Причини підвищеної вібрації промислового вентилятора. Установка вентиляторів

У діяльності бюро діагностування ремонтних підрозділів металургійних підприємств балансування робочих коліс димососів та вентиляторів у власних підшипниках виконується досить часто. Ефективність даної регулювальної операції, значна порівняно з малими змінами, що вносяться в механізм. Це дозволяє визначити балансування як одну з маловитратних технологій під час експлуатації механічного обладнання. Доцільність будь-якої технічної операції визначається економічною ефективністю, в основі якої лежить технічний ефект від операції, що проводиться, або можливі збитки від несвоєчасності проведення даного впливу.

Виготовлення робочого колеса на машинобудівному підприємстві не завжди гарантує якість врівноваження. У багатьох випадках підприємства-виробники обмежуються статичним урівноваженням. Врівноваження на балансувальних верстатах, безумовно, є необхідною технологічною операцією при виготовленні та після ремонту робочого колеса. Проте, неможливо наблизити виробничі умови експлуатації (ступінь анізотропності опор, демпфування, вплив технологічних параметрів, якість складання та монтажу та інших факторів) до умов балансування на верстатах.

Практика показала, що ретельно врівноважене робоче колесо на верстаті необхідно додатково врівноважувати у власних опорах. Очевидно, що незадовільний вібраційний стан вентиляційних агрегатів при введенні в експлуатацію після монтажу або ремонту призводить до передчасного зношування обладнання. З іншого боку, транспортування робочого колеса до балансувального верстата за багато кілометрів від промислового підприємства не виправдане з погляду тимчасових і фінансових витрат. Додаткове розбирання, ризик пошкодження робочого колеса під час транспортування, все це доводить ефективність врівноваження на місці експлуатації у власних опорах.

Поява сучасної вібровимірювальної апаратури забезпечує можливість проведення динамічного балансування дома експлуатації та зниження вібраційної навантаженості опор до допустимих меж.

Однією з аксіом працездатного стану обладнання є робота механізмів із низьким рівнем вібрації. В цьому випадку знижується вплив цілого ряду руйнівних факторів, що впливають на підшипникові вузли механізму. При цьому збільшується довговічність підшипникових вузлів та механізму в цілому, забезпечується стабільна реалізація технологічного процесу відповідно до заданих параметрів. Щодо вентиляторів та димососів, низький рівень вібрації багато в чому визначається врівноваженістю робочих коліс, своєчасно проведеним балансуванням.

Наслідки роботи механізму з підвищеною вібрацією: руйнування підшипникових вузлів, посадочних місць підшипників, фундаментів, підвищена витрата електричної енергії для приводу установки. У роботі розглядаються наслідки несвоєчасної балансування робочих коліс димососів і вентиляторів цехів металургійних підприємств.

Вібраційне обстеження вентиляторів доменного цеху показало, що основною причиною підвищеної вібрації є динамічна неврівноваженість робочих коліс. Прийняте рішення – провести врівноваження робочих коліс у опорах дозволило знизити загальний рівень вібрації 3…5 раз, рівня 2,0…3,0 мм/с під час роботи під навантаженням (рисунок 1). Це дозволило збільшити термін служби підшипників у 5…7 разів. Визначено, що для однотипних механізмів спостерігається суттєвий розкид динамічних коефіцієнтів впливу (більше 10 %), що визначає необхідність проведення балансування у власних опорах. Основними чинниками, що впливають розкид коефіцієнтів впливу є: нестабільність динамічних характеристик роторів; відхилення властивостей системи від лінійності; похибки під час встановлення пробних вантажів.

Рисунок 1 - Максимальні рівні віброшвидкості (мм/с) підшипникових опор вентиляторів до та після балансування

а)	б)
в)	г)

Рисунок 2 – Нерівномірне ерозійне зношування лопаток робочого колеса

Серед причин виникнення дисбалансу робочих коліс димососів та вентиляторів слід виділити:

1. Нерівномірне зношування лопаток (рисунок 2), незважаючи на симетрію робочого колеса і значну частоту обертання. Причина цього явища може полягати у вибірковій випадковості процесу зносу, зумовленого зовнішніми факторами та внутрішніми властивостями матеріалу. Потрібно враховувати фактичні відхилення геометрії лопаток від проектного профілю.

Рисунок 3 – Налипання пилоподібних матеріалів на лопатки робочого колеса:

а) димосос аглофабрики; б) паровідсмоктувач МНЛЗ

3. Наслідки ремонту лопаток у робочих умовах дома установки. Іноді дисбаланс може викликатися проявом початкових тріщин у матеріалі дисків та лопаток робочих коліс. Тому передувати балансування повинен ретельний візуальний огляд цілісності елементів робочого колеса (рисунок 4). Заварювання виявлених тріщин не може забезпечити тривалу безвідмовну роботу механізму. Зварні шви служать концентраторами напруги та додатковими джерелами зародження тріщин. Рекомендується використовувати цей метод відновлення лише, в крайньому випадку, для забезпечення функціонування на короткому проміжку часу, що дозволяє продовжити експлуатацію до виготовлення і заміни робочого колеса.

Рисунок 4 – Тріщини елементів робочих коліс:

а) основний диск; б) лопаток у місці кріплення

У роботі механізмів роторного типу важливу роль відіграють допустимі значення параметрів вібрації. Практичний досвід показав, що дотримання рекомендацій стандарту ДСТУ ISO 10816-1-97 «Вібрація. Контроль стану машин за результатами вимірювань вібрації на частинах, що не обертаються» щодо машин класу 1, дозволяє забезпечити тривалу експлуатацію димососів. Для оцінки технічного стану пропонується використовувати такі значення та правила:

• значення віброшвидкості 1,8 мм/с, визначає межу функціонування обладнання без обмеження термінів та бажаний рівень закінчення балансування робочого колеса у власних опорах;
• значення віброшвидкості в діапазоні 1,8...4,5 мм/с допускають роботу обладнання протягом тривалого часу з періодичним контролем параметрів вібрації;
• значення віброшвидкості понад 4,5 мм/с, що спостерігаються протягом тривалого періоду часу (1...2 місяці) можуть призвести до пошкоджень елементів обладнання;
• значення віброшвидкості в діапазоні 4,5-7,1 мм/с допускають роботу обладнання протягом 5-7 днів з подальшою зупинкою на ремонт;
• значення віброшвидкості в діапазоні 7,1...11,2 мм/с допускають роботу обладнання протягом 1...2 днів з подальшою зупинкою на ремонт;
• значення віброшвидкості понад 11,2 мм/с не допускаються та розглядаються як аварійні.

Аварійний стан сприймається як втрата контролю над технічним станом устаткування. Для оцінки технічного стану приводних електродвигунів використовується ГОСТ 20815-93 «Електричні машини, що обертаються. Механічна вібрація деяких видів машин із висотою осі обертання 56 мм і вище. Вимірювання, оцінка та допустимі значення», що визначає значення віброшвидкості 2,8 мм/с як допустиме у процесі експлуатації. Слід зазначити, що запас міцності механізму дозволяє витримати більш високі значення віброшвидкості, але це призводить до різкого зменшення довговічності елементів.

На жаль, встановлення компенсуючих вантажів під час балансування не дозволяє оцінити зниження довговічності підшипникових вузлів та підвищення енергетичних витрат при підвищеній вібрації димососів. Теоретичні розрахунки призводять до занижених значень втрат потужності на вібрацію.

Додаткові сили, що діють на підшипникові опори, при неврівноваженому роторі, призводять до підвищення моменту опору обертання валу вентилятора і підвищення споживаної електроенергії. З'являються руйнівні сили, що діють на опори підшипників і елементи механізму.

Оцінити ефективність врівноваження роторів вентиляторів або додаткових ремонтних дій зі зниження вібрації, в умовах експлуатації можливо проаналізувавши такі дані.

Параметри установки: тип механізму; потужність приводу; напруга; частота обертів; маса; основні параметри робочого процесу

Початкові параметри: віброшвидкість у контрольних точках (СКЗ у частотному діапазоні 10...1000 Гц); струм та напруга по фазах.

Виконані ремонтні дії: значення встановленого пробного вантажу; виконана затяжка різьбових з'єднань; центрування.

Значення параметрів після виконаних впливів: віброшвидкість; струм та напруга по фазах.

У лабораторних умовах проведено дослідження щодо зниження споживаної потужності двигуном вентилятора Д-3 в результаті врівноваження ротора.

