close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Разработка методов динамического расчета тракта загрузки котлов установок непрерывной варки целлюлозы

код для вставкиСкачать
На правах рукописи
ПАРТИН Илья Александрович
РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ ДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА
ТРАКТА ЗАГРУЗКИ КОТЛОВ УСТАНОВОК НЕПРЕРЫВНОЙ
ВАРКИ ЦЕЛЛЮЛОЗЫ
05.21.03 – Технология и оборудование химической переработки
биомассы дерева; химия древесины
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Екатеринбург 2018
2
Работа выполнена в Федеральном государственном образовательном
учреждении высшего образования «Уральский государственный лесотехнический университет» (ФГБОУ ВО УГЛТУ)
Научный
руководитель:
Сиваков Валерий Павлович
доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВО
«Уральский государственный лесотехнический университет», профессор кафедры технической механики и
оборудования целлюлозно-бумажных производств
Официальные
оппоненты:
Алашкевич Юрий Давыдович
доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВО «Сибирский государственный университет науки и технологий имени академика М.Ф. Решетнева», заведующий
кафедрой машин и аппаратов промышленных
технологий
Кокушин Николай Николаевич
доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВО
«Санкт-Петербургского государственного университета
промышленных технологий и дизайна», профессор
кафедры основы конструирования машин
Ведущая
организация:
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «Северный
(Арктический) федеральный университет им. М.В.
Ломоносова» (ФГАОУ ВО САФУ)
Защита состоится «29» марта 2018 г. в 13.00 на заседании диссертационного совета Д.212.281.02 при ФГБОУ ВО «Уральский государственный
лесотехнический университет» по адресу: 620100, г. Екатеринбург,
ул. Сибирский тракт, 37, к. 401
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке и на сайте ФГБОУ ВО
«Уральский
государственный
лесотехнический
университет»
(www.usfeu.ru).
Автореферат разослан «____» _____________ 2018 г.
Ученый секретарь
диссертационного совета,
доктор технических наук, доцент
Шишкина
Елена Евгеньевна
3
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность темы. В исследовании динамических процессов оборудования производства целлюлозы, преимущественное развитие получили вибрационные методы. Опыт применения вибрационных методов исследования динамических нагрузок выявил необходимость учета таких переменных факторов процесса загрузки сырья, как давление концентрации
суспензии «щепа – щелок», температура, образование и разрушение в питателях и трубопроводах пробок технологической щепы, процессы выравнивания давлений при перезагрузке суспензии в роторных машинах. Исследование динамических нагрузок трактов загрузочной циркуляции варочных котлов и разработка методов их снижения способствует предотвращению отказов и повышению эффективности работы оборудования.
Именно поэтому указанные задачи актуальны и современны.
Степень разработанности темы исследования. Исследование проблем гидродинамики волокнистых суспензий в ЦБП содержатся в работах
И.Д. Кугушева, О.А. Терентьева, В.С. Курова. В работах этих авторов дан
анализ физических представлений о распространении и затухании пульсации давления в гидравлическом оборудовании. Динамические характеристики гидроприводов, жидкостей в каналах гидросистем исследованы в работах С.В. Чаломея, В.И. Климова, А.В. Бывшева, Н. Освальда, И.Г. Камеля. В работах данных авторов исследованы процессы выравнивания давлений, динамической устойчивости трубопроводов, сжимаемости жидкостей
и суспензий. Вопросами вибрации, виброзащиты и технологической диагностики технологических машин, трубопроводов, гидравлических приводов занимались ученые: А.А. Самарин, А.А. Санников, Т.В. Башта. В
научных трудах этих авторов разработаны нормы вибрации, изложен общий подход к вопросам технической диагностики и виброзащиты машин и
трубопроводов.
Цель работы. Повышение эффективности работы оборудования загрузочной циркуляции котлов на основе разработки и исследования моделей образования и методов снижения динамических нагрузок и вибрации,
разработки методов динамического расчета оборудования.
Объектом исследования является оборудование загрузочной циркуляции котлов непрерывной варки целлюлозы.
Предмет исследования динамические нагрузки и вибрационные характеристики оборудования.
Научной новизной обладают.
1.Метод определения коэффициента перекрытия каналов ротора по
циклограмме ПВД.
2.Теоретическое обоснование зависимости размеров дроссельных проточек (каналов) ПВД от конструктивных и технологических параметров
ПВД при изотермическом сжатии суспензии.
4
3.Методика обоснования модели процесса коммутации суспензии
«щепа-щелок» между ПВД и трубопроводом загрузочной циркуляции ВК
при определении собственных частот колебаний суспензии в дроссельных
каналах (проточках).
4.Теоретическое и экспериментальное обоснование зависимости деформации суспензии «щепа-щелок» в экспериментальной установке при
варьировании факторов технологического процесса (времени, давления и
жидкостного модуля) в трехфакторном эксперименте.
