Отчет о прохождении практики на Ижевской ТЭЦ-2

Режим работы дутьевых вентиляторов устанавливается осевым направляющим аппаратом, который состоит из: сварного цилиндрического корпуса с четырьмя опорными роликами, по которым перемещается поворотное кольцо; 12 листовых лопаток, соединенных с поворотным кольцом рычажной системой; и обтекателя, расположенного по оси корпуса.

Лопатки осевых направляющих аппаратов могут поворачиваться на угол от 0 (всасывающее отверстие  открыто полностью) до 90°. При промежуточных  углах от 0 до 90° поток газов  отклоняется по направлению вращения рабочего колеса, что приводит к  плавному уменьшению производительности и давления, развиваемого машиной.

Привод направляющих аппаратов  осуществляется от необходимого типоразмера  электроисполнительного механизма  или вручную.

Рама ходовой части  представляет собой сварную конструкцию  из листовой и профильной стали. Корпус ходовой части и ограждение муфты дутьевых вентиляторов монтируются на раме; рама притягивается к общему фундаменту фундаментными болтами. В конструкции дутьевых вентиляторов предусмотрено ограждение вращающейся части - упругой втулочно-пальцевой муфты.

 

 

 

 

 

Аэродинамический  расчет

Для расчета центробежного  вентилятора должны быть заданы: производительность Q, давление р, плотность воздуха ρ и, желательно, число оборотов колеса n. Расчет обычно ведут в такой последовательности:

1. Диаметр входного отверстия вентилятора определяют по формуле

    ,  где

с =3,5 - 4,5.

Указанная формула выведена в ЦАГИ и основана на предположении, что наименьшие потери давления в межлопаточных каналах колеса получаются при минимальном значении относительной скорости на входе.

 

2. Скорость входа потока в вентилятор равна

 

3. Диаметр входа на лопатки по конструктивным соображениям обычно принимается

 

 

4. Ширина колеса на входе b₁ определяется на основании следующих соображений.

Если исходить из сохранения скорости на повороте (с₀ = c₁) и допустить, что площадь живого сечения потока равна цилиндрической поверхности, то получим

а так как

,то

В действительности же, в  связи с тем, что отрыв потока на повороте практически неизбежен, ширину колеса принимают с запасом

где k>1.

При лопатках, загнутых назад  k = 1,05—1,25. Запас тем больше, чем больше отношение .

У центробежных вентиляторов колеса изготовляются постоянной ширины b₁ = b₂ = b или полуконическими b₁ > b₂. При полуконических колесах обеспечиваются меньшая потеря давления на поворот и лучший диффузорный эффект в межлопаточных каналах, т. е. более высокий к. п. д. Однако технология изготовления полуконических колес более сложна.

5. Окружная скорость на входе в колесо

6. Относительная скорость на выходе из колеса

При отсутствии закручивания на входе, когда φ₁=0, получаем:

а соответствующий угол протекания потока

Направления окружной и относительной  скоростей существенно различаются, поэтому абсолютная скорость низка  по абсолютной величине (из треугольника скоростей), следовательно, лопатки загнуты назад.

7. Угол установки лопаток на входе в колесо

где α — угол атаки, т. е. разность между углом набегающего  потока и углом установки лопаток  на входе; обычно α =5÷15°

Далее на основе ряда соображений  следует задаться (с последующей поверкой) наружным диаметром колеса D₂, углом выхода с лопаток β₂, числом лопаток Z и продолжать расчет.

 

8. Окружная скорость на выходе из колеса

9. Скорость закручивания потока на выходе из колеса без учета влияния конечного числа лопаток

(в расчетах первого  приближения можно принимать  w₂=w₁).

 

 

Скорость закручивания потока при выходе из колеса с учетом влияния  конечного числа лопаток будет  меньше, т. е.

10. Коэффициент закручивания потока на выходе из колеса

11. Теоретическое давление лопаточного колеса

а если принять φ1≈0, то

.

12. После определения размеров кожуха, пользуясь соответствующими данными,

подсчитывают потери давления внутри вентилятора: на входе, при повороте к лопаткам, между лопатками, при выходе в кожух и в кожухе.

Обычно суммарная величина гидравлических потерь в вентиляторе составляет

 

 

Так как давление (р = 4389 Па) соответствует вычисляемому давлению

( ) то  перерасчет производить не надо.

 

13. Гидравлический к. п. д. вентилятора равен

14. Гидравлическая мощность вентилятора

15. Мощность, связанная с потерями на перетекание воздуха через зазор (она добавляется к мощности гидравлической), определяется по формуле

где в зависимости от величины зазора и давления Q_заз=(0,01÷0,05)Q.         