Результати досліду №1.

Початкова вібрація: вертикальна – 9,4 мм/с; осьова – 5,0 мм/с.

Струм по фазах: 3,9 А; 3,9 А; 3,9 А. Середнє значення – 3,9 А.

Вібрація після балансування: вертикальна – 2,2 мм/с; осьова – 1,8 мм/с.

Струм по фазах: 3,8 А; 3,6 А; 3,8 А. Середнє значення – 3,73 А.

Зниження параметрів вібрації: вертикальний напрямок – у 4,27 рази; осьовий напрямок у 2,78 рази.

Зниження струмових значень: (3,9 - 3,73) 100% 3,73 = 4,55%.

Результати експерименту №2.

Початкова вібрація.

Крапка 1 – лобовий підшипник електродвигуна: вертикальна – 17,0 мм/с; горизонтальна – 15,3 мм/с; осьова – 2,1 мм/с. Радіус-вектор – 22,9 мм/сек.

Крапка 2 – вільний підшипник електродвигуна: вертикальна – 10,3 мм/с; горизонтальна – 10,6 мм/с; осьова – 2,2 мм/с.

Радіус-вектор віброшвидкості – 14,9 мм/сек.

Вібрація після балансування.

Крапка 1: вертикальна – 2,8 мм/с; горизонтальна – 2,9 мм/с; осьова – 1,2 мм/с. Радіус-вектор віброшвидкості – 4,2 мм/сек.

Крапка 2: вертикальна – 1,4 мм/с; горизонтальна – 2,0 мм/с; осьова – 1,1 мм/с. Радіус-вектор віброшвидкості – 2,7 мм/сек.

Зниження параметрів вібрації.

Складові за точкою 1: вертикальна - у 6 разів; горизонтальна – у 5,3 рази; осьова - в 1,75 рази; радіус-вектор – у 5,4 рази.

Складові за точкою 2: вертикальна - у 7,4 рази; горизонтальна – у 5,3 рази; осьова – у 2 рази, радіус-вектор – у 6,2 рази.

Енергетичні показники.

До балансування.Споживана потужність за 15 хвилин – 0,69 кВт. Максимальна потужність – 2,96 кВт. Мінімальна потужність – 2,49 кВт. Середня потужність – 2,74 кВт.

Після балансування.Споживана потужність за 15 хвилин – 0,65 кВт. Максимальна потужність – 2,82 кВт. Мінімальна потужність – 2,43 кВт. Середня потужність – 2,59 кВт.

Зниження енергетичних показників.Споживана потужність - (0,69 - 0,65) × 100% / 0,65 = 6,1%. Максимальна потужність – (2,96 – 2,82)×100%/2,82 = 4,9 %. Мінімальна потужність - (2,49 - 2,43) × 100% / 2,43 = 2,5%. Середня потужність – (2,74 – 2,59)/2,59×100% = 5,8 %.

Аналогічні результати було отримано у виробничих умовах при балансуванні вентилятора ВДН-12 нагрівальної тризонної методичної печі листопрокатного стану. Споживання електроенергії за 30 хвилин становило – 33,0 кВт, після балансування – 30,24 кВт. Зниження споживаної електроенергії у разі склало (33,0 - 30,24) ×100%/30,24 = 9,1 %.

Віброшвидкість до балансування – 10,5 мм/с, після балансування – 4,5 мм/с. Зниження значень віброшвидкості – у 2,3 рази.

Зниження споживаної потужності на 5% для одного 100 кВт двигуна вентилятора призведе до річної економії близько 10 тис. гривень. Це може бути досягнуто внаслідок балансування ротора та зниження вібраційних навантажень. Одночасно відбувається збільшення довговічності підшипників та зниження витрат на зупинку виробництва для проведення ремонтних робіт.

Одним із параметрів оцінки ефективності балансування є частота обертання валу димососа. Так, при балансуванні димососа ДН-26 зафіксовано збільшення частоти обертання електродвигуна АОД-630-8У1 після встановлення коректуючого вантажу та зниження віброшвидкості підшипникових опор. Віброшвидкість підшипникової опори до балансування: вертикальна – 4,4 мм/с; горизонтальна – 2,9 мм/с. Частота обертання до балансування – 745 об/хв. Віброшвидкість підшипникової опори після балансування: вертикальна – 2,1 мм/с; горизонтальна – 1,1 мм/с. Частота обертання після балансування – 747 об/хв.

Технічна характеристика асинхронного двигуна АОД-630-8У1: кількість пар полюсів – 8; синхронна частота обертання – 750 об/хв; номінальна потужність – 630 кВт; номінальний момент – 8130 Н/м; номінальна частота обертання -740 об/хв; МПУСК/МНОМ - 1,3; напруга - 6000 В; ккд - 0,948; cosφ = 0,79; коефіцієнт навантаження – 2,3. Виходячи з механічної характеристики асинхронного двигуна АОД-630-8У1, збільшення частоти обертання на 2 об/хв можливе при зниженні моменту, що крутить, на 1626 Н/м, що призводить до зниження споживаної потужності на 120 кВт. Це майже 20% номінальної потужності.

Аналогічна залежність між частотою обертання та віброшвидкістю зафіксована за асинхронними двигунами вентиляторів сушильних агрегатів під час проведення робіт з балансування (таблиця).

Таблиця – Значення віброшвидкості та частоти обертання двигунів вентиляторів

Амплітуда віброшвидкості складової оборотної частоти, мм/с	Частота обертання, про/хв
	2910
	2906
	2902
10,1	2894
13,1	2894

Залежність між частотою обертання і значенням віброшвидкості наведена малюнку 5, там же вказано рівняння лінії тренду і достовірність апроксимації. Аналіз даних вказує на можливість ступінчастої зміни частоти обертання при різних значеннях віброшвидкості. Так, значенням 10,1 мм/с та 13,1 мм/с відповідає одне значення частоти обертання – 2894 об/хв, а значенням 1,6 мм/с та 2,6 мм/с відповідають частоти 2906 об/хв та 2910 про/хв. Виходячи з отриманої залежності, так само можна рекомендувати значення 1,8 мм/с і 4,5 мм/с як межі технічних станів.

Рисунок 5 - Залежність між частотою обертання та значенням віброшвидкості

Внаслідок проведених досліджень встановлено.

1. Врівноваження робочих коліс у власних опорах димососів металургійних агрегатів дозволяє забезпечити значне зниження споживаної енергії, збільшити термін служби підшипників.

Причини пошкоджень тягодуттьових машин

Причинами пошкоджень тягодуттьових машин під час роботи можуть бути причини механічного, електричного та аеродинамічного характеру.

Причинами механічного характеру є:

Неврівноваженість робочого колеса внаслідок зношування або відкладень золи (пилу) на лопатках;
-знос елементів сполучної муфти: ослаблення посадки втулки робочого колеса на валу або ослаблення розтяжок крильчатки;
-ослаблення фундаментних болтів (за відсутності контргайок та ненадійних замків проти відкручування гайок) або недостатня жорсткість опорних конструкцій машин;
-ослаблення затягування анкерних болтів корпусів підшипників внаслідок установки під ними при центруванні некаліброваних прокладок;
-незадовільне центрування роторів електродвигуна та тягодуттьової машини;
-надмірний нагрівання та деформація валу внаслідок підвищеної температури димових газів.

Причиною електричного характерує велика нерівномірність повітряного зазору між ротором та статором електродвигуна.

Причиною аеродинамічного характерує різна продуктивність з боків димососів з двостороннім всмоктуванням, яка може виникнути при односторонньому занесенні золою повітропідігрівача або неправильним регулюванням заслінок і направляючих апаратів.

У всмоктуючих кишенях і равликах тягодуттьових машин, що транспортують запилене середовище, найбільшому абразивному зносу схильні обичайки, а також всмоктують воронки равликів. Плоскі боковини равликів та кишень зношуються меншою мірою. На осьових димососах котлів найбільш інтенсивно зношується броня корпусу в місцях розташування напрямних апаратів та робочих коліс. Інтенсивність зносу зростає зі збільшенням швидкості потоку та концентрації в ньому вугільного пилу або частинок золи.

