Причини вібрації робочого колеса вентилятора. Норми вібрації вентиляторів. Причини вібрації тягодутьєвих машин
Вібродіагностика вентиляторів ефективний методнеруйнівного контролю, що дозволяє своєчасно виявити дефекти вентиляторів, що зароджуються і виражені, і, тим самим, попередити виникнення аварійних ситуаційпрогнозувати залишковий ресурс деталей і скоротити витрати на обслуговування та ремонт вентиляторів (вент. агрегатів).
- 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 конструктивних особливостейлопаток, що створюють підйомну силу, не рівну нулю в радіальному напрямку).
- Другий за значимістю 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 оборотної 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.
- Вібродіагностичні ознаки дефектів вентиляторів
- Прилади для вібродіагностики вентиляторів
- Основні налаштування аналізатора при вібродіагностиці вентиляторів
- Верхня гранична частота спектра 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 щонайменше, ніж у 8 смугу. З цієї умови визначаємо ширину одиничної смуги f=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 число смуг у налаштуваннях аналізатора BALTECH VP-3470, а саме – 1600 смуг.
- 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).
 |
 |
 |
 |
Підвищена вібрація вентилятора є однією з його головних "бід", викликаючи передчасний вихід з ладу вузлів, деталей, робочого колеса, лопаток, підшипникових опор, муфти, руйнування фундаменту та самого вентилятора в цілому.
Причини вібрації вентиляторів:
- дисбаланс валу;
- порушення центрування приводу;
- знос чи пошкодження підшипників;
- дефекти електромагнітної частини приводу (електродвигуна);
- дефекти зубчастих передач (якщо є проміжний редуктор);
- вплив аерогідродинамічних сил;
- резонансні явища та ін.
Рівень вібрації вентиляторів найточніше відображає поточний технічний стан вентилятора, якість його збирання та встановлення. Іншими словами, контролюючи рівень вібрації вентилятора, можна виявити всі вищеназвані огріхи та вжити своєчасних заходів щодо їх усунення, забезпечуючи безаварійну роботу вентилятора.
Методика вимірювань вібрації промислових вентиляторів потужністю до 300 кВт регламентується, а потужніших - ГОСТ ИСО 10816-3. У цій статті ми розглянемо промислові вентилятори потужністю до 300 кВт та методику контролю їхнього вібраційного стану з метою визначення деякого базового рівня вібрації та тенденції її зміни.
Насамперед відзначимо, що всі промислові вентилятори потужністю до 300 кВт класифікуються за рівнем допустимої вібрації та дисбалансом на BV-категорії (див. табл.1):
Відповідно до вимог ГОСТ 31350-2007 (ІСО 14694:2003) вимірювання вібрації проводяться на підшипникових опорах у напрямках, перпендикулярних до осі обертання валу. Рекомендовані точки вимірювання наведено на рис. 1. 
а) для горизонтального осьового вентилятора 
б) для горизонтального радіального вентилятора одностороннього всмоктування
в) для горизонтального радіального вентилятора двостороннього всмоктування
г) для вертикального осьового вентилятора
Малюнок 1. Точки та напрямки вимірювань вібрації вентиляторів
Вимірювання абсолютної вібрації на опорах підшипників виконуються за допомогою віброметрів BALTECH VP-3410 (серія VibroPoint) з контактними датчиками інерційного типу – п'єзоакселерометрами (датчики прискорення). При проведенні вимірювань слід чітко дотримуватись стандартних вимог до надійності кріплення, напрямку установки, та відсутності істотного впливу маси та розмірів датчика на результати вимірювань. Загалом допускається сумарна невизначеність вимірювань у межах ± 10% від параметра, що вимірюється. Віброметри компанії «БАЛТЕХ» універсальні та дозволяють залежно від вимог виробника вентиляторів вимірювати три параметри вібрації (вібропереміщення, віброшвидкість або віброприскорення).
Допустимі межі вібрації вентиляторів у період експлуатації наведені в Таблиці 2. Слід зазначити, що за рахунок маси та жорсткості системи опори на місці експлуатації дані значення трохи вище значень вібрації при заводських випробуваннях.
Таблиця 2. Граничні значення вібрації під час експлуатації вентиляторів.
Рівню «Пуск в експлуатацію» повинні відповідати нові вентилятори. У міру напрацювання та зносу деталей рівень вібрації вентилятора неминуче збільшується і при досягненні рівня «Попередження» необхідно дослідити причини підвищення вібрації та вжити заходів щодо їх усунення. Робота вентилятора у такому стані має бути обмежена за часом до проведення ремонтних робіт.
