工業(yè)清灰裝置設(shè)計【雙聯(lián)旋風(fēng)除塵器】
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湘潭大學(xué)興湘學(xué)院畢業(yè)論文(設(shè)計)任務(wù)書設(shè)計(論文)題目: 工業(yè)清灰裝置設(shè)計 學(xué) 號: 2010962922 學(xué)生姓名 劉 鵬 專 業(yè): 機械設(shè)計制造及其自動化 指導(dǎo)教師姓名: 李 衛(wèi) 系主任: 劉柏希 1、檢索國外工業(yè)清灰裝置設(shè)計的發(fā)展動態(tài),分析國內(nèi)的現(xiàn)狀; 2、完成工業(yè)清灰裝置系統(tǒng)方案選擇; 3、完成系統(tǒng)中工業(yè)清灰裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計; 4、總結(jié)系統(tǒng)工業(yè)清灰裝置設(shè)計的體會和收獲; 5、完成畢業(yè)設(shè)計說明書的文稿工作,要求:總字?jǐn)?shù)不低于一萬字,使用A4編輯及打?。ㄈ蝿?wù)書雙面打印一張,鑒定意見表雙面打印三張); 6、技術(shù)圖紙:零件圖1張(0號)、裝配圖1張(0號); 7、翻譯英文技術(shù)資料:翻譯國外工業(yè)清灰裝置系統(tǒng)(或相關(guān)課題)開發(fā)及研究的英文資料。要求:3000單詞,復(fù)印原稿與翻譯(打印)稿同冊裝訂。 二、重點研究的問題: 系統(tǒng)中工業(yè)清灰裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計; 三、進(jìn)度安排 各階段完成的內(nèi)容起止時間1資料檢索、查詢2014年2月20日 3月5日2系統(tǒng)總體方案構(gòu)思及設(shè)計2014年3月 6日 3月15日3完成系統(tǒng)方案選擇設(shè)計2014年3月16日 3月31日4完成結(jié)構(gòu)部分設(shè)計; 2014年4月 1日 4月15日5完成系統(tǒng)控制部分設(shè)計;2014年4月16日 4月30日6畢業(yè)設(shè)計說明書撰寫、圖紙繪制編輯2014年5月1日 5月20日7交畢業(yè)設(shè)計說明書和圖紙,答辯準(zhǔn)備2014年5月21日 5月25日四、應(yīng)收集的資料及主要參考文獻(xiàn)1璞良貴,紀(jì)名剛主編.機械設(shè)計.第七版.M.北京:高等教育出版社,2001 2金國淼等.除塵設(shè)備(化工設(shè)備設(shè)計全書).M.北京: 化學(xué)工業(yè)出版社,2002.7 3徐灝主編,機械設(shè)計手冊.M.北京:機械工業(yè)出版社,1995.12 4李克永.化工機械手冊.M.天津: 天津大學(xué)出版社,1991.5 5 盧頌峰、王大康主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.M.北京:北京工業(yè)大學(xué)出版社,1993 6成大先.機械設(shè)計手冊.M.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004 7方宏明.機械設(shè)計制造常用數(shù)據(jù)及標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范實用手冊.M.北京:當(dāng)代中國音像出版社,2004 8范祖堯.現(xiàn)代機械設(shè)備設(shè)計手冊.M.北京:機械工業(yè)出版社,1996 9劉鴻文.簡明材料力學(xué).M.北京:高等教育出版社,2004 10濮良貴 紀(jì)名剛.機械設(shè)計.M.西安:高等教育出版社,2001 11唐經(jīng)松.簡明機械設(shè)計手冊.M.上海:上??茖W(xué)技術(shù)出版社,2000 12胡傳鼎.通風(fēng)除塵設(shè)備設(shè)計手冊.M.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2003 13唐敬麟、張祿虎.除塵設(shè)備裝置系統(tǒng)及設(shè)備設(shè)計手冊.M.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2003 14張殿印、王純.除塵工程設(shè)計手冊.M.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2010 15 王昆主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.M.武漢:華中理工大學(xué)出版社,1922 Rotor BrakeA mechanical breaking system is besides the aerodynamic breaking function of the rotor an unavoidable component of a wind turbine. It is part of themechanical drive train. The first task is to keep the rotor of a wind turbine in position when it is at a standstill. Locking the rotor is a must for servicing and repair work and is generally common practice during normal down times. Moreover, most turbines have locking bolts between rotor hub and nacelle for bridging extended periods of standstill and for servicing and repair work. Therotor can thus be secured in one or more positions.Rotor brakes are almost always disk brakes. Suitable disk brakes can frequently be adopted cost-effectively from existing production runs intended for other machines or vehicles .Against this background, the design of the rotor brake itself poses few problems. Nevertheless, the rotor brake presents the systems designer of a wind turbine with issues which have consequences for the entire system. The first and most important question is, which task the rotor brake is to fulfill within the operating concept. In the simplest case, its role is restricted to a mere holding function during rotor standstill. In this case, the brake must be dimensioned for the required holding torque of the rotor during standstill. This is determined in accordance with the aerodynamic forces calculated to occur at the assumed maximum wind speeds (Chapt.6.3.2).Apart from its function as a pure rotor parking brake, the rotor brake can also be dimensioned as a service brake. As long as the braking torque and braking power(thermal loading) can be absorbed, the mechanical rotor brake can be used as a second independent raking system in addition to aerodynamic rotor braking and the operational reliability of the wind turbine is considerably improved in this way. In small wind turbines, a mechanical rotor brake, which in cases of emergency prevents rotor runaway, has proved to be extraordinarily successful and is widely used today.With increasing turbine size, it becomes more and more difficult to meet this requirement. For a turbine with a rotor diameter of 60 to 80 m, the rotor brake takes on almost absurd dimensions if it is to brake the rotor torque and power during full-load operation. For this reason, the task of the rotor brake in large turbines is always restricted to the function of pure parking brake.Apart from the issue of the rotor brakes task with respect to operations, there is the question of where in the drive train the rotor brake is best installed. The alternatives are for the rotor brake to be