机械送风

机械送风（共8篇）

机械送风 篇1

1 机械加压送风系统防超压方案

根据暖通专业图集《建筑防排烟及暖通空调防火设计》 (07K103—1) , 防烟楼梯间和前室加压送风时超压控制的措施主要有设置余压阀、电动风量调节阀和变频加压风机三种方式。

设置余压阀时, 电气专业不需要设计控制系统和控制电路;设置压力电动风量调节阀、变频加压风机时, 需要电气专业设计控制系统和控制电路。

2 电气控制

2.1 压力开关+电动风量调节阀 (开关型)

对于该防超压方案, 暖通专业通常在防烟楼梯间、前室或合用前室设置压力开关, 并在屋顶楼层或其他楼层设置加压风机, 加压风机前、后设置连通管和电动风量调节阀 (开关型) 。控制原理示意图如图1.

压力开关是测量加压部位空气压力值与正常大气压的 (走廊) 的差值。在设有机械加压送风系统的防烟楼梯间和前室中设置压力开关, 其中楼梯间设置在距底层1/3高度处, 前室均需设置。

机械加压送风系统的余压值应满足: (1) 防烟楼梯间40~50 Pa; (2) 防烟楼梯间前室、合用前室、消防电梯间前室、避难层 (间) 为25~30 Pa。

压力开关+电动风量调节阀 (开关型) 的电气控制方案为:系统并入火灾自动报警和联动控制系统, 防烟楼梯间、前室或合用前室设置的压力开关信号均接入报警输入模块, 报警输入模块把压力开关实测的开关信号通过报警总线送至火灾自动报警控制器和联动控制器进行处理, 并联动控制电动风量调节阀的开启和关闭。当加压风机服务范围内的任意一个压力开关实测压力值大于规定设置值时, 消防联动控制器发出联动控制信号, 并通过设置在电动风量调节阀附近的输出模块控制电动风量调节阀的电源二次控制回路, 从而控制电动风量调节阀的开启;当加压风机服务范围内的所有压力开关实测压力值均小于规定设置值时, 消防联动控制器发出联动控制信号, 并通过设置在电动风量调节阀附近的输出模块控制电动风量调节阀的电源二次控制回路, 从而控制电动风量调节阀的关闭。控制电动风量调节阀电源开启和关闭的联动输出模块应采用自保持信号触点。

压力开关+电动风量调节阀 (开关型) 的电气控制方案控制方式简单, 采用的元器件较少, 控制的可靠性较高。

2.2 压力传感器+电动风量调节阀 (比例调节型)

该方案控制原理示意图与图1相同。但采用压力传感器和电动风量调节阀 (比例调节型) 代替了压力开关和电动风量调节阀 (开关型) 。

防烟楼梯间机械加压送风系统中, 由压力传感器实测空气压力值, 并输出4~20 m A或0~5 V的模拟信号给电动调节阀, 作为调整阀门开度的输入信号实时传送给差积分比较器 (例如西门子SEZ220信号转换器) 进行信息对比。通过信息对比输出模拟信号, 从而控制电动风量调节阀。当楼梯间超压时, 电动风量调节阀开度不断增大, 直至楼梯间压力值逐渐下降至正常范围, 此时阀门保持在此位置;但当楼梯间因电动风量调节阀的开启角度过大且压力低于正常范围时, 电动风量调节阀逐渐关闭, 直至楼梯间的压力上升到正常范围, 此时阀门保持在此位置。

防烟楼梯间前室、合用前室、消防电梯间前室机械加压送风系统中, 由着火层和相邻楼层的压力传感器信号控制电动风量调节阀, 当任意一个前室超压时, 电动风量调节阀开度不断增大;当均不超压时, 电动风量调节阀开度不断减小。前室加压送风系统超压控制原理见图2.

此方案采用的是独立控制系统, 既不属于楼控, 也不属于消防。此方案的优点是电动风量调节阀的开启角度可根据加压部位的压力值进行振荡调整, 直至阀门开启角度与压力平衡;缺点是压力范围太小 (楼梯间40~50 Pa, 前室25~30 Pa) , 振荡过于频繁, 且系统造价过高。

2.3 变频加压风机加压送风系统超压

变频加压风机加压送风系统超压的选择和处理多路压力传感器信号的电气控制原理与压力传感器+电动风量调节阀 (比例调节型) 的电气控制原理相同。不同之处仅在于, SEZ220信号转换器选择和处理输出最大压力传感器信号直接输出给变频风机的变频控制器。

参考文献

[1]中国航空工业规划设计研究院.工业与民用配电设计手册[M].第三版.北京:中国电力出版社, 2005.

机械送风 篇2

机械加压送风防烟系统的设置要求如下:

（1）防烟楼梯间的加压送风口应采用自垂式百叶风口或常开的双层百叶风口，当采用常开的双层百叶风口时，应在其加压风机的吸人管上设置与开启风机连锁的电动阀，

(2)前室的加压送风口应为常开的双层百叶风口，且应在其加压风机的吸人管下设置止回阀或与开启风机连锁的电动阀。冬季不设采暖设备和夏季不设空调系统的建筑物可不设止回阀或与风机开启连锁的电动阀，

(3)机械加压送风机可设置一台或多台。机械加压送风机房应采用耐火极限不低于2.5h的隔墙和1.5h的楼板与其他部位隔开，隔墙上的门应为甲级防火门。

(4)机械加压送风口的风速不宜大于7m/s.

(5)在机械加压送风系统的管道上不应设置防火阀。送风管内的风速不应大于20m/s.