5.Методика определения мощности привода насоса высокого давления
расходуемой на деформацию суспензии «щепа-щелок».
6.Устройство «Питатель высокого давления» для снижения динамических сил и вибрации. Новизна устройства подтверждена патентом 55374
Российской Федерации.
7. Устройство диспергирования суспензии «щепа-щелок» «Питатель
высокого давления». Новизна устройства подтверждена патентом 66747
Российской Федерации.
Теоретическая и практическая значимость исследования.
Теоретическая значимость представленной работы заключается в
математическом описании следующих методов: определения размеров
дроссельных проточек (каналов ПВД); обоснования процесса коммутации
суспензии между ПВД и трубопроводом загрузочной циркуляции; обоснования деформации суспензии в трехфакторном эксперименте; определения
мощности привода насоса, расходуемой на деформацию суспензии в загрузочной циркуляции.
Практическая значимость данной работы заключается: в разработке
алгоритмов расчѐта определяемых характеристик по указанным выше методам; разработке уточненного метода определения мощности привода
насоса высокого давления; разработке и внедрении вибродемпфирующих
опор трубопроводов; применение в учебном процессе бакалавров и магистров направления 15.03.02 «Технологические машины и оборудование»
методического указания «Динамические силы в трактах загрузочной циркуляции котлов целлюлозного производства и аналогичного оборудования», подготовленного по материалам данной работы; разработке
устройств для снижения динамических сил и вибрации оборудования, обладающих патентной новизной.
Методы исследований. Теоретические исследования основаны на
применении: прикладной теории механических колебаний; гидродинамики
волокнистых суспензий и гидросмесей; механики трубопроводов; теории
подобия; методов исследования гидравлического и коммутационного удара в гидротранспортных системах; прикладных методов расчета демпферов колебаний; методов математической статистики, методов измерения и
обработки вибрационных характеристик оборудования. Проверка работоспособности предложенных методов динамического расчета тракта загрузки ВК выполнена на лабораторной установке и при исследовании динамических процессов и нагрузок оборудования.
5
Достоверность результатов. Результаты исследований основаны на
фундаментальных положениях теории колебаний, теории подобия, вероятностно – статистических методах, методах оценки случайных погрешностей в измерениях, методах моделирования в научных исследованиях. Достоверность результатов исследований динамических нагрузок и вибрации
оборудования загрузочной циркуляции котлов по расчетным моделям подтверждается применением методов математической статистики для обработки опытных данных, оценкой погрешностей и экспериментальной проверкой расчетных частот и периодов вибрации оборудования.
Научные положения, выносимые на защиту:
1.Метод и алгоритм определения размеров дроссельных проточек (каналов) ПВД с учетом конструктивных и технологических параметров питателя высокого давления при изометрическом сжатии суспензии.
2.Метод исследования и алгоритм расчета переходных процессов
коммутации суспензии между ПВД и трубопроводом загрузочной циркуляции, позволяющие определять собственные частоты колебаний суспензии в дроссельных проточках (каналах).
3.Математическая зависимость деформации суспензии «щепа-щелок»
в модели ПВД и загрузочной циркуляции ВК от варьирования факторов
технологического процесса (давления, времени и жидкостного модуля).
4.Конструкция экспериментальной установки для исследования деформации суспензии «щепа-щелок» при сжатии.
5.Метод и алгоритм определения мощности привода насоса высокого
давления, расходуемой на деформацию суспензии «щепа-щелок» ПВД и
трубопроводе загрузочной циркуляции
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы
доложены на следующих межгосударственных (региональных) конференциях: научно-технической конференции студентов и аспирантов УГЛТУ, г.
Екатеринбург, 2002 г.; III Всероссийской научно- технической конференции студентов и аспирантов УГЛТУ, г. Екатеринбург, 2007 г.; Международной (региональной) научно – технической конференции «Вибрация и
диагностика», г. Екатеринбург, 2003 г., Леса России в ХХI веке: Материалы 4- международной научно - практической Интернет-конференции, г.
Санкт-Петербург, 2010 г.; Леса России в ХХI веке: Материалы 5- международной научно - практической Интернет-конференции, 2010 г.; Сборник
материалов II Всероссийской отраслевой научно-практической конференции, г. Пермь: Пермский ЦНТИ, 2014; Научное творчество молодежи –
лесному комплексу России: Материалы ХII Всероссийской научно- технической конференции, Екатеринбург, 2016 г.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 16 работ, в том
числе 6 работ в изданиях рекомендованных ВАК, 3 патента РФ.
Объем и структура диссертации. Диссертационная работа состоит
из введения, пяти глав, основных выводов и результатов исследований,
библиографического списка, включающего 116 наименований и приложе-
6
ний. Общий объем работы 187 страниц, в том числе 149 страниц основного
текста, 39 рисунков и 9 таблиц, 38 страниц приложений.