on the” low-speed” or on the” high-speed” side of the gearbox. In most turbines, efforts to keep the brake disk diameter as small as possible lead to the rotor brake being installed on the high-speed shaft, i. e. between gearbox and generator(Fig. 8.31). Owing to the higher rotational speed, the torque is one or even two orders of magnitude lower than at the slower rotor shaft, depending on the gear ratio.However, mounting the brake on the high-speed shaft has at least two disadvantages. It is inferior from the point of view of safety, since the braking function fails if the low-speed shaft or the gearbox break down. Moreover, the rotor must be held by the gears during a standstill. Gears react with increased wear of the tooth flanks to small oscillating movements, which are unavoidable in a stopped wind turbine due to air turbulence. In some turbines, it is attempted to solve this problem by no longer locking the rotor during standstill but by letting it” spin” at low speed.To avoid these disadvantages, the rotor brake was installed on the low-speed rotor shaft in some earlier systems. In small wind turbines a fully effective operating brake can be implemented with justifiable effort on the low-speed side, as long as design of the rotor shaft bearing assembly does not present an obstacle. The rotor brake on the low-speed side was a common feature of many earlier stall-controlled Danish wind turbines up to a power rating of about 100 kW in the Eighties. At that time it was considered to be an extra safetyelement even though the rotor brake was only designed as a parking brake.Installing the rotor brake on the slow side is much more problematic in large wind turbines, however. Even a parking brake already assumes a considerable size (Fig. 8.32).These disadvantages have led to the rotor brake being arranged on the high-speed side behind the gearbox in almost all new systems.8.8 GearboxThe conversion of the greatly differing rotational speeds of the rotor and the electric generator has given the designers of the first wind turbines many headaches. This situation led to costly low-speed generator designs and to hydraulic or pneumatic transmission systems to the generator (Chapt.8.1).Aerodynamicists made efforts to drive the rotor speed as highas possible in order to lower the gear ratio. It was assumed that costs would also increase considerably with increasing gear ratios, so that the development of rotors with extremely high tip-speed ratios was pushed forward.This situation has changed with the progress which has been made in gearbox technology. Today, high-performance gearboxes with gear ratios of up to 1:100 and more are available. In many areas of mechanical engineering, gearboxes are used which are suitable for deployment in wind turbines, as regards their technical concept, their efficiency and their operating life. The gearbox for the wind turbine has become a” vendor-supplied component”, which, with certain adaptations, can be taken from the standard product range of the gearbox manufacturers.Regardless of this favorable situation, the gearbox has been and still is a source of failures and defects in many wind turbines. The cause of these“gearbox problems” is not so much the gearbox itself, rather the correct dimensioning of the gearbox with regard to the load spectrum. In wind turbines, it is easy to underestimate the high dynamic loads to which the gearbox is subjected. Thus, in the early phase, many turbines had gearboxes whichwere undersized. Having learned their lessons, successful manufacturers equipped their turbines with ever stronger gearboxes and thus, in the course of development, empirically arrived at the right dimension.8.8.1Gearbox ConfigurationsToothed-wheel gearboxes are constructed in two different forms. One is the parallel shaft or spur-gear system, the other is the technically more elaborate planetary gearing. The gear ratio per single reduction is limited, so that the difference in diameter between the small and the large wheel does not become too unfavorable. Parallel-shaft-gear stages are built with a gear ratio of up to 1 :5, whereas planetary stages have a gear ratio of up to 1 : 12. Wind turbines generally require more than one stage. Fig. 8.33 shows what effects differentdesigns have on gearbox size, mass and relative cost 11.It is noteworthy that the three-stage planetary design has only a fraction of the overall mass of a comparable parallel shaft system. The relative costs are reduced to about one half. In the megawatt power class, the multi-stage planetary gearbox is, therefore, clearly superior. In smaller power classes, the comparison is not quite as unambiguous. In the range up to about 500 kW, parallel-shaft gear