燃气锅炉风机选型（通用6篇）
燃气锅炉风机选型 篇1
河北某炼钢厂为实现节能减排和环保的需要, 利用炼钢、炼铁的副产品高炉煤气和转炉煤气作为燃料建设两台煤气发电机组。本文对该煤气发电机组锅炉风机选型过程作简单介绍。
1 工程概况与设计参数
工程装机规模为2×25MW高温高压纯凝式汽轮发电机组, 配套建设2台130t/h高温高压煤气锅炉, 每台锅炉配置一台送风机和一台引风机, 两台炉合用一座烟囱。
燃料消耗量
锅炉效率按给定值计算, 在锅炉最大连续蒸发量工况下, 130t/h高温高压煤气锅炉的耗气量如下:
一台炉每小时耗高炉煤气气量 (Nm3/h) :70000转炉煤气18000。
两台炉每小时耗高炉煤气气量 (Nm3/h) :140000转炉煤气36000。
2 风机选型
送、引风机选择按照锅炉在最大连续蒸发量工况下所需的送风量和排风量计算。
2.1 理论空气量计算
锅炉掺烧高炉煤气和转炉煤气两种燃料, 两种燃料组分不同, 按照两种燃料的体积比70000:18000, 计算得出混合气体的燃料的气体组分如下:
燃气燃烧所需的理论空气量:
H2、CO、CmHn、H2S、O2———燃气中各种组分的容积成分。
2.2 过剩空气系数α选取
燃气锅炉炉膛出口的过量空气系数α”取1.1。空预器进口剩余空气系数αk可由炉膛出口过量空气系数进行反算得出。
需要注意计算送风机送风量用空预器进口处的过量空气系数计算。引风机通风量首先要计算出相应过量空气系数条件下的实际烟气量, 再按照规范要求计算。
2.3 燃烧产物计算
按燃料完全燃烧产生的理论烟气量:
三原子气体体积:VRO2=VCO2+VSO2=0.01 (CO2+CO+∑mCmHn+H2S)
理论水蒸气体积:
d———空气的含湿量, g/m3
理论氮气体积:V0N2=0.79V0+0.01N2;理论烟气总体积:V0f=VRO2+V0H2O+V0N2
2.4 炉膛出口实际烟气量
炉膛出口实际烟气量包括理论烟气量与完全燃烧剩余的干空气量及这部分干空气携带的水蒸气之和Vf=Vf0+1.0161 (α”-1) V0。
2.5 燃烧计算结果汇总
单台炉燃气量:70000+18000=88000Nm3/h;单台锅炉空气预热器进口空气量:82000Nm3/h;单台锅炉炉膛出口烟气量:153000Nm3/h。
2.6 风管阻力计算
锅炉空气侧全压降Δhs包括燃烧器阻力、空气预热器阻力等, 由锅炉厂提供。
风道摩擦阻力
式中λ———摩擦阻力系数金属风、烟道取0.02;
L———管段长度, m;de———管道当量直径, m;ρ———密度, kg/m3;ω———流速, m/s
风道局部阻力Δhf=ρ*ξ*ω2/2式中:ξ-局部阻力系数, 查规范得出。
风道总阻力Δh=Δhf+△hm+Δhs
2.7 烟道阻力计算中烟道摩擦阻力和局部阻力计算方法与风道相同。
烟道总阻力Δh=Δhf+△hm+Δhs+△hch+△hcc-△hsd
2.8 计算结果汇总如下
送风机送风量计算:
式中:k1———流量备用系数, 按规范选取;Vj———标准状态下空预器进口风量
tlf———进入送风机的冷空气温度;b———当地大气压, kpa
送风机风压计算:
式中:K2———风压备用系数, 按规范选取;△h———空气侧总压降;b———当地大气压, kpa。
根据以上计算选用G4-73No14D送风机, 风量110000m3/h, 风压4500Pa。
引风机排风量计算:
式中:k1———流量备用系数, 按规范选取;Vj———标准状态下空预器进口风量
Tp———引风机铭牌温度;b———当地大气压, kpa。
引风机风压计算:
式中:K2———风压备用系数, 按规范选取;△h———烟气侧总阻力;b———当地大气压, kpa。
根据以上计算选用Y4-73No20D送风机, 风量286000m3/h, 风压4220Pa。
3 总结
在我国燃煤机组送、引风机选型已经相当成熟, 利用高炉煤气进行发电在最近几年才逐渐兴起。本文重点对煤气锅炉风机选型过程中的计算部分进行介绍, 有助于理清设计思路, 对新参加工作的设计人员有一定的指导作用。
燃气锅炉风机选型 篇2
一、锅炉房相关概念