Ниже кратко излагается содержание глав диссертационной работы.
1. Состояние исследований динамической нагруженности
загрузочной циркуляции котлов и аналогичных установок
На основании литературного обзора, информации по неполадкам и
нарушениям технического состояния эксплуатируемого в отрасли технологического оборудования определены направления работы. Установлена
необходимость теоретического исследования динамических сил в трактах
подачи щепы и разработки методов динамического расчета сил от гидравлического и коммутационного удара при перегрузке суспензии в питателе
высокого давления, сил кинематического возбуждения от колебания агрегатных состояний транспортируемой суспензии «пробка щепы – линза щѐлока». Поставлена задача изучить процесс выравнивания давления в каналах ротора и патрубках корпуса питателя высокого давления для установления математической зависимости и динамического расчета и проектирования размеров дроссельной проточки корпуса питателя высокого давления. Для изучения влияния факторов технологического процесса на изменение плотности суспензии в питателе высокого давления при коммутации
поставлена задача разработать и изготовить экспериментальную установку
и провести полный факторный эксперимент.
В результате изучения состояния вопроса были определены следующие задачи исследования:
1.Разработать и исследовать циклограмму работы ПВД.
2.Разработать методы и алгоритмы расчета собственных и вынужденных частот колебаний оборудования тракта загрузочной циркуляции ВК.
Исследовать вибрационные характеристики работающего оборудования
тракта загрузочной циркуляции ВК.
3.Создать экспериментальную установку и выполнить экспериментальные исследования деформации суспензии «щепа - щелок».
4.Разработать методику определения размеров дроссельных проточек
(каналов) ПВД.
5.Исследовать влияние параметров деформации суспензии «щепа щелок» в ПВД и трубопроводе загрузочной циркуляции ВК на расход
мощности насоса высокого давления.
6.Разработать способы и технические устройства по снижению динамических сил и вибрации оборудования загрузочной циркуляции ВК.
7.Выполнить промышленную апробацию технических устройств для
снижения динамических сил и вибрации оборудования
7
2. Динамические силы в трактах подачи
технологической щепы в котел
Вынуждающие силы трактов подачи щепы в котлы в зависимости от
характера их проявления можно условно разделить на циклические, периодические и силы в виде удара. Гидравлический удар, основной источник
динамических сил, обусловлен конструкцией питателя высокого давления.
Удары происходят при перегрузке суспензии «щепа-щелок» из зоны низкого в зону высокого давления, а также при повороте каналов со щелоком
высокого давления под загрузку в зону низкого давления.
Конструктивно каналы 3 ротора выполнены так, что в поперечном сечении (рисунок 1, а), каждый канал имеет выгрузочное отверстие, соответствующее центральному углу 380. Перекрытие площадей отверстия канала
ротора и выгрузочного патрубка корпуса (рисунок 1, в) происходит за
угол выгрузки по графику, подобному графику полусинусоидальной зависимости. Циклический режим выгрузки суспензии «щепа-щелок» из канала ротора, при котором площадь поперечного сечения потока периодически полностью перекрывается, сопровождается гидравлическими ударами.
За оборот ротора из каждого k-го канала суспензия «щепа-щелок» выгружается два раза в загрузочную циркуляцию.
Рисунок 1 – Схема выгрузки суспензии из питателя высокого давления в загрузочную циркуляцию:
1 – корпус; 2 – ротор; 3 – канал ротора перед выгрузкой; 4 – выгрузочный патрубок корпуса
а – поперечное сечение питателя высокого давления по каналу ротора перед выгрузкой; б – последовательность перекрытия канала 3 и выгрузочного патрубка 4 при
повороте на угол выгрузки; в – график изменения площади перекрытия канала 3 и патрубка 4 при повороте ротора 3 на угол выгрузки
8
Динамические силы от перепада давления сглаживаются коэффициентом перекрытия при выгрузке суспензии из каналов ротора ПВД. Коэффициент перекрытия каналов ротора β определяем по формуле

Т  t1  t 2
,
T
(1)
где Т – угол поворота ротора за период выгрузки одного канала, град;
t1 – угол поворота ротора при двухканальной выгрузке, град; t2 – угол поворота ротора при двухканальной выгрузке, град.
Процесс быстрого сообщения (коммутации) канала ротора, заполненного жидкостью (суспензия «щепа - щелок»), имеющей низкое давление, с
патрубками ротора с жидкостью (щелоком) высокого давления, а также
процесс, протекающий в противоположном направлении, происходят с
большим (до 1,5 МПа) перепадом давления.
Вследствие этого в роторе питателя высокого давления возникают
кратковременные пульсации давления.
