重金聘请江湖郎中,从不看窑况、从不分析大瓦发热的原因,偏方偏治,只知卸载,结果是窑况一变、专家一走,瓦又发热,致使窑不能长期稳定运行,为什吗有的窑能耗高、易产生裂纹,应该与之关系很大。还有些单位对轮带间隙重视不够,当轮带间隙过大时,若不及时调整垫板厚度,实际上就相对削弱了轮带对筒体的加固加强作用,筒体与轮带的接触面积和接触包角都相对减少,筒体椭圆度增大,局部应力增大;再者就是对筒体降温方法不当,即当筒体温度高时,无论筒体温度有多高,无论轮带间隙有多大,即以强风或喷水冷却,使筒体温度急剧下降,此时筒体金属母材内外就会产生较大温差,结果是筒体表层应力成倍增长,极易产生裂纹,危害极大。另外就是对已产生的裂纹处置不当,在挡块与筒体焊缝处产生裂纹后,为了求得方便,在窑的顶部对裂纹进行焊接处理,而不选择应力零的筒体中心线以上的处45°施焊,虽然保证了焊缝质量,但却增加了一倍的焊接应力,结果是裂了焊,焊了又开。还有就是在窑皮的不均匀垮落后,由于筒体环向温差较大,必然引起筒体弯曲,偏离中心线的绕曲运行,必然使轮带下筒体局部应力剧增,在挡块与筒体焊缝处产生裂纹。 3.2环向裂纹形成的原因 环向裂纹与纵向裂纹一样,形成的原因也是多方面的,与筒体厚度及焊接质量息息相关。环向裂纹多发生在轮带两侧的过度筒体的焊缝处、大齿圈弹簧板与筒体焊缝处,还有就是回转窑过渡带的筒体上。裂纹的原因有以下几个方面。 3.2.1轮带两侧过度筒体裂纹的原因 我们知道轮带下筒体厚度多在中间段筒体厚度的两倍以上,若轮带下筒体与中间段之间的过度筒体厚度选择不当,则托轮通过轮带传到筒体上的支撑反力,使筒体的变形就很难平缓的过度到一般筒体上,那么应力也很难扩散,应力集中在所难免,由于焊缝强度高于母材强度,裂纹便会在焊缝边缘的热影响区形成,并在交变应力的作用下沿着环向延伸。其二是厚板与薄板的过度坡度不适,小于一比五,支撑反力使筒体的局部变形也很难实现平缓过度,必然形成应力集中。其三是焊缝质量的影响,有的企业误以为筒体焊缝饱满就是焊肉越多越好,焊得越高越结实,殊不知焊缝越高,刚度越大,对母材的影响也越大,应力集中越严重,越容易形成裂纹;当然其它的焊缝缺陷如夹渣、微裂纹、未熔透、咬边等,也是应力集中的发源地,是产生裂纹的重要因素。 3.2.2大齿圈弹簧板与筒体焊缝处裂纹形成的原因 大齿圈弹簧板与回转窑筒体的焊缝处也易产生环向裂纹,主要原因有三个方面,第一,大齿圈所在筒体偏薄,而弹簧板偏厚,造成筒体刚度小,弹簧板刚度大,其结果是设备运转中,弹簧板不能通过变形来消化缓解外来应力,相反较薄弱的筒体则通过变形吸收了外来应力,如大小齿轮啮合的径向力、筒体及弹簧板因温度升高产生的压应力会通过筒体变形吸收,久而久之,在焊缝的热影响区就会产生裂纹;其二,大小齿轮安装时顶隙过小,咬根顶齿,造成巨大的径向力,通过大齿圈传到筒体焊缝上,若超过了忍耐极限,便会产生裂纹;其三,当窑弯曲严重时,会破坏大小齿轮的接触状态,一侧吃力,一侧不吃力,会使得弹簧板的一侧焊缝受到拉、压应力的双重作用,危害焊缝;另外筒体弯曲时,齿轮顶隙会一边大一边小,转到较小的一侧时时,径向力增大,窑体的弯曲还会引起振动,产生附加载荷,促进裂纹的产生。 3.2.3回转窑过渡带筒体产生裂纹的原因 近些年来,很多预分解窑在过渡带产生了裂纹,不得已进行筒节更换,不但增加了巨额的备件费用,也会因更换筒节时间较长而耽误生产,给生产企业带来巨大的经济损失。过渡带筒体产生裂纹的主要原因是应力腐蚀,由于过渡带筒体无致密窑皮的保护,该处火砖很难把炙热的腐蚀性气体、碱性物料与筒体完全隔离,生产中碱性气体、碱性物料就会通过砖缝与金属筒体接触而发生化学反应,腐蚀筒体,据相关资料介绍,预分解窑在该处的年腐蚀量超过0.5mm,若停窑频繁、配料不当,年腐蚀量会成倍甚至几倍增加,用不了几年,筒体的厚度减少量就会超过百分之三十,所以个别窑仅运行几年就会因筒体变薄而裂纹就是这个道理,裂纹的形式多为环向,但有时也因腐蚀麻坑的形式产生不规则裂纹。这是筒体应力与腐蚀作用的综合结果,断口形式表现为脆断,裂缝中多夹有氧化皮,该处一旦出现裂纹,发展很快,不易控制,必须引起业内人士的高度重视;其二是由于该处筒体温度较高,也削弱了筒体强度,不规则的腐蚀麻坑及焊接缺陷必然造成应力集中,这也是该处产生裂纹的重要因素。 3.3筒体温度过高引起的筒体开裂 回转窑作为热工设备,内部火焰温度可达1700度,尽管筒体受火砖及窑皮的隔热保护,传到筒体表面的温度也很高,煅烧带筒体在无窑皮的情况下,即便是新砖,筒体温度也可达到450度左右,这就极大地削弱了筒体强度,若窑在较高温度下长期运行难保筒体不产生裂纹,特别是在掉砖红窑的情况下,局部筒体会失去强度,失去抵抗外力的能力,此时若措施不当,如在高温区进行强力通风甚至洒水降温,会使筒体急剧收缩而产生裂纹,因为金属在高温下的收缩量可达到膨胀量的2倍左右,有的企业在掉转情况下,进行热态压补,往往是补了又掉,掉了再补,结果是窑皮没补上,反而伤害了筒体,造成筒体严重变形甚至开裂,有的变形甚至达到了火砖无法再砌的程度,不得已更换筒体,劳民伤财,实不可取。还有一种情况,即焊缝一侧温度高,一侧温度低,两侧膨胀互相限制,便在焊缝处产生较大的拉应力,一旦超出强度极限,裂纹随之而生,并沿着焊缝方向进行延伸。 四、回转窑裂纹的预防措施 以上对回转窑筒体裂纹产生的主要原因进行了简单分析,以下是预防筒体裂纹的具体措施。 4.1纵向裂纹的预防措施 如前所述,回转窑纵向裂纹多发生在轮带垫板或挡块与筒体的焊缝处,产生裂纹的主要原因是筒体刚度不足、温度应力较大以及附加应力等因素,所以在回转窑的设计制造过程中,应适当加大筒体厚度,据相关资料介绍,轮带下筒体厚度应不低于筒体公称直径的百分之一点五,浮动垫板的挡块厚度不宜大于筒体厚度的百分之五十,挡块宽度不宜大于200mm,以降低因支撑反力引起筒体不均 匀变形而产生的附加应力和温度应力;垫板面积不宜低于轮带内孔表面积的百分之六十,挡块与筒体焊缝高度应控制在挡块厚度的百分之六十左右,且不得存在咬边等缺陷,避免局部应力集中而破坏筒体;在安装过程中,不但要考虑冷态精度,更要考虑运转时的热态精度,要预测各档轮带的运转温度,计算出各档中心热态时的升高量,并进行安装调整,使回转窑在长期的运转中,各档受力大小接近设计水平,避免因各档中心升高不同造成某档受力过大而产生裂纹;在生产维护中,要保护好窑皮及火砖,防止筒体因环向及轴向温差过大,引起筒体弯曲,避免因局部筒体热胀冷缩受到相互牵制而产生附加应力;在回转窑故障时,如瓦发热,切不可不分析原因,只管卸载,防止回转窑筒体偏离中心线,同时也不能在红窑或筒温过高时对筒体进行急剧降温。 