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易燃氣體專用防爆排風機,山西工業防爆離心通風機,青海廚房專用油煙淨化抽風機

易燃氣體專用防爆排風機,山西工業防爆離心通風機,青海廚房專用油煙淨化抽風機

  • 浏覽率: 發布時間:2018-01-17 02:46:21

  由的效率曲線可知,串聯效率與2台單風機效率均不相同,串聯效率介于2台單風機效率之間。時,為了提高串聯全壓,盡量把軸流風機放在第一風機全壓-流量曲線的簡單疊力口。

  2台風機串聯時,盡量保證2台單風機最大流量相等或相近,以便在管網阻力較小的情況下也能提高串聯全壓。

  2台風機串聯的效果與管網阻力有關,管網阻力越大,串聯效果越好,全壓提高得越多,管網阻力越小,串聯效果越不理想軸流風機與離心風機進行串聯時,風機串聯形式不同,排氣特性不同為了盡可能多地提高串聯全壓,應把軸流風機放在第一級。對于工況變化不大的風機來說,能夠使風機在高效率點附近工作。但是對于工況變化大的風機,如果風機處于非設計工況點工作,風壓和風量不穩定,可能産生失速和喘振,引起機械振動,甚至破壞機器。穩流環的功能是減緩或消除軸流風機的馬鞍特征,擴大風機的安全工作範圍。本文就對穩流環的工作特性進行試驗研究以及分析。

  穩流環就是在葉輪入口側靠近葉輪處安裝一個環形葉栅,如所示。

  當風機由于通風網絡阻力變大,或者由于風機出現脫流現象,迫使風機工況離開設計點,進入低流量工況下的非穩定狀況,随着流量的減少,在葉片的頂部出現脫流,逐漸向根部發展,緻使流動惡化,氣體壓力大幅度下降。由于葉片兩側出現壓力差,在壓力差的作用下,通過葉片頂端與機殼之間的間隙,一部分空氣從高壓側流到風機的進風側(低壓側),與進氣氣流發生碰撞産生沖擊損失,嚴重地破壞了入口處進氣條件。當采用穩流環之後,在變工況下,流動情況發生了變化,由于穩流環與機殼形成了一定的空間,不受主氣流的幹擾,葉頂産生的渦流氣體在離心力和工作輪後面氣體壓力的共同作用下,沿葉頂流入穩流區域環形通道。在穩流環上的葉栅和穩流環的共同作用下經過一定距離,逐漸趨于平穩,通過穩流環前端的開口回到主氣流。這樣,不斷地将回流氣體抽走形成定環流,從而防止了工作葉輪中脫離區繼續發展,減少了葉頂的失速,避免低流量工況的不穩定現象,也使風機的高效工作範圍擴大,在壓力特性上對消去馬鞍區有一定的幫助。由于對旋軸流風機第二級葉片入口速度為第一級葉片的出口速度,以及二級葉片處的壓力變化很大,在運行時容易産生葉頂脫流,幹擾入口的進氣流,這就為對旋風機第二級前加穩流環改善内流提供了可能。穩流環的結構以及安裝示意圖如所示。

  1.工作葉輪2.葉栅(b)結構示意圖fc)安裝示意。環形通道4.穩流環5.集流器6.二極葉輪7.級葉輪穩流環的結構原理及安裝示意穩流環特征參數的确定bookmark6葉片穩流的主要幾何尺寸為:穩流環直徑、厚度及寬度,導流小葉片的彎曲角度及寬度,導流小葉片數量,穩流環離動葉前緣的距離。

  2.1穩流環直徑Dw和厚度5bookmark7在設計工況下,工作輪中氣體流動情況較為理想,理論上不應有脫流。這時穩流環中不應有氣流通過,其直徑尺寸應與無穩流器時的機殼内徑相同,理上接第33頁)M0.4;卸荷到卸荷壓力,一次加載過程完畢,加載次數加1.若次數小于加載次數,重新回到初撐步M0.1,次數等于加載次數,加載自動結束。手動時每一步都有語音提示操作員,進行手動換向閥增壓卸荷等操作。