Режим выгрузки суспензии «щепа - щелок» из канала ротора показан
на рисунке 2.
Рисунок 2 – Схема выгрузки суспензии:
а – циклограмма выгрузки каналов; б – фрагмент загрузочной циркуляции котла;
в – расчетная система из пробок щепы и линз щелока в трубопроводе
1 – ротор; 2 – корпус; 3 – трубопровод; 4 – пробка щепы; 5 – линзы щелока mi;
6 – суспензия равномерной концентрации
Сила избыточного давления щелока выталкивает пробку из канала ротора в трубопровод участок ℓ1 (рисунок 2, б). Пробка из технологической
щепы в течение 3-5 циклов выгрузки сохраняет в трубопроводе свою
структуру, затем постепенно размывается. В трубопроводе чередуются
пробки из технологической щепы и линзы из щелока (рисунок 2,а).
Цикличность операций выгрузки щепы из каналов ротора в сочетании
с упругостью пробок щепы приводит к кинематическому возбуждению пе-
9
ремещений и сопровождается колебаниями системы «пробка щепы – линза
щелока». Поскольку объем и масса линз щелока на порядок больше объема
и массы пробок щепы, в модели на рисунке 2,в пробки щепы рассматриваются как безмассовые, обладающие жесткостью и силами трения.
В расчетной модели (рисунок 2, в) принимаем, что в трубопроводе не
диспергированы только три пробки (пружины) и две массы m2 и m3. Приняв массы m1 и m4 как закрепленные и пренебрегая дополнительными перемещениями от упругих сил между m2 и m4 собственные частоты колебаний первого и второго тона определяются по формулам
c
ƒ1 =
;
(2)
m
ƒ2 =
3c
m
(3)
где с - жесткость пробки.
Характерные уровни вибрации горизонтального участка трубопровода
загрузочной циркуляции расчетных частотах проявления динамических
сил, измеренные в рабочем режиме, приведены на рисунке 3.
Рисунок 3 – Уровни виброскорости загрузочной циркуляции на частотах источников вынуждающих сил, где 1 – оборотной ротора; 2– гидроударов в канале ротора;
3 – перекладки нагрузки по телам качения одного ряда подшипников; 4 – тоже по телам
качения первого и второго рядов двухрядного подшипника; 5, 6, 7, 9 – лопастной от
насоса циркуляции соответственно первой, второй, третьей и четвертой гармоники;
8, 10 – упругого расширения – сжатия пробок щепы соответственно первая и вторая
гармоники
Снижение воздействия динамических сил на оборудование тракта загрузочной циркуляции будет способствовать повышению его эксплуатационной эффективности.
10
3. Анализ процессов выравнивания давления в каналах ротора
и патрубках корпуса питателя
Для исследования выравнивания давления в каналах применен метод
динамического расчета дросселирующих элементов. Углы поворота ротора
относительно загрузочного и выгрузочного патрубков корпуса питателя
высокого давления показаны на рисунке 4.
Рисунок 4 – Схема характерных углов поворота ротора при коммутации с дросселированием суспензии:
1 – корпус питателя высокого давления;
2 – ротор; 3 – канал; 4, 6 – патрубки соответственно загрузки и выгрузки суспензии;
5 – дроссельная проточка; φ0, φ1 – углы поворота ротора соответственно в начале и конце герметизации канала; φ2, φ3 – то же в начале и середине выгрузки; φп – угол дроссельной проточки; φв – центральный угол выгрузки; φг – угол
герметизации канала ротора в корпусе
Разработан метод расчета и исследовано уравнение линейного увеличения давления в канале ротора при дросселировании в режиме соединения с патрубком высокого давления:
  1
Р = Р0 + (Рв – Р0)
=P(φ)
(4)
 2  1
где Р0 - давление в момент разобщения канала ротора с патрубком низкого давления; Рв - давление в момент сообщения канала ротора с патрубком
трубопровода высокого давления; Р-давление в произвольный момент
времени t; φ1 ,φ2 - углы поворота ротора в момент соединения соответственно канала ротора с дросселирующим каналом (конец герметизации) и
канала ротора с патрубком тракта выгрузки (начало выгрузки); φ - произвольный угол поворота ротора в пределах дуги (φ2 – φ1 ).
Дифференциальное уравнение при линейном нарастании давления
dP P2  P1

d  2  1
(5)
где Р2, Р1 - давление в канале ротора при углах поворота φ1 ,φ2, соответственно.
Увеличение давления от изменения площади поперечного сечения
дросселирующей проточки определяется уравнением массопереноса между каналом ротора и трубопроводом высокого давления.