(6）机械加压送风机的关闭控制有:

①风机由烟感、温感探头或自动喷水系统自动控制启动。

②风机由消防控制中心及建筑物防烟楼梯出口处的手动关、闭装置控制关闭。

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浅谈高炉送风制度的合理选择 篇3

一、首钢送风制度简介

高炉炉缸炉底的初始气体分布，不仅决定了高炉的工作状态，同时对于LED的内聚力是普通大量天然气的两倍。首钢1号，3号高炉炉体，到2009年底，铁含量分别为2536m3爆破单位体积12502、13192t，处于国内领先水平，技术经济指标为国内最佳水平，两座高炉同样有不足的地方，例如对于下部送风的调剂，还处于十分落后的状态。本文参考了首钢1号高炉的相关送风量、排风量，进行了精确的分析，以确定更为合理的送风制度，保证设备高效有序的运行，不出现重大事故。

三、高炉送风装置的合理选择

3.1目前送风系统中所存在的缺点 在用高炉进行钢铁冶炼的过程中，对送风装置的温度是有一定的要求与限制的，温度要达到，由于高炉内的空间是十分狭窄的，所以风流同时被高温和高压双重影响。因此对于一些承受压力比较大的部位例如合流三通就会很容易损坏。温度高，压力大，流速大，空间限制等等限制条件都是不利因素。所以对高炉设备的要求就会增大，要求同时具有抗高温，抗压，抗腐蚀等优点。目前，国内的风炉还不能很好的解决这个问题，往往存在鼓风机容易脱落等问题，寿命较短严重时甚至会有漏风现象，对工人的生命安全有很大的威胁，当然也导致钢铁生产的效率非常低，在实际操作中，现在的普遍缺点就在于硬性条件达不到国际先进技术要求。

3.2提高设备使用寿命的方法 高炉的送风制度有着独有的技术方法，例如在送风制度中使用浇筑保温法与复合保温法并用。在不大规模改变现有结构的基础上，为了提高设备的使用寿命，可以采取一下措施，例如使用比较轻的陶瓷层，使用轻质的浇筑层，或者使用高性能送风装置等等。

3.3送风新工艺介绍 这种新技术是专用于钢铁高炉冶炼的，在不改变机构的前提下，用耐磨材质陶瓷替代氟材料乙烯层，能够很好地达到要求，满足使用需要。耐磨材质陶瓷一般在左右，就有良好的抗冲击性与稳定性，耐腐蚀能力也是相当强的。在进行隔热装置的制造时，先将预先设计的耐磨层模型固定好，然后向里面浇筑高分子隔热材料。这种材料具有抗震，抗高温，耐腐蚀等等优良的性能。复合高性能材料灌浆浇铸法是专用于高炉送风装置的，可以提高高炉送风效率的60%以上。是一种新型的空气传送设计装置。这种设计适用于大多数的送风系统。采用耐磨陶瓷结构是又一大亮点，新型材料的引入不仅使生产效率得到了大大的提高，也很好的保证了工人的操作环境的安全。目前我国高炉送风装置还有许多的弊端，需要加以改进才能更加的适合实际生产。高炉设备保温材料就是高铝耐火保温新型材料使用。只有不断地更新新技术替代老技术，我国的高炉冶金工业才会得到长足的进步与发展。以至于达到国际先进水平。

四、结语

高炉送风制度的合理选择对于高炉正常的运行具有关键性的作用。对参与高炉送风的人员要求也很高，要求他们具备通风知识，化学知识，工程热力学计算，风尘防治技术，流体力学分析等等以满足正常的工作要求。提高原料的利用率以及生产产能，保证送风设施安全有效的运行是相关技术人员的不可推卸的责任。

参考文献

[1]覃昌倬，张刚勇，等.武钢5号高炉炉役后期的操作實践[J].炼铁，2004，2 （23）：19-21.

机械送风 篇4

1 问题的提出

GB 50045—95 高层民用建筑设计防火规范 ( 2005 年版) 和GB 50016—2006 建筑设计防火规范 ( 以下简称《建规》和《高规》) 都有提出: 地下室, 半地下室与地上层不应共用楼梯间, 当必须共用楼梯间时, 在首层必须采用耐火极限不低于2. 00 h的不燃烧体隔墙和乙级防火门将地下、半地下部分与地上部分的连通部位完全隔开, 并应有明显标志 ( 《高规》6. 2. 8 条、《建规》7. 4. 4 条) 。

对于大多数高层建筑, 尤其是大型商业综合体, 空间的价值极其宝贵, 地下部分单独设置楼梯间显然造成大量空间的浪费。所以大多数情况下, 建筑专业都会使用地下室、半地下室与地上层共用楼梯间, 并在首层设置隔墙和乙级防火门的方法将地下、半地下部分与地上部分的连通部位完全隔开的做法。对楼梯而言, 地上部分和地下部分就形成了两个单独的楼梯间。而对于大型商业综合体, 经常会出现地上部分和地下部分楼梯间及其前室都没有设置可开启外窗的条件。根据《建规》7. 4. 2 条规定封闭楼梯间“当不能天然采光和自然通风时, 应按防烟楼梯间的要求设置”。这就使得无论防烟楼梯间还是封闭楼梯间都需要设置加压送风系统。

由于建筑空间的宝贵性, 通常的做法是地上楼梯间与地下楼梯间共用一个正压送风道。而根据《高规》正压送风量的要求, 对于20 层以上高层建筑地上部分和地下部分所需加压送风量明显不同, 这样就造成了屋顶正压风机设计时的难度, 即按地上要求风量选取风机, 则当地下部分着火时, 风机所送风量远大于地下要求风量, 势必会造成地下楼梯间严重超压, 疏散门难以开启阻碍人员疏散。而如果按照地下要求风量选取风机, 则正压风机无法满足地上楼梯间对正压风量的要求, 使得地上部分着火时楼梯间正压过低不满足要求。所以如何在高层建筑地上、地下合用加压风道时合理设置正压送风系统成为一个需要探讨和解决的问题。