При досягненні рівня «Зупинка» вентилятор має бути негайно зупинено та вжито заходів щодо усунення джерел критичного рівня вібрацій. В іншому випадку можливі серйозні пошкодження, що ведуть до руйнування вентилятора. В цілому ж, на основі статистики експлуатації вентиляторного обладнання, вважається за необхідне вжиття заходів щодо усунення джерел підвищених вібрації, коли її рівень перевищує базове значення в 1,6 раза або на 4 дБ.
При віброконтролі вентилятора важливо звертати особливу увагу на стрибкоподібну зміну рівня вібрації з часом. Стрибок вібрації є явним свідченням виникнення якихось неполадок і в даному випадку необхідно провести огляд вентилятора та усунути виявлені недоліки.
У деяких випадках додатково проводять вимірювання переміщення валу відносно корпусу підшипника за допомогою безконтактних датчиків вібрації – індукційних, вихрострумових та ін. залежно від типу та розмірів підшипника ковзання, величини та напряму навантаження тощо.
Таблиця 3. Граничне переміщення валу всередині підшипника
Віброконтроль та вібромоніторинг вентиляторів найбільш зручно проводити за допомогою переносного портативного приладу «ПРОТОН-Баланс-II». Його основна перевага перед простими віброметрами полягає у можливості проведення балансування вентиляторів у власних опорах відповідно до вимог ГОСТ 31350-2007 (ІСО 14694:2003), а також контролю температури підшипникових вузлів та контролю частоти обертів вентилятора.
Для навчання методики проведення вимірювань вібрації вентиляторів та отримання навичок роботи з віброметром-балансувальником «ПРОТОН-Баланс-II» та іншими віброметрами компанії «БАЛТЕХ» рекомендується пройти навчання на курсі ТОР-103 «Основи вібродіагностики. Вібрація вентиляторів ГОСТ» в Навчальному центрі підвищення кваліфікації нашої компанії в Санкт-Петербурзі, Астані або Любеку (Німеччина).
8.1.1 Загальні положення
На рисунках 1 - 4 показані деякі можливі точки та напрямки вимірювань на кожному підшипнику вентилятора. Значення, наведені в таблиці 4, відносяться до вимірювань у напрямку перпендикулярному до осі обертання. Число та місцезнаходження точок вимірювань як для заводських випробувань, так і для вимірювань на місці експлуатації визначають на розсуд виробника вентиляторів або за угодою із замовником. Рекомендується проводити вимірювання на підшипниках валу колеса вентилятора (крильчатки). Якщо це неможливо, датчик слід встановити в такому місці, де забезпечено максимально короткий механічний зв'язок між ним та підшипником. Датчик не слід закріплювати на безопорних панелях, корпусі вентилятора, елементах огородження або інших місцях, що не мають прямого зв'язку з підшипником (результати таких вимірювань можуть бути використані, але не для оцінки вібраційного стану вентилятора, а для отримання інформації про вібрацію, що передається до повітропроводу або на основу, - див. ГОСТ 31351 та ГОСТ ІСО 5348.
Рисунок 1 – Розташування трикоординатного датчика для горизонтально встановленого осьового вентилятора
Рисунок 2 – Розташування трикоординатного датчика для радіального вентилятора одностороннього всмоктування
Рисунок 3 – Розташування трикоординатного датчика для радіального вентилятора двостороннього всмоктування
Рисунок 4 – Розташування трикоординатного датчика для вертикально встановленого осьового вентилятора
Вимірювання в горизонтальному напрямку слід проводити під прямим кутом до осі валу. Вимірювання у вертикальному напрямку мають бути проведені під прямим кутом до горизонтального напрямку вимірювань та під прямим кутом до валу вентилятора. Вимірювання в поздовжньому напрямку слід проводити у напрямку, паралельному осі валу.
8.1.2 Вимірювання з використанням датчиків інерційного типу
Усі значення вібрації, зазначені в цьому стандарті, відносяться до вимірювань, виконаних за допомогою датчиків інерційного типу, сигнал яких відтворює рух підшипника.