通常, 锅炉房运行费用主要取决于燃料消耗及水量和电能的消耗以及人工费等。同等档次的锅炉燃料费用取决于锅炉热效率的高低, 并与锅炉产汽量成正比, 水量的消耗与产汽量成正比, 同时也受锅炉排污率的影响, 锅炉排污率的提高导致锅炉给水量的增加, 而锅炉耗电量的高低取决于各用电设备的选用以及用电设备的效率。在前二者已确定的情况下, 风机要寻找节电的途径, 一种有效的方法是从耗电设备的调节上采取措施。当锅炉负荷变化时通常是采用改变阀门或挡板开度的方式来适应锅炉负荷的变化, 如果改变这种传统的调节方式, 代之以采取变频器调节电动机转速的方式来满足负荷变化的需要, 则可以大大降低锅炉运行时的耗电量, 从而降低锅炉房运行费, 大大节约能量。
二、锅炉引风机的选型
在工业锅炉房设计上, 是在选定锅炉以后, 对锅炉烟、风系统阻力的计算, 并保证引风机等所需的风压与风量。根据这些来选取风机。但是, 往往在实际中, 有很大部分的生产商所销售的锅炉都配有风机。因此, 就要检查所配送的风机风压与风量能不能达到要求, 如果不能的话, 则应另选风机。锅炉厂中的风机是为了适应各种不同的情况, 它的风压与风量都有富裕量, 在一般的情况下, 如果满足, 则不需重选机型。但是, 笔者在维修中发现, 有些锅炉厂家配套风机的风量和风压比实际设计计算所需的数值大很多, 由于富裕量较大, 而使配套电机的功率增大很多。这不仅会使用户增大设备投资, 增加电增容费用, 而且也增加了锅炉房的常年运行费用, 同时还会使风机长期处于偏离高效工况区运行, 使风机效率降低, 造成能源浪费。目前, 在所有可利用的能源形式中, 电能属于高品位的能源, 节电比其他节能方式具有更大的经济效益。
三、锅炉风机在日常使用中所出现的问题及解决措施
1. 日常风机使用过程中出现的问题及原因分析
在日常锅炉风机使用时, 会出现一些流量不足或者是过大的情况, 对于出现这种情况, 因素有很多, 同时情况也分为很多种, 主要有两种情况, 一种是在使用过程中, 出现这种情况, 造成这种情况, 主要是因为管网中的阻力不稳定, 有些时候大, 有些时候小造成的, 又或者是因为风机的飞动区工作等的原因。另一种情况是在使用过程中, 又过了较长的一段时才慢慢减少。或者是在短时间内突然减少。出现这种情况的, 主要是因为管网被堵住所引起的。在风机刚安装之后, 一开始运行就出现流量不足又或者是过大。那么造成这种情况的因素有以下几方面。如图1所示:
(1) 管网阻力的实际值和计算值差值过大所引起的
根据计算, 如果实际值K比计算值中的K小时, 就会出现流量增大的情况, 如果实际值比计算值大时, 就会出现流量减小的情况。
(2) 在选择时没有考虑到风机自身全压值的偏差影响
在实际的工作过程中, 当风机的全压为正偏差的时候, 就会造成流量增大。如果出现负偏差时, 就会出现流量减少的情况。
2. 日常风机使用过程中存在的问题解决措施
如果风机在安装后运转, 又或者是在使用过程中, 出现流量过小或者是过大的情况时, 可以通过以下几种方法来解决:
(1) 有效利用节流装置的启闭度来调节流量。
(2) 有效利用调换新的压力较高或者是较低的风机来改变流量。
(3) 通过加快或者减慢风机的方式来增减流量。
(4) 可以改变管网, 使管网的阻力系数变小, 来达到增大流量的作用。
通过以上几种方法来解决问题时, 需要要注意的是, 在目前, 采暖锅炉所选用的风机, 基本上是使用节流装置来调节流量的方法。但是, 当实际流量比使用所需的流量过大时, 这些方法会浪费造成电力上的浪费, 在实际中, 是很不经济的。如果有这种条件的话, 一般是采用增快或者是减慢风机的风速。但是, 当调节门全开的时候, 流量还是太小, 那么, 这时的节流装置就失去了节流的功能, 就需要想方设法来改变管网, 使阻力的系数减小, 从而增加流量, 同时还可以增大见机的速度、调换压力较高的风机等方法。
四、小结
总而言之, 在日常地锅炉风机使用过程中, 经常会出现一些问题, 这就需要维修人员对其进行维修。但是, 在日常的使用中, 出现的问题基本上也就是这些。但是, 在目前, 加强锅炉风机的维护是当务之急。
参考文献
[1]邓闰姝.李小慧.吴广平.对锅炉引风机选型节能及使用中出现问题的探讨[J].山东大学出版社, 2009, (4) ;51-53.