11
М = М0 + Мд
(6)
где М, М0 – масса суспензии в канале ротора соответственно в произвольный момент времени дросселирования и в момент разобщения с патрубком низкого давления; Мд – масса суспензии в дросселирующей проточке
Учитывая, что М = ρ V; Mд = ρ Vд; Mo = ρo Vo;, при дифференцировании по
времени получено:
d dP  oVo
dV dV Д
=0
(7)




dP d  2
dt
dt
где ρ, ρo, V, Vд, Vo - соответственно плотности и объемы суспензии.
Зависимость площади поперечного сечения дросселирующего элемента от конструктивных и эксплуатационных параметров питателя высокого
давления для изотермического процесса с учетом примеси газовой фазы в
суспензии определялась по формуле:


 

 
2 P2 1 





PV
mP
1


r  Д

П 
SД =  o  2o   
(8)


n    P







где n – число дроссельных проточек в корпусе для одного канала ротора;
φп – угол дроссельной проточки, град.; m – отношение объема нерастворенного газа в суспензии к объѐму суспензии в канале ротора; β – фактор
сжатия суспензии, м2/Н; r – расстояние от оси ротора до геометрического
центра дросселирующей проточки, м; μД – коэффициент расхода суспензии через дросселирующую проточку; ω – угловая скорость ротора питателя , рад/с.
Графики зависимости SД от конструктивных и эксплуатационных параметров питателя высокого давления, рассчитанные по (8) приведен на
рисунке 5.
Рисунок 5 – Графики к расчету
дросселирующей проточки
1   1  0,3 10 6 м 2 / Н ;
2   2  0,4 10 6 м 2 / Н ;
3   1  0,5  10 6 м 2 / Н
12
Для расчета частоты собственных колебаний суспензии при выравнивании давлений в дроссельных проточках и каналах применена следующая
модель (рисунок 6). Загрузочный патрубок 1 (патрубок нагнетания), представлен в виде большой камеры объемом V2 и давлением p2 , замкнутый
канал ротора 2 – в виде камеры меньшего объема V1 и давления p1. Патрубок 1 и камера 2 соединены дроссельным каналом 3.
Рисунок 6 – Расчетная схема ПВД с дроссельным каналом
1 – загрузочный патрубок (патрубок нагнетания); 2 - замкнутый канал ротора;
3 – дроссельный канал
Диаметр дроссельного канала принят значительно меньшим его длины. Рассмотрен переходный процесс при длине дроссельного канала dl =1
площадью поперечного сечения S и объеме жидкости массой М. При перемещении суспензии из полости V2 в канал ротора V1 происходят гидравлические потери энергии действующей в патрубке нагнетания. Элементарный объем жидкости под действием разности давлений (p2 – p1) переместится на величину х вправо, что соответствует сжатию объема V1 на величину ΔV=S · x.
Давление в объѐме V1 канала ротора повысится.
Sx
Δp1=
· Ec
(9)
V1
где Ес - модуль упругости суспензии.
Соответственно давление в патрубке нагнетания объемом V2 уменьшится
Sx
Δp2= · Ec
(10)
V2
где знак минус означает, что в объѐме V2 происходит понижение давления.
Из (9) и (10) следует, что в направлении оси X на суспензию, содержащуюся в дроссельном канале 3 массой M, действует сила упругости амплитудное значение которой равно:
S 2  Ec
F=
· (1+V1/V2)·x
(11)
V1
13
Масса М суспензии колеблется около положения равновесия между
обеими камерами с собственной частотой равной:
1
f0 =
(12)
( S2  E c / V1    S   )( 1  V1 / V2 )
2
С учетом скорости распространения звука в жидкости υ2 = Ec/ρ
а также учитывая, что V1 << V2 формулу (12) перепишем в следующем виде:
f0 = υ/2π S / V1
(13)
Метод расчета f0 применен при разработке питателя высокого давления с регулируемыми дроссельными каналами защищенного патентом
№55374РФ.
4. Экспериментальные исследования изменения плотности
суспензии в питателе высокого давления при коммутации
При расчете масштабов подобия деформацию суспензии в канале ротора (натуре) и экспериментальной установке (модели) принимаем одинаковыми следующие условия: компоненты суспензии натуры и модели, безразмерные зависимости между напряжениями и деформациями, а так же
схемы нагружения. В качестве оценки соответствия свойств модели и исследуемых по ней свойств процесса деформации суспензии в ПВД, принимаем критерии воспроизводимости, значимости и адекватности уравнения
регрессии экспериментальных исследований. По методу анализа размерностей определены масштабы подобия формы, координат, напряжений и сил
между натурой и моделью.
Исследование изменения деформации сжатия суспензии производилось при варьировании трех основных факторов в следующих уровнях:
время Z1 = 10…20с; давление Z2 = 1…1,2 МПа; жидкостной модуль суспензии Z3 = 4,5…7,7дм3/кг. Пределы изменения основных факторов соответствуют режиму работы питателя высокого давления.