Датчики можуть бути або акселерометрами, або датчиками швидкості. Особливу увагу слід приділити правильному кріпленнюдатчиків: без зазорів по опорному майданчику, коливань та резонансів. Розмір та маса датчиків та системи кріплення не повинні бути надмірно більшими, щоб не вносити істотних змін у виміряну вібрацію. Сумарна похибка, обумовлена способом кріплення датчика вібрації та калібруванням вимірювального тракту, не повинна перевищувати ±10 % значення вимірюваної величини.
8.1.3 Вимірювання з використанням датчиків безконтактного типу
За угодою між користувачем та виробником можуть бути встановлені вимоги до граничних значень переміщення валу (див. ГОСТ ИСО 7919-1) усередині підшипників ковзання. Відповідні вимірювання можуть бути здійснені за допомогою датчиків безконтактного типу.
В цьому випадку вимірювальна система визначає переміщення поверхні валу щодо корпусу підшипника. Вочевидь, що допустима амплітуда переміщень має перевищувати значення зазору в підшипнику. Значення внутрішнього зазору залежить від розміру та типу підшипника, навантаження (радіального або осьового), напряму вимірювань ( окремі конструкціїпідшипників мають отвір еліптичного типу, для якого зазор у горизонтальному напрямку більший, ніж у вертикальному). Різноманітність факторів, які слід брати до уваги, не дозволяє встановити єдині граничні значення переміщення валу, проте деякі рекомендації представлені у вигляді таблиці 3. Значення, наведені в цій таблиці, є відсотковим відношенням до загальному значеннюрадіального зазору в підшипнику у кожному напрямку.
Таблиця 3 - Граничне відносне переміщення валу всередині підшипника
| Максимальне переміщення, що рекомендується, відсотки значення зазору1) (вздовж будь-якої осі) | |
|---|---|
| Пуск в експлуатацію/Задовільний стан | Менш 25% |
| Попередження | +50 % |
| Зупинка | +70 % |
| 1) Значення радіального та осьового зазорів для конкретного підшипника слід пізнавати у його постачальника. | |
Наведені значення наведені з урахуванням «хибних» переміщень поверхні валу. Ці «хибні» переміщення з'являються в результатах вимірів внаслідок того, що на ці результати впливають крім вібрації валу також його механічні биття, якщо вал погнутий або має некруглу форму. При використанні датчика безконтактного типу внесок у результат вимірювань дадуть також електричні биття, що визначаються магнітними та електричними властивостямиматеріалу валу в точці вимірів. Вважають, що при пуску вентилятора в експлуатацію та його подальшій нормальній роботі розмах суми механічних та електричних биття у точці вимірювань не повинен перевищувати більшого з двох значень: 0,0125 мм або 25 % виміряного значення переміщення. Биття визначають у процесі повільного прокручування валу (на швидкості від 25 до 400 хв-1), коли дія на ротор сил, викликаних дисбалансом, незначна. Для того щоб укластися в встановлений допуск по биттям, може знадобитися додаткова обробка валу. Датчики безконтактного типу, по можливості, слід закріплювати у корпусі підшипника.
Наведені граничні значення можна застосовувати лише для вентилятора, що працює в номінальному режимі. Якщо конструкція вентилятора передбачає його роботу від приводу зі змінною швидкістю обертання, то інших швидкостях можливі вищі рівні вібрації внаслідок неминучого впливу резонансів.
Якщо у вентиляторі передбачено можливість зміни положення лопатей щодо потоку повітря біля вхідного отвору, наведені значення слід застосовувати для умов роботи з максимально відкритими лопатями. Слід врахувати, що зрив повітряного потоку, особливо помітний при великих кутах розкриття лопаті щодо повітряного вхідного потоку, може призводити до підвищених рівнів вібрації.
Вентилятори, що встановлюються за схемами В і D (див. ГОСТ 10921), слід випробовувати з всмоктуючими та (або) нагнітальними повітроводами, довжина яких перевищує їх діаметр не менше ніж у два рази (див. також додаток С).
Гранична вібрація валу (щодо підшипникової опори):
Пуск/задовільний стан: (0,25 0,33 мм) = 0,0825 мм (розмах);
Рівень попередження: (0,50 0,33 мм) = 0,165 мм (розмах);
Рівень зупинки: (0,70'0,33 мм) = 0,231 мм (розмах).
Сума механічного та електричного биття валу в точці вимірювань вібрації:
b) 0,25 0,0825 мм = 0,0206 мм.
Більше двох значень становить 0,0206 мм.