designs are often preferred for cost reasons.Small wind turbines are equipped with parallel-shaft gear systems.Theprevailingmodels are two-stage gearboxes which are commercially available from numerous manufacturers as modified universal transmissions (Fig. 8.34).In larger wind turbines, the planetary design definitely prevails. For outputs of several megawatts, two- or three-stage models are used (Fig. 8.35). Large gearboxes of this type are used, for example, in ship-building and several other fields of mechanical engineering, so that suitable gearboxes for large wind turbines can be derived from these production sources. Gearboxes with one planetary stage and two additional parallel-shaft stages are used in many late-model turbines (Fig. 8.36).With the additional parallel shaft, the primary and secondary shafts are no longer coaxial. This has the advantage that a hollow through shaft can be implemented more easily. In this way, power supply lines supplying power to the blade pitch drive, as well as measurement and control signals for the rotor, can be routed through the gearbox.In larger gearboxes, an auxiliary rotor drive is frequently flanged to the gearbox housing. Using this electric motor, the rotor can be turned slowly. Such an auxiliary unit is indispensable for assembly and maintenance work in large rotors. Gearbox lubrication is usually carried out via a central oil supply in the nacelle. As a rule, it also contains an oil cooler and a filter.In spite of indisputable advances having been achieved in the durability of the gearboxes, there is still “trouble with the gears” being experienced even in the latest wind turbines. Although it is possible to adapt gearboxes for wind turbines from other types of machine, they are subject to special demands which are often not encountered in other applications. Much negative experience in recent years has provided important insights into this issue: Special attention must be devoted to the smooth running of the tooting. Particularly prominent gear meshing frequencies can cause resonances in the drive train.“Cheap” transmissions with simple tooting are unsuitable for use in wind turbines. Oil leaks in the transmission are a particular problem. Labyrinth seals have proven more reliable than slipping type seals. In many cases, the housing flanges also showed leaks after some time. A box design with a top flange is apparently more advantageous than gearbox housings with flanges on the input and output side. The quality of the lubrication has been found to be a decisive factor for the service life of the gearbox. Oil temperatures which are too high cause just as much damage as does contamination in the oil. Oil coolers and filters are indispensible for large gearboxes ands is the careful observance of oil change intervals. The stiffness of the gearbox housing is an important criterion for its service life if the housing is integrated into the static design of the nacelle.Apart from these constructional measures, of course, the correct dimensioning has a decisive influence. 風(fēng)機剎車裝置機械制動裝置作為主傳動鏈的一部分,同具有氣動剎車功能的轉(zhuǎn)子一樣,是風(fēng)力發(fā)電機一個不可或缺的組成部分。其首要任務(wù)是當(dāng)風(fēng)機停轉(zhuǎn)時,使風(fēng)機轉(zhuǎn)子處于適當(dāng)?shù)奈恢?。在維修工作的過程中,鎖定主軸是必須的,而且在正常的停工期間,鎖定主軸也是慣常的做法。更為重要的是,為了渡過持續(xù)的主軸停轉(zhuǎn)時期以及維修工作的進(jìn)行,大多數(shù)風(fēng)機都會在輪轂和機艙之間安裝鎖緊螺栓,從而使主軸在一個或者多個位置得到保護(hù)。主軸剎車通常采用盤式剎車,適當(dāng)?shù)谋P剎可以頻繁采用為其它的機器或裝置設(shè)計的現(xiàn)存的生產(chǎn)線,這樣就可以節(jié)約成本。在這樣的背景下,主軸剎車的設(shè)計本身不會產(chǎn)生很多問題。然而,主軸剎車也會給風(fēng)機系統(tǒng)的設(shè)計者帶來一些問題,而這些問題可能給整個系統(tǒng)帶來一些后果。最為重要的問題是,在經(jīng)營理念之內(nèi),剎車裝置要完成哪項任務(wù)。在最簡單的情況下,在主軸停轉(zhuǎn)的情況下,剎車裝置的尺寸必須滿足所需的支持轉(zhuǎn)矩。這是由假設(shè)風(fēng)速達(dá)到最大時所計算的空氣動力所決定的(第6.3.2節(jié))。剎車裝置除了單純地具有主軸駐車制動功能外,尺寸合適時,其也可以作為停車制動裝置。只要制動力矩和制動力(熱負(fù)載下)能夠被吸收,主軸機械剎車也可以用作除了氣動主軸剎車外的第二獨立剎車系統(tǒng),這樣一來,風(fēng)機的運作可靠性得到大幅提高。對于小型風(fēng)機,在緊急情況下,主軸機械剎車會防止主軸失控,這一點被證實是非常成功的,并得到了廣泛的應(yīng)用。隨著風(fēng)機尺寸的增大,這一需求會越來越難以得到滿足。對于主軸直徑為60米到80米的風(fēng)機來說,如果是在滿載運轉(zhuǎn)期間制動主軸轉(zhuǎn)矩和主軸功率,主軸剎車裝置幾乎承擔(dān)了離譜的規(guī)模。因此,在大型風(fēng)機中主軸剎車裝置的作用總是被限制在單純的進(jìn)行駐車制動的上。除了主軸剎車裝置的運轉(zhuǎn)任務(wù)的問題外的另一個問題是,剎車裝置安裝在主傳動鏈的哪個位置是最合適的。兩種可以選擇的方案分別是安裝在齒輪箱的低速軸和高速軸。在大多數(shù)的風(fēng)機中,為了使得剎車盤的直徑盡可能地小,常將剎車裝置安裝在高速軸上,比如安裝在如齒輪箱和發(fā)電機之間(圖8.31)。根據(jù)齒輪的傳動比,由于轉(zhuǎn)速較高,轉(zhuǎn)矩會比在低速軸上低一個甚至兩個數(shù)量級。然而,將剎車裝置安裝在高速軸上至少有兩點缺點。由于如果低速軸或者齒輪箱出現(xiàn)故障時,剎車功能就會失效,所以從安全的角度上,這種方案是處于劣勢的。再者,在主軸停轉(zhuǎn)的過程中,其必須由齒輪支撐。隨著齒輪齒側(cè)的逐漸磨損,齒輪會產(chǎn)生一些小的震動,由于空氣擾動,對于一個一個停止工作的風(fēng)機來說,這一點是不可避免的。在有些風(fēng)機中,為了試圖解決這一問題,主軸停轉(zhuǎn)時,不再鎖定主軸,而是允許它在低速下轉(zhuǎn)動。為了避免以上缺點,早期的主軸剎車系統(tǒng)被安裝在低速軸上。在小型風(fēng)機中,只要主軸軸承裝置的設(shè)計不會出現(xiàn)問題,也可以通過無可非議的努力在低速端實施一個完全有效可操作的剎車方案。80年代,丹麥許多功率高達(dá)100kw的失速控制型風(fēng)機普遍采用主軸剎車安裝在低速軸的方案。那是,即使主軸剎車裝置僅僅被設(shè)計為駐車剎車裝置,這一方案也被看作是一個額外的安全因素。