[2]沈爱华.张小妹.朱止平.浅谈锅炉引风机选型节能及使用中出现问题[J].职业技术, 2010, (14) ;193.
[3]王东林.陈羡矾.黄芝林.浅析锅炉引风机选型节能及使用中出现问题及对策[J].武汉大学出版社, 2010, (4) ;51-53.
[4]沈银涛.张国强.李家辉.关于锅炉引风机选型节能及使用中出现问题的研究[J].职业技术学院, 2011, (18) ;193.
风机盘管的合理选型 篇3
风机盘管是集中式空调系统中广泛使用的末端设备。风机盘管的合理选用不仅直接影响空调效果, 也是保证系统正常运行和降低空调能耗的重要环节, 尤其是在高精度或有严格工艺要求的场合, 更须合理的送风参数。送风和供冷 (热) 是风机盘管的基本功能。“风”是“冷”的媒介和载体, 它直接影响供冷量、送风温差、换气次数以及室温梯度和波动幅度, 即决定了空调精度和舒适性的好坏。因此, 保证足够的风量是实现预期空调效果的先决条件。需要指出的是, 这里所说的风量是机组在正常使用时的实际送风量。
根据房间净空间体积和最低换气次数的要求, 可以求出最低送风量。对高精度工艺性空调, 风量校核是选型计算中必要程序。在选用国产风机盘管时, 不能根据计算结果, 按其样本参数选型, 因为国产风机盘管的样本所列的名义风量要高于实际风量。
我国原机械工业部行业标准《风机盘管机组》JB/T4283-91中规定:名义风量必须在盘管不通水、空气进出口静压差为零的特定工况下进行测定。但是, 风机盘管的实际使用条件显然不同于测试条件:实际使用中, 暗装机组往往还宜加装进、回风格栅, 过滤器和短风管, 加上盘管表面冷凝水、积尘和滤网堵塞等许多因素的影响, 都会导致风阻增大、风量下降。明装式机组同样也存在风量下降问题, 只是下降幅度较小而已, 所以国产风机盘管的实际风量必然要低于名义值。而风量的不足, 又将引起冷量下降, 进而形成机组实际性能 (风、冷量) 都要低于名义值的现象, 从而使空调系统达不到原设计效果。近几年来, 我国风机盘管在结构形式、传热效率、室内空气品质、噪音和自动控制等方面都采用了一些先进的技术, 取得了一些明显的成果, 大大提高风机盘管机组的性能。但是与国外的先进产品相比, 在各个方面我们都还有不小的差距。国产风机盘管的名义参数在实际使用条件下是不可再现的, 因此不能作为选用产品的依据。我国行业标准以及各厂家样本中给出的名义参数对暗装机组来讲, 实际上是没有意义的。因为其正常使用时, 冷工况风量要比名义风量低20%-30%, 长期运行的机组甚至低50%以上。
国外风机盘管样本中, 一般会给出不同机外静压下的风量及供冷量, 以方便用户选用。有些国外简明样本虽然仅给出名义风量, 但其含义不同于我国标准规定, 其一般是指一定机外静压下的风量值, 所以名义风量相近的国外风机盘管, 风量会比国产机组高出20%-50%。
同样需要说明的是, 使用国外简明样本时, 须注意国外各公司往往执行不同的标准, 名义风量的含义也会存在某些差异。所以选用时, 最好依据数据齐全的最新样本, 或要求供货厂家提供产品在不同机外静压下的风量及冷量值, 以确定可靠性。加之风量不仅能够增加换气次数, 降低送风温差, 改善空调效果, 因为冷量相应提高, 所以还可以缩小机组体积。因此, 国外风机盘管的体积和重量, 一般都要小于国产风机。提高机外静压和风量, 是风机盘管的发展方向。当然, 风量的提高也要受空调区允许风速的制约。表1是国内几个品牌的风机盘管性能比较情况。