8.2 Система опори вентилятора
Вібраційний стан вентиляторів після встановлення визначають з урахуванням жорсткості опори. Опору вважають жорсткою, якщо перша власна частота системи «вентилятор – опора» перевищує швидкість обертання. Зазвичай при встановленні на бетонні фундаменти великих розмірівопору можна вважати жорсткою, а при встановленні на віброізолятори - податливою. Сталева рама, яку часто встановлюють вентилятори, може відноситися до будь-якого з двох зазначених типів опори. У разі сумнівів щодо типу опори вентилятора можна виконати розрахунки чи провести випробування визначення першої власної частоти системи. У деяких випадках опору вентилятора слід розглядати як жорстку в одному напрямку та податливу в іншому.
8.3 Межі допустимої вібрації вентиляторів під час випробувань у заводських умовах
Граничні рівні вібрації, що наведені в таблиці 4, застосовують до вентиляторів у зборі. Вони відносяться до вимірів віброшвидкості у вузькій смузі частот на опорах підшипників для частоти обертання, що застосовується при випробуваннях у заводських умовах.
Таблиця 4 – Граничні значення вібрації при випробуваннях у заводських умовах
| Категорія вентилятора | ||
|---|---|---|
| Жорстка опора | Податлива опора | |
| BV-1 | 9,0 | 11,2 |
| BV-2 | 3,5 | 5,6 |
| BV-3 | 2,8 | 3,5 |
| BV-4 | 1,8 | 2,8 |
| BV-5 | 1,4 | 1,8 |
|
Примітки 1 У додатку А вказані правила перетворення одиниць віброшвидкості на одиниці вібропереміщення або віброприскорення для вібрації у вузькій смузі частот. 2 Значення в цій таблиці відносяться до номінального навантаження та номінальної частоти обертання вентилятора, що працює в режимі з відкритими лопатками вхідного направляючого апарату. Граничні значення для інших умов навантаження повинні бути узгоджені між виробником та замовником, але рекомендується, щоб вони не перевищували табличних значень більш ніж у 1,6 рази. |
||
8.4 Межі допустимої вібрації вентиляторів під час випробувань на місці експлуатації
Вібрація будь-якого вентилятора дома експлуатації залежить не тільки від якості його балансування. Вплив будуть, наприклад, фактори, пов'язані з установкою, такі як маса і жорсткість системи опори. Тому виробник вентиляторів, якщо це не обумовлено контрактом, не несе відповідальності за рівень вібрації вентилятора на місці його експлуатації.
Таблиця 5 – Граничні значення вібрації на місці експлуатації
| Вібраційний стан вентилятора | Категорія вентилятора | Граничне с.к.з. віброшвидкості, мм/с | ||
|---|---|---|---|---|
| Жорстка опора | Податлива опора | |||
| Пуск в експлуатацію | BV-1 | 10 | 11,2 | |
| BV-2 | 5,6 | 9,0 | ||
| BV-3 | 4,5 | 6,3 | ||
| BV-4 | 2,8 | 4,5 | ||
| BV-5 | 1,8 | 2,8 | ||
| Попередження | BV-1 | 10,6 | 14,0 | |
| BV-2 | 9,0 | 14,0 | ||
| BV-3 | 7,1 | 11,8 | ||
| BV-4 | 4,5 | 7,1 | ||
| BV-5 | 4,0 | 5,6 | ||
| Зупинка | BV-1 | -1) | -1) | |
| BV-2 | -1) | -1) | ||
| BV-3 | 9,0 | 12,5 | ||
| BV-4 | 7,1 | 11,2 | ||
| BV-5 | 5,6 | 7,1 | ||
|
1) Рівень зупинки для вентиляторів категорій BV-1 та BV-2 встановлюють на основі довготривалого аналізу результатів вимірювань вібрації. |
||||
Вібрація нових вентиляторів, що приймаються в експлуатацію, не повинна перевищувати рівень «пуск в експлуатацію». У міру експлуатації вентилятора слід очікувати підвищення рівня його вібрації внаслідок процесів зносу та кумулятивного ефекту факторів, що впливають. Таке підвищення вібрації є, загалом, закономірним і має викликати тривоги, доки досягне рівня «попередження».
Після досягнення вібрацією рівня «попередження» необхідно дослідити причини підвищення вібрації та визначити заходи щодо її зниження. Робота вентилятора в такому стані повинна бути під постійним наглядом та обмежена часом, необхідним для визначення заходів щодо усунення причин підвищеної вібрації.
