锋速达通风降温系统
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车间排烟系统_风机在使用中是如何做到节能降耗效果的扩压器稠度
中国风机产业网 我们老是会发现有些场所的风机不但使用效果非常好，而且还能达到很好的节能降耗效果，这对于我们这些初次使用风机的用户来说，是多么难题的事，但是只要我们也能把握这些节能降耗的方法和技巧，我们的风机也同样能达到很好的效果，我们都知道，风机的高耗能固然也能达到一定的效果，但是却会加重用户的经济本钱支出，这对于我们来说也长短常困扰的事，实在我们仅仅把握一些技巧仍是远远不够的，还需要用户在风机的不断使用中去试探这些技巧，融会贯通效果才最佳。
风机的节能降耗是需要建立在风机没有故障的基础之上的，风机的震惊，噪音，摩擦都会加重风机的能源消耗，叶轮旋转时碰擦，此时会发生异常的声音和激烈的振动。原因是贮运，安装，使用过程中风机外壳或叶轮部件发生变形。贮运，安装，使用过程中传动件或机壳变形叶轮平衡破坏。原因如下：叶轮受压变形；叶轮与轴套的连接件松动；吊装不妥导致主轴变形；电机固定螺旋松动；风机底脚螺栓未固紧。这些都是产生风机震惊的一些因素，但是这也不是全部的原因，仍是良多其他类型的故障也会产生风机的震惊。我们在达到风机节能降耗目的之前需要把这些题目给解决了，才能进行下一步的工作。
因为风机的使用存在能源过度消耗的题目，所以电念头的压力比较大，产生的热量都比较多，电机轴承损坏，配合间隙小，不符合要求,厂房降温水帘；电机断相运行或接线错误；电源电压过低。这些原因都会引起风机温渡过高的题目，解决这些题目，风机的使用效率天然就能得到进步了，而且也能达到一定的节能降耗效果。
高效率和高压比的离心压缩机设计，除叶轮气动设计外，扩压器内的压力恢复性能也非常重要。无叶扩压器结构简单，性能曲线平坦，应用十分广泛。但无叶扩压器中 , 气流的流动方向角较小 , 速度周向分量大 , 所以流动路程较长 , 摩擦损失大。而在有叶扩压器中 , 叶片的形状和安装情况迫使气流流动的方向角逐渐增大 , 流程缩短 , 摩擦损失小[1]。施小将[2]就为一未达到设计参数的离心压缩机配加有叶扩压器，从而解决了其性能偏低的问题。但在变工况情况下，由于叶片扩压器的进口冲角损失较大，会使效率下降明显。当冲角增大到一定值后，就容易发生强烈的分离现象，导致压缩机的喘振。
Senoo[3]提出了低稠度叶片扩压器LSD的概念，指出正是几何喉口限制了叶片扩压器的堵塞流量，故除去几何喉口将提供比传统叶片扩压器更好的性能。它的结果表明：LSD在几乎不损失稳定工况范围的情况下，能达到相当好的压力恢复值。 Hayami等人[4]的研究也表明：在亚音速的离心压缩机中 , 稠度为0.69的叶片扩压器可以在不损失流量范围的情况下，获得比无叶扩压器更好的性能。 Engeda[5]对8个不同稠度的叶片扩压器进行了试验研究 , 认为当叶片稠度增加时 , 流动范围变窄,压力恢复系数提高。 Prasad Mukkavilli等人[6]的 研究结果表明，即使LSD也存在最优稠度和安装角。 Sivan Reddy T CH等人[7]发现扩压器的叶片弦长对静压恢复系数有影响，且叶片表面的静压分布显示，大流量下叶片表面静压要小于小流量下的。赵晓路等人和费继友等人[8－9]也对LSD的扩压性能进行了分析。
1 叶片扩压器模型
以某小型离心压缩机为计算模型，设计比转数为2.83，设计流量系数为0.0143，雷诺数为2.24×106。图1为离心压缩机子午面示意图,1-1为叶轮进口，2-2为叶轮出口，3-3为扩压器进口，4-4为扩压器出口。图2为叶轮与扩压器安装示意图，叶轮按逆时针旋转。同一叶轮匹配了7个不同的叶片扩压器和一个无叶扩压器VNL。
叶片的稠度：б=b/t=b/(2πr/n)，其中b为叶片弦长；n为叶片数；r为叶栅进口半径。故叶片的稠度变化可以通过改变弦长b或叶片数n得到。计算中采用的7个不同的叶片扩压器Vn190、Vn165、Vn114、Vn090、Vn064、Vb090、Vb064，其中V指叶片扩压器；n/b表示改变的是叶片数n/弦长b；后3位数字则是叶片扩压器稠度的100倍值。Vn190即指弦长b不变，叶片数n变化，稠度为1.9的叶片扩压器。
图1 离心压缩机子午面示意图 图２ 叶轮与扩压器安装示意图
2 数值方法
流场数值计算是应用Fine/Turbo软件求解三维定常Navier-Stokes方程组得到的。湍流模型选用Spalart-Allmaras模型。康顺等人[10]用Fine/Turbo软件求解的一个高压比离心叶轮三维定常流场结果与试验结果进行了详细的对比确认,厂房排风机，60万以上网格数得到的计算结果与试验结果相比是基本可信的。