4.2环向裂纹的预防措施 回转窑环向裂纹易发生在轮带两侧筒体的过度筒节、大齿圈弹簧板与筒体的焊缝处,为了防止裂纹,在设计制造时要充分考虑该处筒体厚度,轮带两侧筒体的过度节厚度应接近于轮带下筒体厚度与中间节筒体厚度的平均值,以利于因支撑反力造成筒体变形,过度平缓而自然,以利于应力的扩散,减少应力集中;关于大齿圈下筒体与弹簧板焊缝处的裂纹预防,关键是要保证筒体刚度大于弹簧板刚度,大齿圈下筒体厚度应不低于筒体公称直径的百分之一,弹簧板的厚度易取筒体厚度的百分之六十左右,把弹簧板的变形作为消化外力的手段,缓解外力对焊缝的伤害;在生产维护中也要尽力保证筒温纵向、环向温差小于50度,保证筒体的直线度,减小因筒体弯曲引起的附加载荷,减小因温差较大造成的附加应力;同时也不能为了检修或其它方面的方便,在筒体上遂意施焊造成筒体的损伤或造成应力集中,若必须在筒体上施焊时,一定要采取措施,并在用后按规范切除焊件,并焊件根部打磨干净,达到光滑自然的状态。 4.3回转窑过度带裂纹的预防措施 过渡带的筒体开裂,主要原因是筒体遭到窑内碱性气体、碱性物料的腐蚀后筒体变薄所致。所以首先要考虑碱性物料与金属筒体的隔离,避免其直接接触,以减少碱性物料对筒体的腐蚀,其措施有几个方面,一是可在筒体内表面粉刷高温防腐涂料,使二者隔离;二是通过火砖湿砌,使湿砌包浆,消除砖与砖之间的缝隙,砖与筒体间的缝隙,把碱性物料与金属筒体隔离开来,减少筒体在存在应力下的与化学腐蚀,延长筒体寿命;也可通过提高筒体厚度的方法延长筒体寿命,如:把筒体厚度提高到筒体公称直径的百分之零点七。 4.4筒体裂纹的其它预防措施 除了以上裂纹主要预防措施外,其它措施也不可忽视。如保护窑皮、保护火砖,防止筒温不均或过高,保证筒体材料机械性能,保证运转状态下的筒体直线度,减小附加载荷;正常控制窑体上下串的速度,严禁加速顶窑;防止大小齿轮咬根,增加径向顶力等等。若窑筒体已出现裂纹,应及时打止裂孔,并进行有效焊接,阻止裂纹延伸;同时施焊位置应选择在该处筒体横向中心线以上的45度方向;对于过渡带的筒体裂纹,若检测到筒体已遭到腐蚀,且腐蚀量已达到筒体厚度的百分之三十左右,要做更换筒体准备,不然可能会引起大的事故。 五、结束语 本文分析了回转窑筒体裂纹的主要原因,提出了裂纹的预防措施,旨在引起同行们对回转窑裂纹的重视,特别是近些年来出现最多、损失最大的过渡带筒体裂纹;要坚持每年对回转窑筒体中心线及筒体厚度进行检查,把握筒体寿命;尽力减少因调整而对筒体产生附加载荷等。在此也提醒读者,由于笔者理论水平和实践经验有限,文中难免有不适之处,望给予批评指正。
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  • 发布时间:2021-03-12
    摘要:通过对y4-73№16d型引风机故障进行振动频谱分析及解体检查,发现叶片开裂导致转子失衡,经采取相应措施,解决了振动问题。 0 引言 我厂发电车间35/h燃煤锅炉引风机系y4-73№16d型风机,风量为96631m3/h,风压为2283pa,工作转速为960/min。自2006年2月以来该风机故障频繁,表现为机座振动过大,地脚螺栓经常被振松动,导致弹性套柱销联轴器对中不好,电机振动加剧,严重影响其安全运行,当时采取的措施是清除叶轮表面的粘结物和做简单的静平衡,但效果并不好。经4月初对该风机做了全面测试,在此基础上分析振动的原因是轴承故障和转子不平衡,后经过更换轴承和叶轮,风机轴承的振动均在30μm以下,振动达到优良水平。  设备工况及结构简介 锅炉型号为wgz35/3.82-18,设计排烟温度为142℃,设计燃料成分为大同煤70%,平顶山煤30%,煤粉细度为200目(筛上=15%)。配套引风机的转子系统由一个装有12个叶片的叶轮和一根细长轴组成,它由两个径向支撑轴承呈悬臂式支撑,轴承型号为22326(调心滚子轴承),引风机轴通过弹性套柱销联轴器与电机相连。 振动情况及振动测试数据初步分析 测量的振动数据见表1,其振动频谱见图2。 表1 解体前引风机测振记录                    μm                                                                               时间 1#轴承垂直振动 1#轴承水平振动 2#轴承垂直振动 2#轴承水平振动 基频 通频 基频 通频 基频 通频 基频 通频 9:00 91∠175° 109 171∠204° 190 28∠278° 38 44∠219° 53 9:10 88∠184° 103 165∠201° 192 27∠278° 38 41∠217° 54 9:15 92∠180° 113 169∠205° 195 29∠278° 37 42∠215° 53 由表1看出,2#轴承水平振动稍大,而1#轴承水平振动严重超标。根据频谱分析,1#轴承振动主要以基频分量为主,说明引风机转子存在一定的质量不平衡[1],同时,振动频谱上存在一定的2&imes;~6&imes;高频振动分量,说明轴承存在摩擦或紧力不足现象。 振动处理过程 由于引风机转子存在一定的不平衡质量,首先进行了转子的动平衡处理。但在现场欲加重测试计算分析中,发现风机停运重新启动后计算应加质量位置漂移,而且振动恢复不到原始的振动水平(1#轴承垂直和水平振动基频分量的振动相位与原始值相比均变化160°~190°)。因此,判断引风机的轴承可能存在故障。     此外,做引风机轴承温度的运行记录,运行约10min,1#轴承温度由26℃升至53℃,2#轴承温度由26℃升至49℃。据厂家介绍,该轴承温度在稳定之前温升大约每5min3℃才正常,这也说明引风机轴承存在一定的问题。故决定解体引风机,检查轴承和转子。     打开风筒,解体引风机转子和轴承后发现存在以下问题: (1)6个叶片有冲刷磨伤痕迹,其中4个损伤较重,叶片底部包边开裂,导致叶片内存积了一些细烟灰(叶片形式:后弯机翼型叶片,中间是空心); (2)整流罩圆周约60°的局部范围有冲刷磨痕,深度为0.2~0.4mm; (3)1#轴承间隙偏大,转轴转动时轴承有响声;   (4)2#轴承游隙偏大,转轴转动时轴承内圈跟着转动,但滚子滚动不畅,滚子在其轴承保持架内较松; (5)1#和2#轴承的轴承位均有不同程度地跑外圈痕迹,经做紧力测试,分别有0.03mm和0.02mm的顶间隙。 针对上述检查情况,将叶片结构改为单层钢板直叶片,更换了1#、2#轴承,且在1#、2#轴承顶部加上了合适的不锈钢垫片,使其各自保持紧力为0.02~0.03mm。考虑到有磨痕的整流罩损伤不是特别严重,加之目前没有备件,故没有更换。 6月28日,更换叶轮和轴承后引风机转子复位试车,对引风机进行了再次测振,测量的振动数据见表2。 