 

Q_заз=0,05∙65,6=3,28 м³/сек

16. Мощность, расходуемая на трение дисков и колец колеса о воздух (так называемая нулевая или паразитная мощность), может быть приближенно подсчитана по формуле ЦАГИ

где - для колес с коническим передним диском и - для колес с плоским передним диском.

17. Мощность на колесе, т. е. расходуемая только колесом, при исключении механических потерь в подшипниках и в приводе

 

N=N_h+N_зaз+N₀=317,55+15,87+0,011723=12,18 кВт

и к. п. д.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет на прочность

При работе вентиляторов в  их конструкции появляются напряжения за счет возникающих при вращении колес центробежных сил и вибрации. Напряжения прежде всего зависят от числа оборотов и при определенных условиях могут вызвать аварию.

Заводы, выпускающие вентиляторы, гарантируют их в эксплуатации до предельного числа оборотов, выявляемого расчетами и опытной проверкой.

Однако этот предел зависит  не только от возникающих напряжений, но и от условий эксплуатации.

Для однотипных серийных вентиляторов удобнее указывать не предельное число оборотов, а предельную окружную скорость на концах лопаток

 

Необходимость в расчете  на прочность может возникнуть при проектировании нового или форсировке серийного вентилятора. Ниже приводятся данные для приближенного расчета на прочность центробежных вентиляторов.

Обычно рассчитываются лопатки, диски и колеса и вал. Также  можно проверить прочность заклепочных  соединений и других элементов вращающейся  системы. Неподвижный кожух и  станина не рассчитываются.

Отметим, что в расчетах на прочность линейные размеры принято указывать не в м, а в см, а напряжения — в кг/см².

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет вала

 

Наименее выгодна работа вала при консольном расположении колеса. Ориентировочный его диаметр (в см) может быть определен по формуле

где N — мощность на валу в кВт, (принимаем 630 кВт по данным дутьевого вентилятора)

        п — число оборотов в об/мин.

Конструктивный диаметр  вала принимается с округлением  в большую сторону, до стандартных  значений (2,5; 3,5; 4, 4,5; 5; 6ит. д.).

Примем d=15 см.

Напряжения в вале вентилятора  возникают в результате его кручения двигателем (через муфту или шкив) и изгиба колесом. Вал прогибается  также под собственным весом  и весом муфты или шкива, но этими влияниями в приближенных расчетах допустимо пренебрегать.

Суммарное напряжение определяется по формуле

 

 

где дополнительно G —вес колеса в кг, l — длина консоли в см или, если колесо расположено между подшипниками, расстояние между колесом и подшипником.

Так как  , то вал удовлетворяет условию прочности.

Далее вал проверяется  на вибрацию. Для консольного вала постоянного поперечного сечения критическое число оборотов можно определить по формуле

где дополнительно

L — длина вала между подшипниками в см,

k — поправочный коэффициент на гироскопический эффект (k =0,4-0,7).

Вал может работать при  числе оборотов выше критического или, что принимается за расчетное, на 25—30% ниже его.

 

Конструирование кожухов

 

Кожухи вентиляторов на прочность не рассчитывают, и толщина их стенок принимается из конструктивных соображений в зависимости от способа изготовления, размера и условий эксплуатации. Например, при изготовлении кожухов путем электрической сварки, толщина листовой стали во избежание прожогов должна быть не менее 1—2 мм. Для дутьевых вентиляторов толщина стенок кожухов целесообразна от 2 до 5 мм.

Для предотвращения возможной  вибрации боковые стенки кожухов  больших вентиляторов полезно усиливать  уголками жесткости.

 

 

 

 

 

Вывод

По заданным параметрам мы выявили, что наш вентилятор является дутьевым, и по характеристикам его производительности и давления выбрали дутьевой вентилятор ВДН-26. Данный дутьевой вентилятор полностью удовлетворяет нашим условиям. На Ижевской ТЭЦ-2 установлены дутьевые вентиляторы ВДН-26-IIу, и целесообразность их установки была подтверждена данным расчетом. Для данного дутьевого вентилятора мы привели его описание, произвели аэродинамический расчет, а также расчет вала на прочность.

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

За время прохождения  практики мною были закреплены теоретические  знания в области производства энергии  на Ижевской ТЭЦ-2. В ходе практики я ознакомился с основным и вспомогательным оборудованием, установленным на станции, его конструкцией и характеристиками. Также был собран материал для дипломного проекта в виде чертежей и схем станции, а также различных документов. Был рассмотрен индивидуальный вопрос дипломного проекта.

В качестве расчетного задания  мною был подобран вентилятор для  заданных условий среды. В него входит аэродинамический расчет и расчет на прочность. Также представлены его  продольный и поперечный разрезы.