下面谈谈具体选型时应注意的几点:
1 盘管冷量不足:
这个问题是目前用户投诉最多的一个问题。造成这种问题的主要原因是不少企业没有自己的测试手段, 样本上的参数从其它厂家的样本上抄袭的, 且自己生产的盘管热工性能又较差 (这主要是由翅片形式、胀管质量、生产工艺等造成) 。因此建议在进行项目考察时应注意该厂家的测试设施与手段, 很难想象一个没有自己测试装置的厂家能产生出好产品来。
2 风量:
目前我们在进行具体工程设计中往往是根据计算所得冷负荷通过查阅有关厂家的样本来选择风机盘管。如何考虑盘管的风量是一个问题。国内市场上多数厂家的盘管都只有一种三排管的, 但也有厂家提供二排管的盘管。对于大多数民用建筑空调系统而言选择二排管的盘管更为有利 (对高湿度场合例外) 。这是因为二排管的产品在同样冷量下风量较大, 这将增大空调房间的换气次数, 有利于提高空调精度及舒适性。同样冷量下, 采用小温差、大风量送风, 会取得比大温差、小风量送风更佳的空调效果。
3 机外余压:
由于我国目前的盘管国家标准规定风机盘管的风量、冷量及噪声等参数的测试均是在机外静压为0Pa的条件下进行的。但在实际使用中盘管出风口前往往要接一小段风管及出风百叶, 另外有的工程中还设有回风箱, 因此在实际使用中会发现盘管的实际风量要小于其名义风量, 这样的后果就是房间风量减小, 送风温差增大, 空调的舒适性下降。有的设计人员为避免这种情况就在选型时按盘管的中档风量选取, 以避免风量不足, 但却增大工程的初投资。因而建议在国内测试标准尚未改变的情况下, 我们在盘管选型时应该优先选择有余压 (一般应为10～15Pa) 的机组。
注:表中所有参数均摘自有关厂家公开提供的样本。
4 噪声问题:
这是目前国内产品与国外产品差距较大的一个地方, 也是目前盘管因质量问题而被投诉的一个要点。造成这一问题的原因多在于盘管中的电机与风机配置及匹配的不合理。另一个原因是厂家质量管理不严, 装配工责任心不强, 造成产品质量不稳定。所以我们在考察一个厂家产品时应查阅其由国家权威质检部门出具的该款产品 (注意一定要是我们准备订货的那几款产品) 噪声检测报告。对于选用批量较大的工程项目应现场抽样送有关质检部门检测。
综上所述, 在选用风机盘管空调系统时, 不仅要做到设计计算的准确, 还要针对当前市场上各种产品的不同特点, 合理选型, 才能创造一个舒适、运行经济合理的空调系统。
摘要：针对国内外风机盘管的实际情况, 就如何合理地选用风机盘管的风量, 达到预期的空调效果, 提出了一些建议。
关键词：:风机盘管,名义风量,送风温差
参考文献
[1]刘金平, 周登锦.空调系统变冷水温度调节的节能分析[J].暖通空调, 2004, 34 (5) :90-91.
[2]韩伟国, 陆亚俊.风机盘管加新风空调系统ε值比较设计方法[J].暖通空调, 2002, 35 (2) :80-83.
[3]胡益雄, 姚晔.空调收费若干问题的探讨[A].第十一届全国暖通空调技术信息网大会论文集 (西安) [C].中国建筑出版社, 2001.
[4]胡益雄, 姚晔.基于热平衡的冷量计量方法研究[J].电气与智能建筑, 2001, (8) .