2 现有的解决方案

对于上述问题, 现有的设计中的解决办法有以下几种:

1) 分设风机法。即在屋顶正压风机设置处同时设置满足地上楼梯间机械加压送风量的风机和满足地下楼梯间机械加压送风量的两部风机, 所有楼梯间正压送风口均采用电动多叶风口。这样当地上部分发生火灾时, 控制担负地上加压送风量的风机启动, 同时打开地上楼梯间正压风口, 实现对地上部分楼梯间的正压送风; 当地下部分着火时打开担负地下正压风量的对应风机和地下部分楼梯间风口进行加压送风。这种是目前的普遍做法, 可以满足规范要求的不同加压送风量, 但是对一个风道设置两部风机, 不但增加了成本, 而且风道附近需要有足够的空间, 无形中也造成了一定的浪费。

2) 旁通法。即屋顶风机按照地上部分楼梯间加压送风量选取, 在风机与风道连接前设置Y形旁通口, Y形风管的分支端一个接正压风道, 另一个通向室外大气, 并安装电动阀门。这样对地上部分进行正压送风时关闭电动阀门, 使风机风分量全部用于对地上楼梯间的加压送风; 对地下部分送风时打开电动风阀泄掉一部分风量, 使送向地下的风量满足要求又不致过大。这种做法避免了风机的浪费, 但是对于Y形管的设计要求比较高, 要保证泄掉风量后进入风道的气流保证所需风量的同时还有足够的静压, 计算复杂且不易调节保证风量满足需求。

3) 变风量运行法。即改变送风机的电动机转速, 如采用双速风机, 低速挡用于对地下室楼梯间加压送风。但此种方法的弊端显而易见, 文章讨论的情况是高层建筑, 这样屋顶风机的位置在高层屋顶, 当满足地上部分送风量及克服风道阻力所需风机全压时, 双速风机的低速挡全压明显不能满足要求, 所以此种做法并不可行。

3 新方法的提出

既然旁通法是利用Y形支管泄掉一定比例的风量实现地下楼梯间送风风量满足要求, 那么因为正压风道在楼梯间每隔2 层~ 3 层都设有电动百叶正压送风口, 我们可不可以利用上部楼梯间的正压风口泄掉多余风量而不在风机出口处设置Y形风管呢。

下面以一个实际工程的楼梯间为例进行验证计算, 此工程为大型商业综合体, 地上20 层, 地下1 层。其中1 层~ 8 层为高层裙房部分。风道截面积为3 m2, 地下部分设1 000 mm × 800 mm电动百叶送风口, 地上部分1 层, 4 层, 7 层, 10 层, 13 层, 16 层, 19 层设置800 mm × 500 mm电动百叶送风口, 屋顶设一部正压送风机, 风量35 380 m3/ h, 风机出口全压992 Pa。

根据压差法:

其中, Ly为加压送风量, m3/ h; 0. 827 为漏风系数; A为门、窗缝隙的总有效漏风面积, m2, 门缝宽度: 疏散门0. 002 m ~ 0. 004 m;ΔP为压力差, 疏散楼梯间取40 Pa ~ 50 Pa; n为指数, 一般取2;1. 25 为不严密处附加系数。

本工程A地上= ( 1. 5 × 2 + 2. 1 × 3) × 20 × 0. 004 = 0. 744 m2。

A地下= [ ( 1. 5 × 2 + 2. 1 × 3) + ( 1. 2 × 2 + 2. 1 × 3) ]× 0. 004 =0. 072 m2。

求得:

开启着火层疏散门时为保持门洞处风速所需风量:

其中, Lv为加压送风量, m3/ h; F为一樘门开启的断面积, m2;v为开启门洞处平均风速, 取0. 7 m / s ~ 1. 2 m / s; a为背压系数, 根据加压间密封程度取0. 6 ~ 1. 0; b为漏风附加率, 取0. 1 ~ 0. 2; n为同时开启门的计算数量, 对于多层建筑和20 层以下的高层建筑取2, 20 层及20 层以上取3。

注: 1) 当前室有2 个或2 个以上门时, 其风量按计算数值乘1. 5 ~ 1. 75 确定, 开启门时, 通过门的风速不应小于0. 7 m / s; 2) 多层建筑中, 若地下仅有一层楼梯间, 按上述公式计算时, n取1, 通过门洞处风速应适当加大, 宜取0. 3 m/s ~ 1. 2 m/s计算数值直接取用。

根据公式计算, 为保持门洞处风速所需送风量:

由于地下楼梯间相对密封较好, 故背压系数取1, 由计算知, 为保证门洞处风速所需的送风量远大于当疏散门关闭时, 加压部位保持一定正压值所需的送风量。

本例中地上部分楼梯间加压送风量应满足43 659 m3, 而地下部分楼梯间加压送风量应满足20 208 m3, 而为保证在加压风机启动后, 疏散门还未开启时楼梯间防火门不会由于楼梯间超压而无法开启, 阻碍人员疏散, 故在楼梯间还应设置泄压阀。

泄压阀开启面积的计算:

如果只选一台屋顶正压风机, 按地上楼梯间所需最大正压风量选取风机V的话, 假设风机风量取44 000 m2/ h, 则当只有地下部分楼梯间需正压送风时风量多余出44 000 - 20 207. 9 =23 792. 1 m3/ h。