Якщо рівень вібрації досягає рівня «зупинки», заходи щодо усунення причин підвищеної вібрації повинні бути вжиті негайно, інакше вентилятор повинен бути зупинений. Затримка з приведенням рівня вібрації до допустимого рівня може спричинити пошкодження підшипників, появу тріщин у роторі та в місцях зварювання корпусу вентилятора і, зрештою, руйнування вентилятора.
Оцінюючи вібраційного стану вентилятора слід контролювати зміни рівня вібрації з часом. Раптова зміна рівня вібрації свідчить про необхідність негайного огляду вентилятора та вжиття заходів щодо його технічного обслуговування. При контролі зміни вібрації не слід брати до уваги перехідні процеси, спричинені, наприклад, заміною мастила або процедурами технічного обслуговування.
Причини пошкоджень тягодутьєвих машин
Причинами пошкоджень тягодутьєвих 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 встановлення під ними при центруванні некаліброваних прокладок;
-незадовільне центрування роторів електродвигуна та тягодуттьової машини;
-надмірне 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 тягодутьєвих 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 найбільше інтенсивно зношується броня корпусу в місцях розташування напрямних апаратів і робочих коліс. Інтенсивність зносу зростає зі збільшенням швидкості потоку та концентрації в ньому вугільного пилу або частинок золи.
Причини вібрації тягодутьєвих 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 і т.п.
Вібрація зростає при збігу власних коливань машини та опорних конструкцій (резонанс), а також за недостатньої жорсткості конструкцій та ослаблення 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 тягодутьєвих 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 сама 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 проводять необхідний ремонт ротора та підшипників машини.
Причини пошкодження підшипників
У тягодутьевих 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.
Ушкодження 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 тягодутьєвих машин (надто густе або рідке масло), надмірне заповнення мастилом підшипників кочення;
-відсутність у корпусі підшипника осьових зазорів, необхідні компенсації температурного подовження валу;
-Малий посадковий радіальний зазор підшипника;
-Малий робочий радіальний зазор підшипника;
-заїдання мастильного кільця в підшипниках ковзання при дуже високому рівніолії, яка 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, абразивне та втомне зношування, руйнування сепараторів. Швидке зношування підшипника відбувається за наявності негативного або нульового робочого радіального зазору внаслідок різниці температур валу і корпусу, неправильно обраного початкового радіального зазору або неправильно 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 зруйнованими зварюванням та клепкою, з неприпустимим провисанням та 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 повинне передаватися через кільце;
-осьове зусилля повинне збігатися 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 потреби 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 у бік обертання робочого колеса так, щоб кут між продовженням обичайки машини зовнішньою стороноюдифузора був близько 100. При куті розкриття менше 200 дифузор слід виконувати симетричним або із зовнішньою стороною, що є продовженням обичайки машини. 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 і кожухів
імососівє 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 знос 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 зношування 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 980 об/хв.
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 тягодутьєвих машин
Продуктивність вентилятора погіршується при відхиленні від проектних кутів установки лопаток крильчатки та при дефектах їх виготовлення. Необхідно 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, смотрелки в камері топки і 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 прикритому положенні заслінки або димососа, що направляє.
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 і робочим колесом. Нормально діаметр патрубка у світлі повинен бути на 1-1,5% менше за діаметр 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 встановленні 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 тягодутьєвих машин слід перевірити:
Напрямок обертання вентилятора (димососу);
-Стан лопаток робочого колеса (знос і точність наплавлення або встановлення накладок);
-за шаблоном - правильність встановлення лопаток відповідно до їх проектного положення та кутів входу та виходу (для нових робочих коліс або після заміни лопаток);
-відповідність робочим кресленням конфігурації равлика та стін корпусу, мови та зазорів між конфузором; точність встановлення та повноту відкриття заслінок до та після вентилятора (димососу);
-розрідження перед димососом, напір після нього та напір після дутьового вентилятора і порівняти з колишнім;
-Щільність в місцях проходу валів машини, при виявленні нещільності в них і в повітропроводі усунути її;
-Щільність повітропідігрівача.
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 лійки.