表2 检修后引风机测振记录  μm 时间 1#轴承水平振动 2#轴承水平振动 基频 通频 基频 通频 9:00 26∠275° 30 21∠274° 25 9:10 25∠281° 29 20∠271° 24 9:15 25∠285° 29 21∠278° 25 轴承温度也做了运行记录,引风机运行1.5h两轴承温度由26℃升至43℃后稳定。第二天将引风机停运重启后测量数据和前一天的测量数据基本一致。至此,引风机振动偏大故障得以解决。 振动原因分析 从上述分析和处理过程看出,引风机振动较大的原因是其轴承出现故障和转子存在一定的 不平衡。由于实际运行中,系统除尘装置效率不高,锅炉排烟烟气内颗粒悬浮物浓度的增加导致叶片磨损的加剧,而原叶轮叶片结构形式为后弯机翼型,当包边在长期烟灰的冲刷下开裂时,一部分细颗粒烟灰进入叶片内腔,这是造成引风机存在一定不平衡的主要原因。更换成后弯直叶片型叶轮后,可有效杜绝同类故障的再次发生。    而1#、2#轴承间隙偏大影响轴承正常工作的原因,是因为该引风机长期运行期间振动一直偏大,过大的振动可能使得轴承部件振松、间隙变大。轴承故障反过来使振动继续增大,形成恶性循环。
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  • 发布时间:2021-03-12
    摘要:通过分析铝电解罗茨鼓风机在铝电解生产中的作用。现针对不同故障现象结合实践经验,阐述了罗茨鼓风机易发的故障原因及故障排除方法。 0 引言   现代企业生产中所使用的常见风机种类繁多,其中主要以通风机和鼓风机为主。它们主要用来为工业生产系统提供风源,在生产实际中起着十分重要的作用。在铝电解生产过程中,要将粉状氧化铝从低位输送到高位,然后输送到电解槽,都离不开罗茨鼓风机为其提供高压风源。一旦罗茨鼓风机发生故障,就会导致氧化铝料位无法提升,而且堵塞供料管道再次提料,必须人工清除堵塞积料,才能再次提升。造成大量人力浪费,同时中断氧化铝供应,影响电解正常生产。由此可见,罗茨鼓风机在铝电解正常生产中具有不容忽视的地位。本文针对罗茨鼓风机易发生故障并结合多年维修经验分析总结其发生原因,阐述了其排除方法。 1 工艺流程 粉状氧化铝从打料站浓相系统输出,将氧化铝料位提升到储料罐,储料罐再将氧化铝分配到风动流槽,通过风动流槽的氧化铝在vir反应器和载负氧化铝混合,经过袋滤室收尘箱收尘系统的收尘,再将混合氧化铝输送到各个电解槽,保证电解槽的正常供料。将新鲜氧化铝输往储料罐过程中,氧化铝料位提升主要以罗茨鼓风机为主。氧化铝料位在提升过程中罗茨鼓风机的故障及负载运动,严重影响了风机的正常工作,制约了电解槽的正常供料。 2 罗茨鼓风机常见故障原因分析及排除 2.1 罗茨鼓风机内腔间隙故障原因及分析    鼓风机在安装过程中叶轮与叶轮、叶轮与墙板、叶轮与机壳之间的间隙是风机正常运行的主要因素,超过工作间隙风机将无法运行,内腔各间隙保证在允许值范围内,正常鼓风机叶轮与机壳、墙板的间隙如表1所示,一旦出现偏差,就会发生不同的故障,不同故障发生原因及处理对策如表2所示。 表1  罗茨鼓风机的工作间隙 序号 部位 符号 数值/mm 1 叶轮与机壳之间 &dela;1 0.45~0.60 2 两叶轮相互之间 &dela;2 0.40~0.70 3 叶轮与前墙板之间 &dela;3 0.40~0.55 4 叶轮与后墙板之间 &dela;4 0.60~0.75 5 齿轮副侧隙 cn 0.08~0.16     表2  罗茨鼓风机故障原因分析对照表 故障 可能产生的原因 检修方法及措施 两叶轮有摩擦碰撞现象 齿轮毂键松动 换键 叶轮键松动 换键 齿轮圈与齿轮毂配合松动 检查定位销及螺母是否松动 齿轮毂与轴颈配合不良 检查圆螺母及止动圈工作的可靠性 检查并修复配合面上的碰伤、毛刺及连接键 叶轮间的间隙&dela;不均匀,超过允许值 重新调整&dela;2 齿轮磨损、使啮合侧隙cn超过允许值范围 若调整后仍无法满足要求时应更换齿轮副 气缸内混入异物或有输送介质的结块 清除异物或结块 主、从轴弯曲变形 调直或更换新轴 轴承磨损 更换新轴承 叶轮外径与机壳内壁有摩擦现象 叶轮与机壳间的间隙不均匀超过允许值   检查间隙、并调整&dela;1 检查前后墙板与机壳结合的定位销是否松动,修复销孔更换定位销 轴承磨损,径向间隙过大 更换轴承 主、从轴弯曲变形 调直或更换新轴 叶轮与前后墙板有摩擦现象 间隙&dela;3、&dela;4调整不当 重新调整&dela;3或&dela;4 轴承轴向游隙过大 重新调整或更换轴承 叶轮端面混入异物或结块 清除异物或结块 温度不正常 齿轮副啮合不良或侧隙过小 调整齿轮副的啮合情况 润滑油太脏 清洗润滑系统及轴承齿轮等,更换新油 润滑油温度过高 检查油量是否正常 系统阻力太大或进气温度过高 调整系统运行情况,降低进气温度 振动加剧 转子平衡精度过低或精度被破坏 重新校正平衡达g6.3级 地脚螺栓或其他紧固件松动 紧固各部位 轴承磨损 更换新轴承 机组承受进气管道的重力和拉力 消除管道重力和拉力 主轴与电机轴对中偏差过大 重新调整转子对中 2.2 罗茨鼓风机常见故障发生原因及处理措施    罗茨鼓风机在使用过程中还会出现一些一般性的故障,也会对风机产生不良因素,常见故障、发生原因及处理措施见表3,使鼓风机处于无法正常工作状态。   表3 故障原因分析及相应的故障排除方法 故障 原因分析 处理措施 风量不足 皮带打滑掉转速 调整皮带张力或更换新皮带 间隙增大 调校间隙或更换转子 进口阻力大 清洗过滤器 电机超载 过滤网眼堵塞负荷增大 清洗或更换滤网 压力超过铭牌规定 控制实际工作压力不超出规定值 叶轮与气缸壁有摩擦 调整间隙 过热 升压增大 检查吸入和排出压力 油箱冷却不良 检查冷却水路畅通 转子与气缸壁有摩擦 调整间隙 润滑油过多 控制油标油位 异响 可调齿轮和转子的位置失调 按规定位置矫正,锁紧 轴承磨损严重 换轴承 不正常的压力上升 检查压力上升原因 齿轮损伤 换齿轮 无法启动 进排气口堵塞或阀门未打开 拆除堵塞物或打开阀门 电机接线不对或其它电器问题 检查接线或其它电器 润滑油泄漏 油位过高 静态油位在油位线上方3~5mm 密封失效 换密封件 振动大 基础不稳固 加固、紧牢 电机、风机对中性不良 按说明书找正 轴承磨损 换轴承 3 罗茨鼓风机维护保养 (1)日常保养:日常工作中应注意轴承温度、声音、振动情况,检查油标油位,油温、进排气压力、电流表指数示等。 (2)每月检查:有三角带传动的风机应定期检查v带的张力。 (3)季度检查:每季度定期清洗过滤器,更换一次润滑油。 (4)年度检查:每年应定期清洗风机的齿轮、轴承、油密封、气密封。检查转子和气缸内部的情况,校正各部间隙。 4 结论 罗茨鼓风机在连续使用过程中会出现不同程度的磨损,风机内腔转子与转子、转子与隔板之间的各间隙是影响风机正常运行的主要原因,所以在安装时调整风机内腔各间隙,定期润滑风机各润滑部位,避免出现因安装和润滑不良而出现风机无法正常运行的情况,就能很好地保证罗茨鼓风机的正常运行,确保铝电解生产的正常供料。