将叶轮与扩压器放在一起做网格，这样的网格进行计算不仅能方便准确的获得扩压器的进口条件，更能将下游扩压器对上游叶轮的扰动也考虑进来，从而达到更接近真实现象的结果。网格整体采用C型网格，叶轮的前缘、尾缘和扩压器的尾缘处作为钝体处理，网格总数约为80万。
3 扩压器总体性能与内部损失分析
3.1 总体性能
图3是不同扩压器的离心压缩机等熵效率曲线，图4是静压比曲线，扩压器Vn165、Vn114、Vn064稠度递减。由图3、图4中看出，叶片扩压器在小流量范围内静压比和等熵效率都较高,工厂通风设备, 但在大流量下各叶片扩压器就都下降了。由图3看出在稠度较高时，最大效率值和小流量下的效率和压比较高，但其在大流量下效率和压比都急剧下降。随着稠度降低，最高效率值越低，但效率曲线越平坦，大流量下的压比和等熵效率的下降也越慢，同时扩压器的最佳效率点也越往大流量方向偏移，压缩机的流量范围也变宽了。但当稠度降低到1.14即Vn114以后，继续降低稠度，压缩机级的最大效率值降低了，而流动范围的增大却不明显了。这现象应证了Senoo[1]的结论， 扩压器的喉部面积影响了压缩机的流量范围，喉口消除后流量范围就很小了。
与上述几个减小叶片数降稠度得到的结果相比较，削减尾缘得到的稠度为0.64的叶片扩压器Vb064的等熵效率和静压下降得更快。虽然它的喘振流量范围略宽，但它在略大于设计工况流量下的效率很快就下降到低于无叶扩压器。
图３ 不同扩压器下离心压缩机级的等熵效率 图４ 不同扩压器下离心压缩机级的静压比
图5为通过改变叶片数变稠度得到的扩压器 Vn190~ Vn064 的离心压缩机级在不同流量下的等熵效率曲线图；图6为不同流量下扩压器Vn190～Vn064 的离心压缩机级的静压比图，Φ/Φ0为实际流量与设计流量之比。从图5中可看出，离心压缩机的最大效率值存在最佳值，叶片数为13，稠度为1.65的扩压器Vn165的最高效率值最大。但稠度较大的Vn190、Vn165在大流量Φ/Φ0＞1时的等熵效率和静压比下降明显。而在稠度降低后，大流量下的等熵效率和静压比下降就缓慢多了，且其最大效率值和小流量φ/φ0＜1时的等熵效率和静压比的下降并不显著。
故综合考虑，稠度为1.14的扩压器Vn114为合适的选择，虽然它的最大效率值和小流量下的效率略低于Vn165，但在非设计工况下的等熵效率和静压比减小量较小，且从图3中也可看出其流动范围已十分宽广。
图５变扩压器叶片数目的离心压缩机等熵效率 图６变扩压器叶片数目的离心压缩机级静压比
在稠度相同时，弦长的不同，使得各叶片扩压器之间的差异也很大。为了更清楚地进行比较，图7给出了稠度σ=0.64 不同降稠方式下的离心压缩机级的等熵效率曲线，图8为σ=0.64时离心压缩机级的静压比曲线。空心点表示的是改变叶片数降稠度得到的结果；实心点表示的是削减尾缘降稠度得到的结果。从这两个图看出，与通过减少叶片数得到的结果相比，修剪尾缘降低稠度得到的静压比和效率在整个流量范围内都要低得多。
图7 σ=0.64不同降稠方式下离心压缩机级的等熵效率 图8 σ=0.64时离心压缩机级的静压比
3.2 内部损失分析
为说明扩压器内部不同截面处的流动损失分布，将扩压器沿流动方向从进口到出口均匀地截0、0.25、0.5、0.75、1五个截面。定义总压损失系数为Ｃpt=(pt3-pt)/(pt3-p3)。其中pt为当地总压；pt3为扩压器进口总压；p3为扩压器进口静压。故Cpt 值越大，就表明该处总压损失越大。
图９ φ/φ0＜1扩压器内的总压损失分布 图10 φ/φ0＜1扩压器内的总压损失分布
图9为小流量φ/φ0＜1时不同扩压器内总压损失系数分布，图10为大流量φ/φ0＞1时不同扩压器内总压损失系数分布。从两图中看出，尽管Vb064在前4个流道截面内的流动损失并不十分明显，但在扩压器的出口截面上损失却是最大的，流道75%截面处是扩压器Vb064的叶片尾缘，从叶片尾缘到扩压器出口之间的无叶区域流道内的总压损失的急剧增大。
4 结论
（ 1 ）离心压缩机的最大效率值在不同稠度范围内存在最大值。
（ 2 ）扩压器的喉部面积影响了压缩机的流量范围：稠度越低，离心压缩机流动范围越宽广；但在消除喉口后，继续降低稠度，离心压缩机的等熵效率和压比会下降，但流动范围的增大就很小。
（ 3 ）在相同稠度下，减少叶片数得到的效果要优于修剪尾缘所得到的，且扩压器内消减尾缘后存在的无叶空间内的总压损失很大。
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