工业清灰装置设计【旋风除尘器】【含CAD图纸】
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- 内容简介：
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湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题 目： 工业清灰装置设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2010962922 姓 名： 刘 鹏 指导教师： 李 卫 完成日期： 2014年5月16日 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）任务书设计（论文）题目： 工业清灰装置设计 学 号： 2010962922 学生姓名 刘 鹏 专 业： 机械设计制造及其自动化 指导教师姓名： 李 卫 系主任： 刘柏希 1、检索国外工业清灰装置设计的发展动态，分析国内的现状； 2、完成工业清灰装置系统方案选择； 3、完成系统中工业清灰装置结构设计； 4、总结系统工业清灰装置设计的体会和收获； 5、完成毕业设计说明书的文稿工作，要求：总字数不低于一万字，使用A4编辑及打印（任务书双面打印一张，鉴定意见表双面打印三张）； 6、技术图纸：零件图1张（0号）、装配图1张（0号）； 7、翻译英文技术资料：翻译国外工业清灰装置系统（或相关课题）开发及研究的英文资料。要求：3000单词，复印原稿与翻译(打印)稿同册装订。 二、重点研究的问题： 系统中工业清灰装置结构设计； 三、进度安排 各阶段完成的内容起止时间1资料检索、查询2014年2月20日 3月5日2系统总体方案构思及设计2014年3月 6日 3月15日3完成系统方案选择设计2014年3月16日 3月31日4完成结构部分设计； 2014年4月 1日 4月15日5完成系统控制部分设计；2014年4月16日 4月30日6毕业设计说明书撰写、图纸绘制编辑2014年5月1日 5月20日7交毕业设计说明书和图纸，答辩准备2014年5月21日 5月25日四、应收集的资料及主要参考文献1璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第七版.M.北京：高等教育出版社，2001 2金国淼等.除尘设备(化工设备设计全书).M.北京： 化学工业出版社，2002.7 3徐灏主编，机械设计手册.M.北京：机械工业出版社，1995.12 4李克永.化工机械手册.M.天津: 天津大学出版社，1991.5 5 卢颂峰、王大康主编.机械设计课程设计.M.北京：北京工业大学出版社，1993 6成大先.机械设计手册.M.北京:化学工业出版社,2004 7方宏明.机械设计制造常用数据及标准规范实用手册.M.北京:当代中国音像出版社,2004 8范祖尧.现代机械设备设计手册.M.北京:机械工业出版社,1996 9刘鸿文.简明材料力学.M.北京:高等教育出版社,2004 10濮良贵 纪名刚.机械设计.M.西安:高等教育出版社,2001 11唐经松.简明机械设计手册.M.上海:上海科学技术出版社,2000 12胡传鼎.通风除尘设备设计手册.M.北京：化学工业出版社，2003 13唐敬麟、张禄虎.除尘设备装置系统及设备设计手册.M.北京：化学工业出版社，2003 14张殿印、王纯.除尘工程设计手册.M.北京：化学工业出版社，2010 15 王昆主编.机械设计课程设计.M.武汉：华中理工大学出版社，1922 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）评阅表学 号： 2010962922 学生姓名 刘 鹏 专 业： 机械设计制造及其自动化 评价项目评 价 内 容选 题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；2.