濕簾生產廠家_熱塑性復合材料用于風機葉片的可行性分析多級離心

風力機葉片的制造已建立于熱固性復合材料技術的基礎上。但熱塑性復合材料能賦予可回收性和其他優點。當增強熱塑性塑料用于生產風輪葉片時，與熱固性塑料相比，它可提供重大的優勢。據無憂備件網了解，熱塑性塑料在加熱時有可塑性，并且保持塑性，而不像熱固性塑料永久堅硬。因此，在使用壽命的后期，熱塑性葉片能通過加熱成型一些東西，進行回收再利用。假定葉片制造現在每年要使用幾十萬噸復合材料，這就將形成一個越來越重要的市場效益。
優勢與劣勢分析
優勢一：可回收再利用
在使用壽命的后期，熱塑性葉片能通過加熱成型一些東西，進行回收再利用。
優勢二：固化周期短
熱塑性塑料還能解決固化周期的障礙，這種障礙現在減慢了熱固性葉片的生產速度。成型的葉片可以在加熱下脫模，進一步加速生產過程。無憂備件網咨詢專家得知，部件可以通過加熱局部界面和焊接來共固化或連接。小部件能采用粒料注射成型。
優勢三：強度、剛度更高
增強熱塑性塑料在相同重量下可以比熱固性塑料強度更高，這樣就能形成更輕的結構。對這些塑料進行葉片設計優化可以形成不同構造的結構。例如，通過設計一個葉片，使它更像一個飛機機翼，用肋板和梁來加強，設計人員就能省掉許多目前用于葉片中的結構芯材。泡沫和其他芯材吸收樹脂，增加重量和成本，而且必須加工成形。
在使用中，其抗雨、雪等的侵蝕要優于熱固性塑料，并且通常具有更高的損傷容限，裂縫生長較慢。由于更具延長性，因此熱塑性塑料抗沖擊強度更佳，往往損傷顯示為可見凹痕，而不像熱固性復合材料，是藏于層板中，表面看不出缺陷。
劣勢一：抗疲勞性能差
增強熱塑性塑料的疲勞性能相當差，這是因為纖維和塑料基體之間較弱的連接。兩者間的連接是機械性的，是纖維四周的基體樹脂在固化過程中的收縮形成的，而不是化學連接。普通的偶聯劑用來提高玻纖、碳纖和熱固性樹脂的粘接，但對熱塑性樹脂不大起作用。無憂備件網專業提供進口風機解決方案，幫你正確選型，同時支持在線洽談，免費電話等全方位的服務，歡迎洽談選購風機。
劣勢二：熱/濕性能一般比熱固性樹脂差
熱/濕性能一般比熱固性樹脂差，這是由于熱的濕氣會膨脹基體，松動機械連接，使基體分子鏈沿纖維滑動。此外，大多數熱塑性樹脂加工困難，在熔融狀態其較高的粘性意味著需要較高的加工溫度和固化壓力，才能確保樹脂能完全地滲透入長纖維連續纖維。由于需要金屬模具，且能耗較高，因此成本上升。
全球風電市場的加速發展，使葉片供應商不僅要擴能，而且要尋找加快生產過程的技術，以滿足未來的需求。無憂備件網預測熱塑性樹脂有潛在的優勢可以幫助他們做到這點，同時還加強了超大型葉片的結構可行性，并解決葉片退役后的可再生問題。對于風能領域，由于其需求逐漸加劇，因此這些真正的塑料可以證明是一種變革的技術,濕簾生產廠家。

0引言
　　離心式壓縮機由于流量大、結構緊湊等特點在航天、能源、化工及冶金等部門發揮著重要的作用。近年來，隨著石化企業大型乙烯裝置的不斷建成，被稱為乙烯裝置“心臟設備”的裂解氣離心式壓縮機也在市場的主導下向大型化發展[1]。在實際運行中，裝置中儲存的高壓氣體量顯著增加。發生故障停機跳車時，高壓氣體不能及時排出，導致機組的進出口壓力不能迅速平衡，高壓氣體從壓縮機出口通過壓縮機內部流到進口，氣體膨脹產生動力，這種反向推動力可能使壓縮機在停機過程中出現反轉。反轉將對干氣密封及其他零部件造成破壞，嚴重影響了乙烯裝置的平穩、高效運行[2]。
　　本文從工程和轉動力學角度對多級離心式壓縮機故障停機及可能出現的反轉過程進行了研究，并以某石化企業大型乙烯裝置裂解氣壓縮機為例加以分析，建立了工程正常停機過程與反轉過程模型，對正常停機與反轉過程中的阻力矩與各段壓力分布進行了分析。
1轉動力學原理與受力分析
　　根據動量矩定理：在任一瞬時，相對某一固定軸線的動量矩對于時間的導數，等于所有外力對同一軸線的合成力矩[3],濕簾冷風機，即：


　　對于離心式壓縮機工程，則滿足：


其中：ω為離心式壓縮機的角速度；J為工程的轉動慣量；ΣMi則為工程受到的外力矩之和。離心式壓縮機工程的轉動慣量J可以通過計算各部分轉子轉動慣量后相加得到。
　　對于正常停機過程，離心式壓縮機所受到的外力矩為摩擦阻力矩ΣMf以及工藝氣阻力矩ΣMa，合外力矩等于工程各部分摩擦阻力矩與工藝氣阻力矩之和[4]，因此在這一過程中：