Суспензия заданного жидкостного модуля загружалась в испытательный цилиндр (рисунок 7) стенда. При деформации суспензии происходит
усадка объема суспензии по высоте ε. Испытательный цилиндр рассчитан
на давление 30 МПа, а максимальное давление в модели 2 МПа. Поэтому
принимаем, что испытательный цилиндр не деформируется.
Расчет относительного изменения деформации сжатия (ε, %) суспензии в опытах производился по усадке суспензии по формуле:
ε = (∆ уm / ym )∙ 100 , %
(14)
где ∆ уm –перемещение штока (усадка суспензии), мм; ym – начальная
высота суспензии в цилиндре до опыта.
14
Рисунок 7 – Схема к расчету изменения
плотности суспензии в испытательном цилиндре:
1 – суспензия;
2 – корпус цилиндра;
3 – микрометр;
4 – поршень;
5 – динамометр;
6 – винтовое нагружающее устройство;
7 – штатив;
Fm – нагрузка на поршень
Исключение «грубых ошибок» измерений в опытах производилось
по критерию Стъюдента. По критерию Кохрена, при доверительной вероятности 0,9 установлена воспроизводимость эксперимента.
По методу полного факторного эксперимента определено уравнение линейной регрессии:
ε = 7,875 + 0,375х1 + 0,625х2 – 0,875х3
(15)
По критерию Фишера установлено, что уравнение (15) адекватно
определяет исследуемую функцию. Показано, что при объемном сжатии
деформация суспензии возрастает с увеличением времени сжатия, внешнего давления и снижением жидкостного модуля суспензии.
Деформацию суспензии по высоте в канале ротора при сжатии определяем по формуле
Δy = Vy ∙ Δym
(16)
где V y – масштаб геометрического подобия канала ротора и модели, Δym –
деформация суспензии в модели. Для центра плана эксперимента
Δy=52мм.
Относительная деформация определена по формуле
y  100
ε=
= 7,7%
(17)
y
где y - высота суспензии в канале ротора.
Жидкую фазу суспензии рассматриваем как несжимаемую. Тогда при
деформации сжатия уменьшается объем только твердой фазы (щепы). Отношение объемов щелока и щепы с постоянными свойствами для одного
жидкостного модуля суспензии величина постоянная. Объем технологической щепы Vmщ в модели до деформации суспензии при жидкостном модуле Д4,5 =4,5дм3/кг
Vmщ = Vm/2,88=2,72∙ 10-4 м3
(18)
-4 3
где Vm = 7,84∙ 10 м – объем суспензии в модели; 2,88-отношение объемов
щелока и щепы при Д4,5.
15
Уменьшение объема суспензии при деформации сжатия.
∆Vm =
  d 2m
4
∙∆ℓm = 9∙10-5 м3 .
(19)
dm = 0,08м – внутренний диаметр канала модели; ∆ℓm=0,018м- минимальная
высота суспензии в модели, зафиксированная в эксперименте.
Объем Vmщ1занимаемой щепой в модели после деформации сжатия
при несжимаемой жидкой фазе суспензии
Vmщ1 = Vmщ - ∆Vm = 1,82 ∙ 10-4 м3 .
(20)
Масса технологической щепы mmщ до и после деформации сжатия в
модели постоянна, так как объем суспензии герметизирован.
mmщ = ρ1 ∙ Vmщ1 = 0,114 кг.
(21)
3
где ρ1 = 418 кг/м – плотность пропаренной древесины.
Плотность технологической щепы ρmщ1 после деформации сжатия в
модели
ρmщ1=
mmщ
Vmщ1

0.114
=626кг/м3.
4
1.82  10
(22)
После деформации сжатия суспензии в модели плотность технологической щепы в модели увеличивается на ∆ρmщ.
∆ρmщ = (
 mщ1  1
626  418
) ∙100=49,8%.
) ∙100= (
418
1
(23)
5. Методы снижения динамических нагрузок и вибрации в тракте
подачи щепы варочного котла
Для снижения гидравлических ударов в трубопроводах загрузочной
циркуляции варочных котлов разработаны конструкции питателей высокого давления с дросселирующими проточками и с регулируемым дроссельным каналом (рисунок 8). Расчетами установлено, что в питателе с дросселированием период выравнивания давления при коммутации увеличивается в 1,3 – 2,5 раза, а максимальное давление снижается с 1,6 МПа до 1,48
МПа по сравнению с питателями с дросселирующими проточками.
Для устранения сил кинематического возбуждения системы «пробка –
щепы – линза щелока» в загрузочной циркуляции устанавливаем в питателе высокого давления конфузор с расширительной камерой. В расширительной камере происходит активное перемешивание щепы в щелоке, концентрация суспензии выравнивается. В результате колебания сырья на
собственных частотах системы «пробка щепы - линза щелока» значительно
снижаются. Устройство защищено патентом № 66747 РФ.