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  • 发布时间:2021-03-12
    摘要:分析了离心通风机调节机构存在的问题,提出了符合实际情况的改造措施,改造后实际运行效果良好。 离心式通风机简介 离心式通风机结构布置见图1。                   2 风机存在的问题 双辽发电厂有4台图1所示离心式通风机,自投入运行以来,风机进口调节机构故障频繁,增加了设备维护工作量,严重影响了风机运行的经济性及安全性,现将问题总结如下。 (1)启动时,风机进口调节挡板关不严,风机带负荷启动,启动电流高,电耗高,也易烧损电机。 (2)风机高负荷运行时进口挡板开不到位,节流损失增大,风机出力不足,导致送风机风量无法满足炉膛燃烧要求,炉膛氧量过低,燃烧效率降低。 (3)低负荷运行时,挡板关不到位,风机负荷减不下来,炉膛氧量过大,送、引风做了不必要的功,增加了不必要的电耗。 (4)调节滚轮易脱离调节转筒上的滑道,从而失去调节作用。 (5)调节中,挡板运动阻力大,动作不连续,风量及电流变化不连续,电流最大可突增、突减10a。 3 原因分析 3.1 偏心挡板运动阻力大 本型号风机单台两侧共有30块偏心挡板,每块挡板外端侧挡板轴都由一个独立的调节臂控制,调节臂端侧由长度可调的关节轴承铰链连接在调节转筒上,调节转筒由调节连杆与执行器连接(改造前见图2)。在调节过程中各偏心力产生的扭矩与执行机构产生的调节扭矩相反,阻碍挡板开启,这是影响挡板调整的灵活性及挡板开、关不到位的主要原因。 3.2 挡板轴承运动阻力大 本风机挡板原设计轴承为滑动摩擦式自润滑轴承,共有60套。该轴承完全裸露在烟气中,容易进灰,因此挡板运动阻力大,这是挡板动作不连续、不灵活的原因;也是挡板开、关不到位的原因。 3.3 调节转筒运动效果不好 本风机挡板调节转筒设计上应当与风机主轴具有较高的同心度,但由于在其圆周上起固定和传动作用的8个滚轮存在设计上的缺陷,根本无法将调节转筒定位,在力的作用下致使调节转筒的中心偏离风机主轴中心,调节转筒的运动方式既有转动,又有起负面效果的平面运动方式,挡板调整的盲区大,这也是挡板开关不到位的原因之一。 3.4 调节转筒传动及定位滚轮效果不佳 本风机调节转筒传动及定位滚轮设计有8个,滚轮在调节转筒的滑道上滚动,但滚轮轴与滚轮之间的运动方式为滑动,摩擦力很大,这是挡板调节阻力大的又一原因。另外,滚轮轴悬挂滚轮后,设计成单侧支撑式,由于滚轮轴刚度及强度有限,在调节转筒的重力及调节力的作用下,滚轮轴易发生弯曲,致使滚轮脱离调节转筒滑道或偏离主轴中心,调节作用削弱或失去。 3.5 各挡板位置不一致 这主要体现在挡板的全关位上,在挡板调节指令处于全关位时,大部分挡板已经关闭或接近于关闭,但个别挡板还有很大开度。因此各挡板位置不同步,是挡板关不严,风机启动电流大的原因之一。 4 技术改造方法 保持调节机构各部与进气箱、集流器的安装位置及各挡板调节臂行程不变,对引风机进口调节器进行现场局部改造,主要改造以下几个部分。 (1)对调节挡板进行改造:将原有的不对称结构挡板改为轴线中心对称结构挡板,调节叶片数目不变,使叶片受力均匀且便于调节。增加挡板的厚度,采用耐磨材料,增强挡板的抗扭矩的作用。 (2)对挡板轴端部固定轴承进行改造:由原来的自润滑轴承改为带防尘盖具有球面座的径向球轴承,并采用固定轴承座,以提高调节器的灵活性及轴承自身的强度,减小调节摩擦阻力,提高轴承的运转可靠性。 (3)对调节转筒与滚轮进行改造:重新设计滚轮结构、尺寸,在滚轮与滚轮轴间加滚动轴承传动,变滑动摩擦为滚动摩擦;改滚轮支撑方式为双支撑式,增加稳定性及刚性;重新调整调节转筒中心与主轴中心一致并定位(见图3)。 (4)现场重新校定各挡板开度,使其开度一致,并使调节指示器显示与实际开度一致(调节机构结构总见图4)。 5 运行效果检查 (1)经改造后,挡板调节灵活、无卡涩现象,开度可在0%~100%之间自由调节,就地实际开度与dcs指示一致。 (2)消除了以往运行调整中电流及风量由不变到突然急剧变化的现象,调整中风量及电流变化均匀,满足了风机在各负荷的调整要求。 (3)调节转筒运动效果良好,无调节滚轮脱轨、滚轮轴弯曲等现象的发生,减少了维护量,提高了运行安全性。执行机构调节轻便,指示器与实际开度保持同步一致。 (4)风机启动电流大辐降低,节省了电耗,保证了电机安全运行,提高电机使用寿命。
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  • 发布时间:2021-03-08
       2007年底,我国电力行业发电容量已经达到713gw,其中火电发电装机容量达551gw,以火电厂为主排放的so:及n不断增加[1-2]。no是大气主要污染物之一,是造成酸雨和光化学烟雾的主要因素。但目前我国电站环保主要集中于脱硫处理,而在排放控制方面的规定刚刚开始实施[31,与世界先进国家相比有很大差距。随着环保意识的增强、相关的法律法规的健全和执法力度的加大,尤其是2004—07—0l正式实施的《排污费征收使用管理条例》规定了每排放1kgno.收费0.63元之后,对燃煤电厂n的控制势在必行。 降低n的污染主要有2种措施:改变燃烧方式,控制燃烧过程中n的生成,即低n燃烧技术;采用烟气净化技术,对生成的n进行处理,即烟气脱硝技术[41。本文主要对烟气脱硝的几种方法进行介绍 1方法介绍 1.1选择催化还原法(scr) scr是目前最成熟的烟气脱硝技术.它是一种炉后脱硝方法[习,最早由日本于20世纪60~70年代后期完成商业运行,是利用还原剂(nh,尿素)在金属催化剂作用下,选择性地与n反应生成n和h:0,而不是被0:氧化,故称为“选择性&dquo;。 1.1.1催化剂的选择 金属催化剂有贵金属和非贵金属2类。scr工艺的催化剂材料一般以tio:为载体,并掺入v:0和wo等活性成分,其活性温度在280~400℃不等。催化剂的结构可分为蜂窝式和板式2种,蜂窝式催化剂具有模块化、比表面积大、全部由活性材料构成等特点,而板式催化剂不易积灰,对高尘环境适应性强、压降小、比表面积小。 1.1.2还原剂的选择 在无水氨、氨水和尿素水溶液中进行还原剂选择,首先从安全角度考虑。交通事故中管路、储存罐、槽车罐泄漏的氨气要比尿素水溶液的危险性大得多。尽管防范无水液氨的措施越来越周密,但相应的投资也越大,因此多使用氨水和尿素作为还原剂.特 别是近10a,采用尿素作为还原剂的比例迅速上升。 