Причини вібрації тягодуттьових машин

Основними причинами вібрації димососів та вентиляторів можуть бути:

а)незадовільне балансування ротора після ремонту або розбалансування під час роботи внаслідок нерівномірного зносу та пошкодження лопаток у робочого колеса або пошкодження підшипників;
б) неправильне центрування валів машин з електродвигуном або розцентрування їх через зношування муфти, ослаблення опорної конструкції підшипників, деформація підкладок під ними, коли після центрування залишається багато тонких некаліброваних прокладок тощо;
в)підвищений або нерівномірний нагрівання ротора димососа, що спричинив прогин валу або деформацію робочого колеса;
г) одностороннє занесення золою повітропідігрівача тощо.

Вібрація зростає при збігу власних коливань машини та опорних конструкцій (резонанс), а також при недостатній жорсткості конструкцій та ослабленні фундаментних болтів. Вибрація, що виникла, може спричинити ослаблення болтових з'єднань і пальців муфти, шпонок, нагрівання і прискорене зношування підшипників, обрив болтів кріплення корпусів підшипників, станини і руйнування фундаменту і машини.

Попередження та усунення вібрації тягодуттьових машин потребує комплексних заходів.

Під час прийому - здачі зміни прослуховують димососи та вентилятори в роботі, перевіряють відсутність вібрації, ненормального шуму, справність кріплення до фундаменту машини та електродвигуна, температуру їх підшипників, роботу сполучної муфти. Така ж перевірка проводиться при обході обладнання під час зміни. При виявленні дефектів, що загрожують аварійною зупинкою, повідомляють старшому за зміною для вжиття необхідних заходів та посилюють спостереження за машиною.
Вібрації механізмів, що обертаються, усувають шляхом їх балансування і центрування з електроприводом. Перед балансуванням роблять необхідний ремонт ротора та підшипників машини.

Причини пошкодження підшипників

У тягодуттьових машинах застосовуються підшипники кочення та ковзання. Для підшипників ковзання застосовуються вкладиші двох конструкцій: самовстановлюються з кульовою і з циліндричною (твердою) опорною поверхнею посадки вкладиша в корпус.

Пошкодження підшипниківможуть бути через недогляд персоналу, дефектів їх виготовлення, незадовільного ремонту та складання, а особливо поганого мастила та охолодження.
Ненормальна робота підшипників визначається підвищенням температури (вище 650°С) і характерним шумом або стукотом у корпусі.

Основними причинами підвищення температури підшипників є:

Забруднення, недостатня кількість або витікання мастила з підшипників, невідповідність мастильного матеріалу умовам роботи тягодутьевих машин (надто густе або рідке масло), надмірне заповнення мастилом підшипників кочення;
-відсутність у корпусі підшипника осьових зазорів, необхідні компенсації температурного подовження вала;
-Малий посадковий радіальний зазор підшипника;
-Малий робочий радіальний зазор підшипника;
-заїдання мастильного кільця в підшипниках ковзання при дуже високому рівні масла, яке перешкоджає вільному обертанню кільця, або пошкодження кільця;
-знос і пошкодження підшипників кочення:
доріжки та тіла кочення вифарбовуються,
тріщина на кільцях підшипника,
внутрішнє кільце підшипника нещільно сидить на валу,
зминання та поломка роликів, сепараторів, що супроводжується іноді стукотом у підшипнику;
-Порушення охолодження підшипників, що мають водяне охолодження;
-Розбалансування робочого колеса і вібрація, що різко погіршують умови навантаження підшипників.

До подальшої роботи підшипники кочення стають непридатними через корозію, абразивний та втомний зношування, руйнування сепараторів. Швидке зношування підшипника відбувається за наявності негативного або нульового робочого радіального зазору внаслідок різниці температур валу і корпусу, неправильно вибраного початкового радіального зазору або невірно обраної та виконаної посадки підшипника на вал або в корпус та ін.

Під час монтажу або ремонту тягодуттьових машин не можна застосовувати підшипники, якщо у них виявлено:

Тріщини на кільцях, сепараторах та тілах кочення;
-вибоїни, вм'ятини та лущення на доріжках та тілах кочення;
-Сколи на кільцях, робочих бортах кілець і тілах кочення;
-сепаратори з зруйнованим зварюванням і клепкою, з неприпустимим провисанням і нерівномірним кроком вікон;
-Кольори втечі на кільцях або тілах кочення;
-Поздовжні лиски на роликах;
-надмірно великий зазор або туге обертання;
-залишковий магнетизм.

При виявленні зазначених дефектів підшипники слід замінити на нові.

Щоб при демонтажі не пошкодити підшипники кочення, необхідно дотримуватися таких вимог:

Зусилля має передаватися через кільце;
-осьове зусилля повинне співпадати з віссю валу або корпусу;
-Удари по підшипнику категорично заборонені, їх слід передавати через вибивання з м'якого металу.

Застосовують пресовий, термічний та ударний способи монтажу та демонтажу підшипників. За необхідності можна застосовувати зазначені способи у поєднанні.

При розбиранні підшипникових опор контролюють:

Стан та розміри посадкових поверхонь корпусу та валу;
-якість установки підшипника,
-центрування корпусу щодо валу;
-радіальний зазор та осьову гру,
-Стан тіл кочення, сепараторів та кілець;
-легкість та відсутність шуму при обертанні.

Найбільші втрати виникають при розміщенні у безпосередній близькості від вихідного патрубка машини будь-якого повороту. Безпосередньо за вихідним патрубком машини зниження втрат напору слід встановлювати дифузор. При куті розкриття дифузора більше 200 вісь дифузора повинна бути відхилена в бік обертання робочого колеса так, щоб кут між продовженням обичайки машини і зовнішньою стороною дифузора був близько 100. При куті розкриття менше 200 дифузор слід виконувати симетричним або з зовнішньою стороною, . Відхилення осі дифузора у зворотний бік призводить до збільшення його опору. У площині перпендикулярної площині робочого колеса дифузор виконується симетричним.

Причини пошкодження робочих коліс та кожухів димососів

Основним видом пошкодження робочих коліс та кожухів имососівє абразивне зношування при транспортуванні запиленого середовища через великі швидкості і високу концентрацію винесення (золи) в димових газах. Найбільш інтенсивно зношуються основний диск та лопатки у місцях їх приварювання. Абразивне зношування робочих коліс із загнутими вперед лопатками значно більше, ніж коліс із лопатками, загнутими назад. При роботі тягодуттьових машин спостерігається також і корозійне зношування робочих коліс при спалюванні в топці сірчистого мазуту.
Зони зношування листових лопаток необхідно наплавити твердим сплавом. Знос лопаток і дисків роторів димососів залежить від сорту палива, що спалюється, і якості роботи золоуловлювальних установок. Погана дія золоуловлювачів веде до їх інтенсивного зношування, зменшує міцність і може стати причиною розбалансування та вібрацій машин, а знос кожухів веде до нещільностей, пилення та погіршення тяги.

Зниження інтенсивності ерозійного зношування деталей досягається обмеженням максимальної частоти обертання ротора машини. Для димососів частота обертання приймається близько 700 об/хв, але не більше ніж 980.

Експлуатаційними методами зменшення зносу є: робота з мінімальним надлишком повітря в топці, усунення присосів повітря в топці та газоходах та заходи щодо зниження втрат від механічного недопалу палива. Це зменшує швидкості димових газів та концентрацію в них золи та винесення.

Причини зниження продуктивності тягодуттьових машин

Продуктивність вентилятора погіршується при відхиленні від проектних кутів установки лопаток крильчатки та при дефектах їх виготовлення. Потрібно врахувати. що при наплавленні твердими сплавами або посиленні лопатки приварюванням накладок з метою подовження терміну їх служби може статися погіршення характеристики димососа: до таких же наслідків призводить надмірне зношування та неправильне протизносне бронювання корпусу димососа (зменшення прохідних перерізів, збільшення внутрішніх опорів). До дефектів газоповітряного тракту відносяться - нещільності, присоси холодного повітря через лючки і місця загортання їх в обмуровку, лази в обмуровці котла. непрацюючі пальники, проходи постійних обдувних пристроїв через обмуровку котла та хвостові поверхні нагріву, глядалки в камері топки та запальні отвори для пальників тощо. В результаті чого збільшуються обсяги димових газів і відповідно опір тракту. Газовий опір збільшується також при забрудненні тракту осередковими залишками та при порушенні взаємного розташування змійовиків пароперегрівача та економайзера (провисання, переплетення тощо). Причиною раптового зростання опору може бути обрив або заклинювання в закритому положенні заслінки або димососа.