热风干燥风机选型优化与实践 篇4
钢铁行业冷轧生产线, 为了将清洗后的带钢面表干燥, 常用的方法是配置热风干燥系统。热风干燥系统主要由热风干燥器、离心风机及换热器组成。北方一家钢铁企业冷轧机组使用的热风干燥系统配置了1台18 000 m3/h风量和15 000 Pa全压的风机, 该风机在实际运行过程中必须将风机入口阀门开度调节至40%左右, 否则风机电机就会出现电流过载停机。
1 问题分析
1.1 产生问题的原因
根据风机性能曲线, 电机电流过载说明风机运行工况点偏离了设计工况点, 偏离方向为风量增大方向, 此时风机全压小于设计值, 风机运行效率处于低效区, 此时风机实际运行功率升高, 导致电机电流过载[1]。初步分析, 问题的原因是离心风机的设计全压与系统实际运行阻力损失不匹配。
本系统简图见图1。
图1中, P1为消音器阻力损失, Pa;P2为风机入口管路 (含管件) 阻力损失, Pa;P3为风机出口管路 (含管件) 阻力损失, Pa;P4为换热器阻力损失, Pa;P5为换热器出口管路 (含管件) 阻力损失, Pa;P6为热风干燥器阻力损失, Pa。
因此, 需要计算出系统总阻力损失来确认实际运行阻力是否与风机设计全压相匹配。
1.2 系统阻力损失计算
1.2.1 入口消音器阻力损失P1
消音器阻力损失:
式 (1) 中, P1为入口消音器阻力损失, Pa;Pv1为消音器动压值, Pa;P2为风机入口管路 (含管件) 阻力损失, Pa;ξ1为消音器阻力系数;ρ为空气密度, kg/m3;v1为消声器内平均气流速度, m/s;g为重力加速度, m/s2。
本消音器选择的是F型阻抗复合式消音器, 查《实用供热空调设计手册》[2]表17.2-1, ξ1=1.5;空气密度取厂房内最低温时 (5℃) 对应的值, ρ=1.27;根据风量及消音器管径计算得v1=17。
计算得, P1=280.9 Pa。
1.2.2 管路阻力损失P2P3P5
管路沿程阻力损失:
式 (2) 中, Pm为管路沿程阻力损失, Pa;Δpm为单位管长沿程摩擦阻力, Pa/m;l为管长, m。
本工程风管管径为Φ630 mm, 管内流速为16 m/s, 管长约25 m, 查《实用供热空调设计手册》[2]表11.2-2, Δpm=3.77 Pa/m, 计算得Pm=94.3 Pa。
管路局部阻力损失:
式 (3) 中, Pj为管路局部阻力损失, Pa;∑ξ为局部阻力系数之和;v2为管内空气流速, m/s。
本工程局部阻力点见表1。
如上, ∑ξ=2.78, 计算得Pj=451.9 Pa。
则管道阻力损失为:P2+P3+P5=Pm+Pj=546.2 Pa。
1.2.3 换热器阻力损失P4
根据换热器供应商返回的测试资料, 换热器阻力损失P4=200 Pa。
1.2.4 热风干燥器阻力损失P6
本系统送风至干燥器后, 热风经过干燥器内的喷管条缝喷出, 喷出速度为70 m/s左右, 在喷嘴处产生了大量的阻力损失, 占系统总阻力损失的80%以上。
关于条缝的局部阻力系数, 从《实用供热空调设计手册》[1]中查得的数据为1.48~1.78, 在这个范围内利用公式 (3) 计算得到的条缝处阻力损失为4 605 Pa~5 538.5 Pa, 范围内差值为933.5 Pa。为了准确获得此处的阻力损失, 本次计算使用了ANSYS流场模拟软件CFX对喷嘴出的阻力损失进行了模拟计算。
根据模拟结果, 喷嘴处的平均阻力损失为5 265Pa, 相当于这种条缝的局部阻力系数为1.69左右, 在手册推荐的范围内, 因此条缝处阻力损失P6取值5 265 Pa。