此时, 由于地上楼梯间与地下楼梯间共用风道, 如果可以使用地上楼梯间的正压风口泄掉这多余的23 792. 1 m3/ h的风量, 就可以满足地下楼梯间的正压风量要求了。而由于楼梯间根据理论计算应设置了泄压阀, 则泄入地上楼梯间风量通过泄压阀泄出时泄压阀开启面积, 远小于设置值, 故可以利用泄压阀泄压。

此时地下楼梯间风量20 207. 9 m3/ h, 设置一个1 000 × 800正压风口, 则风口风速为7 m/s, 若地上部分楼梯间每两层设置一个正压风口, 总共10 个风口, 风口大小取600 × 500, 则正压送风口风速为4 m/s。

试验表明, 当风口面积fo/风道面积F<0.4时, 始端和末端出口流速的相对误差在10%以内可近似认为均匀分布 (《全国勘察设计注册公用设备师暖通空调专业考试复习教材》) , 民用建筑防烟楼梯间的加压送风口宜每隔2层~3层设置一个;每个风口的有效面积, 应按风口数量均分系统总风量确定 (《全国民用建筑工程设计技术措施》4.10.7条) , 地上部分风口打开泄除多余风量时, 风速应与地下风口风速一致, 为7 m/s, 故地上打开风口数量为故开启靠近±0.000处4个风口可达到泄除多余风量目的。

由上述计算论证可知, 当地上楼梯间与地下部分楼梯间共用加压风道时, 可以根据地上部分楼梯间加压送风量选取一部加压风机组成楼梯间加压送风系统。经计算确定当对地下部分楼梯间加压送风时, 需要泄除的风量确定地上部分需要打开的风口数量, 在设置系统时, 这部分风口采用常开百叶风口, 而其余风口采用电动机械百叶风口。当对地下部分加压送风时, 地上部分的电动风口关闭, 对地上加压时地下部分电动风口关闭。这样做既可以满足消防要求, 又节约了建设成本。由于在建筑上不考虑相邻防火分区同时着火的概率, 所以本文提出的方法, 是针对于只对地上或地下一部楼梯间进行加压送风的方法, 实际工程中, 如需保证地上地下两个楼梯间能够同时加压送风, 只需屋顶风机风量满足同时加压风量, 相应计算打开泄压风口即可。

4 结语

送风机叶轮开裂原因分析及焊补 篇5

【关键词】火电厂；锅炉；送风机；叶轮

面对科学技术高速发展的今天，我国各火电厂的发电形势、锅炉运行效率都存在着极大的不足和缺陷，因此就需要在工作中积极探索和研究机组的节能新技术、新方法，从而寻找送风叶轮机的优化措施和改进建议，向新科技要工作效率、以节约理念的应用提升工作效益、以管理工作的完善来提高其设备的运行模式。因此在目前的送风叶轮机工作中，我们需要从多个角度去分析和总结，针对目前工作中存在的质量问题加以研究和总结，从而提出全面系统的工作理念和工作模式。

1.送风机叶轮概述

送风机是供给锅炉燃料燃烧所需要空气的一种主要的辅助设施和辅助手段，也是目前工作中最为关键的重点工作流程和工作模式。送风机在目前的应用中主要是想锅炉内部输入燃料所使用的二次风以及磨煤机所需要的干燥风，其在应用的过程中通常都是由进气箱、风机外壳、轴承箱以及转子共同组成的。而叶轮作为转子中最为关键的部分，其通常都是以焊接的形式存在的，因此，叶轮质量较强，惯性较小，其主要是固定在主轴之上进行固定，并且有锁母进行锁紧固定，并且在应用中确保叶轮自径为1000。

2.某火电厂送风机叶轮开裂现象分析

某电厂在工作的过程中是采用2×200MW机组工程来进行工作的，其选用的锅炉主要是以DG670/13.9.19型锅炉为主。但是在使用了一段时间之后进行分析的时候，其在应用的过程中仍然是一种长度为150mm，叶轮厚度为12mm的裂缝现象，给企业的生产效益和生产质量到来了一定的影响，同时也造成了该产品可焊性能的降低，使得整个叶轮工作受到影响。

2.1送风机叶轮开裂原因分析

2.1.1焊接方面的原因

由于目前的火电厂工作中，大多数的叶轮在应用的时候都是以焊接方式存在的，其在转子运转的过程中必然会受到各种因素的影响而出现质量问题。通过对某火电厂锅炉送风机叶轮开裂问题进行分析，其中出现问题主要是以薄弱部位为主，其常常在焊接的过程中出现一定的热量影响，由此可以发现平衡块的焊热影响到两台送风机风轮的薄弱部位，也造成了该叶轮机在运行中裂缝的出现与扩大，更是产生了裂缝进一步加深和扩大的现象。因此在目前的焊接工作中，我们对于焊接组织性需要进行全面系统的分析，并且根据工作中存在的种种质量问题加以总结和研究，从而使得送风强度以及韧性降低。在此运行过程中在受到外力和焊接应力的共同影响下，整个外力的存在极容易形成焊缝出现一定的开裂，给日后安全运行留下一定的隐患。经过多年的工作实践和总结得出，在目前的工作中，送风机叶轮是否平衡直接关系到预热处理记录以及焊接裂缝现象，其对于预热处理中存在的焊接裂缝也有着一定的不足和缺陷。