  液壓支架千噸試驗台監控系統投入使用半年後,順利完成10多架次液壓支架的檢測任務。該系統自動化程度高,功能完善,便于操作與維護;提高了工作效率,減輕了工人的勞動強度,縮短了整架壓架試驗周期;測量數據準确,系統可行性高。兩個冷卻水系統主要設計參數如表1:表1冷卻水系統主要設計參數表設備冷卻方式直流供水循環供水冷卻設備循環水泵:350S44冷卻水量進水溫度系統容積AV40-11軸流風機(1風機)冷卻水采用的是河流源水(或河流源水與4水站混合水),使用後直排至4水站;2004年,AV45-12軸流風機(2風機)冷卻水設計采用敞開式循環水。2風機運行後汽輪機凝汽器進水溫度高(32~38 C),最高達到42機組真空下降(夏天-0.082~0.084MPa,冬季-0.088 MPa),風機不能滿負荷運行。1風機出水溫度一般在23~35C,1風機冷卻系統出水與2風機凝汽器進水水溫相比約低3~5C,為此我們考慮利用1風機出水補水到2風機水池,經2風機使用後,利用原設施将約相當于1風機排入的水量通過虹吸溝直排至4水站,減少2風機冷卻塔的負荷,同時考慮2風機循環水不再進行化學水處理的可能性。

  2風機相關設計參數:冷凝器進水溫度:100進汽量27t/h冷卻水流量2215t/h循環水泵參數:H=44m傳熱端差2設計依據在同一蒸汽負荷下,凝汽器内壓力随水溫的增加而升高。改造前提出需保證至少軸流風機運行工況滿足現運行工況,保證凝汽器的總體傳熱效果在同循環冷卻流量下達到優化;冷卻水在系統運行中濃縮後水質沒有析出水垢傾向。

  2.1循環水進口溫度、冷卻倍率與凝汽器内壓力的關系在其它條件相同和冷卻倍率不變的情況下,凝汽器循環水進口溫度愈低,凝汽器循環水出口溫度就愈低,因而排汽溫度也愈低,凝汽器的真空度就愈高。凝汽器中的壓力與進水溫度的關系見表2.表2凝汽器中的壓力與進水溫度關系表凝汽器中的壓力從以上表2中看出,當2風機冷卻水溫度到35°0時,排汽壓力達到設計值0.01MPa,冷卻水倍率需要100倍,進水水溫下降到30 C時,排汽壓力達到設計值0.01MPa,冷卻水倍率僅僅需要50倍。因此在汽溫較低,2風機冷卻水進口溫度低時可适度減少冷卻水量。

  2.2凝汽器變工況核算凝汽器變工況核算的目的是确定當蒸汽排汽量、冷卻水進水溫度、冷卻水量等偏離設計值時,凝汽器壓力如何變化。

  2.2.1 1風機冷卻水出水全部排到2風機水池,2風機運行在同樣冷卻水流量,冷卻水進口溫度與原運行方式相比下降的情況,此運行工況可不進行計算。

  2.2.2冷卻水進口水溫較低時(30C),2風機冷卻水停用一台冷卻水泵的情況下凝汽器變工況計算假定:排汽與凝結水的比焓差(hs-hc)為定值,且等于設計值;在計算變工況下的總體傳熱系數K時,清潔系數ft取設計值。

  冷卻水進口溫度以與設計值比下降3C為依冷卻水流量,因2風機冷卻系統出水排掉部分水量至虹吸溝,水泵阻力下降。查350S44泵性能參數,查揚程37m時,流量為1 476m3/h,計算時取凝汽器變工況特性計算:——循環倍率冷卻水流速:qw——冷卻水流量,m3/s總體傳熱系數:汽器的熱力計算總體傳熱系數采用美國熱交換協會(HEI)的計算方法。

  ft-冷卻水溫度修正系數ft——冷卻水管材料壁厚修正系數對采用冷卻塔的循環供水系統ft通常取0.75~ 0.8,對直流供水系統,ft通常取0.8~0.85,采用1風機出水補水到2風機水池,經2風機使用後部分直排,實際冷卻水系統為低循環倍率供水方式,ft清潔系數基本不變。取ft=0.8.冷卻管材質為黃銅,壁厚1.0mm,查修正系數ftm=1.0.冷卻水進口溫度為30C時,查圖表修正系數ft=1.06進水溫度30C時相關參數如下:冷卻水溫升:9.4C冷卻水流速:1.535m/s總體傳熱系數:2傳熱端差:6.6°C凝汽器内蒸汽溫度:46C凝汽器内壓力:0.010 1MPa通過凝汽器變工況特性計算,在2.2.1、2.2.2工況下均能能滿足工藝生産要求。