1.1.3常用的方法 1.1.3.1氨法scr 在选择催化还原工艺中,催化剂直接布置在锅炉之后,即通常所说的高灰分烟气段布置[61。烟气中氮的氧化物主要成分是no和no:,其主要反应方程式为: 4nh3 4no o2=4n2 6h20, 8nh3 6no2=7n2 12h20。 nhjno为0.9时,no的脱除率可达90%。在不添加催化剂的情况下,较理想的no还原温度为800~900oc。当温度低于800℃时,反应很缓慢,需要添加催化剂i。根据所选用的催化剂的种类,反应温度可以选择在250~420,甚至可以低到80~150。 1.1_3.2尿素法scr 尿素法scr是利用设备将尿素转化为氨,然后输送至scr触媒反应器。转换的方法为:将尿素注入一个分解室中,此分解室设定了尿素分解需要的混合时间、驻留时间及温度,由分解室分解出来的氨基产物即成为scr的还原剂,通过触媒实施化学反应后生成nh,及coj】。主要化学反应方程式为: nh2conh2 h2o=2nh3t co2t。 1.1.4 缺点 燃料中含有硫分,燃烧过程中可生成一定量的so:添加催化剂后,在有氧条件下,so的生成量大幅增加,并与过量的nh生成nhhso。nhhso具有腐蚀性和粘性,可导致尾部烟道设备损坏。虽然so,的生成量有限,但其造成的影响不可低估。另 外,催化剂中毒现象也不容忽视。 1.2选择非催化还原法(sncr) 选择非催化还原法是不使用催化剂ll3]、温度在850~1100还原n0的方法。 1.2.1还原剂的选择 尿素较氨有更好的锅炉内分布性能及安全性,因此,在大型锅炉上,sncr一般采用尿素作为还原剂。 1.2.2喷射器的安装 对于大容量锅炉.要将多个喷射器安装在锅炉的不同部位,且能通过izm模块进行独立操作或联合操作。对反应剂喷人量和喷人部位进行控制,使sncr系统对锅炉负荷变动和氨的逃逸量控制具有可操作性。喷射区数量和部位由锅炉的温度场和流场确定,应用流场和化学反应的数值模拟优化喷射部位=典型的设计是:设置1~5个喷射区,每个区设置4~12个喷射器,喷射器一般布置在锅炉的过热器和再热器之间,对于改造的老锅炉,也可设在水冷壁区。当温度过高时氮被氧化,生成更多的氧化氮;当温度过低时,尿素转化率降低,并形成氨[14-15】。 1.2.3常用的方法 sncr工艺的技术主要有以下3种: (1)美国exxon公司的themaldenox工艺:过程中喷人nh,反应温度为870~1200,燃油和燃煤电站锅炉的脱氮率可达40%~60%。 (2)美国燃烧技术公司(nft)的noxou技术:过程中喷人尿素,反应温度为900~1000℃,尿素溶液可直接喷人锅炉炉膛,若同时喷石灰水还可进行脱硫。该技术目前在美国和欧洲已得到商业应用,脱氮率达35%~70%。 (3)emcoe公司的二级denox技术:过程中喷人尿素和甲醇,该系统的第1台反应装置安装于kvabasel城市垃圾焚烧炉上,获得65%~80%的脱氮率。 1.2.4工艺特点 (1)投资少,是scr投资的20%~30%:脱no率中等,为25%~40%;不使用催化剂,因而不会提高烟气中s0的氧化率,s0浓度不会增加,生成的nh,hso造成空气预热器的堵塞和腐蚀程度比scr低。 (2)布置相对简易,且工程造价低、占地面积小、维护简便,目前更适合老厂改造.新炉可依锅炉设计配合使用。 1.3sncr/scr组合法 sncr/scr组合法于20世纪90年代后期研发成功,并成熟应用于多数大型燃煤机组。该技术结合了scr和sncr系统的优点,适合新建大型机组.同时也适用场地狭窄的老厂改造。应用于sncr法的化学还原剂被设计成炉内脱硝后,余氨再进入scr的催化反应装置实施脱硝,脱硝效率最高可达90%。使用的还原剂为尿素,可省去喷氨系统_163。sncr/scr组合技术可节省大量电厂脱硝运转费用,是目前电厂最经济的脱硝方式。 1.4活性炭法(ac) 利用活性炭特有的大比表面积、多空隙进行脱硫或是脱硝,烟气(温度为90~150℃)经除尘器后便进入吸附塔进行喷水冷却。向吸附塔中喷氨气,氨气与n0在活性炭的催化还原作用下生成n,实现脱硝的目的。优点是吸附容量大、吸附过程和催化过程的动力学过程快、活性炭可再生、机械稳定性高,缺点是易形成热点甚至引起着火、设备的体积大、脱硝成本高。 1.5snox/desonox法 丹麦的snox法和德国的desonox法是使用催化剂联合进行脱硫脱硝的2种方法,从除尘器出来的烟气进入催化剂反应器进行no还原,这一点与用于scr设备的方法相似:将烟气加热到400~420;送人催化反应器,使so氧化成so;在换热器中s0与水汽结合成为硫酸。 两种方法的基本原理相同,区别在于氧化和催化还原剂是布置在单独的反应器(snox)里还是联合反应器(desonox)~。因为脱硫和脱硝的运行温度不同,单独的反应器可以单独调节至最佳温度;在联合反应器中布置的是由技术制造商自己开发的一种特殊的高温催化还原剂。 3发展规划    近几年,新建大型燃煤机组都按要求同步采用低no燃烧方式,一批现有电厂结合技术改造也安装了低no燃烧器。综合考虑我国的技术经济发展水平和电力企业的承受能力,今后将继续应用低no燃烧技术,继续研究脱硝效率更高、经济性更好的低no燃烧技术,为大型火力发电机组提供新一代燃烧技术,也为scr和sncr技术的应用提供配套技术[20-24]。 应考虑在燃烧无烟煤的发电厂建立scr和sncr技术的工程示范。通过示范工程,引进、消化国外技术,培育出掌握先进烟气脱硝技术、具有市场竞争能力的工程公司,为烟气脱硝的参数选取、机组匹配和技术方法选择等提供科学依据,从而建立我国的烟气脱硝工程标准体系。
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  • 发布时间:2021-03-08