2.1.2运行方面的原因

根据送风机性能特性.低开度下运行将使送风机内部气流处于不稳定状态，当送风机处于不稳定工作区运行时。可能会出现流量、风压的大幅度波动。引起整个系统装置剧烈振动。若长时间在此不稳定区工作。会导致叶轮不断发生超负荷振动而产生金属疲劳.从而导致叶轮前盘从焊接热影响区薄弱部位开裂；随着裂纹开裂长度的增长，振动进一步加剧使送风机保护动作而停机。从运行数据中了解到，调试中送风机曾经长时间在低开度下运行.因此送风机叶轮在调试中的振动也是造成开裂的原因之一。

以上运行数据，看此次风机裂纹产生的主要原因足冈为风机长时间在低开度下运行，根据风机性能特性，低开度下运行将使风机内部气流处于不稳定状态，当风机处于不稳定工作区运行时，可能会出现流量。风压的夫幅度波动，引起整个系统装置剧烈振动.并伴随着强烈的噪声。从修复后在现场试转的情况看，风机在其开度为15%时整个系统压力忽离忽低，管路的气流随之强烈波动，即产生了喘振现象。而喘振将使风机性能恶化，严重时会使风机系统装骨破坏。因此.这也可能是风机产生裂纹的一个原因，放风机不允许在喘振区工作。若长时间在此不稳定区工作会导致叶轮不断发生超负倚振动并产生疲劳破坏，从而最终导致叶轮前盘裂，随着裂纹开裂长度的增长，振动进一步加剧使风机保护动作而停机。而喘振是送风机和管路系统共同决定；一般喘振之前首先要产生旋转脱流，二者的界限及影响因素目前仍是研究的澡题。目前防止和消除喘振的措施存选型和运行时使工作点避开喘振区；如设骨放气阀，使通过风机流量小致过小，采用适当的调节方式，使风机稳定工作区扩大；控制管路容积，避免促成喘振的客观条件等。某公司的送风机出口风箱的容积同郑州新力公司的风箱相比确实有点偏小，这也可能是引起风机裂纹的一个原因。为此某公司对送风机叶轮及风箱进行了加同处理；在运行方面某公司尽量避免在小开度运行风机.尽馈使用变频，少用工频运行风机等。

2.2送风机叶轮裂纹焊补工艺

WH60高强度钢焊接性能较差.容易产生淬硬组织。所以在焊前一般需进行预热，焊后要进行热处理消除应力。根据送风机叶轮的实际情况（裂纹长约150mrn，前盘厚度12mm），采用焊前适当预热、焊后火焰加热热处理消除应力并保温缓冷的措施，为防止叶轮变形采用双面对称焊接（分叶轮内、外侧焊接）工艺。其修复工艺如下：

（1）在裂纹头部钻咖（8～10）ram的止裂孔，以防止裂纹延伸。

（2）选用CHE557焊条，焊前经350℃烘焙1h。使用时用保温筒保存，随用随取。

（3）沿裂纹方向用角向磨光机打磨叶轮前盘内侧裂纹，并延伸至止裂孔位置，打磨宽度为8～10m，深度为6mm左右，V型坡口；焊前对坡口及周围20岫的范围内清除油、锈等。

（4）焊前用火焰加热方式对焊补部位预热150℃左右；焊接电源直流反接，焊条选用64.0mm，焊接电流为130～140A。焊接时采用短弧操作；焊完后采用火焰加热方式进行热处理。加热温度650℃，加热30min左右然后保温缓冷。冷至室温后用角向磨光机对焊补部位焊缝进行打磨。打磨至与母材平齐。

（5）用（3）、（4）的操作方法对叶轮前盘外侧开裂部位进行修复，与内侧焊补部位对称焊接，以减少叶轮的变形。

（6）用西30～40mm的圆钢围成圆环，圆环外径距离前盘出口边（即叶轮外圆的边缘）约60～80mm。用等距离隔段焊接的方法将其焊在风机叶轮的前盘上（焊接工艺与前面裂纹的焊补工艺相同）。以增加送风机叶轮的刚性，防止再次产生裂纹。

（7）用着色探伤的方法检查焊补部位，没有裂纹即可。

（8）随机转动叶轮，检查叶轮平衡。

3.结束语

送风机能耗分析 篇6

由于技术原因, 我国送风机能量转化效率一直不高, 送风机的能耗过大影响其工作效率和使用寿命, 如何有效降低送风机能耗是当前的热点研究话题。降低送风机能耗首先应该了解送风机能耗的主要来源, 深入了解送风机工作方式, 以此为依据针对性的提出能耗控制措施, 才能从根本上解决这一问题。

送风机能耗的控制对于提高送风机能量转化效率、降低企业成本、减少环境污染都有着重要意义, 也是本文探究的关键问题。

1 送风机能耗来源

机械损耗。送风机在运转过程中, 机械轴承之间会互相摩擦, 进而引起能量损耗, 机械轴承及周边零件摩擦引起的能耗约为输入功率的2%左右, 当叶轮盘面之间摩擦系数比较大的时候, 这一能量损失会更加明显, 最高可达有效功率的10%。

容积损耗。送风机工作过程中, 不同位置处的压力存在一定的差别, 受到机械本身的限制, 送风机的转动零件和静止零件之间要保留一定的空隙, 这就导致气流运动过程中, 在机体内外循环流动造成能量的损耗, 这种因为气流的流动而形成的能量损耗, 通常称之为容积损失, 通过减少零件之间的空隙, 定期对送风机进行检查与维修, 确保送风机的结构密封状态, 能够有效减少送风机的容积损失。

流动损耗。气体在流过送风机时, 会在局部产生阻力和撞击, 进而影响送风机的风扇转动, 引起送风机的能量损耗, 这项能量损失会受到流经器件的几何形状、零件的表面粗糙度、风机的运行状况等影响, 进而导致风机的能耗不断变化。