Виникнення нещільності в газовому тракті поблизу димососа (відкритий лаз, пошкоджений вибуховий клапан тощо) веде до зниження розрідження перед димососом та збільшення його продуктивності. Опір тракту до місця нещільності падає, так як димосос працює більшою мірою на підсмоктування повітря з цих місць, де опір значно менше, ніж в основному тракті, і кількість димових газів, що забираються ним з тракту, знижується.

Характеристика машини погіршується при збільшеному перетіканні газів через зазори між вхідним патрубком та робочим колесом. Нормально діаметр патрубка у світлі повинен бути на 1-1,5% менше від діаметра входу в робоче колесо; осьовий та радіальний зазори між кромкою патрубка та входом у колесо не повинно перевищувати 5 мм; зміщення осей їх отворів має бути більше 2-3 мм.

В експлуатації необхідно своєчасно усувати нещільності в місцях проходу валів і корпусів через їх знос, в прокладках роз'ємів і т.п.
За наявності обвідного короба димососа (прямого ходу) з нещільною заслінкою - в ньому можливий зворотний перетік димових газів, що викидаються, у всмоктувальний патрубок димососа.

Рециркуляція димових газів можлива також при установці двох димососів на котел: через залишений димосос - до іншого, що працює. При паралельній роботі двох димососів (двох вентиляторів) треба стежити за тим, щоб весь час було однаковим їх навантаження, яке контролюють за показаннями амперметрів електродвигунів.

У разі зменшення продуктивності та напору під час роботи тягодуттьових машин слід перевірити:

Напрямок обертання вентилятора (димососу);
-Стан лопаток робочого колеса (знос і точність наплавлення або установки накладок);
-за шаблоном - правильність установки лопаток відповідно до їх проектного положення та кутів входу та виходу (для нових робочих коліс або після заміни лопаток);
-відповідність робочим кресленням зміни равлика та стін корпусу, мови та зазорів між конфузором; точність установки та повноту відкриття заслін до і після вентилятора (димососа);
-розрідження перед димососом, напір після нього та напір після дутьового вентилятора та порівняти з колишнім;
-Щільність у місцях проходу валів машини, при виявленні нещільності в них і в повітропроводі усунути її;
-Щільність повітропідігрівача.

Надійність роботи тягодуттьових машин значною мірою залежить від ретельного приймання механізмів, що надходять на монтажний майданчик, якості монтажу, профілактичного ремонту та правильної експлуатації, а також від справності контрольно-вимірювальних приладів для вимірювання температури газів, температури нагрівання підшипників, електродвигуна тощо. .

Для забезпечення безаварійної та надійної роботи вентиляторів та димососів необхідно:
- систематично стежити за мастилом та температурою підшипників, не допускати забруднення мастил;
- Заповнювати підшипники кочення консистентним мастилом не більше ніж на 0,75, а при великих швидкостях тягодутьевого механізму - не більше ніж на 0,5 об'єму корпусу підшипника, щоб уникнути їх нагрівання. Рівень олії повинен знаходитися біля центру нижнього ролика або кульки при заповненні підшипників кочення рідким мастилом. Масляну ванну підшипників з кільцевим мастилом слід заповнювати до червоної межі на масломірному склі, що вказує на нормальний рівень масла. З метою видалення надлишку олії при переповненні корпусу вище за допустимий рівень корпус підшипника повинен бути обладнаний зливною трубкою;
- забезпечити безперервне водяне охолодження підшипників димососів;
- для можливості контролю злив води, що охолоджує підшипники, повинен здійснюватися через відкриті трубки та зливні вирви.

При розбиранні та збиранні підшипників ковзання, заміні деталей багаторазово контролюються такі операції:
а)перевірка центрування корпусу по відношенню до валу та щільності прилягання нижнього піввкладиша;
б) замір верхнього, бічних зазорів вкладиша та натягу вкладиша кришкою корпусу;
в) стан бабітової поверхні заливки вкладиша (визначається простукуванням латунним молотком, звук має бути чистим). Загальна площа відшаровування допускається трохи більше 15% за відсутності тріщин у місцях відшаровування. У районі завзятого бурта відшаровування не допускається. Різниця діаметрів за різними перерізами вкладиша - не більше 0,03 мм. У вкладишах підшипника на робочій поверхні перевіряють відсутність зазорів, рисок, вибоїн, раковин, пористостей, сторонніх включень. Еліптичність у мастильних кілець дозволяється не більше 0,1 мм, а неконцентричність у місцях роз'єму – не більше 0,05 мм.

Обслуговуючому персоналу слідує:
- стежити за приладами, щоб температура газів, що йдуть, не перевищувала розрахункову;
- проводити за графіком огляд та поточний ремонт димососів та вентиляторів зі зміною масла та промиванням підшипників, якщо це потрібно, усуненням нещільностей, перевіркою правильності та легкості відкриття шиберів та напрямних апаратів, їх справності тощо;
- закривати всмоктувальні отвори дутьових вентиляторів сітками;
- проводити ретельне приймання запасних частин, що надходять для заміни під час капітального та поточного ремонтів тягодуттьових машин (підшипників, валів, крильчаток тощо);
- проводити випробування тягодуттьових машин після монтажу та капітального ремонту, а також приймання окремих вузлів у процесі монтажу (фундаменти, опорні рами тощо);
- не допускати приймання в експлуатацію машин з вібрацією підшипників 0,16 мм при частоті обертання 750 об/хв, 0,13 мм - за 1000 об/хв і 0,1 мм- при 1500 об/хв.

Інформація на сайті є ознайомчою.

Якщо ви не знайшли відповіді на питання, що вас цікавить, зв'яжіться з нашими фахівцями:

По телефону 8-800-550-57-70 (дзвінок по Росії безкоштовний)

По електронній пошті [email protected]

Боротьба з шумом та вібрацією У разі встановлення вентиляторів необхідно виконати певні вимоги загальні для різних типів цих машин. При установці вентиляторів інших конструктивних виконань дуже важливо ретельно центрувати геометричні осі валів вентилятора та електродвигуна, якщо вони з'єднуються за допомогою муфт. За наявності ремінної передачі необхідно ретельно контролювати встановлення шківів вентилятора та двигуна в одній площині ступінь натягу ременів їх цілісність. Всмоктувачі та вихлопні отвори вентиляторів.

Поділіться роботою у соціальних мережах

Якщо ця робота Вам не підійшла внизу сторінки, є список схожих робіт. Також Ви можете скористатися кнопкою пошук

Встановлення вентиляторів. Боротьба з шумом та вібрацією

У разі встановлення вентиляторів необхідно виконати певні вимоги, загальні для різних типів цих машин. Перед встановленням необхідно перевірити відповідність намічених до встановлення вентиляторів та електродвигунів даним проектом. Особливу увагу слід звернути напрямку обертання робочих коліс, забезпечити потрібні зазори між деталями, що обертаються і нерухомими, перевірити стан підшипників (відсутність пошкоджень, бруду, наявність мастила).

Найбільш простий монтажелектровентиляторів(Конструктивне виконання 1, див. лекцію 9). При установці вентиляторів інших конструктивних виконань дуже важливо ретельно центрувати геометричні осі валів вентилятора та електродвигуна, якщо вони з'єднуються за допомогою муфт. За наявності ремінної передачі необхідно ретельно контролювати встановлення шківів вентилятора та двигуна в одній площині, ступінь натягу ременів, їх цілісність.

Вали у радіальних вентиляторів мають бути строго горизонтальні, вали дахових вентиляторів – строго вертикальні.

Корпуси електродвигунів мають бути заземлені, сполучні муфти та ремінні передачі – огороджені. Всмоктувальні та вихлопні отвори вентиляторів, не приєднані до повітроводів, повинні бути захищені сітками.

Показником хорошої якості монтажу вентилятора є мінімізація вібрацій.Вібрації – це коливальні рухи елементів конструкцій під впливом періодичних збурюючих сил. Відстань між крайніми положеннями елементів, що коливаються, називають вібросміщенням. Швидкість руху точок вібруючих тіл змінюється за гармонічним законом. Середньоквадратичне значення швидкості нормується для вентиляторів ( v  6.7 мм/с).