    摘要:介绍了利用霞普气制作的预热装置,实现了压缩机焊接机壳不需进炉就能预热的关键。 1引言 随着离心式压缩机生产数量不断增加,焊接机壳的质量、进度,已成为能否保证交货期的关键。机壳焊接时,从上法兰与密封体拼装&a;预热&a;焊接;上法兰与外壳板拼装&a;预热&a;焊接;上机壳中的支撑环与内壳体、端板拼装&a;预热&a;焊接;下法兰与密封体拼装&a;预热&a;焊接;下法兰与外壳板拼装&a;预热&a;焊接;下机壳中的支撑环与内壳体、端板拼装&a;预热&a;焊接;整个机壳从拼装到焊接过程中,大型复杂结构壳体要经过20次预热,小壳体要经过8次预热,并且在焊接过程中工艺要求要保证预热温度。 以往焊接机壳预热,符合本公司炉膛尺寸的可进炉预热处理,超出炉膛尺寸的到外协厂进行预热。随着焊接机壳数量的不断增加,焊接机壳体积的增大,公司热处理预热炉已满足不了焊接机壳进炉预热的要求。 焊接机壳各组、部件进炉预热从升温、预热、保温、出炉,至少要经过6~8h,而且出炉温度至少要高出工艺要求温度100℃,否则途中周转到车间,在焊接时工件温度降低达不到工艺要求。 由于预热时间长,在公司内占用热处理炉,外协延长生产周期,既浪费能源,又消耗资金,焊接机壳的预热问题是急需解决的关键问题。 2 预热装置的研制 为不影响生产进度,缓解热处理车间的处理设备能力,解决焊接机壳预热的关键问题。焊接工艺人员对火焰枪进行了选型和试验、购置了wlb-720火焰枪。 预热装置由火焰枪、霞普气瓶、支架和小车组成。该装置为手推车式,预热装置随焊接机壳移动,焊工在焊接前、焊接过程中随时进行预热,方便、安全、可靠,便于定置管理。在手推车上设有固定气瓶的位置,用以稳固霞普气瓶,有两个调整支架,用以稳固火焰枪,调整枪体角度。 当小的焊接机壳预热时,用一个手推车,取下两个火焰枪,对称预热即可,可随时调整火焰枪的角度、加热位置;大的焊接机壳用两个手推车,取下4个火焰枪四角对称加热,可随时调整火焰枪的角度、加热位置,保证在预热过程中气瓶稳固不倒,火焰加热枪移动灵活,气体火焰充分燃烧,加热温度比较均匀,在尽可能短的时间内,达到工艺要求的预热温度。 达到预热温度后,火焰枪放置在推车固定位置上,当预热温度下降,需要再次预热时,可随时进行,直至机壳焊完为止。不需要预热时,收起火焰枪放在手推车上,连同气瓶随车定置管理。图1为焊接机壳采用预热装置预热示意图。 3 产品应用 焊接机壳预热装置研制成功后,铆焊车间4个焊接小组进行实际应用。每个焊接小组根据产品进度情况,按工艺要求随时随地将焊接机壳组、部件进行预热。 仅半年时间,采用预热装置焊接机壳88台,共计120个缸,其中大于φ700mm的大机壳31个,小机壳89个,节约价值近50万元。 焊接机壳预热装置的研制,保证了焊接质量,提高焊接生产效率5倍以上,不仅缩短了生产周期,同时还降低了生产成本,按每年平均焊接160台机壳计算,利用霞普气预热装置进行预热,每年可节省资金100多万元。
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  • 发布时间:2021-03-08
       离心通风机中,气流经叶轮做功后压力增高速度增加,虽然经过了扩压器的扩压,速度进一步降低转化为压力能,但是通风机中的扩压器基本都很简单,相对高速的气体进入蜗壳不但会出现尾流-射流现象,而且由于叶轮出口到蜗壳的突扩会在叶轮出口处产生不同旋转强度的旋涡,这些都极大的影响了风机的效率。为了减少这种旋涡的出现,常常在蜗壳中安装整流板,通过减小突扩从而减少大强度的旋涡,其结构如图9所示。 本文研究了三个带不同长度整流板的风机,其中model1风机整流板长度是180mm,model2风机的整流板长度是100mm,model3风机的整流板长度是70mm。三种模型相同位置网格疏密情况基本一致,蜗舌部分和蜗壳叶轮ineface部分的网格尺寸相同;三种模型的蜗壳网格数分别是714687、718966和730124;叶轮和进口集流器部分使用相同的模型,叶轮和进口集流器之间的间隙为2mm。       图10是整流板长度不同的模型风机整机模拟的性能曲线图,可以看出三种模型的全压和流量均达到了设计要求,在设计工况下model2的全压分别比model1和model3的全压高了2.5%和1.18%,在大流量时model2的全压分别比model1和model3的全压高了6.3%和0.85%,在小流量下相差则不是很大;效率的趋势则基本与全压趋势保持一致,小流量下三种模型效率相差不大,在设计工况下model2的效率分别比model1和model3的效率高了1.19%和1.13%,大流量下model2的效率则分别比model1和model3的效率高了7.1% 和0.75%。 图11是不同长度整流板的风机设计工况下跨盘盖中心截面的静压分布,可以看出随着半径的增大,整流板不同的三个模型静压都增加了,且三种模型的静压分布状况相似,不同的是model1出口压力较低,气流从叶轮进入蜗壳后静压迅速上升,model2和model3 出口压力基本相同,气流从叶轮进入蜗壳后压力逐渐升高。图12是不同长度整流板的风机设计工况下叶轮中心截面的相对速度分布,可以看出三个模型都在靠近蜗舌处的两个叶道内出现了涡旋,其中model2在上游的那个流道涡旋强度较大,下游流道涡旋强度很小,流 动状况最好,model1虽然在两个流道内都产生涡旋,涡旋强度较大,流动状况尚可,model3在两个流道内都产生了比较大的涡旋,基本占据整个流道,流动状况最差。这也说明风机下游设备会对上游设备产生影响。   结论:比较了不同长度的整流板对风机性能的影响,整流板过长会使其距离叶轮前盘的间隙过小,气流在从叶轮进入蜗壳的时候流动非常不均匀,产生较大的流动损失,影响了风机的全压和效率,整流板太短则会明显减弱集流器与叶轮之间的气体泄漏阻挡效果,也会影响 全压和效率,合理长度的整流板会破坏因为叶轮、蜗壳突扩产生的大尺度漩涡,同时对进口集流器和叶轮之间的气体泄漏也有一定的阻挡作用,减少了流动损失和泄漏损失,提高了全压和效率。
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  • 发布时间:2021-03-08
    摘要:本文首先对某高效离心风机进行全三维整机数值模拟,得到其性能曲线并与实验结果进行对比分析。通过使用不同形式的进口集流 器和采用长度不同的整流板等改变风机部件参数来研究风机性能的变化,结果表明锥形进口集流器制造简单同时有效提高了风机的效率,合理的整流板长度可以改善风机内部流动状态并提高风机效率。 0引言 离心风机是国民经济各部门中应用量大、使用面广的通用机械,是工业生产中主要的耗能设备,因此研究和改进离心风机,提高其工作效率对节约能源有着非常重要的意义。离心风机主要包括进口集流器、叶轮和蜗壳三大部件,其几何结构和内部流体的流动状态直接影 响离心风机的能源利用率和工作效率[1]。 王昊[2]等通过对一台离心风机更换叶轮翼型和改变叶片的安装角,采用数值模拟的方法分析了风机的性能和流场。张顾钟[3]采用多目标法对某离心风机进行优化,通过改变叶片出口角、叶片数和转速等参数,得到风机整机性能的提高。阳诚武[4]等通过对9-26型离心风 机的模型进行数值模拟,研究了短叶片长度、短叶片周向位置、短叶片的安装角度及长短叶片数对风机性能的影响。李新宏[5]等对9-19no.1离心风机进行了三维全粘性的整机数值模拟,得到风机的压力场和速度场分布。本文对某高效离心风机进行全三维整机数值模拟并与实验测试进行对比,在此基础上改变其进口集流器与整流板等风机部件的参数,分析其对风机性能的影响及风机内部流动状况,为设计高效离心风机提供了参考。 