然而,在大型風(fēng)機中,將主軸剎車裝置安裝在低速軸是非常有爭議的。即使假設(shè)剎車裝置有一個相當(dāng)大的尺寸(圖8.32)。在幾乎所有新的系統(tǒng)中,這些缺點已經(jīng)引導(dǎo)主軸剎車裝置被安裝在齒輪箱后部的高速軸上。圖8.31NORDEX N-80型風(fēng)機中的主軸制動裝置安裝在齒輪箱的高速軸上圖8.32早期HOEDEN HWP-1000型風(fēng)機中主軸制動裝置直接安裝在輪轂后的低速軸上8.8齒輪箱齒輪箱的布置齒輪箱有兩種布置方式。一種是平行軸傳動或直齒輪傳動系統(tǒng),另一種是技術(shù)上更為精確的行星輪傳動。單級減速的傳動比是有限制的,所以大小齒輪直徑的之間的差異并沒有十分不利。平行軸齒輪傳動級的傳動比最高達(dá)1:5,而行星輪傳動比可高達(dá)1:12??偟膩碚f,風(fēng)機不只需要一個傳動級。圖8.33顯示不同的設(shè)計對齒輪箱的尺寸,質(zhì)量以及相應(yīng)的花費有什么影響。圖8.33 不同齒輪箱設(shè)計的總體質(zhì)量和相對費用顯然,三級行星輪系的的質(zhì)量只是相應(yīng)的平行軸傳動的總體質(zhì)量的一小部分。相應(yīng)的費用也縮小的接近一半左右。因此,在兆瓦級風(fēng)機中,多級行星輪系占有明顯的優(yōu)勢。而在小型分幾種,這種比較的結(jié)果則不是那么明顯。在500kw以下的風(fēng)機中,平行軸齒輪箱因其花費較少而多被采用。小型風(fēng)機中采用平行軸齒輪傳動系統(tǒng)。普遍采用的模型是兩級傳動的齒輪箱,其是經(jīng)改造而成的一種通用的尺寸(圖8.34),由很多制造商提供。圖8.34.200-500kw級風(fēng)機的兩級平行軸齒輪箱而在大型風(fēng)機中,行星輪系的設(shè)計則非常普遍。對于產(chǎn)電量為幾兆瓦的風(fēng)機,常采用兩級或者三級行星輪系(圖8.35)。例如,這種大型齒輪箱在制船業(yè)以及機械工程的其它幾個領(lǐng)域都有采用,因此,大型風(fēng)機中的合適的齒輪箱都可以以這些產(chǎn)品為參照。在很多后現(xiàn)代的風(fēng)機中,多采用由一級行星兩級平行軸組成的齒輪箱(圖8.36)。由于有多加的平行軸,一級和二級的軸不再同軸。這樣布置的好處是可以很容易的應(yīng)用一個中空的軸。這樣,向葉片供電的供電線路以及主軸的控制和測量信號可以通過齒輪箱路由。在大型風(fēng)機中,一個輔助的主軸裝置常通過法蘭和齒輪箱體連接。用這種點機,主軸轉(zhuǎn)速會變慢。這樣一個輔助裝置對大型主軸的組裝和維修工作是必不可少的。通常來說,它也帶有一個油液冷卻裝置和一個濾油器。圖8.35 2-3MW級封系的三級行星輪系齒輪箱盡管齒輪箱在耐久性上已經(jīng)取得了無可爭議的優(yōu)勢,即使在最新型的風(fēng)機中,齒輪的問題仍然存在。雖然從其它類型的機器中改編為機的齒輪箱是可以做到的,但是這些常用于特殊需求,在其它的應(yīng)用中并不常見。近幾年來,很多失敗的經(jīng)驗已經(jīng)對這個問題提供了重要的見解。我們一定要特別注意輪齒的平穩(wěn)運行。特別是齒輪嚙合的頻率可能造成主傳動鏈共振。制造簡單的變速器,其輪齒很簡單,并不適用于風(fēng)機中。箱體的漏油是個特殊的問題。經(jīng)證實,迷宮型密封比滑環(huán)型密封更可靠。很多情況下,有時箱體的法蘭也會造成漏油。將法蘭安裝在上部明顯比安裝在輸入或輸出端更有優(yōu)勢。人們發(fā)現(xiàn),潤滑油的質(zhì)量是影響齒輪箱壽命的決定性因素。油溫過高和油被污染會造成同樣多的損害。對于大型風(fēng)機,油溫降溫裝置和濾油器是必不可少的,所以要小心遵守?fù)Q油期。如果箱體和機艙的靜態(tài)設(shè)計結(jié)合,箱體的硬度是其壽命的一個重要指標(biāo)。當(dāng)然,除了這些構(gòu)造措施,正確的尺寸標(biāo)注有這決定的影響。14湘潭大學(xué)興湘學(xué)院畢業(yè)論文(設(shè)計)評閱表學(xué) 號: 2010962922 學(xué)生姓名 劉 鵬 專 業(yè): 機械設(shè)計制造及其自動化 評價項目評 價 內(nèi) 容選 題1.是否符合培養(yǎng)目標(biāo),體現(xiàn)學(xué)科、專業(yè)特點和教學(xué)計劃的基本要求,達(dá)到綜合訓(xùn)練的目的;2.難度、份量是否適當(dāng)。能 力1.是否有查閱文獻(xiàn)、綜合歸納資料的能力;2.是否有綜合運用知識的能力;3.是否具備研究方案的設(shè)計能力、研究方法和手段的運用能力;4.是否具備一定的外文與計算機應(yīng)用能力;5.工科是否有經(jīng)濟(jì)分析能力。論文質(zhì)量1.立論是否正確,論述是否充分,結(jié)構(gòu)是否嚴(yán)謹(jǐn)合理;實驗是否正確,設(shè)計、計算、分析處理是否科學(xué);技術(shù)用語是否準(zhǔn)確,符號是否統(tǒng)一,圖表是否完備、整潔、正確,引文是否規(guī)范;2.文字是否通順,有無觀點提煉,綜合概括能力如何;3.有無理論價值或?qū)嶋H應(yīng)用價值,有無創(chuàng)新之處。工作量工作量是否飽滿,含論文篇幅、圖紙等是否達(dá)到規(guī)定要求。綜合評價該生畢業(yè)設(shè)計,選題符合要求,難度、份量適當(dāng),有綜合歸納文獻(xiàn)資料的能力及綜合運用知識的能力和計算機應(yīng)用能力,設(shè)計說明書結(jié)構(gòu)較合理,文字較通順。評閱人姓名 : 年 月 日畢業(yè)論文(設(shè)計)題目: 工業(yè)清灰裝置設(shè)計 湘潭大學(xué)興湘學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書題 目: 工業(yè)清灰裝置設(shè)計 專 業(yè): 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué) 號: 2010962922 姓 名: 劉 鵬 指導(dǎo)教師: 李 衛(wèi) 完成日期: 2014年5月16日 目 錄摘要.1Abstract.2第一章 緒論 1.1工業(yè)的污染及其除塵狀況的概述.3 1.2工業(yè)生產(chǎn)中的除塵設(shè)備.4 1.3除塵設(shè)備的選擇.5 1.4旋風(fēng)除塵器概述.6第二章 旋風(fēng)除塵器的設(shè)計 2.1旋風(fēng)除塵器的結(jié)構(gòu)和工作原理.7 2.2旋風(fēng)除塵器的性能及影響因素.7第三章 除塵器結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 3.1選擇旋風(fēng)除塵器的型式.21 3.2選擇旋風(fēng)除塵器的入口風(fēng)速.22 3.3確定旋風(fēng)除塵器的幾何尺寸.22 3.4計算進(jìn)口過渡管、風(fēng)量匯集箱、出口過渡管的尺寸.23 3.5計算灰斗的尺寸.26 3.6旋風(fēng)除塵器單體左外筒鋼板展開尺寸.27 3.7關(guān)風(fēng)器、風(fēng)機的選擇.28第四章 除塵器壓力損失P和除塵效率的計算 4.1壓力損失P的計算.30 4.2除塵效率的計算.32第五章 吸塵罩的設(shè)計 5.1吸塵罩的選擇.40 5.2吸塵罩的計算.40第六章 除塵器的安裝使用及維護(hù)管理 6.1除塵器使用注意事項.41 6.2除塵器的運行.41 6.3除塵器的維護(hù).41總結(jié).42致謝.43參考文獻(xiàn).44外文資料及翻譯.45 工業(yè)清灰裝置設(shè)計摘要:粉塵是人類健康的大敵,因為它帶著許多細(xì)菌病毒和蟲卵到處飛揚,傳播疾病。工業(yè)粉塵、纖塵能使工人患上各種難以治愈的職業(yè)病,過多的灰塵還會造成環(huán)境污染,影響人們的正常生活和工作,誘發(fā)人類呼吸道疾病等等。除塵器是在車間必不可少。 利用旋轉(zhuǎn)的含塵氣體所產(chǎn)生的離心力,將粉塵從空氣中分離出來的一種干式凈化設(shè)備,成為旋風(fēng)除塵器。旋風(fēng)除塵器應(yīng)用最為廣泛,其特點是結(jié)構(gòu)簡單,除塵效率較高,操作簡單,價格低廉。旋風(fēng)除塵器對于大于10m的較粗粉塵,凈化效率很高。但對于510m以下的細(xì)顆粒粉塵凈化效率較低,所以旋風(fēng)除塵器多用于粗顆粒粉塵的凈化,或多用于多級凈化的初步處理。適用于鑄造車間除塵。 負(fù)壓除塵系統(tǒng)中,除塵器設(shè)置在通風(fēng)機之前。 其特點: 由于除塵器設(shè)置在通風(fēng)機之前,流過通風(fēng)機的氣體已經(jīng)經(jīng)過除塵,含塵量低。通風(fēng)機受磨損大大減低,運行壽命長,處理初濃度高的含塵氣體時,一般采用負(fù)壓除塵系統(tǒng)。除塵器和管道處于通風(fēng)機的負(fù)壓階段,容易吸入空氣,產(chǎn)生漏風(fēng)。負(fù)壓除塵系統(tǒng)的漏風(fēng)率為5%10%,加大了通風(fēng)機的風(fēng)量,增加了電耗。在負(fù)壓除塵系統(tǒng)設(shè)計中應(yīng)采用措施盡可能的減少除塵器和管道的漏風(fēng),以保證除塵器的良好運行。 