При розбиранні та збиранні підшипників ковзання, заміні деталей багаторазово контролюються такі операції:
а)перевірка центрування корпусу по відношенню до валу та щільності прилягання нижнього напіввкладиша;
б)вимір 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 робочої поверхніперевіряють 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 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 направляючих 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 тягодутьєвих машин (підшипників, валів, крильчаток тощо);
- проводити випробування тягодутьєвих 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 - при 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 При установці вентиляторів необхідно виконати певні вимоги загальні для різних типівцих машин. При установці вентиляторів інших конструктивних виконаньдуже 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. Всмоктувальні та вихлопні отвори вентиляторів не використовуються.
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 необхідні 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 встановленні 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 повинні бути строго горизонтальні, вали дахових вентиляторів строго вертикальні.
Корпуси електродвигунів повинні бути заземлені, сполучні муфти та ремінні передачі огороджені. Всмоктувальні та вихлопні отвори вентиляторів, не приєднані до повітроводів, повинні бути захищені сітками.
Показником хорошої якостімонтаж вентилятора є зведення до мінімуму вібрацій.Вібрації ¦ це коливальні рухи елементів конструкцій під дією періодичних збурювальних сил. Відстань між крайніми положеннями елементів, що коливаються, називають вібросміщенням. Швидкість руху точок тіл, що вібрують, змінюється за гармонічним законом. Середньоквадратичне значення швидкості нормується для вентиляторів ( v 6.7 мм/с).
Якщо монтаж виконано правильно, то причиною вібрацій єневрівноваженість обертових масчерез нерівномірність розподілу матеріалу по колу робочого колеса (через нерівномірність зварних швів, наявність раковин, нерівномірного зносу 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 більше 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) Мал. 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, зрештою, надійно приварюватися до задньої поверхні робочого колеса.
Динамічна неврівноваженість при роторі, що не обертається (робочому колесі), ніяк не проявляється. Тому заводи-виробники мають проводити динамічне балансуваннявсіх 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 можуть застосовуватись 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 віброізолятори, і гнучкі вставки впливають величину вібрації нагнетателя, вони служать лише її локалізації, тобто. не дають їй поширюватися від нагнітача (де вона зароджується) на будівельні конструкції, на яких встановлюється нагнітач, та на 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, що дратівливо діють на людину. Кількісно звук визначається звуковим тиском, але при нормуванні шуму та в розрахунках по шумоглушенню використовується відносна величинарівень шуму в дБ (децибелах). Також вимірюється рівень звукової потужності. У загальному 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 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 схемаустановки насоса показано 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 в напірний трубопровід; насосна установка обладнується вакууметром 4 та манометром 5.
Рис. 12.1 Схема насосної установки
Оскільки за 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 галузі тиск знизиться до величини тиску насиченої пари при даній температурі, виникає явище, званекавітацією.
Сутність кавітації полягає у скипанні рідини в області зниженого тискуі наступної конденсації парових бульбашок при переміщенні киплячої рідини в область підвищеного тиску. У момент змикання бульбашки відбувається різкий точковий удар і тиск досягає в цих точках дуже великої величини (кілька мегапаскалів). Якщо бульбашки в цей момент знаходяться поблизу поверхні лопаті, то удар посідає цю поверхню і викликає місцеве руйнування 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 при 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), коли він 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 вказана порожнина повідомляється то зі стороною всмоктування (при збільшенні об'єму), то зі стороною нагнітання (скорочення об'єму) 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 в Нм/м 2 , являє собою роботу поршня за два ходи, віднесену до 1 м. 2 його поверхні.
На початку всмоктування і на початку негнітання мають місце коливання тиску, обумовлені впливом інерції клапанів і «прилипанням» їх до поверхонь, що стикаються (сідла).
Подача поршневого насоса визначається розмірами циліндра та числом ходів поршня. Для насосів односторонньої дії (рис. 13.1):
де: n число подвійних ходів поршня на 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 зазвичайо = 0.7-0.97.
Припустимо, що довжина кривошипу R значно менше довжини шатуна, тобто. R/L 0 .
Рухаючись з лівого крайнього положення у праве, поршень проходить шлях
х=R-Rcos , де - Кут повороту кривошипа.
Тоді швидкість руху поршня
Де (13.1)
Прискорення поршня:
Зрозуміло, всмоктування рідини в клапанну коробку і нагнітання з неї відбуваються вкрай нерівномірно. Це викликає виникнення інерційних сил, які порушують нормальну роботунасос. Якщо обидві частини виразу (13.1) помножити на площу поршня D 2 /4 ми отримаємо відповідну закономірність для подачі (рис. 13.3)
Тому рідина буде рухатися нерівномірно по всій системі трубопроводів, що може призвести до руйнування їх втомних елементів.