16
Рисунок 8 – Схема выравнивания давлений в канале ротора и трубопроводе питателя: а – питатель с проточками; б – график выравнивания давления проточками;
в – питатель с дроссельным каналом; г – график выравнивания давления дросселированием; 1– корпус; 2– ротор; 3– проточка; 4 – демпфер; 5 – дроссель
В целом виброзащитные устройства снижают вибрацию трубопровода
до допустимых уровней.
Насос высокого давления потребляет мощность не только на транспортирование, но и на деформацию суспензии.
Среднюю мощность, расходуемую на деформацию и трение одной дозы суспензии в трубопроводе, определим по формуле:
NТС =
QТ
12 .1  10 3
=
= 0,58 кВm
2.1  10
nT t m min
(24)
где tm min – минимальное время деформации суспензии в модели;
nТ – масштаб подобия времени сжатия суспензии в трубопроводе и модели;
QТ – работа силы, расходуемая на сжатие и преодоление трения одной дозы суспензии в канале трубопровода.
Потребляемая мощность, расходуемая на деформацию при сжатии z
доз суспензии в трубопроводе:
Nд = NТС · z = 0,58 ∙ 7 =4,1 кВm
(25)
где z– максимальное число деформируемых доз суспензии в трубопроводе
за период в (10-20с).
Потребная мощность циркуляционного насоса при установившемся
режиме работы:
17
N п.н. 
  g  П  hп
60
N д =28,5кВт ,
(26)
где Nд = 4кВт – потребляемая мощность деформации суспензии;
ρ = 1050кг/м3 – плотность суспензии; g = 9,81м/с2 – ускорение свободного
падения; П = 5,1м3/мин – производительность насоса; hn = 0.28МПа – потери напора.
Отметим, что в предшествующих методах расчета насосов, мощность,
потребляемая на деформацию суспензии, не учитывалась, а компенсировалась на основе завышенных опытных коэффициентов.
ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ
1. По анализу сил, действующих на оборудование тракта загрузочной циркуляции ВК, установлено, что наибольшие динамические нагрузки возникают при гидравлических ударах в период перекачивания суспензии
из зоны низкого в зону высокого давления. Гидравлические удары вызывают колебания суспензии в трубопроводе и колебания пролетов трубопровода загрузочной циркуляции ВК. Определены направления снижения динамических нагрузок и вибрации оборудования для применения в проектных разработках.
2. Метод исследования переходных процессов коммутации суспензии
между ПВД и трубопроводом загрузочной циркуляции применен для
определения собственных частот колебаний суспензии в дроссельных
проточках (каналах). Установлены аналитические и графические зависимости затухания колебаний массы суспензии в дроссельных проточках (каналах), что использовано при выборе «гребенчатых» конструкций
проточек, обладающих повышенным затуханием колебаний.
3. На экспериментальной установке исследована деформация суспензии
при сжатии. Установлена математическая зависимость деформации суспензии в модели ПВД и загрузочной циркуляции ВК. Установлено, что
деформация суспензии возрастает пропорционально времени сжатия и
давлению и обратно пропорциональна жидкостному модулю. Выявленные параметры деформации суспензии применены для уточнения расчетов насосов высокого давления и устройств снижения вибрации оборудования.
4. Для определения мощности, потребляемой насосом высокого давления
на деформацию суспензии в трубопроводе загрузочной циркуляции,
произведен переход от параметров деформации суспензии в экспериментальной установке к ПВД и трубопроводу загрузочной циркуляции
ВК. В качестве передаточной функции применены масштабы теории подобия. Определена мощность, потребляемая насосом высокого давления,
и деформация суспензии в трубопроводе загрузочной циркуляции. Ранее
18
мощность, потребляемая насосом высокого давления на деформацию
суспензии в трубопроводе загрузочной циркуляции, не определялась, а
учитывалась завышенным коэффициентом из опыта эксплуатации.
5. Разработаны методы снижения динамических нагрузок трубопроводов
циркуляции ВК, которые применены при разработке устройств защищенных патентами РФ: питатель высокого давления № 55374; питатель
высокого давления № 66747.
6. Метод снижения динамических нагрузок трубопроводов циркуляции ВК
реализован в конструкции демпфирующей опоры горизонтального трубопровода. Опора изготовлена и опробована на Новолялинском ЦБК.
Вибрация трубопровода снижена на 19…20 %.
7. Разработанные методы динамического расчета тракта загрузки варочных
котлов рекомендуется применять при проектировании и модернизации
оборудования для снижения динамических нагрузок и вибрации.
ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ
В изданиях, рекомендованных ВАК Минобрнауки РФ:
1. Сиваков В.П., Партин И.А., Партин А.И. Зависимость плотности суспензии от факторов коммутации в питателях высокого давления // Вестник Московского государственного университета леса: Лесной вестник.