2 送风机能耗过大的原因

目前送风机能耗过大, 主要原因可以归结为两方面, 第一方面为制造厂的原因, 第二方面为非制造厂原因。

制造厂导致的能耗过大, 主要包括以下几种:

1) 送风机的效率低下, 目前国内生产的一些送风机, 由于技术手段问题, 导致送风机内效率低下, 不能充分的将电能转化为动能, 在工作过程中产生了大量的热量, 导致其能耗过大;

2) 送风机型号较少。国内对于送风机的研究不够深入, 目前市场上没有足够多的型号供用户进行选择, 当用户无法获得能够较好的满足其需求的送风机时, 只能用型号相近的品种代替, 导致送风机浪费了大量的能量, 却并没有取得满意的效果;

3) 风机装置效率低下。装置效率低下也是目前送风机的主要问题, 很多送风机的变速机构还是沿用了传统的V带形式, 导致送风机的传动效率十分低下, 造成了大量的能量损失。同时, 送风机的调节方式上也比较落后, 大部分送风机都采用调节门的方式对送风机进行调节, 由于以上种种原因, 尽管有的送风机内在效率可以达到80%以上, 但实际应用时的装置效率并不高。

非制造厂引起的送风机能耗过大原因有以下几方面:

1) 风机的安置位置不合理。目前国内对于送风机的位置选择缺乏系统性的研究, 导致进行通风工程设计时, 对于相关的管网阻力计算与实际情况存在一定的差距, 为了防止计算得到的送风机型号不能满足实际工况的需要, 常常会放大送风机的流量, 再加上国内缺少足够的型号可以供用户选择, 这就导致送风机的额定风量远远超过实际工作需要的风量, 这种情况只能通过操作者对风机的阻力进行调节, 进而提供需要的送风量, 由于型号选择不当引起的阻力增加降低了送风机的工作效率和能量转化率, 引起较大的能耗;

2) 与送风机相匹配的电机容量选择不当。目前国内生产的电动机不能与送风机的型号完美匹配, 在确定送风机的型号之后, 选择与之相匹配的电机容量时, 常常会选择较大功率的电动机, 来确保送风机的性能不受影响, 大功率的电机无法得到充分利用, 能量转化率低下;

3) 送风机管路系统设计问题。送风机管路在设计过程中, 如果没能充分考虑实际工作中可能面对的情况, 以及送风机型号对于管路系统的影响, 就会造成送风机与管路系统不匹配的问题, 常常会使得管网的阻力增大, 给送风机的能耗带来直接影响;

4) 送风机操作人员技术问题。送风机在使用时需要不定期的对其功率进行调整, 以便满足不同情况下的使用需求, 如果操作人员技术水平不达标, 采用错误的方法调节送风机的功率, 将会造成送风机的能耗增大;

5) 送风机管理不善。对于送风机缺乏系统的管理也会导致送风机的能耗增大, 甚至会给送风机的使用寿命带来不利影响。比如无节制的开机、停机、经常性的空机等操作都会造成不必要的能源浪费。

对送风机能耗情况与运行效率情况进行调查, 结果显示送风机的工作效率在70%以上的只占有总数的10%, 工作效率小于50%的占总量的60%左右, 平均的送风机运行效率只有不到40%, 可见目前我国送风机能量转化效率十分低下, 产生了大量的能耗。

3 送风机机节电原理与措施

3.1 送风机的调速节电原理

在实际使用中, 当风机容量偏大时。需要对其流量和全压 (或扬程) 进行调节, 而企业通常采用的方法是控制阀门开度, 即节流调节, 此方法虽能减少部分输入功率, 但却有相当一部分能量损失在调节阀门上, 其节能经济性较差。

若采用调速控制流量, 可达到一定的节能效果。通过流体力学的基本定律可知:风机、泵类设备均属平方转矩负载, 流量与转速成正比, 压力与转速的平方成正比, 轴功率与转速的立方成正比。

可见, 改变风机的转速即可改变风机的轴功率, 故对风机负载, 采用调速控制流量是有效的节能措施。

3.2 送风机调速方法的选择

用得较多的离心式、轴流式风机, 其机械特性是变转矩负载特性, 其转矩与转速的平方成正比, 随着转速下降, 其功率随转速的3次方减少。为了取得最大经济效益, 在选择风机调速方法时, 我们应根据风机的性能、容量大小、流量变化幅度、调速装置的效率、技术复杂程度、价格、维修难易程度等诸多因素进行技术经济比较后, 确定适用的调速方法。

3.3 高效调速方法与有转差损耗调速方法

高效调速方法是指在调速过程中没有转差损耗或对转差损耗能够进行回收, 如变极电动机调速、变频调速、串级调速等。低效调速方法是指在调速过程中有转差损耗, 如电磁调速电动机调速、调压测速等。

3.4 变速运行时的功率因数

可调速系统的功率因数值主要由电动机的功率因数及调速装置的功率因数决定。由于风机、泵的轴功率与转速3次方有关, 因而电动机负载变化较大时, 电动机功率因数变化也较大。高效调速装置功率因数还受变速装置影响, 降速时负载减少, 相应的功率因数也下降。

3.5 调速装置的选择

风机运行过程中的节电能力会受到流量变化的影响, 当送风机流量始终保持在较高的比例时, 不建议采用变速调节的方式对送风机进行节能处理, 因为此种调节方式最高的装置效率与此时的流量相匹配, 不会产生明显的节能效果。送风机的流量处于一定限值以下时, 建议采用高效调速方式, 能够在满足使用需求的前提下, 尽可能的节省能量消耗。为了提高送风机的节能效果, 可以采用自动控制装置对送风机的流量进行监控, 根据流量的变化灵活选择送风机的参数, 实现最佳的节能效果。

4 结语

目前我国对于送风机的研究不够深入, 送风机在工作过程中存在大量的能量消耗, 给企业的利益和环境保护都带来了危害, 也与当前提高能源利用效率、实现可持续发展的社会宗旨相违背, 如何有效利用送风机的工作性能, 根据实际需求灵活选择合适型号的送风机, 使得送风机的利用效率最大化, 是我们应该思考的问题, 对送风机进行调速控制, 能够有效节省能耗, 促进送风机工作效率的提升。

参考文献

[1]滕金冰.锅炉引送风机节能增效方案探讨[J].能源研究与利用, 2007.