關(guān)鍵詞: 鑄造 旋風(fēng)除塵器 負(fù)壓除塵 Ash cleaning device design industryAbstract:Dust ,which carries lots of bacterial virus and ovum flying forwarding in the air ,has become a formidable enemy of human being ,endangering the mankinds health , Industrial dust and fine dust cause various kinds of incurable occupational disease among workers. Also, excessive dust leads to environmental pollution, having a influence on the peoples daily lives and work, causing respiratory disease,etc. All these make the Dust collector indispensible in the workshop. By using the cyclone dust rotating centrifugal force generated by gas, the dust is separated from the flow of a dry gas - solid separation device, which forms the Cyclone Dust Collector. The Cyclone Dust Collector is widely used, which featured in its simple structure, effectiveness in dust removal, simple operation, and low cost. Cyclone Dust Collector is efficient for the capture, separation of more than 5 10m dust. But as to the dust under 5-10m ,it performs less effectively. Therefore, the Cyclone Dust Collector is mostly used in the casting workshop, purifying the coarse particle dust or becomes the primary treatment of multistage purification. In the negative pressure dust pelletizing system ,removal equipment was set in front of the ventilator .its characteristics are as follows : 1.Because the removal equipment was set in front of the ventilator ,the gas passing through the ventilator has been removed ,therefore, the dustiness index is low 2.The dust collector and the pipeline situated in the negative pressure section ,which is easy to snifting the air ,leads to air leak .the air leak ratio of dust vacuum system is 5% to 10% ,increasing the air quantity of ventilator ,which leads to the electricity cost. 3. should be reduced in the dust collector and pipeline as much as possible In designing the dust vacuum system. Key words: Casting, Cyclone Dust Collector, vacuum dust removal 第一章 緒論1.1工業(yè)的污染及其除塵狀況的概述1.1.1中國鑄造業(yè)現(xiàn)狀及鑄造車間污染情況 近年來我國鑄造業(yè)獲得了飛躍式的發(fā)展,從2000年至2003年中國鑄件產(chǎn)量躍居世界首位。從2003年至今,中國鑄件產(chǎn)量依舊保持持續(xù)增長。并且。整個世界都在從中國尋求更多的鑄件毛坯及含有鑄件的終端制品。這種趨勢在近期內(nèi)有可能將繼續(xù)保持并保證中國鑄造業(yè)的持續(xù)繁榮。但在鑄造業(yè)繁榮的背后。也存在著形勢嚴(yán)峻的一面。有資料表明。我國鑄造生產(chǎn)中。材料和能源的投人之比可占到產(chǎn)值的55到70。能源環(huán)境的制約以及國際鑄造科技競爭加劇和知識產(chǎn)權(quán)的保護(hù)強化已成為我國鑄造業(yè)發(fā)展的瓶頸發(fā)展節(jié)約環(huán)保型、科技創(chuàng)新型鑄造之路刻不容緩。 我國鑄造生產(chǎn)中。材料和能源的投人占產(chǎn)值的5570。我國每產(chǎn)1 t鑄件。約散發(fā)50 kg粉塵熔煉和澆注工序排放廢渣300 kg、廢氣1 000 m3造型和清理工序排廢砂1315 t。每年排污物總量:廢渣300萬t、廢砂近1 650萬t、廢氣110億m314若從2004年開始按照平均發(fā)展速度向前發(fā)展,可以預(yù)測至2020年各年的鑄件產(chǎn)量。根據(jù)鑄件產(chǎn)量對鑄造廢砂、鑄造廢渣及粉塵的數(shù)量進(jìn)行回歸預(yù)測嘲(如圖1),可以看出,中國鑄造業(yè)如果按照現(xiàn)行的模式生產(chǎn),到2020年,主要廢棄物鑄造廢砂、廢渣及粉塵、CO:、CO的排放量分別為3 235萬t、1 122萬t、882萬t、485萬t。如果考慮有色金屬鑄造產(chǎn)生的污染物以及非鑄鐵件熔煉中排放的廢氣,按混合量計對13億中國人口來說,單鑄造業(yè)就給每個人平均帶來約50 kg的污染物圖1-1中國鑄造業(yè)主要廢棄物預(yù)測值1.1.2除塵的目的 粉塵是鑄造車間的主要污染源。在鑄造車間生產(chǎn)中把氣體與粉塵微粒的多相混合物的分離操作稱為鑄造車間除塵,該除塵操作過程是將粉塵微粒從氣體中分離下來在鑄造車間生產(chǎn)中由于固定物料在加工、運輸、儲存及包裝等生產(chǎn)工序中,其生產(chǎn)設(shè)備在操作過程中產(chǎn)生粉塵的同時將粉塵擴(kuò)散分揚,這些粉塵將影響環(huán)境安全、設(shè)備的使用壽命及操作人員的身體健康。在大、中及小型工廠中,凡與粉塵有關(guān)的工序必須有防塵設(shè)計。生產(chǎn)過程和規(guī)模不斷改變,在防塵設(shè)計中系統(tǒng)與設(shè)備如何與生產(chǎn)規(guī)模相適應(yīng)的措施,也是一個問題。由此可見,搞好工廠防塵,在技術(shù)上必須有一套與生產(chǎn)工藝特點相適應(yīng)的措施。 鑄造車間除塵的內(nèi)容及目的 礦石(包括石灰石)與煤(包括焦碳)是化學(xué)鑄造車間、冶金鑄造車間、建材鑄造車間的基本原料和燃料。為了生產(chǎn)優(yōu)質(zhì)化的化工產(chǎn)品、水泥、鋼材、有色金屬及其它稀有金屬,必須對原、燃料進(jìn)行加工處理,以滿足生產(chǎn)需要。而在原、燃料系統(tǒng)各工序(運輸、干燥、破碎、篩分和包裝等)生產(chǎn)操作時會產(chǎn)生大量的粉塵,這些工藝粉塵如不及時給予捕集回收,不僅污染了環(huán)境,嚴(yán)重影響崗位操作人員的身體健康,也浪費了寶貴的能源和資源。1.2工業(yè)生產(chǎn)中的除塵設(shè)備1.2.1除塵系統(tǒng)的組成 各種通風(fēng)除塵設(shè)備包括吸塵罩、風(fēng)道、除塵器、通風(fēng)機等,通常聯(lián)系在一起組成一個系統(tǒng),叫做通風(fēng)除塵系統(tǒng)。圖2就是一個簡單的通風(fēng)除塵系統(tǒng)示意圖。吸塵罩通過抽風(fēng),以控制塵源。風(fēng)道作輸送 含塵空氣之用。除塵器 是從含塵氣流中把塵粒 分離出來,并加以收 集。風(fēng)機是把含塵空氣從吸塵罩經(jīng)風(fēng)道、除塵器排入大氣所需要的動力設(shè)備。1.2.2除塵設(shè)備在鑄造車間生產(chǎn)中的應(yīng)用 除塵操作在鑄造生產(chǎn)中的應(yīng)用主要有如下: 1.凈化分散介質(zhì) 如催化反應(yīng)的原料氣中如有固體微粒,會嚴(yán)重影響催化劑的效能,必須在原料氣進(jìn)入反應(yīng)器之前把它除掉。 2.回收分散物質(zhì) 如流化床反應(yīng)器送出的氣體中一般夾帶著許多催化劑微粒,為降低成本,也為保護(hù)環(huán)境,這些催化劑必須加以回收,又如從干燥等工藝過程的氣流中回收固體產(chǎn)品等。 3.凈化排放氣 在生產(chǎn)中排放廢氣之前,要盡量分離出其中的固體微粒,以便開展綜合利用和保護(hù)環(huán)境。 4.消除爆炸危險 某些含碳物質(zhì)及金屬細(xì)粉與空氣混合能形成爆炸混合物,因此在混合之前應(yīng)將能爆炸的物質(zhì)除掉。 除塵設(shè)備在化工生產(chǎn)中應(yīng)用極為廣泛,而在某些基本化學(xué)工業(yè)如硫酸、合成氨等,除塵器歷來被作為關(guān)鍵設(shè)備。隨著化學(xué)工業(yè)的迅速發(fā)展,特別是裝置日益大型化,在能量回收、氣體凈化、催化時回收及防大氣污染等工程中,高效除塵器則成為關(guān)鍵設(shè)備之一。1.2.3鑄造車間中除塵設(shè)備運行現(xiàn)狀 鑄造車間里配套使用的除塵設(shè)備絕大部分為旋風(fēng)除塵器。旋風(fēng)除塵器有易堵塞、易漏風(fēng)的缺點,堵塞、漏風(fēng)均會使除塵器運行效率下降,甚至為零。調(diào)查表明,有50%的旋風(fēng)除塵器未正常運行,表現(xiàn)為漏風(fēng)、堵塞。旋風(fēng)除塵器未正常運行的原因為司爐工或除塵工平時不對除塵器進(jìn)行認(rèn)真維護(hù),致使煙塵超標(biāo)排放。 對除塵下灰的處置,是旋風(fēng)除塵器運行管理的一部分,但目前旋風(fēng)除塵器使用部門只重視煙塵是否達(dá)標(biāo)情況,忽視對除塵下灰的處置管理。1.3除塵設(shè)備的選擇1.3.1除塵系統(tǒng)分類及特點 除塵系統(tǒng)按照除塵和通風(fēng)機在流程中的相對位置,可以分為負(fù)壓除塵系統(tǒng)和正壓除塵系統(tǒng)。 (1) 負(fù)壓除塵系統(tǒng)中,除塵器設(shè)置在通風(fēng)機之前(負(fù)壓段或吸入段)。其特點: 由于除塵器設(shè)置在通風(fēng)機之前,流過通風(fēng)機的氣體已經(jīng)經(jīng)過除塵,含塵量低。通風(fēng)機受磨損大大減低,運行壽命長,處理初濃度高的含塵氣體時,一般采用負(fù)壓除塵系統(tǒng)。除塵器和管道處于通風(fēng)機的負(fù)壓階段,容易吸入空氣,產(chǎn)生漏風(fēng)。負(fù)壓除塵系統(tǒng)的漏風(fēng)率為5%10%,加大了通風(fēng)機的風(fēng)量,增加了電耗。在負(fù)壓除塵系統(tǒng)設(shè)計中應(yīng)采用措施盡可能的減少除塵器和管道的漏風(fēng),以保證除塵器的良好運行。 (2) 正壓除塵系統(tǒng)中,除塵器設(shè)置在通風(fēng)機之后(正壓段或壓入段)。特點: 由于流過通風(fēng)機的含塵氣體未經(jīng)除塵器凈化,通風(fēng)機的葉輪和機殼易遭到粉塵磨損,因此,正壓除塵系統(tǒng)只適用于在氣體含塵濃度3g/m以下,粉塵磨損較弱,粉塵粒度小的條件下使用。除塵器處于通風(fēng)機的正壓段,不必考慮除塵器的漏風(fēng)附加率,通風(fēng)機電耗較低。