难度、份量是否适当。能 力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；2.是否有综合运用知识的能力；3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力；4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；5.工科是否有经济分析能力。论文质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表是否完备、整洁、正确，引文是否规范；2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。工作量工作量是否饱满，含论文篇幅、图纸等是否达到规定要求。综合评价该生毕业设计，选题符合要求，难度、份量适当，有综合归纳文献资料的能力及综合运用知识的能力和计算机应用能力，设计说明书结构较合理,文字较通顺。评阅人姓名 ： 年 月 日毕业论文（设计）题目： 工业清灰装置设计 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）鉴定意见学 号： 2010962922 学生姓名 刘 鹏 专 业： 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计说明书） 54 页 图 表 7 张论文（设计）题目： 工业清灰装置设计 内容提要：粉尘是人类健康的大敌，因为它带着许多细菌病毒和虫卵到处飞扬，传播疾病。工业粉尘、纤尘能使工人患上各种难以治愈的职业病，过多的灰尘还会造成环境污染，影响人们的正常生活和工作，诱发人类呼吸道疾病等等。除尘器是在车间必不可少。 利用旋转的含尘气体所产生的离心力，将粉尘从空气中分离出来的一种干式净化设备，成为旋风除尘器。旋风除尘器应用最为广泛，其特点是结构简单，除尘效率较高，操作简单，价格低廉。旋风除尘器对于大于10m的较粗粉尘，净化效率很高。但对于510m以下的细颗粒粉尘净化效率较低，所以旋风除尘器多用于粗颗粒粉尘的净化，或多用于多级净化的初步处理。指导教师评语该生在毕业设计中，积极认真，钻研思考，设计方案较合理，按时按量，较好地运用所学知识，有综合运用文献及计算机的能力，设计任务完成的较好，设计及说明书符合要求，分析问题和解决问题的能力得到提升。同意其参加答辩，建议成绩评定为指导教师姓名： 年 月 日答辩简要情况及评语根据答辩情况，答辩小组同意其成绩评定为答辩小组组长： 年 月 日答辩委员会意见经答辩委员会讨论，同意该毕业论文（设计）成绩评定为答辩委员会主任： 年 月 日目 录摘要.1Abstract.2第一章 绪论 1.1工业的污染及其除尘状况的概述.3 1.2工业生产中的除尘设备.4 1.3除尘设备的选择.5 1.4旋风除尘器概述.6第二章 旋风除尘器的设计 2.1旋风除尘器的结构和工作原理.7 2.2旋风除尘器的性能及影响因素.7第三章 除尘器结构设计计算 3.1选择旋风除尘器的型式.21 3.2选择旋风除尘器的入口风速.22 3.3确定旋风除尘器的几何尺寸.22 3.4计算进口过渡管、风量汇集箱、出口过渡管的尺寸.23 3.5计算灰斗的尺寸.26 3.6旋风除尘器单体左外筒钢板展开尺寸.27 3.7关风器、风机的选择.28第四章 除尘器压力损失P和除尘效率的计算 4.1压力损失P的计算.30 4.2除尘效率的计算.32第五章 吸尘罩的设计 5.1吸尘罩的选择.40 5.2吸尘罩的计算.40第六章 除尘器的安装使用及维护管理 6.1除尘器使用注意事项.41 6.2除尘器的运行.41 6.3除尘器的维护.41总结.42致谢.43参考文献.44外文资料及翻译.45 工业清灰装置设计摘要：粉尘是人类健康的大敌，因为它带着许多细菌病毒和虫卵到处飞扬，传播疾病。