　　對于出現反轉的故障停機過程，高壓氣體的倒流將產生一個反向推力矩Mr，在工程從額定轉速降為零的過程中：


　　反轉開始到工程靜止的過程中：


　　根據上述基本方程，在轉動慣量已知并計算出離心式壓縮機以及驅動用汽輪機的合外力矩后，可以計算出工程在正常停機以及出現反轉的故障停機過程中轉速隨時間的變化，進而計算離心式壓縮機工程的正常停機時間與故障停機反轉時間[5]。
2工程結構及參數
　　圖1為某石化企業大型乙烯裝置裂解氣離心式壓縮機工程結構示意圖，整個機組分為三缸五段共15級。低壓缸型號為DMCL1004，雙進氣水平剖分結構，分為一段兩級壓縮，4個葉輪,廠房通風設備；中壓缸型號為2MCL1004，背靠背布置水平剖分結構，分為兩段2+2級；高壓缸型號為2BCL807，背靠背布置垂直剖分結構，分為兩段3+4級。各段之間布置有儲氣容器，離心式壓縮機由汽輪機驅動，額定轉速為4　564r/min。
　　離心式壓縮機工程裝有“三返一”和“五返四”防喘振管線及防喘振閥，工程一段進口之前，五段出口之后以及三四段之間布置有截止閥，工程各段均采用干氣密封。


　　隨著乙烯裝置規模的擴大，工程各段之間儲存的高壓氣體量也在不斷增加，各段容積見表1。在停機過程中，需要通過放火炬及增加旁路的方式將這部分氣體排出。

表1乙烯裝置裂解氣離心式壓縮機各段容積

位置

容積 /m3

一段排出至二段入口

530.34

二段排出至三段入口

617.29

三段排出至前單向閥

354.21

前單向閥至后單向閥

1598.62

后單向閥至四段入口

202.91

四段排出至五段入口

358.97

五段排出至電動閥前

80.46

3正常停機過程計算
　　離心式壓縮機工程正常停機時，應先切斷動力源，并同時開啟放空閥和回流閥，壓縮機轉速將在工程阻力的作用下逐漸減小，工程內部壓力逐漸平衡，離心式壓縮機進入惰走過程。從停機信號發出到整個機組完全停止的時間稱為惰走時間，大型離心式壓縮機工程的惰走時間通常為5~8min。惰走過程中，必須保證潤滑油的供應，因此高位油槽的容量是根據機組惰走時間確定的。
　　通過惰走時間可以判斷機組的運行狀態，記錄正常停機惰走時間作為參考，惰走時間減少，則軸承可能出現磨損或產生了其他阻力；惰走時間增加，則可能是驅動源沒有完全切斷。
　　根據上文分析，在離心式壓縮機正常停機過程中，工程受到的合外力矩：


　　過程中的多變壓縮功為[3]：


　　氣體作用在葉輪上的阻力矩為：


　　在沒有預旋的離心式壓縮機中，c1u≈0，氣體作用的阻力矩Ma∝ω2。
　　對于軸承摩擦阻力，工程每個軸承處的摩擦阻力矩Mf=μG，其中μ為滑動摩擦系數，G為軸承載荷[6]。在穩定運行工況時，軸承載荷近似保持不變，因而可以認為ΣMf=M0，即為一恒定數值。由此可知，在離心式壓縮機正常停機過程中，其受到的合外力矩為：


　　根據離心式壓縮機工程自身結構、幾何特性以及各處軸承特征，可以確定合外力矩的表達式。與此同時，依據設備生產商提供的資料或使用幾何特性進行計算，可以得到整個離心式壓縮機工程的轉動慣量。


　　通過求解微分方程，可以得到乙烯裝置裂解氣壓縮機的正常停機惰走曲線，見圖2。


4故障停機過程內部壓力平衡計算
　　在離心式壓縮機工程故障停機過程中，防喘振管線中的防喘閥打開，工程內部壓力逐漸趨于平衡。對于防喘閥，可以建立以下基本微分方程[7]：


式中，W為單位時間閥門流通量，M為氣體分子量。由于平衡時間較短，可以忽略過程中溫度、壓縮因子的變化以及氣體組成的變化，僅考慮管線內部的流動性質。
　　依據前一時刻閥門前后的壓力，計算單位時間內各閥門的流通量，而后得到離心式壓縮機工程各部分物質的量在這一時間內的變化，最后基于這一變化，計算出下一時刻閥門前后的壓力。在閥門前后壓力差小于某一特定值時，就可以認為壓力達到平衡狀態。故障停機過程中壓力平衡曲線見圖3。


5故障停機反轉過程計算
　　離心式壓縮機工程停機信號發出后，壓縮機首先進入惰走狀態，由于管線內部存有較多量氣體，高壓氣體從壓縮機出口通過壓縮機內部流到入口，產生了使壓縮機反轉的反向推力矩。反向推力矩與摩擦阻力矩等共同作用，使工程惰走時間迅速減少。根據現場記錄的數據，在出現反轉的情況下，離心式壓縮機工程轉速由正常工況降為零的時間少于工程壓力平衡時間。
　　在壓縮機工程轉速降為零之后，工程各段吸入與排出壓力仍然無法達到平衡，因而反向推力依然存在，這將導致離心式壓縮機在轉速降為零后開始反轉。反轉開始后，工程首先經歷加速過程，隨著壓力的逐漸平衡，反向推力矩逐漸減小，達到反向最大轉速后，離心式壓縮機進入反向惰走停機過程。工程內部壓力平衡后，在摩擦阻力矩與工藝氣阻力矩的作用下，轉速逐漸降低，直至最后工程停止運轉。
　　由上述分析可知，按照工程內部壓力是否達到平衡，離心式壓縮機故障停機反轉過程可以分為兩個階段。由于惰走時間急劇減少，因而可知在沒有出現反轉之前，工程受到的反向推力矩Mr>>ΣMf+ΣMa。轉速下降到零和反轉過程中離心式壓縮機可近似視為向心透平，氣體在向心透平中產生的膨脹功[8]：


　　根據壓力平衡計算過程，各段壓比表示為：

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