除塵器的圍護(hù)結(jié)構(gòu)簡單,如正壓袋式除塵器的圍護(hù)結(jié)構(gòu)不需要密封,只要防雨即可,設(shè)備制造,安裝簡便,造價低。正壓除塵系統(tǒng)中,凈化后的氣體直接由除塵器排入大氣。除塵器有一定的消聲作用。1.3.2通過查閱可得1處理氣量Q:2600m3/h;2空氣密度:1.29kg/m3;3。粉塵密度c:1960kg/m3; 4??諝怵ざ龋?.810-5P.s。根據(jù)除塵系統(tǒng)的分類以及技術(shù)要求,最終選擇旋風(fēng)除塵器1.4旋風(fēng)除塵器概述 利用旋轉(zhuǎn)的含塵氣體所產(chǎn)生的離心力,將粉塵從空氣中分離出來的一種干式凈化設(shè)備,成為旋風(fēng)除塵器。旋風(fēng)除塵器應(yīng)用最為廣泛,其特點是結(jié)構(gòu)簡單,除塵效率較高,操作簡單,價格低廉。旋風(fēng)除塵器對于大于10m的較粗粉塵,凈化效率很高。但對于510m以下的細(xì)顆粒粉塵(尤其是密度小的顆粒粉塵)凈化效率較低,所以旋風(fēng)除塵器多用于粗顆粒粉塵的凈化,或多用于多級凈化的初步處理。1.5旋風(fēng)除塵器的優(yōu)缺點1.5.1旋風(fēng)除塵器 - 優(yōu)點 (1)旋風(fēng)除塵器內(nèi)部沒有運動部件。維護(hù)方便。 (2)制作、管理十分方便。 (3)處理相同風(fēng)量的情況下體積小,結(jié)構(gòu)簡單,價格便宜。 (4)作為預(yù)除塵器使用時,可以立式安裝,使用方便。 (5)處理大風(fēng)量時便于多臺并聯(lián)使用,效率阻力不受影響。 (6)可耐400高溫,如采用特殊的耐高溫材料,還可以耐受更高的溫度。 (7)除塵器內(nèi)設(shè)耐磨內(nèi)襯后,可用以凈化含高磨蝕性粉塵的煙氣。 (8)可以干法清灰,有利于回收有價值的粉塵。1.5.2旋風(fēng)除塵器的缺點 (1)卸灰閥如果漏損會嚴(yán)重影響除塵效率。 (2)磨損嚴(yán)重,特別是處理高濃度或磨損性大的粉塵時,入口處和錐體部位都容易磨壞。 (3)除塵效率不高(對捕集粒徑小于5um的微細(xì)粉塵和塵粒密度小的粉塵,效率較低),單獨使用有時滿足不了含塵氣體排放濃度的要求。 (4)由于除塵效率隨筒體直徑增加而降低,因而單個除塵器的處理風(fēng)量受到一定限制。.第二章 旋風(fēng)除塵器的設(shè)計2.1旋風(fēng)除塵器的結(jié)構(gòu)和工作原理 旋風(fēng)除塵器的結(jié)構(gòu)如圖2-1所示,由排灰管;圓錐體;圓筒體;進(jìn)氣管;排氣管;頂蓋等組成。 含塵氣體從進(jìn)氣口以較高的速度沿外圓筒的切線方向進(jìn)入時,氣流將由直線運動變?yōu)閳A周運動,并向上、向下流動,向上的氣流被頂蓋阻擋返回,向下的氣流在內(nèi)外圓筒間的筒體部位和椎體部位作自上而下的螺旋線運動。含塵氣體在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生很大的離心力,由于塵粒的慣性比空氣大很多倍,因此密度大于氣體的塵粒甩向器壁,塵粒一旦與器壁接觸后便失去慣性力而靠入口速度的動能和向下的重力巖壁下落,與氣體分離開,經(jīng)椎體排入集灰箱內(nèi)。旋轉(zhuǎn)下降的外旋氣流在圓錐部分運動時隨圓錐的外收縮而向除塵器中心靠攏,當(dāng)氣流達(dá)到椎體下端某一位置時便以同樣的旋轉(zhuǎn)方向從旋風(fēng)除塵器中部,形成一股由下轉(zhuǎn)向上的螺旋線運動。并經(jīng)內(nèi)圓筒向外排出,一部分未被捕集的塵粒也由此逃出。圖2-1旋風(fēng)除塵器 1排灰管;2圓錐體;3圓筒體; 4進(jìn)氣管;5排氣管;6頂蓋2.2旋風(fēng)除塵器的性能及其影響因素2.2.1 旋風(fēng)除塵器的性能指標(biāo) 除塵器性能包括流量Q、壓力損失和除塵效率,此外還應(yīng)包括設(shè)備的耐用年限以及維修難易等經(jīng)濟(jì)性能。 (一)流量Q 除塵氣體流量。除塵器流量為給定值,一般以體積流量表示。高溫氣體和不是一個大氣壓情況時必須把流量換算到標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài),其體積以m3(標(biāo))/min或m3(標(biāo))/h表示。在操作溫度、壓力下則取m3/min或m3/h即可。某些情況下,氣體的特性參數(shù)與空氣相近,其密度及黏度(黏滯系數(shù))可取空氣的值。 在濕度大的場合,即使有少許的溫度變化,由于水蒸氣凝結(jié)分離也會使氣體體積發(fā)生相當(dāng)大的變化,這一點應(yīng)當(dāng)注意。特別是當(dāng)計算除塵器排出濃度時,因為以干氣體體積或以濕氣體體積作為基準(zhǔn)時,濃度差別將很大,因此在計算中必須標(biāo)明使用什么基準(zhǔn)。 (二)壓力損失 除塵器的壓力損失是指含塵氣體通過除塵器的阻力,對除塵器的重要性能之一。其值當(dāng)然愈小愈好,因為風(fēng)機的功率幾乎與它成正比。除塵器的壓力損失和管道、風(fēng)罩等壓力損失以及除塵器的氣體流量為選擇風(fēng)機的根據(jù)。 除塵器的壓力損失,一般以除塵器主要部分的動壓(速度頭)的倍數(shù)來表示,其倍數(shù)稱為除塵器的阻力系數(shù)。除塵器的壓力損失一般表達(dá)式為: (2-1)式中 除塵器的壓力損失,Pa; 除塵器的阻力系數(shù),無因次; 操作溫度與壓力下的氣體密度,kg/m3; 通過除塵器的氣速,m/s。(三)除塵效率如圖2-2的除塵性能,圖2-2除塵性能示意圖通常用除塵效率來表示。它的表達(dá)式為: (2-2) (2-2a)式中 除塵效率,%; 除塵器進(jìn)口處的粉塵流入量,g/s; 除塵器出口處的粉塵流出量,g/s; 除塵器分離捕集的粉塵流量,g/s。如把含塵氣量換算成標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)的氣量則有: 式(2-2a)可變?yōu)槿缦滦问剑?設(shè),則 (2-2b)式中 除塵器進(jìn)口處的氣體含塵濃度,g/m3(標(biāo)); 除塵器出口處的氣體含塵濃度,g/m3(標(biāo)); 進(jìn)口處標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)的含塵氣量,m3(標(biāo))/s; 出口處標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)的含塵氣量,m3(標(biāo))/s。 粉塵濃度單位中的m3(標(biāo))是指含塵氣體在標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下的體積。 式(2-2)和式(2-2a)主要是在實驗室里,以人工方法供給粉塵,研究除塵器性能時使用的。而式(2-2b)是對運轉(zhuǎn)中的除塵器進(jìn)行粉塵采樣,供現(xiàn)場試驗時應(yīng)用的。 如果效率已知,從除塵器排入大氣的粉塵量,由式(2-2a)得出如下計算式: (2-3) 同理,排出氣體的含塵濃度,再者從可知,即使是在某一容許的定值下,如果處理的氣量增大時,也會出現(xiàn)(排放粉塵量)的絕對值增大的問題,這也可能使作業(yè)地點空氣中粉塵濃度超過最高允許濃度。 需要指出,除塵效率是對特定的粉塵、除塵器及其運轉(zhuǎn)條件而言的,缺乏一般性。 如果用分級除塵效率來表示,就能顯示一般性,能比較展現(xiàn)出除塵器的特點,它是按不同粒徑分別表示的除塵效率。 (四)分級除塵效率 除塵效率作為除塵器性能的局限性是很大的,它受塵粒大小的影響很大。就是說,即使在同一裝置、同一運行條件下,由于塵粒分散度的不同,其性能也有顯著的差別。分級除塵效率就能更好地反映除塵器的性能。 分級除塵效率如當(dāng)量粒徑用表示時,對于粒徑范圍在的粉塵的除塵效率,以表示。其數(shù)學(xué)表達(dá)式為: (2-4)或 (2-4a) 式中 進(jìn)口處平均粒徑為m,粒徑范圍在內(nèi)的粉塵量,g/s; 出口處平均粒徑為m,粒徑范圍在內(nèi)的粉塵量,g/s; 平均粒徑為m,粒徑范圍在內(nèi)的粉塵捕集量,g/s。 粉塵粒徑不同的分布規(guī)律,將對分級除塵效率產(chǎn)生不同的影響。而粒徑分布規(guī)律可以用粉塵的粒徑分布曲線(或為粒徑分散度)來表示。2.2.2 影響旋風(fēng)除塵器性能的主要因素 影響性能的主要因素: (一)幾何尺寸 旋風(fēng)除塵器的直徑、氣體進(jìn)口以及排氣管形狀和大小是旋風(fēng)除塵器性能的主要因素。 1.旋風(fēng)除塵器的直徑(筒體直徑) 一般,旋風(fēng)除塵器的直徑越小,旋轉(zhuǎn)半徑越小,粉塵顆粒所受的離心力越大,旋風(fēng)除塵器的除塵效率也就越高。但過小的筒體直徑,由于旋風(fēng)除塵器器壁與排氣管太近,造成較大直徑顆粒有可能反彈至中心氣流而被帶走,使除塵效率降低。另外,筒體太小容易引起堵塞,尤其是對于黏性物料。因此,一般筒體直徑不宜小于5075mm。工程上常用的旋風(fēng)除塵器的直徑(多管式旋風(fēng)除塵器除外)是在200mm以上。如今,旋風(fēng)除塵器的直徑也日趨大型化,已出現(xiàn)大于1000mm,甚至2000mmm的大型旋風(fēng)除塵器。 2. 旋風(fēng)除塵器高度 通常,較高除塵效率的旋風(fēng)除塵器,都有較大的長度比例。它不但使進(jìn)入筒體的塵粒停留時間增長,有利于分離,且能使尚未到達(dá)排氣管的顆粒,有更多的機會從旋流核心中分離出來,減少二次夾帶,以提高除塵效率。足夠長的旋風(fēng)除塵器,還可以避免旋轉(zhuǎn)氣流對灰斗頂部的磨損。但是過長的旋風(fēng)除塵器,會占據(jù)較大的空間,尤其對于內(nèi)旋風(fēng)除塵器來說,更受到設(shè)備內(nèi)部空間位置的限制。因此,提出了旋風(fēng)除塵器自然長度l這一概念。即從排氣管下端至旋風(fēng)除塵器自然旋轉(zhuǎn)頂端的距離 (2-5) 在設(shè)計中,旋風(fēng)除塵器的高度H,應(yīng)保證有足夠的自然長度,但大于自然長度的過長旋風(fēng)除塵器顯然也是不經(jīng)濟(jì)的。一般常取旋風(fēng)除塵器的圓筒段高度,=(1.52.0)。旋風(fēng)除塵器的圓錐體可以在較短的軸向距離內(nèi)將外旋流變?yōu)閮?nèi)旋流,因而節(jié)約了空間和材料。另外,在“自由旋轉(zhuǎn)區(qū)”采用圓錐型結(jié)構(gòu),旋轉(zhuǎn)半徑可逐漸變小,使切向速度不斷提高,離心力隨之增大,這樣,除塵效率將會隨離心力的增加而提高。