1风机整机模拟与实验对比本文的试验研究对象是一台高效离心通风机,数值模拟采用fluen软件,计算区域主要分为三个部分:进口集流器、蜗壳和叶轮。该风机主要结构和设计参数如下:叶片进、出口直径为460mm、1000mm;叶轮出口直径为1010mm;长、短叶片各12个;叶片进、出口安装角为29.03°、75°;叶轮进、出口宽度为105mm、46mm;蜗壳宽度为270mm;风机转速 为1450pm。 由于计算模型尺寸比较大,网格数目比较多,同时模型外形不是很复杂,本文采用结构化六面体网格,在保证计算精度的前提下大大节约了计算周期。考虑到流体在通风机内的流动特性,对近壁面采用了网格节点不等距处理,对于ineface、蜗舌、叶轮均采用了网格节点加密处理,其中进口集流器网格数为715806,叶轮网格数为758632,蜗壳网格数为714687。对计算模型的网格数均进行了网格无关性验证,当网格数再增加时计算的全压和效率变化均在0.5%以内。 该通风机内部流动马赫数比较低,可以认为是三维粘性不可压缩流动,湍流模型选择κ-ε模型,压力速度耦合方法采取simple算法,松弛因子采用fluen默认值。进口采用速度进口,出口为压力出口条件,壁面为无滑移边界。 图2为风机性能曲线的数值模拟结果与实验值的对比,其中风机全压的实验结果与数值模拟最大相差3.2%,在设计流量附近模拟值略高于实验值,风机的静压、功率的实验结果分别与数值模拟结果相差了2.3%、3%,模拟值与实验结果的曲线趋势基本一致,风机的效率的误差则在3.9%以内,在设计流量时模拟值与实验结果基本相同。所有性能参数的误差均在5%以内,说明了本文的计算模型和计算方法的正确性。 2进口集流器对风机性能的影响 为了使气流能够更加均匀进入叶轮,一般通风机都会有进口集流器。进口集流器应该尽量使气流充满叶轮进口截面,使流动状况尽量接近叶轮进口的气流状况,避免产生涡流等流动损失。本文使用了三种型式的进口集流器:圆筒形进口集流器、锥形进口集流器和弧形进口集流器,如图3所示。三种进口集流器轴向长度相同,出口面积都与叶轮进口面积相同,其中锥形进口集流器与弧形进口集流器进出口面积保持一致。   在进行模型的网格划分的时候,分别对三种型式的进口集流器对应处网格进行了尺寸的统一,例如进口处第一层网格与叶轮进口截面匹配的ineface截面网格尺寸均相同,对于其它壁面处的网格尽量做到尺寸接近。圆筒形进口集流器,锥形进口集流器和弧形进口集流器的网格数分别是61447、715806和70866,蜗壳和叶轮部分均相同。 图4是采用三种进口集流器的性能曲线对比,可以看出三种进口集流器风机模型均满足设计要求。由图4(a)可以看出在小流量情况下,三种模型的全压相差不大;随着流量的增加,特别是超过设计流量后,采用弧形进口集流器的风机全压最高,其次是采用锥形进口 集流器的风机,圆筒形进口集流器风机最低。在设计工况下弧形进口集流器的全压分别比锥形和圆筒形进口集流器全压高1.3%和0.8%,在大流量下弧形进口集流器的全压分别比锥形和圆筒形进口集流器全压高6.1%和10.2%。由图4(b)可以看出效率与全压的趋势保持一致,小流量状况下三种模型效率基本相同,随着流量的增加弧型的效率高于锥形,锥形的效率高于圆筒,在设计工况下弧型进口集流器的效率分别比锥形和圆筒形进口集流器效率高0.6%和1.3%,大流量时弧型进口集流器的效率分别比锥形和圆筒形进口集流器效率高5.7%和8.6%。 图5、图6和图7分别显示了不同流量下叶轮进口截面的绝对速度云图,可以看出采用圆筒形进口集流器的风机,在该截面上壁面速度和中心速度都比较大,速度延半径方向有先增大后减小的过程,而采用锥形进口集流器和弧形进口集流器的风机则都是中心速度小,壁 面速度大,速度延半径方向是逐渐增大的过程,弧形和锥形的速度分布基本一致,弧形的在大流量的情况下速度分布更加均匀。可以看出不管采用哪种进口集流器,叶轮进口速度分布都不可能是完全对称的,下游设备的不对称性会影响上游设备,在设计工况下三种模型的进 口速度分布最均匀,气体进入叶轮内流动状况最好,因此效率最高。 图8是设计工况下三种模型同一位置子午截面总压图,可以看出由于叶轮对气体做功,沿着流动方向气体的总压在不断地增加,同一半径下轮盖侧的压力均低于轮盘侧的压力,尤其是在进口处,轮盖侧的压力明显低于轮盘侧的压力,采用圆筒形进口集流器风机在轮盖侧 进口转弯区域明显会有一个较大的低压区域,采用锥形进口集流器风机在进口处的压力梯度则要缓和一些,采用弧形进口集流器风机在进口处压力梯度最小,因此弧形进口集流器最能符合气流由轴向变为径向进入叶轮的气体流动状况,在进口盖侧产生的流动损失最小。
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  • 发布时间:2021-03-08
    摘要:使用cfd数值计算软件对一5.6号离心风机进风口与叶轮径向间隙(径向间隙&dela;与叶轮直径d2比值)分别为1mm(0.18%)、2mm(0.36%)、3mm(0.54%)和4mm(0.71%)时的整机进行三维数值模拟,并且与叶轮和进风口没有间隙的离心风机数值模拟结果进行对比。分析间隙对内部流场的影响,总结得到该离心风机全压、内功率和内效率随间隙变化情况 0引言 离心风机是工业生产部门使用非常广泛的机械设备,在冶炼、石油和化工等领域发挥着重要作用。其能否安全、经济的运行直接关系着各个生产部门的经济效益。离心通风机中的损失可分为流动损失、泄漏损失、轮阻损失和机械损失等。为了保证高速旋转的离心通风机旋转的可靠性,进风口和叶轮之间要有一定的间隙,由于存在这一间隙,气体经过叶轮前盖与进风口之间的泄漏形成循环流动,使叶轮对这部分流体的做功均被损失掉。这种损失被称为内泄漏损失。 一般经验认为,进风口与叶轮之间的径向间隙越小,内泄漏损失会越小,故在制造工艺和安全运行的条件许可下,间隙应尽可能小。但是由于制造工艺和加工成本的限制,间隙过小可能有较大的制造困难,所以要在兼顾多种因素的情况下,找到最佳的径向间隙量。 本文以某一高效离心风机(机号5.6号)为模拟对象,使用三维造型软件对进风口与叶轮径向间隙(&dela;/d2)分别为1mm(0.18%)、2mm(0.36%)、3mm(0.54%)和4mm(0.71%)时的离心2风机整机建模,对建模后的整机划分网格,再使用cfd数值计算软件对整机进行数值分析,最后对计算结果进行对比分析,得到不同间隙对该机号风机的全压、内功率和效率的影响,总结得到不同间隙对间隙内泄漏损失的影响。同时得到该机型的最佳的径向间隙。2不同径向间隙离心风机整机cfd数值模拟 2.1模型建立及网格划分 使用三维造型软件ug对进风口与叶轮径向间隙(&dela;/d2)分别为离心风机整机建模,图表示的为间隙1时的二维图。