工业粉尘、纤尘能使工人患上各种难以治愈的职业病，过多的灰尘还会造成环境污染，影响人们的正常生活和工作，诱发人类呼吸道疾病等等。除尘器是在车间必不可少。 利用旋转的含尘气体所产生的离心力，将粉尘从空气中分离出来的一种干式净化设备，成为旋风除尘器。旋风除尘器应用最为广泛，其特点是结构简单，除尘效率较高，操作简单，价格低廉。旋风除尘器对于大于10m的较粗粉尘，净化效率很高。但对于510m以下的细颗粒粉尘净化效率较低，所以旋风除尘器多用于粗颗粒粉尘的净化，或多用于多级净化的初步处理。适用于铸造车间除尘。 负压除尘系统中，除尘器设置在通风机之前。 其特点： 由于除尘器设置在通风机之前，流过通风机的气体已经经过除尘，含尘量低。通风机受磨损大大减低，运行寿命长，处理初浓度高的含尘气体时，一般采用负压除尘系统。除尘器和管道处于通风机的负压阶段，容易吸入空气，产生漏风。负压除尘系统的漏风率为5%10%，加大了通风机的风量，增加了电耗。在负压除尘系统设计中应采用措施尽可能的减少除尘器和管道的漏风，以保证除尘器的良好运行。 关键词： 铸造 旋风除尘器 负压除尘 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 绪论1.1工业的污染及其除尘状况的概述1.1.1中国铸造业现状及铸造车间污染情况 近年来我国铸造业获得了飞跃式的发展，从2000年至2003年中国铸件产量跃居世界首位。从2003年至今，中国铸件产量依旧保持持续增长。并且。整个世界都在从中国寻求更多的铸件毛坯及含有铸件的终端制品。这种趋势在近期内有可能将继续保持并保证中国铸造业的持续繁荣。但在铸造业繁荣的背后。也存在着形势严峻的一面。有资料表明。我国铸造生产中。材料和能源的投人之比可占到产值的55到70。能源环境的制约以及国际铸造科技竞争加剧和知识产权的保护强化已成为我国铸造业发展的瓶颈发展节约环保型、科技创新型铸造之路刻不容缓。 我国铸造生产中。材料和能源的投人占产值的5570。我国每产1 t铸件。约散发50 kg粉尘熔炼和浇注工序排放废渣300 kg、废气1 000 m3造型和清理工序排废砂1315 t。每年排污物总量：废渣300万t、废砂近1 650万t、废气110亿m314若从2004年开始按照平均发展速度向前发展，可以预测至2020年各年的铸件产量。根据铸件产量对铸造废砂、铸造废渣及粉尘的数量进行回归预测嘲(如图1)，可以看出，中国铸造业如果按照现行的模式生产，到2020年，主要废弃物铸造废砂、废渣及粉尘、CO：、CO的排放量分别为3 235万t、1 122万t、882万t、485万t。如果考虑有色金属铸造产生的污染物以及非铸铁件熔炼中排放的废气，按混合量计对13亿中国人口来说，单铸造业就给每个人平均带来约50 kg的污染物图1-1中国铸造业主要废弃物预测值1.1.2除尘的目的 粉尘是铸造车间的主要污染源。在铸造车间生产中把气体与粉尘微粒的多相混合物的分离操作称为铸造车间除尘，该除尘操作过程是将粉尘微粒从气体中分离下来在铸造车间生产中由于固定物料在加工、运输、储存及包装等生产工序中，其生产设备在操作过程中产生粉尘的同时将粉尘扩散分扬，这些粉尘将影响环境安全、设备的使用寿命及操作人员的身体健康。在大、中及小型工厂中，凡与粉尘有关的工序必须有防尘设计。生产过程和规模不断改变，在防尘设计中系统与设备如何与生产规模相适应的措施，也是一个问题。由此可见，搞好工厂防尘，在技术上必须有一套与生产工艺特点相适应的措施。 铸造车间除尘的内容及目的 矿石（包括石灰石）与煤（包括焦碳）是化学铸造车间、冶金铸造车间、建材铸造车间的基本原料和燃料。