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原除尘风机和a 型改进风机在点的噪声频谱图。根据风机参数,风机旋转噪声基频为760 hz,由频谱图可看出在500 ~ 800
hz 之间的低频噪声并没有降低,而1 250-2 000 hz 之间吸声材料的降噪效果非常好,噪声下降明显。主要原因就是选用的吸声材料超细玻璃棉在高频率下,吸声系数较大,因此多孔吸声材料其吸声效果是高频优于低频的。消声蜗壳为b 组合形式时与原风机的出口a声级随流量变化的对比图。与原风机相比,在额定工况点a 声级降低约7 db( a) ,在大流量工况,a 声级降低约5.0db( a) ,在小流量工况下,a 声级降低约2.4 db( a) 。
在125~ 500hz 频段之间,风机a 声级有所*,原因是后盖板加上消声材料后,叶轮轴向安装长度加长引起低频电机振动,除尘风机设备,噪声增加。在中高频段后盖板加消声材料的降噪效果很好,这种方式对于气动噪声及高频振动等起到很好的吸收作用,尤其是除尘风机包括电机的高频振动噪声过滤程度明显。消声蜗壳为c 组合形式时与原风机的出口a声级随流量变化的对比图。与原风机相比,在额定工况点总a 声级降低约7.2 db( a) ,在大流量工况,a 声级降低约5.5 db( a) ,在小流量工况,a 声级降低约3.5 db( a) 。是消声蜗壳为d 组合形式时与原风机的出口a声级随流量变化的对比图。与原风机相比,在额定工况点,a 声级降低约5.14 db( a) ,除尘风机在大流量工况,总a 声级降低约5.0 db( a) ,在小流量工况,a 声级降低约2.0 db( a) 。降噪效果稍微好于a 型改进风机,但不明显。可见前盖板加装消声材料降噪效果并不好,主要原因由于进口处有集流器,中压除尘风机,导致安装消声材料的面积相对于后盖板小很多,吸声效果不明显。
将建立好的除尘风机三维模型导入icem 软件进行混合网格的划分。其中进出口和叶轮区域采用结构化网格,而蜗壳部分由于其内部结构复杂,尤其是电动机周围结构并非规则模型,故采用适应性较强的非结构化四面体网格,具体网格如图3 所示。综合考虑动静耦合区域对数值模拟预测结果的影响,在进行网格划分时,对边界层进行加密处理,其较低网格质量雅克比[14]在0.3 以上。为了保证数值计算结果的准确性,避免网格误差对其模拟结果造成影响,对除尘风机进行网格无关性验证,如表1 所示。综合考虑计算精度和计算效率可知,当网格数为25 万左右时预测结果较为合理,终确定整个计算域的网格数为2513558。k-ε 模型作为为普遍有效的湍流模型,能够计算大量的各种回流和薄剪切层流动,被广泛应用于各类风机的数值求解计算中。
由于有梯度扩散项,模型k-ε 方程为椭圆形方程,故其特性同其他椭圆形方程,需要边界条件:除尘风机出口或对称轴处k / n0和/ n0。但上述边界条件只针对高雷诺数而言,在固体壁面附近,流体粘性应力将取代湍流雷诺应力,并在临近固体壁面的粘性底层占主要作用。而多翼离心风机由于结构尺寸小、相对马赫数低,气体黏性力在流体流动过程中起重要作用,因此,在实际运用过程中,标准k-ε 模型由于未充分考虑粘性力的影响,导致计算模型出现偏差。运用visual c 将上述修正函数编写为udf代码,并导入fluent 内置calculation module。为符合实际运行状态,除尘风机进出口边界条件设置为压力入口和压力出口,出口压降与动能成正比,从而避免在进口和出口定义一致的速度分布[15]。后以cfd 计算的定常结果作为初始条件,进行非定常数值计算。
除尘风机产生的原因是此次打表所用的磁性表座固定百分表的方式刚性和可靠性欠佳,当联轴器转到下方时,由于磁性表座、连接杆、紧固件和百分表的自重,造成百分表下坠,探头脱离测点,结果就是产生上文所述的异常读数。当检修人员按作者建议制作的表架后,除尘风机价格,在检修过程中,不再出现异常读数,检修任务按时圆满完成。除尘风机转子不平衡和检查处理措施造成风机转子不平衡的原因主要有:叶轮出现不均匀的磨损或腐蚀;叶轮表面存在不均匀的积灰或附着物;叶片连接处存在裂纹或叶轮与轮毂、轮毂与轴颈的连接配合松动等。用测振仪测得数据,临沂除尘风机,如果显示振动值径向较大而轴向较小或者振动值随转速上升而*,都是转子不平衡引起振动的特征。
*处理措施主要有:
一是,根据除尘风机的运行工况,在进风机前工序上采取除尘措施,控制减少进入风机的粉尘等含量;
二是,定期清理风机叶轮,顺便仔细检查叶轮是否存在裂缝以及叶轮与主轴的配合情况。一般来说,转子不平衡引起的振动都是叶轮表面存在不均匀的积灰或附着物产生的。对于难于清洗的除尘风机叶轮转子可采用化学法清洗,如*生产中二硫化硫主风机叶轮,可采用氢氧化钙稀水,再用高压喷射机喷射清洗叶轮,速度快效果佳。
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