鋒速達通風降溫系統
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車間排煙系統_風機在使用中是如何做到節能降耗效果的擴壓器稠度
中國風機產業網 我們老是會發現有些場所的風機不但使用效果非常好，而且還能達到很好的節能降耗效果，這對于我們這些初次使用風機的用戶來說，是多么難題的事，但是只要我們也能把握這些節能降耗的方法和技巧，我們的風機也同樣能達到很好的效果，我們都知道，風機的高耗能固然也能達到一定的效果，但是卻會加重用戶的經濟本錢支出，這對于我們來說也長短常困擾的事，實在我們僅僅把握一些技巧仍是遠遠不夠的，還需要用戶在風機的不斷使用中去試探這些技巧，融會貫通效果才最佳。
風機的節能降耗是需要建立在風機沒有故障的基礎之上的，風機的震驚，噪音，摩擦都會加重風機的能源消耗，葉輪旋轉時碰擦，此時會發生異常的聲音和激烈的振動。原因是貯運，安裝，使用過程中風機外殼或葉輪部件發生變形。貯運，安裝，使用過程中傳動件或機殼變形葉輪平衡破壞。原因如下：葉輪受壓變形；葉輪與軸套的連接件松動；吊裝不妥導致主軸變形；電機固定螺旋松動；風機底腳螺栓未固緊。這些都是產生風機震驚的一些因素，但是這也不是全部的原因，仍是良多其他類型的故障也會產生風機的震驚。我們在達到風機節能降耗目的之前需要把這些題目給解決了，才能進行下一步的工作。
因為風機的使用存在能源過度消耗的題目，所以電念頭的壓力比較大，產生的熱量都比較多，電機軸承損壞，配合間隙小，不符合要求,廠房降溫水簾；電機斷相運行或接線錯誤；電源電壓過低。這些原因都會引起風機溫渡過高的題目，解決這些題目，風機的使用效率天然就能得到進步了，而且也能達到一定的節能降耗效果。
高效率和高壓比的離心壓縮機設計，除葉輪氣動設計外，擴壓器內的壓力恢復性能也非常重要。無葉擴壓器結構簡單，性能曲線平坦，應用十分廣泛。但無葉擴壓器中 , 氣流的流動方向角較小 , 速度周向分量大 , 所以流動路程較長 , 摩擦損失大。而在有葉擴壓器中 , 葉片的形狀和安裝情況迫使氣流流動的方向角逐漸增大 , 流程縮短 , 摩擦損失小[1]。施小將[2]就為一未達到設計參數的離心壓縮機配加有葉擴壓器，從而解決了其性能偏低的問題。但在變工況情況下，由于葉片擴壓器的進口沖角損失較大，會使效率下降明顯。當沖角增大到一定值后，就容易發生強烈的分離現象，導致壓縮機的喘振。
Senoo[3]提出了低稠度葉片擴壓器LSD的概念，指出正是幾何喉口限制了葉片擴壓器的堵塞流量，故除去幾何喉口將提供比傳統葉片擴壓器更好的性能。它的結果表明：LSD在幾乎不損失穩定工況范圍的情況下，能達到相當好的壓力恢復值。 Hayami等人[4]的研究也表明：在亞音速的離心壓縮機中 , 稠度為0.69的葉片擴壓器可以在不損失流量范圍的情況下，獲得比無葉擴壓器更好的性能。 Engeda[5]對8個不同稠度的葉片擴壓器進行了試驗研究 , 認為當葉片稠度增加時 , 流動范圍變窄,壓力恢復系數提高。 Prasad Mukkavilli等人[6]的 研究結果表明，即使LSD也存在最優稠度和安裝角。 Sivan Reddy T CH等人[7]發現擴壓器的葉片弦長對靜壓恢復系數有影響，且葉片表面的靜壓分布顯示，大流量下葉片表面靜壓要小于小流量下的。趙曉路等人和費繼友等人[8－9]也對LSD的擴壓性能進行了分析。
1 葉片擴壓器模型
以某小型離心壓縮機為計算模型，設計比轉數為2.83，設計流量系數為0.0143，雷諾數為2.24×106。圖1為離心壓縮機子午面示意圖,1-1為葉輪進口，2-2為葉輪出口，3-3為擴壓器進口，4-4為擴壓器出口。圖2為葉輪與擴壓器安裝示意圖，葉輪按逆時針旋轉。同一葉輪匹配了7個不同的葉片擴壓器和一個無葉擴壓器VNL。
葉片的稠度：б=b/t=b/(2πr/n)，其中b為葉片弦長；n為葉片數；r為葉柵進口半徑。故葉片的稠度變化可以通過改變弦長b或葉片數n得到。計算中采用的7個不同的葉片擴壓器Vn190、Vn165、Vn114、Vn090、Vn064、Vb090、Vb064，其中V指葉片擴壓器；n/b表示改變的是葉片數n/弦長b；后3位數字則是葉片擴壓器稠度的100倍值。Vn190即指弦長b不變，葉片數n變化，稠度為1.9的葉片擴壓器。
圖1 離心壓縮機子午面示意圖 圖２ 葉輪與擴壓器安裝示意圖
2 數值方法
流場數值計算是應用Fine/Turbo軟件求解三維定常Navier-Stokes方程組得到的。湍流模型選用Spalart-Allmaras模型�？淀樀热薣10]用Fine/Turbo軟件求解的一個高壓比離心葉輪三維定常流場結果與試驗結果進行了詳細的對比確認,廠房排風機，60萬以上網格數得到的計算結果與試驗結果相比是基本可信的。
