CC BY
24
ХИМИЧЕСКИЕ ТЕХНОЛОГИИ
Для снижения пульсации давления в ПВД, обусловленной колебаниями плотности суспензии, целесообразно применить байпасные демпфирующие устройства или дросселирующие каналы, выравнивающие давление в роторе и патрубке щелока высокого давления перед их соединением. Теоретическое и расчетное обоснование дросселирующих каналов ПВД приведено в [2].
Библиографический список
1. Леонович, А.А. Основы научных исследований в химической переработке древесины / А.А. Леонович. - Л.: ЛТА, 1982. - 55 с.
2. Сиваков, В.П., Снижение вибрации питателя высокого давления / В.П. Сиваков, В.И. Музыкантова, И.А. Партин // Машины и аппараты целлюлозно-бумажного производства: Межвуз. сб.научн.тр. СПбГТУРП. - СПб, 2003. - С. 8-12.
ИСТОЧНИКИ КОЛЕБАНИЙ ЗАГРУЗОЧНОЙ ЦИРКУЛЯЦИИ УСТАНОВОК НЕПРЕРЫВНОЙ ВАРКИ цЕЛЛЮЛОзЫ
В.П. СИВАКОВ, проф. каф. машин и оборудования ц/б пром-сти УГЛТУ, д-р техн. наук, И.А. ПАРТИН, ст. преподаватель каф. машин и оборудования ц/б пром-сти УГЛТУ
Пульсации суспензии «щепа + щелок» в загрузочной циркуляции и колебания оборудования установок непрерывной варки целлюлозы вызываются следующими источниками: неравномерным расходом суспензии в циркуляционном насосе, питателе высокого давления и винтовом загрузочном устройстве; гидравлическими ударами от изменения скорости потока суспензии; отрывным течением в местных гидравлических сопротивлениях и турбулентностью суспензии. Вынуждающие силы от этих источников воздействуют как на технологический процесс, так и на техническое состояние оборудования. Частоты и амплитуды вынуждающих сил следует учитывать при расчетах трубопроводов фланцевых соединений, опорных конструкций, крепежных уплотнительных элементов загрузочной циркуляции.
Для центробежных насосов и роторных питателей высокого давления спектр частот генерируемых ими пульсацией определяется по уравнению
f= k ■ n ■ b, (1)
где k - номер гармоники (k = 1; 2; 3;...), n, об/с - частота вращения ротора, b - число лопастей рабочего колеса центробежного насоса или число тактов выдувки суспензии из карманов ротора питателя за оборот.
Винты загрузочных устройств возбуждают вибрацию с частотой
ш b • n • z, (2)
где bv - число заходов лопастей винта,
z - число патрубков загрузки и выгрузки винта.
Вынуждающие силы, создаваемые каждой из роторных машин, определяются по формуле
Fг=mг • Vг •шj,■ • cos(®- t). = 1 2- • - n (3) где m.. - неуравновешенная масса j-й машины, колеблющаяся на i-й частоте;
V.. - виброскорость колебаний j- й машины на i-й частоте;
ш - угловая частота i-х колебаний j-й машины;
t - фактор времени.
Вынуждающие силы от рядом расположенных машин, например, насоса циркуляционного и питателя высокого давления, создают результирующую силу
F (t) = F (F. • cos(Q;t); у/), i = 1, 2,., n, (4) где F. - амплитуда j - й вынуждающей силы; F - символ функциональной зависимости;
Qj - угловая частота колебаний j-й силы;
у. - угол между векторной j-й силой и направлением измеряемой вибрации. Сила F(t) совместно с силами от гидравлических ударов возбуждает вибрацию оборудования тракта загрузочной циркуляции.
В загрузочной циркуляции интенсивная вибрация возбуждается от реактивных сил при выдувке суспензии из карманов ротора в трубопровод. Реактивная сила Fp определяется по формуле [1]
ЛЕСНОИ ВЕСТНИК 8/2007
159
ХИМИЧЕСКИЕ ТЕХНОЛОГИИ
Fp - pV2 A^l 2(1 - cos в), (5)
где p - плотность массы;
V - скорость истечения массы через выгрузочное отверстие кармана ротора;
A - площадь поперечного сечения выгрузочного отверстия;
в - угол отклонения потока массы в выгрузочном отверстии.
Скорость истечения суспензии равна
V - П V2Р/Р , (6)
где п - коэффициент расхода суспензии;
Р - давление в питателе.
Вынуждающие силы от ударов проявляются в виде импульсов. Удары, как правило, возбуждают затухающую вибрацию.
Перегрузка суспензии в питателе из зоны низкого в зону высокого давления происходит с периодическим чередованием одно- и двухканальной выдувок. Это приводит к значительным периодическим изменениям скорости суспензии и сопровождается гидравлическими ударами.
Гидравлический удар представим в виде вынуждающей силы, приложенной в месте присоединения трубопровода загрузочной циркуляции к корпусу ВК. Периодически повторяющиеся импульсы вынуждающей силы могут быть представлены в виде функциональной зависимости:
FT - F(c;Ap;ro)
где FT - амплитуда вынуждающей силы;
с - скорость распространение ударной волны;
Ap - пульсация давления в суспензии; ю - частота изменений силы.