  2.3水質穩定性判斷水質穩定性判斷,根據實際補水量情況,采用極限碳酸鹽硬度指标經驗公式判斷碳酸鹽水垢能否生成。

  2.3.11風機冷卻水出水全部排到2風機水池,2風機循環冷卻水運行二台泵,其中冷卻水出水的一部分(相當于1風機排入的水量1冷卻塔,直接通過改造的排水管道由虹吸溝直排至4水站,餘下約1300m3/h則通過冷卻塔冷卻循環。

  補水量Q=1循環量Q=2 1風機出水水質全分析數據如下:我公司地處位置的漣河水碳酸鹽硬度一般在左右。

  極限碳酸鹽硬度的計算:同理在冷卻水出水溫度41C時H極=2.962在冷卻水出水溫度>42C時NH碳>H極2.3.2在冷卻水進口溫度較低(30C,2.2.2工況),2風機冷卻水停用一台冷卻水泵的情況下,2風機冷卻水出水大部分排入虹吸溝。冷卻水出水水溫在40C以下。

  通過計算,在2.3.1工況,2風機冷卻水出口溫度<41C時,和2.3.2工況下水質穩定。

  3方案實施3.1循環水系統改造風機水池,加裝閥門DN600mm―個,1風機出水原排虹吸溝6閥關閉,使水排入2機水池,工藝管道安裝考慮出水阻力。

  2風機出水利用原設施将部分水量排入虹吸溝,由3閥控制,減少進冷卻塔冷卻的水量,降低2機進水溫度。

  增加2風機水池溢流管便于水池水位調整。。随着人們生活品質的提高和國家對家用電器噪音标準的強制實施,對多翼離心風機的低噪音也提出了更加苛刻的要求。如何能夠在整機體積和蝸殼尺寸不變的情況下,設計出噪音低和氣動性能更優良的蝸殼是研發人員追求的目标。多翼離心風機蝸殼内部流動現象非常複雜。由于流動的非對稱性,蝸殼内部的流場屬于全粘性的三維流場,憑借現有的);同時蝸舌出口圓弧半徑沿軸向從75mm縮小到30mm.新型斜蝸殼配置圖蝸殼表面網格分布網格生成與計算方法本文選用的計算域如所示,網格生成采用有限體積法。為控制網格質量,将複雜的計算域分割成若幹形狀規則的幾何體,每個幾何體單獨生成合适的網格接點,相臨幾何體共用同一個面,享用相同的網格節點,每個計算例的網格總數約160萬。為斜蝸殼表面的網格分布圖。

  計算采用三維雷諾平均守恒型Navier-Stokes方程和K -e标準兩方程模型湍流模型;壁面附近應用标準壁面函數。計算方法應用SEGREGATED隐式方法,湍流動能、湍流耗散項、動量方程都采用二階迎風格式離散;壓力-速度耦合采用SIMPLE算法。進出口選用壓力邊界條件,根據多翼離心風機的實際運行情況給定進口總壓和出口靜壓邊界。葉輪選用旋轉坐标,給定旋轉壁面邊界條件,計算葉輪轉速為500r/min.蝸殼選用靜止坐标,給定标準壁面邊界條件。當各速度誤差和fc、e誤差都小于10一5且蝸殼進出口邊界的流量誤差也小于1(T5時,本文認為計算已經收斂。

  4計算結果分析為多翼離心風機采用常規直蝸殼與新型斜蝸殼時,風機近底盤截面的速度矢量分布。從(a)中可以清楚地看出,采用常規直蝸殼時,風機底盤附近的蝸舌間隙内存在着明顯的旋渦,該旋渦的存在消耗了風機的作功,加了風機的噪音。而采用新設計斜蝸殼後,底盤附近蝸舌間隙内的旋渦消失,出口氣流順暢,如(b)所示。