將葉輪與擴壓器放在一起做網格，這樣的網格進行計算不僅能方便準確的獲得擴壓器的進口條件，更能將下游擴壓器對上游葉輪的擾動也考慮進來，從而達到更接近真實現象的結果。網格整體采用C型網格，葉輪的前緣、尾緣和擴壓器的尾緣處作為鈍體處理，網格總數約為80萬。
3 擴壓器總體性能與內部損失分析
3.1 總體性能
圖3是不同擴壓器的離心壓縮機等熵效率曲線，圖4是靜壓比曲線，擴壓器Vn165、Vn114、Vn064稠度遞減。由圖3、圖4中看出，葉片擴壓器在小流量范圍內靜壓比和等熵效率都較高,工廠通風設備, 但在大流量下各葉片擴壓器就都下降了。由圖3看出在稠度較高時，最大效率值和小流量下的效率和壓比較高，但其在大流量下效率和壓比都急劇下降。隨著稠度降低，最高效率值越低，但效率曲線越平坦，大流量下的壓比和等熵效率的下降也越慢，同時擴壓器的最佳效率點也越往大流量方向偏移，壓縮機的流量范圍也變寬了。但當稠度降低到1.14即Vn114以后，繼續降低稠度，壓縮機級的最大效率值降低了，而流動范圍的增大卻不明顯了。這現象應證了Senoo[1]的結論， 擴壓器的喉部面積影響了壓縮機的流量范圍，喉口消除后流量范圍就很小了。
與上述幾個減小葉片數降稠度得到的結果相比較，削減尾緣得到的稠度為0.64的葉片擴壓器Vb064的等熵效率和靜壓下降得更快。雖然它的喘振流量范圍略寬，但它在略大于設計工況流量下的效率很快就下降到低于無葉擴壓器。
圖３ 不同擴壓器下離心壓縮機級的等熵效率 圖４ 不同擴壓器下離心壓縮機級的靜壓比
圖5為通過改變葉片數變稠度得到的擴壓器 Vn190~ Vn064 的離心壓縮機級在不同流量下的等熵效率曲線圖；圖6為不同流量下擴壓器Vn190～Vn064 的離心壓縮機級的靜壓比圖，Φ/Φ0為實際流量與設計流量之比。從圖5中可看出，離心壓縮機的最大效率值存在最佳值，葉片數為13，稠度為1.65的擴壓器Vn165的最高效率值最大。但稠度較大的Vn190、Vn165在大流量Φ/Φ0＞1時的等熵效率和靜壓比下降明顯。而在稠度降低后，大流量下的等熵效率和靜壓比下降就緩慢多了，且其最大效率值和小流量φ/φ0＜1時的等熵效率和靜壓比的下降并不顯著。
故綜合考慮，稠度為1.14的擴壓器Vn114為合適的選擇，雖然它的最大效率值和小流量下的效率略低于Vn165，但在非設計工況下的等熵效率和靜壓比減小量較小，且從圖3中也可看出其流動范圍已十分寬廣。
圖５變擴壓器葉片數目的離心壓縮機等熵效率 圖６變擴壓器葉片數目的離心壓縮機級靜壓比
在稠度相同時，弦長的不同，使得各葉片擴壓器之間的差異也很大。為了更清楚地進行比較，圖7給出了稠度σ=0.64 不同降稠方式下的離心壓縮機級的等熵效率曲線，圖8為σ=0.64時離心壓縮機級的靜壓比曲線�？招狞c表示的是改變葉片數降稠度得到的結果；實心點表示的是削減尾緣降稠度得到的結果。從這兩個圖看出，與通過減少葉片數得到的結果相比，修剪尾緣降低稠度得到的靜壓比和效率在整個流量范圍內都要低得多。
圖7 σ=0.64不同降稠方式下離心壓縮機級的等熵效率 圖8 σ=0.64時離心壓縮機級的靜壓比
3.2 內部損失分析
為說明擴壓器內部不同截面處的流動損失分布，將擴壓器沿流動方向從進口到出口均勻地截0、0.25、0.5、0.75、1五個截面。定義總壓損失系數為Ｃpt=(pt3-pt)/(pt3-p3)。其中pt為當地總壓；pt3為擴壓器進口總壓；p3為擴壓器進口靜壓。故Cpt 值越大，就表明該處總壓損失越大。
圖９ φ/φ0＜1擴壓器內的總壓損失分布 圖10 φ/φ0＜1擴壓器內的總壓損失分布
圖9為小流量φ/φ0＜1時不同擴壓器內總壓損失系數分布，圖10為大流量φ/φ0＞1時不同擴壓器內總壓損失系數分布。從兩圖中看出，盡管Vb064在前4個流道截面內的流動損失并不十分明顯，但在擴壓器的出口截面上損失卻是最大的，流道75%截面處是擴壓器Vb064的葉片尾緣，從葉片尾緣到擴壓器出口之間的無葉區域流道內的總壓損失的急劇增大。
4 結論
�。� 1 ）離心壓縮機的最大效率值在不同稠度范圍內存在最大值。
�。� 2 ）擴壓器的喉部面積影響了壓縮機的流量范圍：稠度越低，離心壓縮機流動范圍越寬廣；但在消除喉口后，繼續降低稠度，離心壓縮機的等熵效率和壓比會下降，但流動范圍的增大就很小。
�。� 3 ）在相同稠度下，減少葉片數得到的效果要優于修剪尾緣所得到的，且擴壓器內消減尾緣后存在的無葉空間內的總壓損失很大。
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