建模时将整机分为个区域,分别为进风口、叶轮、叶轮和进风口之间的间隙、以及机壳部分。 图2表示三维数值计算模型和网格,计算网格使用分块四面体网格,由建模的4部分组成。其中,间隙和叶轮部分设计为旋转网格。近壁面以及间隙部分网格加密处理,离心通风机整机网格总数为230万。 2.2cfd数值计算方法 在cfd数值计算中,使用k-ɛ湍流模型求解相对坐标系下守恒形式的三维navie-sokes方程。空间项采用有限体积中心离散方法[5]。采用四阶runge-kua法时间推进以获得定常解。为了加速收敛,采用多重网格法。 数值模拟的边界条件为:进口给定速度条件,根据不同流量给定不同的进口速度;出口为自由出口条件;叶轮给定旋转速度. 2.3内部流场分析 图3表示的是间隙为4mm时间隙中的速度分布,可以很明显的看到,蜗壳中压力较高的流体经过间隙重新流回叶轮,同时间隙对气流又产生了节流作用,气流的速度快速增加,并且在间隙处产生了涡流。通过间隙进入叶轮的气流再次和叶轮中的主气流混合。这与一般 的理论分析是一致的,叶轮对气体的做功的一部分消耗在了间隙内的循环上。 图4和5分别表示的是没有间隙和3种不同间隙时蜗壳中截面的总压分布。对比图4和5可以得到,没有间隙时的蜗壳中的总压比有间隙时要明显大,而且涡的分布也比有间隙时少。这就表明间隙会明显减小风机的做功能力。随着间隙的增大,蜗舌区域总压会明显降低,也会出现明显的涡流。这也表明间隙泄漏对蜗舌部位的气流影响较大。 2.4不同间隙时的全压和内效率比较 图6和7分别表示的是叶轮进口没有径向间隙和径向间隙与叶轮直径比值(&dela;/d2)分别为数值模拟的流量和全压曲线以及流量和内效率曲 线。从两张图可以很明显的看出,随着间隙的增大,在全流量工况,全压和内效率都有明显的下移。 从图6可以看出,在小流量区域,随着间隙的增大,虽然全压有一定的降低,但是降低的不是很明显,而且在全压降低到一定程度以后,基本不再降低;然而在大流量区域,压力降低的比较明显。这就说明在小流量区域,间隙的大小对全压的影响较小;在大流量区域, 间隙的大小对全压有较大的影响。这和理论分析的结果是一致的。 从图7可以看出,和没有间隙时的理想情况比,径向间隙会明显的降低整机的内效率,随着&dela;/d2的增大,在小流量区域,内效率变化不是很明显;在大流量区域,内效率下降的比较明显。在大流量区域,&dela;/d2为0.18%时,内效率和没有间隙时的情况比较接近,并且&dela;/d2为0.36%和0.54%时内效率比较接近,而当&dela;/d2为0.71%时,效率又有比较明显的下降。 对于该5.6号的风机,一般情况下做到&dela;/d2为0.18%要求比较高,实现起来既耗费时间又增加成本,但是同时又不希望效率降低过大,由于&dela;/d2由0.36%增加到0.54%时内效率变化较小,所以该型风机最佳的径向间隙量&dela;/d2为0.54%,这与经验公式要求的一般间隙约为0.5�的要求是相符合的。 3结论 1)使用cfd数值计算软件对一5.6号高效离心风机进风口与叶轮径向间隙(&dela;/d2)分别为时的整机进行三维建模和数值模拟,并且与没有间隙时的数值模拟结果进行对比。结果表明,蜗壳中压力较高的流体经过间隙重新流回叶轮,同时间隙对气流又产生了节流作用,气流的速度快速增加,并且在间隙处产生了涡流。 2)不同间隙时蜗壳中截面的总压分布表面,随着间隙的增大,蜗舌区域总压会明显降低,也会出现明显的涡流。间隙泄漏对蜗舌部位的气流影响较大。 3)随着间隙的增大,在全工况内,全压和内效率都会减小。在综合考虑制造成本和径向间隙对内效率的影响,得到该机型最佳的径向间隙与叶轮直径的比值&dela;/d2为0.54%。
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  • 发布时间:2021-03-06
    服务项目:除尘抽风机、锅炉引风机、矿用风机、粮食风机;钛风机、氯气输送风机、煤气鼓引风机   现有风机中有很多性能优良,但由于用户要求的多样性,已有产品中往往选不到合适的风机和模化设计对象。重新设计新产品则需要气动计算、模型试验、工艺设计,模具制造等一系列复杂过程,成本高、周期长。这时可采用变型设计,即仅改变原有风机个别几何参数来满足设计要求。变型设计有试验数据和实际产品为依据,设计计算可靠,不必进行模型试验;还可利用现有图纸资料、模具工装,降低了成本,缩短了设计制造周期。 变型设计原理   当选型设计和模化设计都不能满足设计要求时,选用比转速相差不多,性能较好的离心风机进行变型设计。在变型量控制在一定范围内时,可以认为变型设计点的效率近似不变。变型设计方法主要有:①变叶轮宽度;②变叶片数;③变叶轮外径及出口安装角或叶片型线;④变叶片进口安装角。 一、变叶轮宽度   变叶轮宽度的变型设计方法, 满足用户提出的压力要求,而不满足流量要求。按设计要求的技术能数,计算出比转速后,选择与计算比转速接近,效率较高的风机,从其无因次性能曲线上找出变型工况点得到流量系数,按设计全压要求求得所需风机叶轮直径。依此为依据得到变型设计的模型风机。 作两点假设:①不考虑由于宽度变形而引起的轴向涡流变化;②不考虑由于宽度变化引起的附面层变化。 在此基础上,按下面两种情况进行变宽度计算:①满足进口速度三角形相似;②满足出口速度三角形相似。 宽度改变以后,全压可能会有所变化,因此要计算全压是否在设计压力允许波动范围。 二、变叶片数     变叶片数方法适用于风量满足用户要求,而风压不满足要求的情况,按满足风量要求,求得所需模型风机,并得到对应各几何参数(按比例常数求得)。变叶片数后,主要考虑滑移系数k发生变化,滑移系数k可按模型风机的实验结果和滑移系数的计算公式进行修正计算。 三、变叶轮出口参数或叶片型线   这一方法适用于模型满足全压或流量其中一个要求,而另一要求与模型风机参数相差不多的情况。通过改变叶轮出口几何参数或叶片型线来满足设计要求。有三种情况:①变叶轮外径叶片出口安装角&bea;,不变叶片型线;②变叶轮外径,叶片型线,不变叶片出口安装角&bea;;③变叶片出口安装角&bea;,叶片型线,不变叶轮外径。 1、先满足流量或全压要求得出模化风机; 2、滑移系数的修正计算仍使用变叶片数时的计算方法; 3、对计算结果进行验算。 四、变叶片进口参数   叶片进口参数同时影响着通风机的流量与全压,因此,不能先满足其中一个要求,经修正后满足另一要求,也就是说,不能先确定模型风机,只能是同时确定模型风机及变形后的叶片进口参数。  
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