  常規直蝸殼和新型斜蝸殼近底盤截面速度矢量圖為采用常規直蝸殼與新型斜蝸殼時,近底盤截面的全壓雲圖。從圖中可知,采用斜蝸殼時,多翼離心風機蝸殼内部的最高出口壓力值降低,風機内部的壓力分布更加均,氣流更加穩定。

  為詳細了解新型斜蝸殼對風機間隙内部流動的作用機理,本文考察了常規直蝸殼間隙内旋渦渦核作用位置(中A點所示)處的速度、壓力沿葉高的分布情況。為蝸舌間隙内(中A點所示位置)絕對速度和切向速度從進口到底盤沿葉高的分布曲線。圖中R為葉輪出口圓周速度,為葉輪高度;Z/Z為從葉輪進口到底盤的無因次軸向距離。圖中可看出,采用常規直蝸殼時,由于間隙旋渦的存在,靠近底盤20%軸向區域中(無因次軸向位置0.81.0)的氣流切向速度顯著降低((b)),産生能量損失,同時導緻該區域内氣流的絕對速度值也明顯減少((a))。而采用新型斜蝸舌時,由于間隙旋渦消失,從葉輪軸向中部到底盤的氣流切壓壓壓壓靜全靜全殼殼殼殼蝸蝸蝸蝸斜斜直直-斜蝸殼直蝸殼向速度和絕對速度都很平穩,跟常規直蝸殼相比,近底盤區域氣流速度明顯提高。

  (b)切向速度系數蝸舌間隙内絕對速度和切向速度系數沿葉篼分布圖給出了蝸舌間隙内壓力系數沿葉篼的分布曲線,圖中顯示出采用斜蝸殼後,能顯著改善近底盤區域蝸舌間隙内氣流流動,提高氣流壓力。

  6的氣流速度和壓力沿葉高的分布特性都顯示出采用常規直蝸殼時,在風機近底盤位置的蝸舌間隙内存在着旋渦,蝸舌間隙旋渦的存在導緻了近底盤區域中的氣流壓力和速度顯著降低,而采用斜蝸殼可以改善底盤位置的流動,與中給出的速度矢量圖基本吻合。

  5.從圖中可知,采用斜蝸殼後,由于改善了蝸舌間隙内近底盤截面的流動,多翼風機的整機壓力有所提高。

  采用丹麥BK公司的356噪音測試系統按照GB7725-2000标準測試了多翼風機分别配置常規直蝸殼和新型斜蝸殼時的噪音特性,如所示。從圖中可以看出,在相同流量時,采用新型斜蝸殼可以使多翼風機的噪音降低23分貝。

  當多翼風機工作在設計點附近時,在離開多翼風機一定距離處測得的噪聲,主要是從旋轉葉片脫落的渦造成的紊流噪聲。紊流噪聲的重要機理是由于葉片的渦流脫落和蝸舌間隙渦流的相互作用。在配置新型斜蝸殼後,改善了多翼風機近底盤區域的流動,消除了蝸舌間隙内的旋渦;一方面,采用新型斜蝸殼後,在葉高方向上,風輪和蝸舌之間的間隙大小是變化的,這樣由于空間距離不同而導緻旋轉葉片出口的氣流和靜止殼體之間幹涉不同,産生不同的噪音頻譜。他們相互作用的影響有一相對于時間和頻率的相位差而降低噪聲。另一方面,由于斜蝸殼的蝸舌最小間隙位置在圓周方向上是變化的,這樣離開葉輪的氣流在不同點上,以不同時間間隔與三維斜蝸舌相遇,氣流脈動力的作用在時間上基本上是錯開的,同一葉片以不同的時間間隔通過葉輪與蝸舌的最小間隙位置,導緻離散頻率噪聲減少,從而有效地降低了風機的氣動噪音,避免了相同頻率噪音由于諧振作用而帶來的嘯叫聲等,改善了多翼風機的音質。

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