根据上述计算结果, 系统计算总阻力损失为:P1+P2+P3+P4+P5+P6=6 292.1 Pa。
根据GB50019-2003采暖通风与空气调节设计规范[3]第5.7.2条要求, 定转速风机全力应在计算压力损失上附加10%~15%, 即风机全压应为6 921.3 Pa~7 235.9 Pa。
根据风机样本, 可选性9-19-11.2D型高压离心风机, 额定工况点效率大于80%。
2 优化实践
根据上述分析, 确认了本机组热风干燥系统使用的离心风机的设计全压与系统实际阻力损失不匹配, 导致风机入口风门必须长期保持在40%左右的开度。这种情况下, 风机长期工作在低效工况点, 且在阀门处的阻力损失过大, 浪费了大量能耗, 风机运行的稳定性也较差[4]。
重新选型并更换了新的风机, 额定工况点为18 000m3/h和6 905 Pa, 风机效率为82%。更换了风机之后的热风干燥系统, 喷嘴处风速没有明显变化, 干燥效果良好, 系统运行稳定, 风机风门可以完全打开, 证明了上述选型计算是正确的。
改造后系统的风机能耗与之前的系统相比, 有了很大的降低, 改造前系统风机通过调节入口阀门开度降低风机全压, 一方面阀门处的阻力增大, 另一方面风机效率降低。对改造前后系统风机能耗进行对比如下:
a) 风机入口阀门阻力损失。改造前系统阀门开度为40%, 此时阀门局部阻力系统为11.2, 阀门阻力损失为1 820.7 Pa;改造后系统阀门开度为100%, 此时阀门局部阻力系数为0.19, 阀门阻力损失为30.9 Pa;
b) 系统总阻力损失。改造前系统总阻力损失为6 905+ (1 820.7-30.9) =8 694 Pa;改造后系统总阻力损失为6 905 Pa;
c) 风机运行效率。改造前系统风机运行效率低于50%;改造后系统风机运行效率约为82%;
d) 风机能耗。
风机运行能耗:
式 (4) 中, N为风机运行能耗, k W;Q为风机流量, m3/h;P为风机全压, Pa;η为风机运行效率;ηm为风机传动效率 (本类型风机为0.98) 。
改造前系统风机运行能耗约为43 k W;改造后系统风机运行能耗大于88.7 k W。
3 节能效果
改造后的系统, 风机设计参数与系统实际运行参数相匹配, 系统运行能耗更低, 更平稳, 相对于改造之前的系统, 每小时可节约能耗不低于45.7 k W。若平均电价按0.55元/ (k W·h) 、全年运行时间6 800 h计算, 全年可节电约31.1×104k W·h, 可降低电耗成本约17.1×104元。
4 结语
介绍了北方一家钢铁企业冷轧机组热风干燥系统风机选型的优化与实践, 对所有涉及到风机选型的设计均有一定的参考价值。
介绍的风机改造, 仅1台风机在改造之后就可以带来全年约31.1×104k W·h的降耗。对于整个工厂来说, 如果对所有风机均进行选型核算, 而且有优化的空间, 应尽可能地进行改造, 响应国家号召, 切实做好钢铁行业的节能减排工作。
摘要：介绍了北方一家钢铁企业冷轧机组热风干燥系统风机运行不正常的原因, 并进行了选型计算及优化实践, 对改造前后系统能耗进行了对比, 改造后的系统能耗大大降低。
关键词：钢铁,风机选型,节能
参考文献
[1]万玲.基于实测的中央空调系统风机选型和节能分析[D].武汉:武汉科技大学, 2011.
[2]陆耀庆, 王天富, 王谦, 等.实用供热空调设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社, 2008.
[3]中华人民共和国建设部.GB50019-2003采暖通风与空气调节设计规范[S].北京:中国计划出版社, 2003.