[2]师亮.甘蔗糖厂蔗渣锅炉单台送风机配风系统研究[D].华南理工大学, 2014.

[3]丁连生.600MW机组锅炉送风机节能改造效果[J].能源技术经济, 2011.

乳房送风治疗母牛产后瘫痪 篇7

1 基本情况

2007年8月15日，沙沟乡沙沟村一村民来兽医站求医，主诉：家有母牛1头，约4岁，于8月10日产第2胎小牛1头，产后第3天起，将母子放牧于山上，第5天清晨发现母牛不能站起。临床观察：病牛伏卧，四肢弯曲于胸腹下，头颈弯向一侧抵于胸壁，昏睡，瞳孔散大，眼睑反射减弱，针刺皮肤无反应，呼吸深而缓慢，带有典型的啰音，口角流涎，肠蠕动消失，直肠有蓄粪，泌乳停止，脉搏微弱，体温37℃，体表四肢较冷。

2 治疗

送风汽轮压缩机组振动故障诊断 篇8

1. 机组参数

在机组试运行阶段, 汽轮机前后轴振变大, 尤其是前轴振动有几次大于报警值。压缩机前后振动值却是在合理范围内, 数值在20μm左右。该设备是单缸、单轴凝汽汽轮机, 从顺汽流方向看是逆时针。其额定工作转速是4550r/min, 其中一阶临界转速在3600r/min左右, 轴振报警值是63μm。1#瓦是汽轮机转子的落地轴承, 2#瓦轴承座与排汽缸一体。1#瓦和2#瓦都是普通的二油叶。汽轮机转子和轴流风机转子采用挠性联轴器连接。机组轴系分布如图1所示。

2. 振动测试

机组每个轴承安装两只电涡流传感器, 两者之间呈90°, 于轴承座中分面夹角是45°, 从顺汽流方向看, X方向为右, Y方向为左。为了更好的描述各个状态的振动情况, 我们对机组空负荷下的联机、一定负荷的联机、汽轮机单机、联机历史值几种状态下进行测试并比较。其结果如表1所示。

从表1可以看出, 汽轮压缩机组在联机试车时, 汽轮机转子前后测点振动值最大也是26μm。但是经过3个月试运行后, 前后轴振动都是明显变大。1#瓦振动幅值有上下波动现象, 最大变化是15μm, 相位基本保持稳定。2#瓦的振动幅值变化量不大, 但是相位总是在不停变动, 最大变化是25°, 所测振动数据每次启动不具备重复性。另外当2#瓦振动变大, 1#瓦振动往小的趋势发展, 反之也是这样。

二、振动特征及分析

1. 振动频谱图

汽轮机1#瓦和2#瓦右测点频谱图如图2所示。

根据转子旋转方向, 转子右测点是油膜刚度最大、最稳定的, 适合用来做状态分析。从图2上看, 在额定转速下, 1#瓦和2#瓦以1X为主, 占到了90%以上, 1/2、2X分量一般在1~3μm。2#瓦右测点出现了3X分量, 但是数值相当小, 可以判断该汽轮机存在不稳定的转子不平衡力。

2. 单机和联机状态下的波德图

(1) 单机状态下, 汽轮机1#瓦和2#瓦右测点波德图如图3所示。

在图3中, 汽轮机转速在1000r/min后, 前后振动值随转速逐步增大, 在2200r/min附近, 前后轴振动相位出现90°左右变化, 前振动幅值翻转明显, 后轴振动幅值反应不明显。在3600r/min附近, 前后轴振相位变化不明显, 前轴振幅值却是大幅度减少, 后轴振保持稳定, 可以推断临界转速值产生变化了。根据临界转速在转子质量不变条件下, 与刚度的方根成正比, 可以判断是轴承动刚度变小原因。接近工作转速后, 前轴振动继续变大, 后轴振动最后一段是变小的趋势。前轴振型还是比较清楚, 后轴振型发生明显变化。

(2) 联机状态下, 汽轮机1#瓦和2#瓦右测点波德图如图4所示。

在图4中, 联机状态下的前后振型和单机类似, 前轴振值变大。但是后轴振在工作转速附近竟然有迅速变小趋势。检查了前后轴承座的地脚螺栓都是紧固的, 连接刚度没有问题。用手持式测振仪测量了运行中的前轴承座X、Y、Z三个方向的振动, 数值是在0.08mm左右, 可以排除了前轴承座刚度问题。后轴承座由于与排汽缸一体, 排汽缸通过排汽接管与凝汽器相联接, 排汽接管还有一段膨胀节。这种结构设计相当于钢结构支撑, 后轴承座的垂直动刚度本就比前轴承座刚度小很多。在测量后轴承座座振发现其振动值和轴振趋势相反, 比较了轴振和轴承座振的数值后, 可以判断后轴承座存在共振现象。