Рис. 13.3 Графік подачі поршневого насосу Мал. 13.4 Графік подачі поршневого
одинарної дії насоса подвійної дії
Одним з методів вирівнювання подачі є використання насосів подвійної дії (рис. 13.5), в яких за один оберт приводного валу відбувається два ходи всмоктування і 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 відкладений об'єм під поршнем в циліндрі, що однозначно залежить від положення поршня.
Рухаючись з правого крайнього положення (точка 1) вліво, поршень стискає газ у порожнині циліндра. Всмоктуючий клапан закритий протягом усього процесу стискування. 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 в трубу нагнітальний 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 довкіллям. 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= Q т . Робота компресора витрачається не лише на стиск 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 масову подачу 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 стиску. 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 переміщається в напірну порожнину 5. Тут при вході зубів в защеплення відбувається витіснення рідини . 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, переміщаються 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 в 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 тисків до 5 МПа. 13.3.3 ВОДОКІЛЬЦЕВІ ВАКУУМ-НАСОСИ Насоси цього типу застосовуються для відсмоктування повітря та створення вакууму. Пристрій такого насоса показано на рис. 13.9. У циліндричному корпусі 1 з кришками 2 і ексцентрично 3 розташований ротор 4 з лопатями 5. При обертанні ротора вода, частково заповнююча корпус, відкидається до його переферії, утворюючи кільцевий об'єм. При цьому обсяги, що знаходяться між лопатями, змінюються залежно 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 і 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 в 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 рідини, що ежектується і ежектируемой рідин і дифузора 3. Ежектуюча рідина, що подається до сопла, виходить з нього з великою швидкістю, утворюючи струмінь, яка захоплює в камері змішування рідину, що ежектується. 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 струминного нагнітача є масові витрати, що ежектують. 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 = G 2 / G 1 . 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 c 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 і на виході з камери змішування. К.п.д. струминного нагнітача може бути визначений за формулою: Ця величина для струменевих нагнітачів вбирається у 0.35. Важкі машини Димососи - транспортують димові гази газоходами котла і димарю і спільно з останньою долають опір цього тракту і системи золовидалення. Дутьові вентиляторипрацюють на зовнішньому повітрі, подаючи його через систему повітроводів і повітропідігрівач у топкову камеру. І димососи, і дутьові вентилятори мають робочі колеса із загнутими назад лопатками. В позначеннях димососів присутні літери ДН (димосос із загнутими назад лопатками) і цифри діаметр робочого колеса в дециметрах. Наприклад, ДН-15 - димосос із загнутими назад лопатками і діаметром робочого колеса 1500 мм. В позначенні дутьових вентиляторів ВДН (вентилятор дутьової із загнутими назад лопатками) і також діаметр в дециметрах. Тягодуті машини розвивають високі тиски: димососи до 9000 Па, дутьові вентилятори до 5000 Па. Головні експлуатаційні особливості димососів – це можливість роботи при високих температурах (до 400 С) та при високому вмісті 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 кутах 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, «равлик» 2, ходова частина 3, вхідний патрубок 4 і напрямний апарат 5. Робоче колесо включає крильчатку, тобто. лопатки та диски, що з'єднуються зварюванням і маточиною, посаджену на вал. Ходова частина складається з валу, підшипників кочення, розташованих у загальному корпусі та пружної муфти. Мастило підшипників картерна (олією, що знаходиться в порожнинах корпусу). Для охолодження олії в корпусі підшипників встановлений змійовик, по якому циркулює вода, що охолоджує. 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 для проведення 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-му місці зі 178 країн.
2864.
Політична боротьба у 20-ті - початок 30-х років.
17.77 KB
Звинувачено 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 у 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 відрізняючись за фізичним якостямрівнем обслуговування географічному розміщенню наявності інформації та або суб'єктивному сприйняттю можуть мати явну перевагу принаймні з боку однієї групи покупців серед конкуруючих продуктів при даній ціні. 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, які 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 передраднаркому Сирцова 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 довгий часзберегло численні політичні та економічні традиції Київської Русі дуже успішно оборонялося як від Лівонського ордену, так і від монголотаторів. Монголотатарське ярмо Навесні 1223 р. 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. Одною з найважливіших завданьавтоматизації технологічних процесівє автоматичне регулюваннямає 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 низку 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
Допустима напруга 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.