一种基于风阻估算的风机选型方法 篇5
电子设备中大功率模块的应用导致设备局部热流密度大幅增加,一般的整机散热的方法难以满足散热要求。为解决局部散热问题,局部强制对流散热器应用越来越广泛,其中采用矩形肋散热片配以对流风机的方案,以其结构简单、易于加工、成本低廉,受到设计者的青睐。对于矩形散热器,如何选择与其匹配的风机是散热效果好坏的关键。传统风机选型是根据风机的功率和风量来确定型号,而忽略了风机动压与散热器风道阻抗是否匹配,如果风压与风阻不匹配,则很有可能达不到预期的散热效果。
在传统方法的基础上,考虑风道阻抗对风机风量和风压的影响,通过计算散热片的风道阻力和散热所需要的风量,初步选择风机型号、绘制风道阻抗曲线进而计算风扇工作点,再根据风扇工作点的值对所选的风机型号进行验证,最终选择适当的风机。
1风机特性曲线及风机工作点
1.1风机P-Q曲线
风机的特性曲线,是指通风机在固定转速下工作时,其压力、效率与功率随风量而变化的关系。一般以风量为横坐标,压力、功率或效率为纵坐标,其中以风量 和压力为 坐标轴的 曲线又称 为P-Q曲线[1]。
1.2风机压力和工作点
风机的总压力是用来克服风道的阻力,并在出口处形成一定的速度头。风压也可以表示成流量的函数,其曲线与P-Q曲线的交点即为风机工作点。 风压曲线表示的风机克服风阻的能力,所以风压曲线又称为风道阻抗曲线。风机工作点示意如图1所示。图1中C点即为风机工作点,PC、QC为风机实际工作时的风压和风量。根据经验工作点位于风机特性曲线右下方时,风机效率最高[2]。
由图1可知,风机工作点是风机实际工作时的风压和风量,本文的重点就是估算散热器的风阻,进而绘制风阻曲线,求出风阻曲线与厂家提供的风机特性曲线的交点(工作点),为风机选型提供依据。
2建立散热器模型
计算散热器风阻,首先要建立散热器模型 ,本文以最简单、常用的侧吹风矩形平行翅肋散热器为例建立模型如图2和图3所示。
图中,H,W,L分别为散热器的高度、宽度和长度,b为齿间距,t为齿厚度,h为齿高,这6个参数就能唯一确定散热器的外形。散热器底部紧贴发热量为 Φ 的器件(忽略散热器的导热热阻)。
3散热器风阻估算
3.1估算散热器风阻
散热器的风阻由入口阻力、沿程阻力和出口阻力3部分组成[3]。气流进入散热器时由于流道收缩产生入口阻力,气体在流道内流动时由于与流道的摩擦而形成沿程阻力,气体离开散热器时由于气体膨胀而 产生出口 阻力。通常风阻 用压降 ΔP表示[4,5]:
式中,DH为散热器流道的当量直径[6]; KC为收缩阻力系数[3]; KE为扩大阻力系数[3]; fapp为范宁摩擦系数[3]; μ 为流体动力粘度; u为流体平均速度 ( 这里忽略出入口流速差异)[7],Re为雷诺数。σ 为散热器流通截面积与散热器截面积比率
根据上述公式可以出计算散热器风阻。
3.2计算风机全静压
风机的全静压除了用于克服散热器风阻外,出口流体还要有一定的速度头才能把热流体带出系统,风机全静压用P静表示。
结合式(1)和式 (2),风机静压可按表示为:
流体速度u可用流量Q表示,为散热器有效流通面积[8]。
由式(5)可以看出,风扇全静压是一条以流量Q为自变量通过原点的抛物线,而其斜率取决于系数K 。
4风扇选型
根据热平衡方程,可得系统通风量为:
式中 ,ρ 为空气密度(kg /m3); Cp为空气定压比热 (J/(kg·℃)); Φ 为总损耗功率(热流量)(W); Δt为冷却空气的出口与进口温差(℃)。空气的出口温度应根据单元内各元件允许的表面温度确定,而元件的表面温度与冷却效果有关。Δt的确定涉及一系列的迭代计算,一般 Δt可取(10 ~ 15℃)[1,3]。
根据式(6) 计算的风量Qf,以Q = (1. 5 ~ 2) Qf为风机最大风量,选择风扇型号,得到风机的特性曲线。根据式(5)在风机特性曲线上绘制系统风阻抛物线,2条曲线的交点C( QC,PC)即为风机的工作点。
比较QC与Qf,若QC> Qf,工作点风量大于所需风量,则所选的风机是合适的;若QC< Qf,工作点风量小于所需风量,则需重新选择风压更大风机重复上述过程验证。
5实例计算