3. 同相及反相图

单机、联机状态下汽轮机1#瓦右与2#瓦右同相、反相图如图5所示。

为了更好的了解转子的特性, 对整个升速过程中汽轮机前后同方向测点按照谐分量法进行了振型分解, 比较了汽轮机单机和联机状态下的同相和反相变化。从图5看, 单机状态下, 同相分量在临界转速之前, 一直是持续增大, 转子不平衡量比较明显。需要检查转子是否存在永久弯曲和热弯曲。该转子工作转速是在二阶临界以下, 同相分量没有迅速收敛, 反相分量变大, 转子外伸端不平衡所引起的可能性很大, 需要检查转子对中、联轴器紧力、伸长端平直度。

三、故障确认与处理

已知公式:A=P/K

式中:A——振动振幅;

P——激振;

K——机组动刚度。

可推导出:汽轮机转子振幅与所作用在机组上激振力成正比, 与机组的动刚度成反比。为了降低振动值, 可以从增大刚度, 减少激振力两个方向出发。

1. 改善机组动刚度

检查后轴承座、排汽接管、大直径的回油管道的连接情况, 螺栓都已经拧紧。参照其他类似机组, 结构改造非常困难。从增强油膜刚度入手, 降低径向轴承进油温度:从48℃到38℃, 进油压力保证在80k Pa, 这样减少了油膜的厚度。测试表明:汽轮机前轴振从57μm下降到44μm, 有效的降低振动。

2. 确认激振力过大位置

(1) 汽轮机与轴流风机对中

在冷态下检查汽轮机与轴流风机之间的外圆中心、开口值。当符合标准后重新开机, 发现振动还是没有太多变化, 加上是挠性联轴器, 轴流风机中3#、4#瓦振动都在20μm之内, 轴流风机振动能量不足以引起汽轮机振动过大, 可以排除现场中心调整问题。

(2) 汽轮机疏水不畅导致转子热弯曲

这台汽轮机汽缸底部有高、中、底压疏水, 疏水管道直接连接到凝汽器上的疏水膨胀箱, 连接的顺序从外到内应该是高中低, 中压和低压顺序搞错, 疏水都是正常。但是这不会引起振动值大幅上升的根本原因, 可以排除。

由于是凝汽式汽轮机, 在建立真空过程中需要轴封供汽, 前后汽封冒汽管中的废汽通过汽封冷却器回收利用。轴封供汽的压力、温度参数正常, 但是前汽封冒汽不通畅, 会导致冷却后的饱和汽水掉到运行的转子上, 造成转子受热不均弯曲。处理这个冒汽管道问题后, 机组前振动值有一定下降, 但是幅值变化不是特别明显。

(3) 前后轴颈弯曲检查

打开前后轴承座并且去掉上瓦。百分表头安装在轴颈处, 盘动转子旋转一周, 取其中8个点, 记录各点并取矢量差, 椭圆度最大是0.015mm, 符合国家标准。

(4) 汽缸与转子中心变动

该汽轮机只有前猫爪通过定距螺钉与前轴承座相连接。间隙有0.20mm左右, 其用来保证汽缸正常膨胀。安装过程中或者进汽管道力影响, 这个中心很容易跑掉, 从而导致转子与汽封齿摩擦受热弯曲。通过在猫爪上架百分表, 冷态和热态分别监测, 结合前后轴心轨迹图是个光滑的椭圆, 这个问题可以排除。

(5) 汽轮机侧半联轴器

半联轴器是带平键的圆柱面与转子输出紧配合。现场检查结果如图6所示。

图6中转子旋转方向是顺时针, 两个平键已经出现异动, 顶到半联轴器上, 与键槽出现悬空。用塞尺测量平键与键槽两边间隙, 0.03mm不入的测量点已经出现挤压变形。从两边间隙和旋转方向可以判断汽轮机转子与联轴器出现“憋劲”现象, 轴流风机转子应该产生很大的反作用力。

通过百分表对半联轴器进行外圆和瓢偏测量, 数据如图7所示。

实测瓢偏最大值是0.055mm, 外圆偏差最大值是0.015mm。而这台汽轮机这两个数据出厂值分别是0.01mm和0.06mm, 半联轴器位置变动或者外伸端弯曲。

结合之前情况分析, 认定轴流风机的失速或者喘振是会造成上述状态主要原因。随后试验过程中, 轴流风机静叶调整装置突然的卡涩使前轴振动升到60μm以上, 后轴振动却下降到41μm, 这也侧面证明了上述推断。半联轴器的位置变动产生一定的不平衡力, 另外联轴器紧力不足, 使高速运行的转子与联轴器受热不均, 很容易使转子伸长段弯曲, 进而加大振动。

四、结语

考虑到汽轮机振动值波动变小, 幅值能够下降合理趋势并保持相对稳定, 并且现场条件、生产成本不允许停机重新修理半联轴器。因此制定了3条措施来保证机组长期运行。

第一, 现场条件的限制, 直接改造轴承座结构来增强支撑系统刚度不现实。通过降低轴承进油温度、降低进油压力两个方向来降低了油膜的厚度, 侧面增强了刚度, 从而改善振动值。其结果如表2所示。

第二, 升降负荷时幅度应该小而匀速, 每次操作要等振动稳定后才能继续。

第三, 特别需要关注轴流风机的旋转失速和喘振发生。汽轮机前轴振动一旦超过停机值应该立即停车检查联轴器。

从最近的电话回访得知, 该机组经过10个月的运行, 振动情况一直很稳定, 汽轮机前后振动幅值一直在50μm之内。

参考文献

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[3]朱向哲, 袁惠群, 张连祥.汽轮机转子系统稳态热振动特性的研究[J].热力工程, 2008.