№ 8(57). 2007. - С. 156 – 161.
2. Сиваков В.П., Партин И.А. Динамические процессы в питателе высокого давления при выгрузке // Известия высших учебных заведений Лесной журнал, 2011, № 1.- С. 117- 121.
3. Сиваков В.П., Партин И.А. Демпфирующие опоры трубопроводов варочных котлов // Известия высших учебных заведений - Лесной журнал,
2013, № 1.- С.153 – 158.
4. Сиваков В.П., Партин И.А. Кинематические силы процесса выгрузки
суспензии из питателя //Известия высших учебных заведений - Лесной
журнал, 2013, № 3.- С. 152 – 156.
5. Сиваков В.П., Партин И.А. Критерии подобия модели деформации суспензии в питателе высокого давления //Известия высших учебных заведений - Лесной журнал 2013, № 4.- С.106 – 110.
6. Сиваков В.П., Панычев А.П., Партин И.А., Кашапов И.К. Мощность
привода насоса загрузочной циркуляции варочного котла, расходуемая
на деформацию суспензии в питателе // Известия высших учебных заведений - Лесной журнал, 2016, № 4.- С.166 – 174.
19
Патенты:
7. Пат. 55374 РФ, Питатель высокого давления / В.П. Сиваков, И.А. Партин и др. (Россия). - №2006106369/22; Заявлено 28.02.2006; Опубл.
10.08.2006. Бюл. № 22.
8. Пат. 57257 РФ, Бункер / В.П. Сиваков, И.А. Партин и др. (Россия). - №
2006115039/22; Заявлено 02.05.2006; Опубл. 10.10.2006; Бюл. № 28.
9. Пат. 66747 РФ, Питатель высокого давления / В.П. Сиваков, И.А. Партин и др. (Россия). - № 2007115448/22; Заявлено 23.04.2007; Опубл.
27.09.2007 Бюл. № 27.
В статьях и материалах конференций:
10. Сиваков В.П., Партин И.А., Партин А.И. Зависимость плотности суспензии от факторов коммутации в питателях высокого давления // Целлюлоза. Бумага. Картон. № 1. 2007. - С. 38 – 40.
11. Партин И.А., Сиваков В.П. Динамические воздействия в трактах подачи технологической щепы в котел // Вибродиагностика, триботехника,
вибрация и шум: монографический сборник.- Екатеринбург: УГЛТУ,
2009. - С. 204 – 207.
12. Партин И.А., Сиваков В.П. Критерии подобия модели для исследования процесса деформации суспензии в питателе высокого давления /
В.П. Сиваков // Леса России в ХХI веке : Материалы 4- международной
научно - практической Интернет-конференции. Июль 2010 г.: СПбГЛТА, 2010 – С.176 -179.
13. Партин И.А. Силы кинематического возбуждения при выгрузке суспензии из питателя // Леса России в ХХI веке: Материалы 5- международной научно-практической Интернет-конференции. Октябрь 2010 г.:
СПбГЛТА, 2010. – С.188 -192.
14. Кашапов И.К., Партин И.А., Сиваков В.П. К вопросу о расчете мощности привода насоса высокого давления загрузочной циркуляции варочного котла // Сборник материалов II Всероссийской отраслевой научнопрактической конференции. - Пермь: Пермский ЦНТИ, 2014, С. 135-138.
15. Партин И.А. Варочное оборудование и методы исследований его динамической нагруженности // Сборник материалов Всероссийской научно-практической конференции. - Чита: Забайкал. гос. ун-т, 2016,
С. 37 – 40.
16. Степанова Е.Н., Партин И.А., Сиваков В.П. Влияние площади открытия каналов ротора на характеристики потока суспензии в питателе //
Научное творчество молодежи – лесному комплексу России: матер. ХII
Всерос. науч.-техн. конф. - Екатеринбург: Урал. гос. лесотех. ун-т, 2016.
– ч.I. - С. 198 – 200.
20
Просим принять участие в работе диссертационного Совета или
прислать Ваш отзыв на автореферат в двух экземплярах
с заверенными подписями по адресу:
620100, г. Екатеринбург, ул. Сибирский тракт, 37, УГЛТУ,
диссертационный совет Д.212.281.02,
e-mail: d21228102@yandex.ru
Подписано в печать ____________. Объем 1 авт.л. Заказ № ____. Тираж 100 экз.
620100, г. Екатеринбург, Сибирский тракт, 37,
ФГБОУ ВО «Уральский государственный лесотехнический университет»,
Отдел оперативной полиграфии
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
3
Размер файла
742 Кб
Теги
непрерывного, методов, установок, разработка, котлов, загрузка, трактат, целлюлозы, расчет, динамическое, варки
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа