鋒速達通風降溫系統
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車間降溫設備_分析風機軸承發生故障的原因及排除方法煙臺六區困
1、故障原因分析：輪葉兩側用緊定套與軸承座軸承固定配合。重新試車就發生自由端軸承高溫，振動值偏高的故障，拆開軸承匝上蓋，手動慢速回轉風機，發現處于轉軸某一特定位置的軸承滾子，在非負荷區亦有滾動情況.如此可確定軸承運轉間隙變動偏高且安裝間隙可能不足。經測量得知，軸承內部間隙僅為0.04mm,轉鈾偏心達0.08mm；由于左右軸承跨距大，要避免轉軸撓曲或軸承安裝角度的誤差較難，因此，大型風機采用可自動對心調整的球面滾子軸承。但當軸承內部間隙不足時.軸承內部滾動件因受運動空間的限制，其自動對心的機能受影響，振動值反而會升高。軸承內部間隙隨配合緊度之增大而減小，無法形成潤滑曲膜，當軸承運轉間隙因溫升而降為零時，若軸承運行產生的熱量仍大于逸散的熱量時，軸承溫度即會快速爬升，這時，如不即時停機，軸承終將燒損，軸承內環與軸之配合過緊是本例中軸承運轉異常高溫的原因。
2、排除方法：處理時，退下緊定套，重新調整軸與內環的配合緊度，更換軸承之后的間隙取0.10mm。重新安裝完畢重新啟動風機，軸承振動值及運轉溫度均恢復正常。
軸承內部間隙太小或機件設計制造精度不佳，均是分機軸承運轉溫度偏高的主因，為方便風機設備的安裝；拆修和維護.一般在設計上多采用緊定套軸承錐孔內環配合之軸承座軸承，然而也易因安裝程序上的疏忽而發生問題.尤其是適當間隙的凋整。軸承內部間隙太小.運轉溫度急速升高：軸承內環錐孔與緊定套配合太松，軸承易因配合面發生松動而于短期內故障燒損。
記者22日從市民政局了解到，為更好地保障城市困難居民家庭冬季取暖，經市政府同意，對我市六區范圍內的城市困難居民家庭采暖補助標準作出了調整，調整后的采暖補助標準從2010-2011年度冬季供暖期開始實施，補助范圍包括城市三無、低保以及低保邊緣家庭。其他縣市遵照執行或者參照制定當地城市困難居民家庭采暖補助標準。
新標準規定，無生活來源、無勞動能力又無法定贍養人的城鎮社會“三無”對象家庭,采暖補助標準由往年70平方米全額補助1715元調整為2000元；其他城市低保家庭采暖補助標準由往年70平方米補助1372元調整為1600元；城市低保邊緣家庭采暖補助標準由500元調整為600元。
,屋頂排風機;六區民政部門正在統計匯總采暖補助家庭戶數。近期，民政部門將直接把采暖補助資金發放到城市三無和低保家庭對象手中；城市低保邊緣家庭的采暖補助金，將于年底隨愛心救助金一起發放。
在需要24小時照明的地下車庫,一次性投資幾十萬元,就能獲得免費使用20年的太陽能照明系統,節約用電近5500萬度。在高交會上,深圳華僑城都市娛樂投資公司與深圳市均益安聯光伏系統工程公司正式簽約,將在占地125萬平方米的歡樂海岸項目應用均益安聯自主創新的國家級專利項目“太陽能光伏”應用系統,打造一個深圳最大的太陽能停車場,每年可節約電量270萬度,減少碳排放2150噸。
停車場采取傳統照明方式耗電量巨大,若采用太陽能供電照明,提供能源的太陽能電池板總面積僅約600平方米,安裝在園區購物中心屋頂,“一套設備使用期限是20年,根據計算,20年中這套太陽能照明系統可以節電5430萬度,減少碳排放4.3萬噸。”
據介紹,目前深圳約有地下車庫約4000萬平方米,每年耗電約達16億度,如果其中20%采用太陽能直流使用LED照明的技術進行改造,每年節約3.2億度電,減少碳排放約達250萬噸。
離心壓縮機葉輪頂部間隙對性能有很大影響，多年來一直是葉輪機械研究的難點與熱點 [1-7] 。 Hathaway 等人 [3] 、 Gao 等人 [4] 分別采用試驗方法和數值方法研究了 NASA LSCC 半開式葉輪的內部流場，分析了不同間隙大小對葉輪性能的影響。 Engin [5] 采用商用軟件 Fluent 研究了不同間隙尺寸對級性能的影響。 Backman 等人 [6] 研究了半開式葉輪軸向間隙尺寸對級性能的影響。 Yoon 等人 [7] 則研究了徑向間隙對離心葉輪性能、級性能和級穩定性的影響。
因為離心葉輪內部流動非常復雜，并且受試驗手段的限制，葉頂間隙的研究一般采用數值方法 [3-5] 。公開文獻對頂部間隙研究中，葉頂間隙一般采用從葉輪進口到出口恒定大小的形式 [3-5] 。由于現實中的安裝問題以及運行過程中葉輪和機殼的熱膨脹和工質壓力隨徑向增大，從葉輪進口徑向間隙到葉輪出口軸向間隙尺寸的大小通常是變化的。本文采用數值方法研究了 7 種從葉輪進口徑向間隙到出口軸向間隙線性減小葉輪頂部間隙形式半開式葉輪的氣動性能、出口氣流角、頂隙泄漏量和葉輪損失；同時為與恒定尺寸葉頂間隙對比，同時采用葉輪進口徑向間隙和出口軸向間隙尺寸的平均值作為恒定葉頂間隙尺寸進行數值模擬。分析結果對了解離心式葉輪頂部間隙形式對半開式葉輪性能的影響提供參考。
1 計算方法
計算采用模型為 NASA LSCC 葉輪 [3] ，為三元直線元素成型半開式后向葉輪，基本幾何及流動參數如表 1 所示。計算采用的從葉輪進口徑向間隙到出口軸向間隙尺寸線性降低的分布形式見表 2 ，恒定葉頂間隙計算頂隙尺寸見表 2 中第 4 行。
表 1 葉輪基本幾何參數和運行參數
D 1 /mm
D 2 /mm
b 2 /mm
b 1 /mm
Z
β 2 / （°）
q m0 / （ kg/s ）
n / （ r/min ）
870
1524
141
218
20
35
30
1862
表 2 計算間隙分布形式
葉頂間隙分布
Case A
Case B
Case C
Case D
Case E
Case F
Case G
進口徑向間隙 t in /mm
3.85
6.00
8.00
10.0
6.00
8.00
10.0
出口軸向間隙 t out /mm
1.30
1.30
1.30
1.30
2.54
2.54
2.54
平均間隙 t a vg /mm
2.58
3.65
4.65
5.65
4.27
5.27
6.27
無量綱平均間隙 t avg /b 2 /%
1.825
2.587
3.295
4.004
3.026
3.735
4.443
流場計算采用商用計算軟件 CFX ，利用葉輪對稱性，采用單葉道進行流場計算，葉輪上下游適當延長。 NASA LSCC 葉輪設計間隙為 2.54mm ，無量綱間隙為 1.8% 。計算時設計間隙單葉道網格節點總數約 32 萬，改變間隙形式時間隙尺寸增大，采用了更多網格數，網格節點總數約 42 萬。設計間隙時的計算網格如圖 1 所示。
計算采用理想氣體空氣，對流項采用高階迎風格式；紊流模型采用k-ε兩方程模型，壁面采用 Scalable 壁面函數法。邊界條件給定如下：進口給定總溫總壓邊界條件，出口給定質量流量；葉片及輪盤等固體壁面給定無滑移壁面邊界條件，機殼設定為靜止壁面。計算收斂判據設置為 RMS 殘差小于 5×10-7。
2 計算結果分析2.1 計算預測性能與試驗結果對比
為驗證計算模型，在設計間隙時計算了 5 種流量工況，分別為設計流量的 66.7% 、 83.3% 、 100% 、 117% 和 133% 。按照文獻 [3] 中計算葉輪效率和壓比的位置，采用質量流量加權平均方法對計算結果進行數據處理,水簾風機，并考慮輪盤摩擦損失后 [8] ，預測的葉輪多變效率與試驗結果對比如圖 2 所示。在計算的流量范圍內，計算結果與試驗結果符合較好，說明了計算模型的正確性。
2.2 不同間隙葉輪性能對比
圖 3 和圖 4 給出了設計流量下線性減小間隙和恒定間隙葉輪效率和壓比的對比。圖 3 和圖 4 橫坐標表示葉輪進口徑向間隙和出口軸向間隙平均值除以葉輪出口寬度的無量綱間隙尺寸，圖 3 縱坐標表示葉輪多變效率，圖 4 縱坐標表示葉輪出口與進口總壓之比；每一個大寫字母代表一種間隙分布，其含義參考表 2 ，菱形代表恒定間隙。
圖 3 表明，在相同的流量工況下，間隙平均值增大，線性減小間隙形式和恒定間隙形式的葉輪效率均降低，這與文獻 [4-7] 結論一致。對于出口軸向間隙較小的 A - D 4 種形式，當葉輪進口徑向間隙增加，但進、出口間隙之比小于 3 時，葉輪效率下降比較平緩；而進、出口間隙之比大于 5 時，葉輪效率下降速度加快。對于出口軸向間隙比較大的 E - G 3 種形式，進口徑向間隙增加，葉輪多變效率基本線性下降；但下降斜率比葉輪出口軸向間隙較小的 A - D 形式在進、出口間隙之比大于 5 時更為平緩。這就造成了雖然 G 點的平均間隙尺寸大于 D 點，但是 G 點葉輪效率高于 D 點。線性減小間隙與相應的恒定間隙相比，除了在 A 和 D 兩種情況，其他 5 種情況線性減小頂隙形式葉輪效率均高于對應的恒定間隙分布形式。