为了生产优质化的化工产品、水泥、钢材、有色金属及其它稀有金属，必须对原、燃料进行加工处理，以满足生产需要。而在原、燃料系统各工序（运输、干燥、破碎、筛分和包装等）生产操作时会产生大量的粉尘，这些工艺粉尘如不及时给予捕集回收，不仅污染了环境，严重影响岗位操作人员的身体健康，也浪费了宝贵的能源和资源。1.2工业生产中的除尘设备1.2.1除尘系统的组成 各种通风除尘设备包括吸尘罩、风道、除尘器、通风机等,通常联系在一起组成一个系统,叫做通风除尘系统。图2就是一个简单的通风除尘系统示意图。吸尘罩通过抽风,以控制尘源。风道作输送 含尘空气之用。除尘器 是从含尘气流中把尘粒 分离出来,并加以收 集。风机是把含尘空气从吸尘罩经风道、除尘器排入大气所需要的动力设备。1.2.2除尘设备在铸造车间生产中的应用 除尘操作在铸造生产中的应用主要有如下： 1.净化分散介质 如催化反应的原料气中如有固体微粒，会严重影响催化剂的效能，必须在原料气进入反应器之前把它除掉。 2.回收分散物质 如流化床反应器送出的气体中一般夹带着许多催化剂微粒，为降低成本，也为保护环境，这些催化剂必须加以回收，又如从干燥等工艺过程的气流中回收固体产品等。 3.净化排放气 在生产中排放废气之前，要尽量分离出其中的固体微粒，以便开展综合利用和保护环境。 4.消除爆炸危险 某些含碳物质及金属细粉与空气混合能形成爆炸混合物，因此在混合之前应将能爆炸的物质除掉。 除尘设备在化工生产中应用极为广泛，而在某些基本化学工业如硫酸、合成氨等，除尘器历来被作为关键设备。随着化学工业的迅速发展，特别是装置日益大型化，在能量回收、气体净化、催化时回收及防大气污染等工程中，高效除尘器则成为关键设备之一。1.2.3铸造车间中除尘设备运行现状 铸造车间里配套使用的除尘设备绝大部分为旋风除尘器。旋风除尘器有易堵塞、易漏风的缺点，堵塞、漏风均会使除尘器运行效率下降，甚至为零。调查表明，有50%的旋风除尘器未正常运行，表现为漏风、堵塞。旋风除尘器未正常运行的原因为司炉工或除尘工平时不对除尘器进行认真维护，致使烟尘超标排放。 对除尘下灰的处置，是旋风除尘器运行管理的一部分，但目前旋风除尘器使用部门只重视烟尘是否达标情况，忽视对除尘下灰的处置管理。1.3除尘设备的选择1.3.1除尘系统分类及特点 除尘系统按照除尘和通风机在流程中的相对位置，可以分为负压除尘系统和正压除尘系统。 （1） 负压除尘系统中，除尘器设置在通风机之前（负压段或吸入段）。其特点： 由于除尘器设置在通风机之前，流过通风机的气体已经经过除尘，含尘量低。通风机受磨损大大减低，运行寿命长，处理初浓度高的含尘气体时，一般采用负压除尘系统。除尘器和管道处于通风机的负压阶段，容易吸入空气，产生漏风。负压除尘系统的漏风率为5%10%，加大了通风机的风量，增加了电耗。在负压除尘系统设计中应采用措施尽可能的减少除尘器和管道的漏风，以保证除尘器的良好运行。 （2） 正压除尘系统中，除尘器设置在通风机之后（正压段或压入段）。特点： 由于流过通风机的含尘气体未经除尘器净化，通风机的叶轮和机壳易遭到粉尘磨损，因此，正压除尘系统只适用于在气体含尘浓度3g/m以下，粉尘磨损较弱，粉尘粒度小的条件下使用。除尘器处于通风机的正压段，不必考虑除尘器的漏风附加率，通风机电耗较低。除尘器的围护结构简单，如正压袋式除尘器的围护结构不需要密封，只要防雨即可，设备制造，安装简便，造价低。正压除尘系统中，净化后的气体直接由除尘器排入大气。除尘器有一定的消声作用。1.3.2通过查阅可得1处理气量Q：2600m3/h；2空气密度：1.29kg/m3；3。粉尘密度c：1960kg/m3； 4。空气黏度：1.810-5P.s。根据除尘系统的分类以及技术要求，最终选择旋风除尘器1.4旋风除尘器概述 利用旋转的含尘气体所产生的离心力，将粉尘从空气中分离出来的一种干式净化设备，成为旋风除尘器。