圓錐體的另一個作用,是將已分離出來的粉塵微粒集中于旋風(fēng)除塵器中心,以便將其排入儲灰斗中。 旋風(fēng)除塵器的圓錐高度,直接與圓錐體的半錐角和錐體下端排灰口直徑有關(guān)。當(dāng)錐體高度一定,而錐體角度較大時,由于氣流旋流半徑很快變小,很容易造成核心氣流與器壁撞擊,使沿錐壁旋轉(zhuǎn)而下的塵粒被內(nèi)旋流所帶走,影響除塵效率。所以,半錐角不宜過大,另外,它還取決于粉塵顆粒的物理性質(zhì),一般30,或小于90減去粉塵的內(nèi)摩擦角。設(shè)計時常取為1315。 在旋風(fēng)除塵器氣流中,“自由旋流”的軸線通常是偏的,這個偏心度,根據(jù)實驗所側(cè)大約為。為防止由于核心旋流與錐壁接觸時將已分離下來的粉塵重新卷入核心旋流,而造成二次夾帶,要求排灰口直徑不得小于。對于較大的旋風(fēng)除塵器和在處理粉塵濃度較高的情況下,應(yīng)考慮能使粉塵順利排出的。即通過排灰口的粉塵的質(zhì)量流速不宜過大。這就需要設(shè)計較大的排灰口直徑。但排灰口直徑越大,則會有較多的氣體進(jìn)入灰斗,形成激烈的旋渦氣流,反而容易將已捕集的粉塵重新卷起,影響除塵效率。 設(shè)計中一般取 =(1/24/5) 圓錐高度 =(22.5) 3.旋風(fēng)除塵器進(jìn)口 (1)進(jìn)口型式 旋風(fēng)除塵器的進(jìn)口型式主要有軸向進(jìn)口和切向進(jìn)口兩種。切向進(jìn)口又分為螺旋面進(jìn)口、漸開線進(jìn)口及切向進(jìn)口。見圖2-3 圖2-3旋風(fēng)除塵器進(jìn)口 切向進(jìn)口為最普通的一種進(jìn)口型式,制造簡單,用得比較多。這種進(jìn)口型式的旋風(fēng)除塵器外形尺寸緊湊。 (2)進(jìn)口管的型式與位置 進(jìn)口管可以制成矩形和圓形兩種型式。但由于圓形進(jìn)口管與旋風(fēng)除塵器器壁只有一點相切,而矩形進(jìn)口管其整個高度均與筒壁相切。故一般多采用矩形進(jìn)口管。 矩形寬度和高度的比例要適當(dāng),通常長而窄的進(jìn)口管與器壁有著更大的接觸面。寬度越小,臨界粒徑越小,除塵效率越高。但過長而窄的進(jìn)口也是不利的。因為進(jìn)口太長,為了要保持一定的氣體旋轉(zhuǎn)圈數(shù)N,必須加長筒體,否則除塵效率仍不能提高。一般矩形進(jìn)口管高與寬之比為: =23; =(0.20.25); =(0.40.75) 水平進(jìn)口管的位置通常有兩種見圖2-4 圖2-4水平進(jìn)口管的位置 一種與旋風(fēng)除塵器的頂蓋相平,這有利于清除上旋流;另一種則與頂蓋由一定距離,這可使細(xì)粉塵富集在頂蓋下面的上旋流中,通過旁室將其送入主旋流進(jìn)一步分離,以減少短路機會 4.排氣管 常見的排氣管型式有直管型和收縮型兩種,如圖2-5所示: 圖2-5排氣管的基本型式 在相同的排氣管直徑下,下端采用收縮型式,既不影響旋風(fēng)除塵器的除塵效率,又可以降低阻力損失。所以,在設(shè)計分離較細(xì)粉塵的旋風(fēng)除塵器時,可考慮設(shè)計成這種型式的排氣管。 一定范圍內(nèi),排氣管直徑越小,則旋風(fēng)除塵器的除塵效率越高,壓力損失也越大。反之,除塵器的效率越低,壓力損失也越小。當(dāng)=2.53時,除塵效率達(dá)到最高點。如再增加(即減小排氣管直徑),除塵效率提高緩慢,但阻力系數(shù)急劇上升。所以在旋風(fēng)除塵器設(shè)計時,需控制D0/de在一定的范圍內(nèi),即排氣管直徑不能取得過小,以免帶來動能消耗過大的后果。一般常取=(0.30.5) 由于旋流是在排氣管與器壁之間運動。因此,排氣管的插入深度hc直接影響旋風(fēng)除塵器的性能。插入深度過大,縮短了排氣管與錐體底部的距離,減少了氣體的旋轉(zhuǎn)圈數(shù)N。同時也增多了二次夾帶了機會。排氣管插入深度過大,會增加表面摩擦,提高了壓力損失。但插入深度過小,或甚至不插入筒體,會造成正常旋流核心的彎曲,甚至破壞,使其處于不穩(wěn)定狀態(tài)。同時也容易造成氣流短路而降低除塵效率。因此,插入深度要適當(dāng),一般為0.8a。 5.灰斗 是旋風(fēng)除塵器設(shè)計中最容易被忽視的部分。一般都把它僅看作是排除粉塵的裝置。其實在除塵器的錐底處,氣流非常接近高湍流,而粉塵也正是由此排出。因此,二次夾帶的機會也就更多。再則,旋流核心為負(fù)壓,如果設(shè)計不當(dāng),造成灰斗漏氣,就會使粉塵的二次飛揚加劇,嚴(yán)重的影響除塵效率。常見兩種灰斗見圖2-6 圖2-6常見兩種灰斗(二)氣體常數(shù)對除塵性能的影響 1.氣流量的影響。 氣流量或者說除塵器入口氣流速度,對除塵器壓力損失,除塵效率都有著很大的影響。從理論上來說,旋風(fēng)除塵器的壓力損失與氣流量的平方成正比因而也和入口風(fēng)速的平方成反比(與實際有一定偏差) 入口流速增加,能增加塵粒在運動中的離心力,塵粒易于分離,除塵效率提高。除塵效率隨入隨入口口流速,平方根而變化,但是當(dāng)入口流速超過臨界值時,紊流的影響就比分離作用增加的更快,以致除塵器效率隨入口風(fēng)速增加的指數(shù)小于1;若流速進(jìn)一步增加,除塵效率反而降低。因此,旋風(fēng)除塵器的入口風(fēng)速宜選取1823m/s。 2.氣體含塵濃度的影響。 氣體的含塵濃度對旋風(fēng)除塵器的除塵效率和壓力損失都由影響。實驗結(jié)果表明,壓力損失隨含塵量增加而減少,這是因為徑向運動的大量塵粒拖拽了大量空氣;粉塵從速度較高的氣流向外運動到速度較低的氣流中時,能把能量傳遞給渦旋氣流的外層,減少其需要的壓力,從而降低壓力降。 由于含塵濃度的提高,粉塵的凝集與團(tuán)聚性的提高,因而凈化率有明顯提高,但是高的速度比含塵濃度增加的速度要慢得多,因此,排出氣體的含塵濃度總是隨著入口處的粉塵濃度的增加而增加 3.氣體含濕量影響。氣體的含濕量對旋風(fēng)除塵器的工況有較大影響4.氣體的密度、黏度、壓力、溫度對旋風(fēng)除塵器工況有較大影響。立即 氣體的密度越大,除塵效率越小。但是,氣體的密度和固體的密度幾乎可以忽略。所以,其對除塵效率的越小較之固體密度來說,也可以忽略不計。通常溫度越高,旋風(fēng)除塵器的壓力損失越小;氣體黏度的影響在考慮除塵器壓力損失時常忽略不計,但從臨界顆粒的計算公式中知道,臨界粒徑與黏度的平方根成正比。所以,除塵器效率的隨著氣體氣體黏度的增加而降低。由于溫度升高,氣體黏度增加,當(dāng)進(jìn)口氣速等條件保持不變時,除塵效率降低。氣流量為常數(shù)時,黏度對除塵效率的影響可按下式進(jìn)行近似計算: 式中,、為a、b條件下的總除塵效率,、為a。b條件下的氣體黏度。 (3) 粉塵的物理性質(zhì)對除塵器的影響 1.粒徑對除塵器的影響。較大粒徑的顆粒在旋風(fēng)除塵器中會產(chǎn)生較大的離心力,有利于分離。所以大顆粒所占百分?jǐn)?shù)越大,除塵效率越高。2.粉塵密度對除塵器性能的影響粉塵密度對除塵效率有著重要的影響。臨界粒徑或和顆粒密度的平方根成反比,密度越大或越小,除塵效率也越高。但粉塵密度對壓力損失影響很小,設(shè)計計算中可忽略不計。影響旋風(fēng)除塵器性能的因素,除上述外,除塵器內(nèi)壁粗糙度也會影響旋風(fēng)除塵器的性能。濃縮在壁面附近的粉塵微粒,會因粗糙的表面引起旋流,使一些粉塵微粒被拋入上升的氣流,進(jìn)入排氣管,降低了除塵效率。所以在旋風(fēng)除塵器的設(shè)計中應(yīng)避免出現(xiàn)沒有打光的焊縫,粗糙的法蘭連接點等。 (二)操作條件1.進(jìn)口氣速及氣體流量 (1)進(jìn)口氣速 在一定范圍內(nèi),進(jìn)口氣速越高,除塵效率也越高。這可由Rosin的臨界粒徑計算公式看出。進(jìn)口氣速越大,臨界粒徑越小,除塵性能越好。但氣速太高,氣流的湍動程度增加,二次夾帶嚴(yán)重。另外,氣速太高,粉塵微粒與器壁的摩擦加劇,粗顆粒(大于40m)粉碎,使細(xì)粉塵含量增加。過高的氣速,對具有凝聚性質(zhì)的粉塵也會起分散作用。這些均對除塵是不利的。氣體通過旋風(fēng)除塵器的壓力損失,和氣體的進(jìn)口速度的平方成正比。所以,進(jìn)口氣速過大雖除塵效率會稍有提高(有時不提高甚至下降),但壓力損失卻急劇上升,能量損耗大大增加。因此,在設(shè)計旋風(fēng)除塵器的進(jìn)口截面時,必須使進(jìn)口氣速為一適宜值。這樣既保證旋風(fēng)的除塵效率,又考慮到能量的消耗。其次,進(jìn)口氣速過大,也會加速旋風(fēng)除塵器本體的磨損,降低旋風(fēng)除塵器的使用壽命。一般取進(jìn)口氣速為1025m/s,最好不超過35m/s。(2)氣體流量Q氣體流量Q對總除塵效率的影響可近似用下式估算: (2-6)式中 、分別為條件、情況下的總除塵效率,%; 、分別為條件、情況下的氣體體積流量,m3/s。氣體流量變化時,分級除塵效率的修正,可在分級除塵效率曲線中,根據(jù)等除塵效率原則,按需求分級除塵效率曲線上的粒徑等于給定曲線的粒徑乘,從而得到需求的新的分級效率曲線。2.氣體的密度、黏度、壓力和溫度氣體的密度對除塵效率的影響可以在臨界粒徑計算公式中得以表明,即氣體密度越大,臨界粒徑亦越大,故除塵效率下降。但是,氣體的密度和固體密度相比,特別是在低壓下幾乎可以忽略。所以,其對除塵效率的影響較之固體密度來說,也可以忽略不計。通常溫度越高,旋風(fēng)除塵器壓力損失越小;氣體密度增加,壓力損失也增加。黏度的影響在計算除塵器壓力損失時常忽略不計。但從臨界粒徑的計算公式中知道,臨界粒徑與黏度的平方根成正比。所以除塵效率是隨著氣體的黏度的增加而降低。由于溫度升高,氣體黏度增加,當(dāng)進(jìn)口氣速等條件保持不變時,除塵效率也略有降低。氣體流量為常數(shù)時,黏度對除塵效率的影響可按下式近似計算: 式中 、分別為條件、條件下的總除塵效率,%; 、分別為條件、條件下的氣體黏度,kgs/m2。 需求分級除塵效率曲線上的粒徑等于給定曲線的粒徑乘,從而得到新的分級除塵效率曲線。氣體黏度變化,直接與溫度的改變有關(guān),因此必將引起實際流量的變化。所以在修正黏度時還需對氣體流量加以修正。3.氣體含塵濃度旋風(fēng)除塵器的除塵效率,隨粉塵濃度增加而提高。這是因為含塵濃度大時,粉塵的凝聚與團(tuán)聚性能提高,使較小的塵粒凝聚在一起而被捕集。另外,在含塵濃度大時,大顆粒向器壁移動產(chǎn)生一個空氣曳力,也會將小顆粒夾帶至器壁而被分離。大顆粒對小顆粒的撞擊也使小顆粒有可能被捕集。但值得注意的是,含塵濃度增加后除塵效率雖有提高,可是排氣管排出之粉塵的絕對量也會大大增加。總除塵效率隨含塵濃度的變化可用式(2-8)估算。 (2-8) 式中 、分別為、條件下的含塵濃度,g/m3(標(biāo))。粉塵濃度對旋風(fēng)除塵器的壓力損失有影響。處理含塵氣體的壓力損失要比處理清潔空氣時小,當(dāng)進(jìn)口塵濃度為12g/m3(標(biāo))時,壓力損失可以降低到近清潔氣體的60%。塵濃增至250g/m3(標(biāo))時,壓力損失下降緩慢,但在濃度超過50g/m3(標(biāo))時,壓力損失又迅速下降。這是因為氣體中即使含有少量顆粒,也會使氣體的內(nèi)摩擦力增加。由于分離到器壁的顆粒產(chǎn)生摩擦,使旋流速度降低,減小了離心力。因而,壓力損失也就下降。含塵濃度變化對壓力損失的影響,近似表示為: (2-9) 式中 含塵氣體的壓力損失,Pa; 清潔氣體的壓力損失,Pa; 進(jìn)口的粉塵濃度,g/m3(標(biāo))。(三)固體粉塵的物理性質(zhì)固體粉塵的物理性質(zhì)主要指顆粒大小、密度與粉塵的粒級分布。關(guān)于粉塵的粒級分布與旋風(fēng)除塵器的分級除塵效率關(guān)系,見分級除塵效率計算。1.固體顆粒大?。戳剑πL(fēng)除塵器性能影響較大粒徑的顆粒在旋風(fēng)除塵器中會產(chǎn)生較大的離心力,有利于分離。所以,在粉塵篩分組成中,凡大顆粒所占有的百分?jǐn)?shù)越大,總除塵效率越高。2.顆粒密度對旋風(fēng)除塵器性能影響粉塵單顆粒密度對除塵效率有著重要的影響。臨界粒徑計算式中,或和顆粒密度的平方根成反比,越大,或越小,除塵效率也越高。它們的關(guān)系是: 由上式所得的結(jié)果,按等除塵效率原則,在給定分級除塵效率曲線上做圖,即可求得新的分級除塵效率曲線。影響旋風(fēng)除塵器性能的因素,除上述外,除塵器內(nèi)壁粗糙度也會影響旋風(fēng)除塵器的性能。濃縮在壁面附近的粉塵微粒,可因粗糙的表面引起旋流,使一些粉塵微粒被拋入上升的氣流,進(jìn)入排氣管,降低了除塵效率。所以在旋風(fēng)除塵器的設(shè)計中應(yīng)避免沒有打光的焊縫,粗劣的法蘭連接點,設(shè)計不當(dāng)?shù)倪M(jìn)口等。旋風(fēng)除塵器軸心處具有很高的負(fù)壓,所以此處的泄漏程度對除塵效率有著一定的影響。在旋風(fēng)除塵器設(shè)計時,應(yīng)考慮排灰口及料腿的密封。另外,氣體的濕度(含濕量)過大將會引起粉塵黏壁,甚至堵塞。以致大大的降低旋風(fēng)除塵器的性能。第三章 除塵器結(jié)構(gòu)設(shè)計計算3.1 選擇旋風(fēng)除塵器的型式3.1.1 旋風(fēng)除塵器的分類 旋風(fēng)除塵器的種類繁多,分類方法也各有不同。(1)按其性能分類:可分類為高效旋風(fēng)除塵器。其筒體直徑較小,用來分離較細(xì)的粉塵,除塵效率在95%以上;高流量旋風(fēng)除塵器。筒體直徑較大,用于處理很大的氣體流量,其除塵效率為5080%;介于上述兩者之間的通用旋風(fēng)除塵器。用于處理適當(dāng)?shù)闹械葰怏w流量,其除塵效率為8095%。(2)按結(jié)構(gòu)型式分類,可分為長錐體、圓筒體、擴(kuò)散式、旁通型。(3)按組合、安裝情況分為內(nèi)旋風(fēng)除塵器(安裝在反應(yīng)器或其他設(shè)備內(nèi)部)、外旋風(fēng)除塵器、立式與臥式以及單筒與多管旋風(fēng)除塵器。(4)按氣流導(dǎo)入情況分類,可分為切向?qū)牖蜉S向?qū)?,氣流進(jìn)入旋風(fēng)除塵器后的流動路線反轉(zhuǎn)、直流,以及帶二次風(fēng)的形式,可概括地分為以下幾種。切流反轉(zhuǎn)式旋風(fēng)除塵器這是旋風(fēng)除塵器最常用的型式。含塵氣體由筒體的側(cè)面沿切線方向?qū)?。氣流在圓筒部旋轉(zhuǎn)向下,進(jìn)入錐體,到達(dá)錐體的端點前反轉(zhuǎn)向上。清潔氣流經(jīng)排氣管排出旋風(fēng)除塵器。根據(jù)不同的進(jìn)口型式又可以分為蝸殼進(jìn)口、螺旋面進(jìn)口、狹縫進(jìn)口。為提高捕集能力,把排出氣體中含塵濃度較高的氣體以二次風(fēng)形式引出后,經(jīng)風(fēng)機再重復(fù)導(dǎo)入旋風(fēng)除塵器內(nèi)。這種狹逢進(jìn)口的旋風(fēng)除塵器,按二次風(fēng)引入的方式又可分為切流二次風(fēng)和軸流二次風(fēng)。軸流式旋風(fēng)除塵器軸流式旋風(fēng)除塵器是利用導(dǎo)流葉片使氣流在旋風(fēng)除塵器內(nèi)旋轉(zhuǎn)。除塵效率比切流式旋風(fēng)除塵器低,但處理流量較大。根據(jù)氣體在旋風(fēng)除塵器內(nèi)的流動情況分為軸流反轉(zhuǎn)式、軸流直流式。軸流直流式的壓力損失最小,尤其適用于動力消耗不宜過大的地方,但除塵效率較低。它同樣可以把排出氣體含塵濃度較大部分(或干凈氣體)以二次風(fēng)的形式再導(dǎo)回旋風(fēng)除塵器內(nèi),以提高除塵效率,此即成為龍卷風(fēng)除塵器。龍卷風(fēng)除塵器按二次風(fēng)導(dǎo)入的形式可分為切流二次風(fēng)和軸流二次風(fēng)。3.1.2 旋風(fēng)除塵器的選用旋風(fēng)除塵器的性能包括有三個技術(shù)性能(處理風(fēng)量、壓力損失、及除塵效率)和三個經(jīng)濟(jì)指標(biāo)(基建投資和運轉(zhuǎn)管理費、占地面積、使用壽命)。在評價及選擇旋風(fēng)除塵器時,需全面考慮這些因素。理想的旋風(fēng)除塵器必須在技術(shù)上能滿足工藝生產(chǎn)及環(huán)境保護(hù)對氣體含塵的要求,在經(jīng)濟(jì)上是最合算的。在具體設(shè)計選擇型式時,要結(jié)合生產(chǎn)實際(氣體含塵情況、粉塵的性質(zhì)、粒度組成),參考國內(nèi)外類似工廠的實踐經(jīng)驗和先進(jìn)技術(shù),全面考慮,處理好三個技術(shù)性能指標(biāo)的關(guān)系。例如,在含塵濃度較高的化工生產(chǎn),諸如像流態(tài)化反應(yīng)、氣流輸送等,對于回收昂貴的細(xì)顆粒催化劑或其他產(chǎn)品,只要動力允許,提高捕集效率則是主要的。而對于分離顆粒較大的粗粉塵,就不需采用高效旋風(fēng)除塵器,以免帶來較大的動力損耗。計技術(shù)要求1 處理氣量Q:2600m3/h;2 空氣密度:1.29kg/m3;3 粉塵密度c:1960kg/m3;4 空氣黏度:1.810-5P.s。3.2 確定旋風(fēng)除塵器進(jìn)口速度一般情況下,進(jìn)口的風(fēng)速范圍是1025m/s,風(fēng)速過大會增大壓力損失,但是過低的話會大大降低除塵效率。所以,根據(jù)推薦:取=22m/s3.3 確定旋風(fēng)除塵器的幾何尺寸(3-1)圖3-1旋風(fēng)除塵器的幾何尺寸 由于矩形的進(jìn)口管其整個高度均與筒壁相切,而圓形進(jìn)口管與旋風(fēng)除塵器器壁只有一點相切,所以矩形的進(jìn)口比圓形更加優(yōu)越,故將旋風(fēng)除塵器的進(jìn)口設(shè)計成為矩形,即高為,寬度為,另外,由于整個旋風(fēng)除塵器的要求處理風(fēng)量為2600m3/h,所以將旋風(fēng)除塵器單體的處理風(fēng)量定為1300m3/h,則 (1)進(jìn)口面積=*=1300/(3600*22)=0.0164m3 根據(jù)比例關(guān)系,取,得到 =0.180m=180mm, =0.090m=90mm即旋風(fēng)除塵器單體的高度為180mm,寬度為90mm。 (2) 筒體尺寸根據(jù)比例關(guān)系,取=0.25,則=4=0.269m=360mm筒體長度h,取h=1.5,則 h=360*1.5=540mm (3)椎體尺寸椎體長度H-h,取H-h=2.0,則H-h=2*360=720mm排灰口直徑,取=0.25,則=0.25*360=90mm(4) 出口管直徑和插入深度 取出口管直徑=0.5,則=0.5*360=180mm 取插入深度=0.7,則=0.7*360=252mm3.4計算進(jìn)口過渡管、風(fēng)量匯集箱、出口過渡管的尺寸3.4.1計算進(jìn)口過渡管的尺寸 由于含塵氣體通過圓形氣體輸送管道進(jìn)入過渡管,然后再進(jìn)入到除塵器進(jìn)口,所以進(jìn)口過渡管設(shè)計為一端為圓形一端為矩形:取定氣體輸送管道中的速度為15m/s,對于圓形管道的氣體流量計算公式為: 對于矩形管道的氣體流量計算公式為: 式中: 氣體流量,m3/h; 圓形管道的內(nèi)徑,m;、矩形管道的邊長,m; 管道內(nèi)的氣體流速,m/s 。 因為進(jìn)口過渡管與兩個旋風(fēng)除塵器單體并排向連接,所以矩形那端的面積為兩個進(jìn)口面積之和,即為2=2*180*90,而且現(xiàn)在已經(jīng)確定了氣流進(jìn)入到了旋風(fēng)除塵器進(jìn)口的速度為22m/s,另外在進(jìn)入到進(jìn)口過渡管之前,即在氣流輸送管道中的速度為15m/s,又進(jìn)入到進(jìn)口過度管與流出的氣體的流量是相等的,所以可以得到下列關(guān)系: 3600*3.14/4*15=3600*2*0.18*0.09*22 由此等式可以求得=246mm 進(jìn)口過渡管的圓形端的直徑為246 mm取其長度為260mm。具體尺寸如圖3-2所示:圖3-2進(jìn)口過渡管的基本尺寸3.4.2計算風(fēng)量匯集箱的尺寸 由于兩個旋風(fēng)除塵器單體并聯(lián)然后接到風(fēng)量匯集箱,而每個旋風(fēng)除塵器的出口管直徑為均180,且兩個旋風(fēng)除塵器是并排放置,所以將風(fēng)量匯集箱的尺寸定為如圖3-3所示:圖3-3風(fēng)量匯集箱的基本尺寸其中,風(fēng)箱上、下蓋的形狀為矩形與半圓的組成,半圓所在圓的半徑R為360mm風(fēng)箱總長度為600mm,寬度為720 mm,體高度為200mm。3.4.3 計算出口過渡管的尺寸因為氣流從風(fēng)量匯集箱經(jīng)出口過渡管后進(jìn)入到圓形的氣流輸送管道,所以把出口過渡管設(shè)計成一端為矩形,另外一端為圓形,且與輸送管道連接的那端的直徑可以適當(dāng)?shù)脑O(shè)計大點有助于氣流的輸送。根據(jù)風(fēng)量匯集箱的尺寸,將出口過渡管的尺寸定為如圖3-4所示: 圖3-4出口過渡管的基本尺寸其中,與風(fēng)量匯集箱連接的矩形那端的尺寸為:長為720 mm寬為200mm;而與氣流輸送管道連接的那端圓形直徑為400mm。3.5 計算灰斗的尺寸因為兩并排放置的單筒旋風(fēng)除塵器的筒徑均為360 mm,以將灰斗的尺寸設(shè)計如3-5圖所示:圖3-5灰斗的基本尺寸其中,蓋板直徑為720mm,厚度為10mm,錐體高度為600mm,圓筒直徑6
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