Якщо монтаж виконано правильно, то причиною вібрацій єневрівноваженість мас, що обертаютьсячерез нерівномірність розподілу матеріалу по колу робочого колеса (через нерівномірність зварних швів, наявність раковин, нерівномірне зношування лопаток тощо). Якщо колесо вузьке, то відцентрові сили, спричинені неврівноваженістюР можна вважати розташованими в одній площині (рис.11.1). У разі широких коліс (ширина колеса понад 30% його зовнішнього діаметра) може з'явитися пара сил (відцентрових), що періодично змінюють свій напрямок (з кожним оборотом), і тому теж викликає вібрації. Це так званадинамічна неврівноваженість(На відміну від статичної).

Рис. 11.1 Статична (а) та динамічна (б) Рис. 11.2 Статична балансиров-

неврівноваженість робочого колеса як робочого колеса

В разі статичної неврівноваженості, Для її усунення застосовують статичне балансування. Для цього закріплене на валу робоче колесо поміщають на призми балансування (рис. 11.2), встановлені строго горизонтально. При цьому робоче колесо прагнутиме зайняти положення, при якому центр неврівноважених мас знаходиться в нижньому крайньому положенні. Врівноважуючий вантаж, величина якого визначається експериментально (шляхом кількох спроб), повинен встановлюватися у верхньому положенні і, нарешті, надійно приварюватися до задньої поверхні робочого колеса.

Динамічна неврівноваженість при роторі (робочому колесі), що не обертається, ніяк не виявляється. Тому заводи-виробники мають проводити динамічне балансування всіх вентиляторів. Вона виконується на спеціальних верстатах при обертанні ротора на гнучких опорах.

Таким чином, боротьба з вібраціями починається з балансування робочих коліс. Іншим шляхом зниження вібрацій вентилятора є встановлення їх навіброізолюючих підставах. У найпростіших випадках можна застосовувати гумові прокладки. Проте, більш ефективні спеціальні пружиннівіброізолятори , які можуть постачатися комплектно з вентиляторами заводами-виробниками.

З метою зменшення передачі вібрацій від нагнітача по повітроводам, останні необхідно під'єднувати до вентилятора за допомогоюм'яких (гнучких) вставок, які є манжети з прогумованої тканини або брезента довжиною 150-200 мм.

Як виброизоляторы, і гнучкі вставки впливають величину вібрації нагнітача, вони служать лише її локалізації, тобто. не дають їй поширюватися від нагнітача (де вона зароджується) на будівельні конструкції, на яких встановлюється нагнітач, і систему повітроводів (трубопроводів).

Вібрації елементів конструкції вентиляторів є одним із джерел шуму, створюваного цими машинами. Шум визначають як звуки, що сприймаються людиною негативно і завдають шкоди здоров'ю. Шум вентиляторів, спричинений вібраціями, називаютьмеханічним шумом(сюди слід віднести шум від підшипників електродвигуна і робочого колеса). Тому основним способом боротьби із механічним шумом є зниження вібрацій вентилятора.

Інша найважливіша складова шуму вентилятора –шум аеродинамічного походження. Взагалі шуми – це всякі небажані звуки, які дратівливо діють на людину. Кількісно звук визначається звуковим тиском, але за нормування шуму й у розрахунках по шумоглушенню використовується відносна величина – рівень шуму в дБ (децибелах). Також вимірюється рівень звукової потужності. У випадку шум – сукупність звуків різної частоти. Максимальний рівень шуму має місце на основній частоті:

f=nz/60 Гц;

де n – швидкість обертання, об/хв, z - Число лопаток робочого колеса.

Шумовою характеристикоювентилятора зазвичай називають сукупність значень рівнів звукової потужності аеродинамічного шуму в октавних частотних смугах (тобто при частотах 65, 125, 250, 500, 1000, 2000 Гц (спектр шуму)), а також залежність рівня звукової потужності від витрати.

Для більшості нагнітачів мінімум рівня аеродинамічного шуму відповідає номінальному режиму роботи нагнітача (або знаходиться поблизу нього).

Встановлення насосів. Явище кавітації. Висота всмоктування.

Вимоги до встановлення нагнітачів у частині усунення вібрацій та шуму повною мірою відноситься до встановлення насосів, проте, говорячи про встановлення насосів, необхідно мати на увазі деякі особливості їх експлуатації. Найпростіша схема установки насоса показана на рис. 12.1. Вода через приймальний клапан 1 потрапляє у всмоктуючий трубопровід і потім насос, і потім через зворотний клапан 2 і засувку 3 напірний трубопровід; насосна установка обладнується вакууметром 4 та манометром 5.

Рис. 12.1 Схема насосної установки

Оскільки при відсутності води у всмоктувальному трубопроводі та насосі при пуску в роботу останнього розрідження у вхідному патрубку далеко недостатньо для підйому води до рівня всмоктування, насос і всмоктуючий трубопровід необхідно заливати водою. Для цієї мети служить відгалуження 6, що закривається корком.

При установці великих насосів (з діаметром вхідного патрубка більше 250 мм) заповнення насоса проводиться за допомогою спеціального вакуумного насоса, що створює глибокий вакуум при роботі на повітрі, достатній для підйому води з колодязя.

У звичайних конструкціях відцентрових насосів найменший тиск має місце поблизу входу в лопатеву систему на увігнутій стороні лопат, де відносна швидкість досягає максимального значення, а тиск - мінімального. Якщо в цій області тиск знизиться до величини тиску насиченої пари при даній температурі, виникає явище, званекавітацією.

Сутність кавітації полягає у скипанні рідини в області зниженого тиску та в подальшій конденсації парових бульбашок при переміщенні окропу в область підвищеного тиску. У момент змикання пляшечки відбувається точковий різкий удар і тиск досягає в цих точках дуже великої величини (кілька мегапаскалів). Якщо бульбашки в цей момент знаходяться поблизу поверхні лопаті, то удар припадає на цю поверхню і викликає місцеву руйнацію металу. Це так званий піттинг – безліч дрібних раковин (як при віспі).

Причому відбувається не тільки механічне руйнування поверхонь лопаток (ерозія), але й інтенсифікуються процеси електрохімічної корозії (для робочих коліс, зроблених з чорних металів – чавуну та нелігованих сталей).

Слід зазначити, що такі матеріали, як латунь і бронза краще протистоять шкідливим впливам кавітації, але ці матеріали дуже дорогі, тому виготовлення робочих коліс насосів з латуні або бронзи має бути відповідним чином обґрунтовано.

Але кавітація шкідлива не тільки тому, що руйнує метал, а й тому, що в режимі кавітації різко знижується к.п.д. та інші параметри насоса. Робота насоса в цьому режимі супроводжується значним шумом та вібраціями.

Робота насоса за початкової стадії кавітації небажана, але допускається. При розвиненій кавітації (утворення каверн – відривних зон) робота насоса неприпустима.

Основним заходом проти кавітації в насосах є дотримання такої висоти всмоктуванняН нд (рис. 12.1), за якої кавітація не настає. Така висота всмоктування називається допустимою.

Нехай Р 1 та з 1 - тиск та абсолютна швидкість течії перед робочим колесом.Р а - тиск на вільній поверхні рідини, Н - Втрати напору у всмоктувальному трубопроводі, тоді рівняння Бернуллі:

звідси

Однак, при обтіканні лопатки, на її увігнутій стороні, місцева відносна швидкість може бути ще більшою, ніж у вхідному патрубку w 1 (w 1 - відносна швидкість у перерізі, де абсолютна дорівнюєз 1 )

(12.1)

де  -Коефіцієнт кавітації, рівний:

Умовою відсутності кавітації єР 1 >Р t ,

де Р t - тиск насичених парів рідини, що переміщується, яке залежить від властивостей рідини, її температури, атмосферного тиску.

Назвемо кавітаційним запасомперевищення повного напору рідини над напором, що відповідає тиску насиченої пари.

Визначаючи з останнього виразу та підставляючи в 12.1, отримаємо:

Величина кавітаційного запасу можна визначити за даними кавітаційних випробувань, публікованих заводами-изготовителями.

Об'ємні нагнітачі

13.1 ПОРШНЕВІ НАСОСИ

На рис. 13.1 показана схема найпростішого поршневого насоса (див. лекц. 1) одностороннього всмоктування з приводом через кривошипно-шатунний механізм. Передача енергії потоку рідини відбувається рахунок періодичного збільшення і зменшення обсягу порожнини циліндра із боку клапанної коробки. При цьому зазначена порожнина повідомляється то зі стороною всмоктування (при збільшенні обсягу), то зі стороною нагнітання (скорочення обсягу) шляхом відкриття одного з клапанів; інший клапан у своїй закривається.