圖 4 表明，在流量相同的工況，出口軸向間隙較小的 A - D 4 種形式，進口徑向間隙增加，但進、出口間隙之比小于 3 時，與設計點相比，壓比有所降低，而后又升高，在進口徑向間隙增大到進、出口間隙之比為 4.6 時，壓比達到最高，而后隨進口徑向間隙增加逐漸降低。對于出口軸向間隙為 2.54mm 的 E - G 3 種形式，隨著葉輪進口徑向間隙的逐漸增大，壓比降低； E - G 3 種形式葉輪進、出口壓比絕對值低于 A - D 4 種形式。與效率分布相似，除了 A ，其他 6 種間隙形式均高于對應的恒定間隙葉輪的壓比。
從上面分析可知，進、出口平均間隙大小對葉輪效率影響比較大,降溫水簾，而對葉輪壓比影響比較明顯。而葉輪出口軸向間隙對葉輪壓比的影響比較大，進口徑向間隙對壓比影響較��；這與文獻 [6] 結論相符。同時，除了進口徑向間隙和出口軸向間隙相差不大時，或者相差很大時之外，從葉輪進口到葉輪出口線性減小葉頂間隙形式優于從葉輪進口到出口恒定間隙形式。
2.3 通過葉頂間隙質量流量對比
圖 5 給出了不同間隙分布形式通過葉頂間隙的泄漏質量流量。橫坐標表示與圖 3 相同，縱坐標表示通過葉頂間隙的泄漏質量流量，圖中各種符號含義與圖 3 相同。
可見，無論出口軸向間隙較小的 A - D 4 種間隙形式，還是較大的 E - G 3 種間隙形式，隨著間隙平均值逐漸增加，通過葉頂間隙的泄漏質量流量線性增加， A 點除外，但是線性變化間隙形式泄漏量低于恒定間隙泄漏量。這說明間隙分布形式對通過葉頂間隙的泄漏質量流量影響較小，泄漏流量主要取決于平均間隙尺寸。
2.4 葉輪出口絕對氣流角對比
圖 6 為間隙形式 G 、 C 、設計間隙和 G 點對應恒定間隙 6.27mm 葉輪出口周向平均絕對氣流角沿展向分布。圖中橫坐標表示從輪轂到機殼的無量綱長度， 0 對應于輪轂， 1 對應于機殼；縱坐標表示葉輪出口氣流方向與徑向的絕對出口氣流角。
從圖 6 可見，在設計間隙下葉輪出口沿展向氣流出口絕對氣流角分布比其他兩種情況更加均勻。對于 G 所對應的間隙形式，距離輪轂 5 % ～ 45% 的區域，絕對氣流角明顯增大，但是低于恒定的 6.27mm 間隙形式；而距離輪轂 55 % ～ 80% 的區域，絕對氣流角有所降低。這說明平均間隙尺寸增加，線性變化頂隙形式沿展向葉片負荷分布趨向不均勻，其中距離輪轂 5 % ～ 45% 的區域的葉輪負荷增大，而距離輪轂 55 % ～ 80% 的區域受葉頂泄漏流動的影響負荷降低；恒定間隙時負 荷分布更加不均勻。形式 C 與 G 相比， G 在 5 % ～ 45% 的區域高于 C 點，而 55 % ～ 80% 的區域 G 稍低于 C 。這必然促進葉輪內部二次流的強度。
2.5 葉輪出口損失對比
圖 7 給出了設計間隙、 C 、 F 、 4.65mm 和 5.27mm 間隙形式葉輪出口靜熵的分布。葉輪旋轉方向為從右向左。從圖 7 可見，壓力面與機殼之間的角區靜熵較高，這與文獻 [4] 計算結果一致。 C 形式和 F 形式相比， F 對應的葉輪出口軸向間隙增大，高靜熵區域面積增大，靜熵絕對值增加，葉輪內部損失增加；恒定間隙 4.65mm 和 5.27mm 的趨勢與上面相同。線性減小間隙與相應的恒定間隙對比，恒定間隙葉輪內部損失較大。
3 結論
進口徑向間隙和出口軸向間隙的平均值對葉輪效率、葉頂間隙泄漏量和葉輪出口損失影響比較大，而對壓比影響較��；葉輪壓比主要取決于出口軸向間隙。隨著間隙平均值的增加 ，沿展向葉片負荷分布趨向不均勻，其中距離輪轂 5 % ～ 45% 的區域的葉輪負荷增大，而距離輪轂 55 % ～ 80% 的區域受葉頂泄漏流動的影響負荷降低。線性減小間隙形式與對應的恒定間隙相比，線性減小間隙形式優于恒定間隙，尤其在葉輪軸向間隙較小時。
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