Скорость распространения ударной волны определяется по формуле Н.Е. Жуковского
с -
V1 + Ежd /( 8)
(7)
c
3
где с3 - скорость распространения звука в суспензии;
Еж - объемный модуль упругости суспензии;
Е - модуль упругости материала трубопровода;
d - диаметр трубопровода;
5 - толщина стенки трубопровода.
Скорость распространения звука в суспензии равна
Сз = л/ЕЖУ . (8)
где p - плотность суспензии.
Принимаем, что при одноканальной выгрузке суспензии скорость потока V1 не изменяется и равна начальной скорости V1 - V0, при двухканальной выгрузке суспензии скорость потока V2 - 0,5 V0. Чередование одно- и двухканальной выгрузки суспензии сопровождается неполным гидравлическим ударом. Пульсация давления при неполном гидравлическом ударе определяется по формуле [2]
ApH -р c (V0 - V2) cos ©t.
Анализ виброграмм питателя показывает, что гидравлический удар является не прямым, так как длительность времени перехода с одно- на двухканальную выгрузку происходит за некоторый период времени t3. Повышение давления при непрямом неполном гидравлическом ударе определяется по формуле [2]
А 2pl(V0 - V2)
ApHH - ----— cos ©t, (9)
где l - длина трубопровода тракта загрузочной циркуляции;
t3 - время перехода с одно- на двухканальную выгрузку.
При работе питателей высокого давления происходят временные закупоривания отдельных карманов технологической щепой. Закупоривание одного из карманов ротора питателя сопровождается кратковременным остановом потока суспензии (V2 - 0), что приводит к полному гидравлическому удару.
Давление при полном гидравлическом ударе Ap определяется по формуле [2]
* 2plV0
Ap -------- cos©t.
п t
(10)
Сила от гидравлических ударов в трубопроводе загрузочной циркуляции определяется по формуле
F - A p A
т г г
где A - площадь поперечного сечения трубопровода;
Ap. - пульсация давления в суспензии, ' A pг G [AРнH,AРп].
Импульсы вынуждающих сил от гидравлических ударов в трубопроводах загрузочной циркуляции достигают 4 кН при низкой частоте повторения.
160
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 8/2007
ХИМИЧЕСКИЕ ТЕХНОЛОГИИ
зочной циркуляции на частотах источников вынуждающих сил: 1 - на оборотной от выдувки суспензии из кармана ротора; 2 - на лопастной от выдувки суспензии из всех карманов ротора; 3, 4, 5 - на лопастной от насоса циркуляции суспензии, соответственно первой, второй и третьей гармоники
Импульсы давления от вынуждающих сил имеют полусинусоидальную форму [4]. Периодическая последовательность импульсов полусинусоидальной формы разлагается в следующий ряд Фурье
P а n
P(t) = -Pa- + £ [P„ cos(2n- ifp + p,)], (11)
П i=1
где Pan - величина импульса давления;
a - отношение продолжительности импульсов к периоду их повторения;
i = 1, 2,..., n - номер гармонической составляющей;
Рг. - угол сдвига фаз i-й гармонической составляющей;
Pa. - амплитуда i-й гармонической составляющей давления 4а • P
P=-----^— cos(,n • fp). (12)
ai n(4a2i -1) p
Местные гидравлические сопротивления возбуждают пульсации потока суспензии с частотой [3]
fM= V; Sh/D, (13)
где Vc - скорость потока суспензии;
Sh - число Струхаля;
D - диаметр сужения потока в местном сопротивлении.
Одним из критериев сил динамического воздействия на оборудование является вибрация. Характерные уровни вибрации горизонтального участка трубопровода загрузочной циркуляции установки непрерывной варки целлюлозы, измеренные в рабочем режиме, приведены на рисунке.
Максимальные уровни виброскорости трубопровода возбуждаются гидравлическими ударами от выдувки суспензии из каналов ротора. Снижение воздействия динамических сил на оборудование тракта загрузочной циркуляции будет способствовать повышению эксплуатационной эффективности установки непрерывной варки целлюлозы.
Библиографический список
1. Тордуа, Г.А. Машины и аппараты целлюлозного производства / Г.А. Тордуа. М.: Лесная пром-сть, 1986. - 440 с.
2. Киселев, П.Г. Гидравлика / П.Г. Киселев. - М.-Л.: Госэнергоиздат, 1963. - 424 с.
3. Самарин, А.А. Вибрации трубопроводов энергетических установок и методы их устранения / А.А. Самарин. - М.: Энергия, 1977. - 289 с.
4. Санников, А.А. Вибрация и шум технологических машин и оборудования лесного комплекса / А.А. Санников, В.Н. Старжинский, В.П. Сиваков и др. - Екатеринбург: УГЛТУ, 2006. - 484 с.
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 8/2007
161