根据图2中模型,将相应的参数赋予具体的数值,取环境温度20 ℃,W = 51 mm,L = 50 mm, t = 1. 5 mm,b = 3 mm,n = 12,h = 30 mm,系统散热量 Φ = 50 W,Δt = 15℃ 。取t = 20 ℃ 为定性温度,查得空气物性参数为 ρ = 1. 205 kg /m3,CP= 1 005 J / (kg·℃),μ = 1. 85 × 10-5kg / m·s。
5.1估算风量
5.2估算风阻
将数据带入相应公式得到各个系数结果如下(均采用国际单位): σ =0. 647,KC= 0. 244,KE= 0. 338, DH= 0. 005 45,S = 0. 000 989 91,u = 2. 83,Re = 833. 7, λ = 0. 1,f = 0. 025,L*= 0. 011,fapp= 0. 047。
计算风机静压系数K为:
即为系统风阻特性曲线。
5.3风机选型
取Q = 2Qf≈ 12 CFM,选取BS501512H轴流风机(最大风量17. 2 CFM),把上节得到的风阻特性曲线绘制到风机特性曲线[9]如图4所示。求出2条线的交点QC(7. 44,2. 47),QC即为所求工作点。 显然QC> Qf,所选风机符合要求。
5.4数值仿真与结果分析
为了验证上述方法的可行性,用ICEPAK软件对上述算例进行仿真,对2种结果比较分析。仿真得到风扇的工作点如图5所示。
根据图5的结果,进行单位换算得
估算风阻所采用的模型是假设气流都从散热器的沟槽中流过,并且假设出口压力是下降的。实际情况下,有相当一部分气流是从散热器的边界面流过,并且当气流流出散热器沟槽时,压力会有所回升,所以风阻估算的结果偏大,用本文的方法估算风阻来选择风机应该更加更安全。
6结束语
选择风机时需要考虑的因素很多,如风机的风量、风压、特征、体积、重量和功率以及通风系统的阻抗等,其中主要的参数是风量、风压和系统风阻特性。充分考虑系统风阻的前提下,对于风道较长,且远离热源的系统宜选用风压较大的风机,对于风道短,接近热源的系统宜选用风量较大的风机。
对矩形肋散热器风阻进行了定性和定量分析, 给出了散热器风阻的估算方法,并与数值仿真结果进行了对比,在考虑散热器风阻的情况下,选择与散热器风阻抗相匹配的风机,为风机选型提供了一定的理论依据。
摘要：对矩形平行翅肋散热器风阻的计算和考虑风阻情况下风机的选型进行了研究。简要介绍了风机的特性曲线和工作点对散热效果的影响,提出了一种基于矩形散热器风阻估算的风机选型方法,基于该方法计算得出了矩形翅肋散热器的风阻特性曲线。以某散热器为例,用此方法计算了散热器的风阻、风压,选择了合适的风机,通过ICEPAK软件进行了仿真验证,结果表明该方法合理、可行。
动力工程设计中的风机选型计算 篇6
1 鼓风机风量、风压的选型计算
计算的基本原理为在允许操作范围内, 可认为风机的转速固定情况下, 风机的体积流量为定值, 则变工况运行时为保证供风量的质量流量恒定, 在已知理论风量 (Vg) 和实际工况情况下, 按式1-1校正。同样依照上述假设, 在已知系统阻力计算值 (∑ΔP) 和实际工况情况下, 鼓风机风压按式1-2校正, 通过这两式校正计算得到的鼓风机风量 (Qg) 和鼓风机风压 (Pg) 即为需要选型的目标风机的特性参数。
2 引风机风量、风压的选型计算
计算的基本原理与前者相似。在变工况情况, 通常应保证引风量的质量通流恒定, 在已知理论风量 (Vy) 和实际工况情况下, 按式2-1校正。同样依照上述假设, 在已知系统阻力计算值 (∑ΔP) 和实际工况情况下, 引风机风压按式2-2校正, 通过这两式校正计算得到的引风机风量 (Qy) 和引风机风压 (Py) 即为需要选型的目标风机的特性参数。
3 鼓、引风机的轴功率和电机功率计算
风机的轴功率和电机功率可按式3-1与式3-2计算。
4 风机使用条件与风机标定值有差别需要校核计算时, 按式 (4-1) 和式 (4-2) 校核计算
摘要：本文结合实践, 对动力工程设计过程中常用的风机选型计算基本原理、方法、公式进行归纳整理。
关键词：风机,选型计算
参考文献
[1]《压缩空气站设计手册》编写组.压缩空气站设计手册[M].北京:机械工业出版社, 1993, 12.