Рис. 13.1 Схема поршневого насосу Мал. 13.2 Індикаторна діаграма

односторонньої дії поршневого насоса

Зміна тиску у зазначеній порожнині описується так званою індикаторною діаграмою. При русі поршня з крайнього лівого положення вправо, в циліндрі створюється розрідженняР р , Рідина захоплюється за поршнем. При русі поршня праворуч ліворуч тиск зростає до величиниР наг і рідина виштовхується в нагнітальний трубопровід.

Площа індикаторної діаграми (рис. 13.2), виміряна Нм/м 2 , являє собою роботу поршня за два ходи, віднесену до 1 м. 2 його поверхню.

На початку всмоктування і на початку негнітання мають місце коливання тиску, обумовлені впливом інерції клапанів і «прилипанням» їх до поверхонь (сідлам), що стикаються.

Подача поршневого насоса визначається розмірами циліндра та кількістю ходів поршня. Для насосів односторонньої дії (рис. 13.1):

де: n - Число подвійних ходів поршня в хвилину; D - Діаметр поршня, м; S – хід поршня, м;  о - Об'ємний к.п.д.

Об'ємний к.п.д. враховує, що частина рідини губиться через нещільність, а частина губиться через клапани, які закриваються не миттєво. Він визначається при випробуваннях насоса і складає зазвичайо = 0.7-0.97.

Припустимо, що довжина кривошипу R набагато менше довжини шатуна, тобто. R/L  0 .

Рухаючись із лівого крайнього становища у праве, поршень проходить шлях

х=R-Rcos  , де  - Кут повороту кривошипа.

Тоді швидкість руху поршня

Де (13.1)

Прискорення поршня:

Очевидно, всмоктування рідини в клапанну коробку та нагнітання з неї відбувається вкрай нерівномірно. Це спричиняє виникнення інерційних сил, що порушують нормальну роботу насоса. Якщо обидві частини виразу (13.1) помножити на площу поршня D 2 /4 , ми матимемо відповідну закономірність для подачі (рис. 13.3)

Тому рідина буде рухатися нерівномірно по всій системі трубопроводів, що може призвести до руйнування їх елементів.

Рис. 13.3 Графік подачі поршневого насосу Рис. 13.4 Графік подачі поршневого

одинарної дії насоса подвійної дії

Одним із методів вирівнювання подачі є використання насосів подвійної дії (рис. 13.5), у яких за один оборот приводного валу відбувається два ходи всмоктування та два ходи нагнітання (рис. 13.4).

Інший спосіб підвищення рівномірності подачі полягає у застосуванні повітряних ковпаків (рис. 13.4). Повітря, укладене в ковпаку, служить пружним середовищем, що вирівнює швидкість руху рідини.

Повна робота поршня за подвійний хід

А потужність, квт.

Рис. 13.5 Схема поршневого насосу

подвійної дії з повітряним ковпаком

Це так звана індикаторна потужність – площа індикаторної діаграми. Дійсна потужність N більше індикаторної величину втрат механічного тертя, що визначається величиною механічного к.п.д.

13.2 ПОРШНЕВІ КОМПРЕСОРИ

За своїм принципом дії, що базується на витісненні робочого середовища поршнем, поршневий компресор нагадує поршневий насос. Однак робочий процес поршневого компресора має суттєві відмінності, пов'язані зі стисливістю робочого середовища.

На рис. 13.6 показана схема та індикаторна діаграма поршневого компресора одинарної дії. На діаграмі (v) по осі абсцис відкладено обсяг під поршнем в циліндрі, що однозначно залежить від положення поршня.

Рухаючись з правого крайнього положення (точка 1) ліворуч, поршень стискає газ у порожнині циліндра. Всмоктуючий клапан закритий протягом процесу стиснення. Нагнітальний клапан закритий до тих пір, поки різниця тисків у циліндрі та нагнітальному патрубку подолає опір пружини. Потім нагнітальний клапан відкривається (точка 2) і поршень витісняє газ у нагнітальний трубопровід аж до точки 3 (крайнє ліве положення поршня). Потім починається рух поршня вправо спочатку при закритому клапані, що всмоктує, потім (точка 4) він відкривається і газ надходить в циліндр.

Рис. 13.6 Схема та індикаторна діаграма Мал. 13.7 Схема шестерні насоса

поршневого компресора

Таким чином, лінія 1-2 відповідає процесу стиснення. У поршневому компресорі теоретично можливі:

Політропний процес (крива 1-2 на рис. 13.6).

Адіабатний процес (крива 1-2'').

Ізотермічний процес (крива 1-2').

Перебіг процесу стиснення залежить від теплообміну між газом у циліндрі та навколишнім середовищем. Поршневі компресори виконуються зазвичай із водяним охолодженням циліндра. При цьому процес стиснення та розширення є політропними (з показниками політропи. n

Виштовхнути весь газ із циліндра неможливо, т.к. поршень не може впритул підійти до кришки. Тому частина газу залишається у циліндрі. Обсяг, зайнятий цим газом, називається обсягом шкідливого простору. Це призводить до зменшення об'єму газу, що всмоктується. V нд . Відношення цього об'єму до робочого об'єму циліндра V р , називається об'ємним коефіцієнтом про =V вс /V р .

Теоретична об'ємна подача поршневого компресора

Справжнє подання Q=  про Q т.

Робота компресора витрачається не тільки на стиснення газу, а й на подолання опору тертя

A=A пекло +A тр.

Відношення А пекло /А=  пекло називається адіабатичним к.п.д. якщо виходити з економічнішого ізотермічного циклу, то отримаємо так званий ізотермічний к.п.д. із =А із /А, А=А із +А тр .

Якщо роботу А помножити на масове подання G , то отримаємо потужність компресора:

N i =AG – індикаторна потужність;

N пекло =A пекло G – при адіабатному процесі стиснення;

N = A з G - При ізотермічному процесі стиснення.

Потужність на валу компресора N в більше індикаторної на величину втрат на тертя, що враховується механічним к.п.д.: м =N i /N ст.

Тоді загальний к.п.д. компресора =  із  м .

13.3.1 ШЕСТЕРЕНЧАТІ НАСОСИ

Схема шестерних насосів наведена на рис. 13.7.

Зубчасті колеса 1, 2, що знаходяться в защепленні, поміщені в корпус 3. При обертанні коліс у напрямку, зазначеному стрілками, рідина надходить з порожнини всмоктування 4 у западини між зубами і переміщується в напірну порожнину 5. Тут при вході зубів в защеплення відбувається витіснення рідини з .

Хвилинна подача шестерного насоса приблизно дорівнює:

Q=  А(D г -А)вn  про ,

де: А - міжцентрова відстань (рис. 13.7); D г - Діаметр кола головок;в - ширина шестерень; n - частота обертання ротора, об/хв; о - Об'ємний к.п.д., що знаходиться в межах 0.7 ... 0.95.

13.3.2 ПЛАСТИНЧАТІ НАСОСИ

Найпростіша схема пластинчастого насоса показана на рис. 13.8. У корпусі 1 обертається ексцентрично розташований ротор 2. У радіальних канавках, виконаних у роторі, переміщуються пластини 3. Ділянка внутрішньої поверхні корпусуав і сd , а також пластини відокремлюють порожнину всмоктування 4 від порожнини нагнітання 5. Внаслідок ексцентриситету e , при обертанні ротора рідина переноситься з порожнини 4 порожнину 5.

Рис. 13.8 Схема пластинчастого насосу Мал. 13.9 Схема водокільцевого вакуум-насоса

Якщо ексцентриситет виконаний постійним, середня подача насоса дорівнює:

Q=f а lzn  о ,

де f а - площа простору між пластинами, при пробіганні його дугоюав; l – ширина ротора; n - частота обертання, об/хв; о - об'ємний к.п.д.; z - Кількість пластин.

Пластинчасті насоси використовуються для створення тиску до 5 МПа.

13.3.3 ВОДОКІЛЬЦЕВІ ВАКУУМ-НАСОСИ

Насоси цього типу застосовуються для відсмоктування повітря та створення вакууму. Пристрій такого насоса показано на мал. 13.9. У циліндричному корпусі 1 з кришками 2 і ексцентрично 3 розташований ротор 4 з лопатями 5. При обертанні ротора вода, частково заповнює корпус, відкидається до його переферії, утворюючи кільцевий об'єм. При цьому обсяги, що знаходяться між лопатями, змінюються в залежності від їхнього положення. Тому виникає всмоктування повітря через серповидний отвір 7, сполучені з патрубком 6. У лівій частині (на рис. 13.9), де обсяг зменшується, відбувається витіснення повітря через отвір 8 і патрубок 9.

В ідеальному випадку (при відсутності зазору між лопатями та корпусом) вакуум-насос може створювати у всмоктувальному патрубку тиск, що дорівнює тиску насичення пари. При температурі T =293 До воно дорівнюватиме 2.38 кПа.

Теоретична подача:

де D 2 та D 1 – зовнішній та внутрішній діаметри робочого колеса, м;а - Мінімальне занурення лопаті у водяне кільце, м; z - Число лопатей; b - Ширина лопаті; l - Радіальна довжина лопаті; s - Товщина лопаті, м; n – частота обертання, об/хв; о - Об'ємний к.п.д.

Струменеві нагнітачі

Струменеві нагнітачі отримали широке застосування як елеватори на введенні тепломереж у будівлі (для забезпечення змішування та циркуляції води), а також як ежектори в системах витяжної вентиляції вибухонебезпечних приміщень, як інжектори в холодильних установках та в інших випадках.

Рис. 14.1 Водоструйний елеватор Мал. 14.2 Вентиляційний ежектор

Струменеві нагнітачі складаються з сопла 1 (рис. 14.1 і 14.2), куди подається рідина, що ежектує; камери змішування 2, де відбувається змішування ежектуючої та ежектируемой рідин і дифузора 3. Ежектуюча рідина, що подається до сопла, виходить з нього з великою швидкістю, утворюючи струмінь, яка захоплює в камері змішування ежектується рідину. У камері змішування відбувається часткове вирівнювання поля швидкостей та підвищення статичного тиску. Це підвищення продовжується в дифузорі.

Для подачі повітря до сопла застосовуються вентилятори високого тиску (ежектори низького тиску) або використовується повітря з пневматичної мережі (ежектори високого тиску).

Основними параметрами, що характеризують роботу струменевого нагнітача, є масові витрати ежектуючої G 1 =  1 Q 1 та рідини, що ежектується. G 2 =  2 Q 2 ; повні тиску ежектуючої P 1 і ежектируемой P 2 рідин на вході в нагнітач; тиск суміші на виході з нагнітача P 3 .

Як характеристики струминного нагнітача (рис. 14.3) будують залежності ступеня підвищення тиску P c /  P p від коефіцієнта змішування u=G2/G1. Тут  P c =P 3 -P 2 ,  P p =P 1 -P 2 .

Для розрахунків використовується рівняння кількості руху:

C 1 G 1 +  2 c 2 G 2 +  3 c 3 (G 1 +G 2 )=F 3 (P k1 -P k2 ),

де з 1; c 2; з 3 - Швидкості на виході з сопла, на вході в камеру змішування і на виході з неї;

F 3 - Площа перерізу камери змішування;

 2 та  3 - Коефіцієнти, що враховують нерівномірність поля швидкостей;

P k1 та P k2 – тиску на вході та на виході з камери змішування.

К.п.д. струминного нагнітача може бути визначений за формулою:

Ця величина для струменевих нагнітачів вбирається у 0.35.

Тягодуті машини

Димососи - транспортують димові гази газоходами котла і димової труби і разом з останньою долають опір цього тракту та системи золовидалення.

Дутьові вентиляторипрацюють на зовнішньому повітрі, подаючи його через систему повітроводів і повітропідігрівач у топку.

І димососи, і дутьові вентилятори мають робочі колеса із загнутими назад лопатками. У позначеннях димососів присутні літери ДН (димосос із загнутими назад лопатками) та цифри – діаметр робочого колеса в дециметрах. Наприклад, ДН-15 – димосос із загнутими назад лопатками та діаметром робочого колеса 1500 мм. У позначенні дутьових вентиляторів – ВДН (вентилятор дутьової із загнутими назад лопатками) і також діаметр дециметрів.

Тягодуті машини розвивають високий тиск: димососи – до 9000 Па, дутьові вентилятори – до 5000 Па.

Головні експлуатаційні особливості димососів - це можливість роботи при високих температурах (до 400 С) та за високого вмісту пилу (золи) - до 2 г/м. 3 . У зв'язку з цим димососи нерідко використовуються в системах пилеочищення газів.

Обов'язковим елементом димососів та дутьових вентиляторів є напрямний апарат. Побудувавши характеристики даного димососа за різних кутів установки направляючого апарату та виділивши ними ділянки економічної роботи (  0.9  мах ), отримують деяку область - зону економічної роботи (рис.15.1), які використовуються для підбору димососа (аналогічно зведеним характеристикам загальнопромислових вентиляторів). Зведений графік для дутьових вентиляторів представлений на рис.15.2. При виборі типорозміру тягодуттьової машини необхідно прагнути до того, щоб робоча точка була можливо ближче до режиму максимального к.п.д., який позначений на індивідуальних характеристиках (промислових каталогах).

Рис. 15.1 Конструкція димососу

Заводські характеристики димососів наведено в каталогах для температури газів. t хар =100  С. При виконанні підбору димососа необхідно привести характеристики до фактичної розрахункової температури t . Тоді наведений тиск

Димососи застосовуються за наявності золоуловлювального обладнання, залишкова запиленість повинна бути не більше 2 г/м. 3 . При підборі димососів за каталогом вводяться коефіцієнти запасу:

Q до =1.1Q; P до = 1.2P.

У димососах застосовуються робочі колеса із загнутими назад лопатками. На практиці в котельнях застосовуються такі типорозміри: ДН-9; 10; 11.2; 12.5; 15; 17; 19; 21; 22 – одностороннього всмоктування та ДН22 2; ДН24  2; ДН26  2 – двостороннього всмоктування.

Основними вузлами димососів є (рис. 15.1): робоче колесо 1, «равлика» – 2, ходова частина –3, вхідний патрубок – 4 та напрямний апарат – 5.

Робоче колесо включає крильчатку, тобто. лопатки та диски, що з'єднуються зварюванням та маточину, посаджену на вал. Ходова частина складається з валу, підшипників кочення, розташованих у загальному корпусі та пружної муфти. Змащення підшипників - картерна (олією, що знаходиться в порожнинах корпусу). Для охолодження олії в корпусі підшипників встановлено змійовик, яким циркулює охолодна вода.

Напрямний апарат має 8 поворотних лопаток, з'єднаних системою важеля з поворотним кільцем.

Для регулювання димососів та дутьових вентиляторів можуть застосовуватись двошвидкісні електродвигуни.

ЛІТЕРАТУРА

Основна:

1. Поляков В.В., Скворцов Л.С. Насоси та вентилятори. М. Будвидав, 1990, 336 с.

Допоміжна:

2. Шерстюк О.М. Насоси, вентилятори, компресори. М. "Вища школа", 1972, 338 с.

3. Калінушкін М.П. Насоси та вентилятори: Навч. посібник для вузів за спец. «Теплогазопостачання та вентиляція», 6-те вид., перероб. І доп.-М.: Вищ.шк., 1987.-176 с.

Методична література:

4. Методичні вказівки щодо лабораторних робіт з курсу «Гідравлічні та аеродинамічні машини». Макіївка, 1999.

Інші схожі роботи, які можуть вас зацікавити.
4731.		БОРОТЬБА З КОРУПЦІЄЮ	26 KB
	Корупція - серйозна проблема, з якою зіткнулася не лише РФ, а й багато інших країн. За рівнем корупції Росія знаходиться на 154 місці зі 178 країн.
2864.		Політична боротьба у 20-ті – початок 30-х рр. ХХ ст.	17.77 KB
	Звинувачені у диверсіях експропріаціях терор щодо керівників компартії до Совгосу в період громадянської війни. Рішення ЦК: ізолювати лідера партії від роботи на користь здоров'я. Поповнення лав партії парт. Чисельність партії 735 тис.
4917.		Боротьба зі злочинністю у країнах АТР	41.33 KB
	Проблеми співробітництва у боротьбі зі злочинністю у сучасних міжнародних відносинах. Форми міжнародної взаємодії у сфері боротьби зі злочинністю дуже різноманітні: надання допомоги у кримінальних цивільних та сімейних справах; укладання та реалізація міжнародних договорів та угод щодо боротьби...
2883.		Боротьба в тилу ворога	10.61 KB
	Ідея організації опору противнику у його тилу інтенсивно обговорювалася радянськими військовими на початку 30-х років. (Тухачевський, Якір). Проте після «справи військових» = знищення верхівки радянського генералітету = підготовка та розробка планів організації підпільної та партизанської боротьби припинилася.
10423.		Боротьба за стійку конкурентну перевагу	108.32 KB
	Останні розрізняючись за фізичними якостями рівнем обслуговування географічному розміщенню наявності інформації та або суб'єктивному сприйняттю можуть мати явну перевагу принаймні з боку однієї групи покупців серед конкуруючих продуктів за даної ціни. Як правило у її структурі є найбільш впливова конкурентна сила яка визначає межу прибутковості галузі та одночасно має найважливіше значення при виробленні тієї чи іншої стратегії підприємства. Але при цьому треба пам'ятати, що навіть фірми, що займають...
2871.		Політична боротьба у 1930-ті роки	18.04 KB
	Пригрозив повернутися у майбутньому до керівництва та розстріляти Сталіна та прихильників. виступ проти Сталіна передсовнаркому Сирцову та Ломінадзе. Закликали до повалення Сталіна та його кліки. В офіційних виступах думка про перемогу генерального курсу ЦК на докорінну перебудову країни про визначну роль Сталіна.
3614.		Боротьба Русі проти зовнішніх вторгнень у XIII столітті	28.59 KB
	Велике князівство Литовське, що утворилося на литовських і російських землях, на довгий час зберегло численні політичні та економічні традиції Київської Русі дуже успішно оборонялося як від Лівонського ордена так і від монголотаторів. Монголотатарське ярмо Навесні 1223 Це були монголотатари. До Дніпра монголотатари прийшли щоб напасти на половців хан яких Котян звернувся по допомогу до свого зятя – галицького князя Мстислава Романовича.
5532.		Установка гідроочищення У-1.732	33.57 KB
	Автоматизація технологічного процесу – це сукупність методів і засобів, призначена для реалізації системи або систем, що дозволяють здійснювати управління виробничим процесом без безпосередньої участі людини, але під її контролем. Однією з найважливіших завдань автоматизації технологічних процесів є автоматичне регулювання, що має на меті підтримання сталості стабілізацію заданого значення регульованих змінних або їх зміна за заданим у часі.
3372.		Смута у Росії XVII в.: причини, причини. Криза політичної влади. Боротьба з інтервентами	27.48 KB
	В результаті успішно проведеної війни зі Швецією Росії було повернено ряд міст, що зміцнило позиції Росії на Балтиці. Активізувалися дипломатичні відносини Росії із Англією Францією Німеччиною Данією. укладено договір зі Швецією згідно з яким шведи були готові надати допомогу Росії за умови її відмови від претензій на узбережжі Балтики.
4902.		Суднове енергетичне встановлення (СЕУ)	300.7 KB
	Напруга, що допускається на вигин для чавунних поршнів. Напруга вигину, що виникає в момент дії сили. Напруга зрізу. Допустима напруга згину та зрізу: Допустима напруга згину для легованої сталі: Допустима напруга зрізу.

Вібродіагностика вентиляторів – ефективний метод неруйнівного контролю, що дозволяє своєчасно виявити дефекти вентиляторів, що зароджуються і виражені, і, тим самим, попередити виникнення аварійних ситуацій, прогнозувати залишковий ресурс деталей, і скоротити витрати на обслуговування і ремонт вентиляторів (вент. агрегатів).

1. Характерні частоти вібрації вентиляторів

• Основною складовою вібрації ротора з робочим колесом є гармонійна складова з частотою обертання ротора , обумовлена ​​або дисбалансом ротора з робочим колесом, або гідродинамічної/аеродинамічної неврівноваженості робочого колеса. (Гідродинамічна/аеродинамічна неврівноваженість робочого колеса може виникнути через конструктивні особливості лопаток, що створюють підйомну силу, не рівну нулю в радіальному напрямку).
• Другою за значущістю складової вібрації вентилятора є лопаткова (лопатева) складова, обумовлена ​​взаємодією робочого колеса з неоднорідним повітряним потоком. Частота цієї складової визначається як: f л = N * f вр, де N- Число лопаток вентилятора
• У разі нестійкого обертання ротора в підшипниках кочення/ковзання, можливі автоколивання ротора на половині обертової частоти або менше, і в результаті в спектрі вібрації з'являються гармонійні складові на частоті автоколивань ротора.
• При обтіканні лопаток потоком виникають турбулентні пульсації тиску, які збуджують випадкову вібрацію робочого колеса та вентилятора загалом. Потужність даної складової випадкової вібрації може періодично модулюватися частотою обертання робочого колеса, частотою лопатевої або частотою автоколивань ротора.
• Більш сильним джерелом випадкової вібрації (порівняно з турбулентністю) є кавітація, яка також виникає при обтіканні лопат потоком. Потужність даної складової випадкової вібрації також модулюється частотою обертання робочого колеса, частотою лопатевої або частотою автоколивань ротора.

1. Вібродіагностичні ознаки дефектів вентиляторів

Таблиця 1. Таблиця діагностичних ознак вентиляторів

1. Прилади для вібродіагностики вентиляторів

Вібродіагностика вентиляторів проводиться за допомогою стандартних методів аналізу спектрів вібрації і спектрів високочастотної вібрації. Точки вимірювання спектрів, як і при віброконтролі вентиляторів, вибираються на підшипникових опорах. Як прилад вібродіагностики та віброконтролю фахівці компанії «БАЛТЕХ» рекомендують використовувати 2-х канальний віброаналізатор BALTECH VP-3470-Ex. З його допомогою можна отримати не лише якісні автоспектри та спектри огинаючої та визначити загальний рівень вібрації, але й провести балансування вентилятора у власних опорах. Можливість балансування (до 4-х площин) є важливою перевагою аналізатора BALTECH VP-3470-Ех, оскільки основне джерело підвищених вібрацій вентилятора – неврівноваженість валу з робочим колесом.

1. Основні налаштування аналізатора при вібродіагностиці вентиляторів

• Верхня гранична частота спектру огинаючої визначається із співвідношення: f гр =2f л +2f вр =2f вр (N+1)Нехай, наприклад, частота обертання робочого колеса f вр =9,91 Гц, число лопаток N =12, тоді f гр =2*9,91(12+1) =257, 66 Гц та у налаштуваннях аналізатора BALTECH VP-3470 вибираємо найближче значення 500Гц у бік збільшення
• При визначенні кількості частотних смуг у спектрі дотримуються правила, щоб перша гармоніка на частоті обертання потрапила не менше ніж у 8-му смугу. З цієї умови визначаємо ширину одиничної лінії Δf=f вр /8=9,91/8=1,24Гц. Звідси визначаємо необхідну кількість смуг n для спектру огинаючої: n=f гр/Δf=500/1,24=403Вибираємо найближче у бік збільшення число смуг у налаштуваннях аналізатора BALTECH VP-3470, а саме – 800 смуг. Тоді остаточна ширина однієї лінії Δf=500/800=0,625Гц.
• Для автоспектрів гранична частота має бути не менше 800 Гц, тоді кількість смуг для автоспектрів n=f гр/Δf=000/0,625=1280. Вибираємо найближче у бік збільшення кількість смуг у налаштуваннях аналізатора BALTECH VP-3470, а саме – 1600 смуг.

1. Приклад спектрів дефектних вентиляторів Тріщина на ступиці колеса відцентрового вентилятора
   • точка вимірів:на підшипниковій опорі електродвигуна з боку робочого колеса у вертикальному, осьовому та поперечному напрямку;
   • частота обертання f вр = 24,375 Гц;
   • діагностичні ознаки:дуже висока осьова вібрація на частоті обертання f врта домінування другої гармоніки 2f вру поперечному напрямку; наявність менш виражених гармонік більшої кратності, аж до сьомої (див. рис.1 і 3).

Якщо кваліфікація ваших співробітників не дозволяє провести якісну вібродіагностику вентиляторів, то рекомендуємо направити їх на навчальний курс до Навчального центру перепідготовки кадрів та підвищення кваліфікації компанії «БАЛТЕХ», а вібродіагностику вашого обладнання довірити сертифікованим спеціалістам (ОТС) нашого підприємства, які мають величезний практичний досвід. вібродіагностики динамічного (роторного) обладнання (насосів, компресорів, вентиляторів, електродвигунів, редукторів, підшипників кочення, підшипників ковзання).