旋风除尘器应用最为广泛，其特点是结构简单，除尘效率较高，操作简单，价格低廉。旋风除尘器对于大于10m的较粗粉尘，净化效率很高。但对于510m以下的细颗粒粉尘（尤其是密度小的颗粒粉尘）净化效率较低，所以旋风除尘器多用于粗颗粒粉尘的净化，或多用于多级净化的初步处理。1.5旋风除尘器的优缺点1.5.1旋风除尘器 - 优点 (1)旋风除尘器内部没有运动部件。维护方便。 (2)制作、管理十分方便。 (3)处理相同风量的情况下体积小，结构简单，价格便宜。 (4)作为预除尘器使用时，可以立式安装，使用方便。 (5)处理大风量时便于多台并联使用，效率阻力不受影响。 (6)可耐400高温，如采用特殊的耐高温材料，还可以耐受更高的温度。 (7)除尘器内设耐磨内衬后，可用以净化含高磨蚀性粉尘的烟气。 (8)可以干法清灰，有利于回收有价值的粉尘。1.5.2旋风除尘器的缺点 (1)卸灰阀如果漏损会严重影响除尘效率。 (2)磨损严重，特别是处理高浓度或磨损性大的粉尘时，入口处和锥体部位都容易磨坏。 (3)除尘效率不高(对捕集粒径小于5um的微细粉尘和尘粒密度小的粉尘，效率较低)，单独使用有时满足不了含尘气体排放浓度的要求。 (4)由于除尘效率随筒体直径增加而降低，因而单个除尘器的处理风量受到一定限制。.第二章 旋风除尘器的设计2.1旋风除尘器的结构和工作原理 旋风除尘器的结构如图2-1所示，由排灰管；圆锥体；圆筒体；进气管；排气管；顶盖等组成。 含尘气体从进气口以较高的速度沿外圆筒的切线方向进入时，气流将由直线运动变为圆周运动，并向上、向下流动，向上的气流被顶盖阻挡返回，向下的气流在内外圆筒间的筒体部位和椎体部位作自上而下的螺旋线运动。含尘气体在旋转过程中产生很大的离心力，由于尘粒的惯性比空气大很多倍，因此密度大于气体的尘粒甩向器壁，尘粒一旦与器壁接触后便失去惯性力而靠入口速度的动能和向下的重力岩壁下落，与气体分离开，经椎体排入集灰箱内。旋转下降的外旋气流在圆锥部分运动时随圆锥的外收缩而向除尘器中心靠拢，当气流达到椎体下端某一位置时便以同样的旋转方向从旋风除尘器中部，形成一股由下转向上的螺旋线运动。并经内圆筒向外排出，一部分未被捕集的尘粒也由此逃出。图2-1旋风除尘器 1排灰管；2圆锥体；3圆筒体； 4进气管；5排气管；6顶盖2.2旋风除尘器的性能及其影响因素2.2.1 旋风除尘器的性能指标 除尘器性能包括流量Q、压力损失和除尘效率，此外还应包括设备的耐用年限以及维修难易等经济性能。 （一）流量Q 除尘气体流量。除尘器流量为给定值，一般以体积流量表示。高温气体和不是一个大气压情况时必须把流量换算到标准状态，其体积以m3（标）/min或m3（标）/h表示。在操作温度、压力下则取m3/min或m3/h即可。某些情况下，气体的特性参数与空气相近，其密度及黏度（黏滞系数）可取空气的值。 在湿度大的场合，即使有少许的温度变化，由于水蒸气凝结分离也会使气体体积发生相当大的变化，这一点应当注意。特别是当计算除尘器排出浓度时，因为以干气体体积或以湿气体体积作为基准时，浓度差别将很大，因此在计算中必须标明使用什么基准。 （二）压力损失 除尘器的压力损失是指含尘气体通过除尘器的阻力，对除尘器的重要性能之一。其值当然愈小愈好，因为风机的功率几乎与它成正比。除尘器的压力损失和管道、风罩等压力损失以及除尘器的气体流量为选择风机的根据。 除尘器的压力损失，一般以除尘器主要部分的动压（速度头）的倍数来表示，其倍数称为除尘器的阻力系数。除尘器的压力损失一般表达式为： （2-1）式中 除尘器的压力损失，Pa； 除尘器的阻力系数，无因次； 操作温度与压力下的气体密度，kg/m3； 通过除尘器的气速，m/s。（三）除尘效率如图2-2的除尘性能，图2-2除尘性能示意图通常用除尘效率来表示。它的表达式为： （2-2） （2-2a）式中 除尘效率，%； 除尘器进口处的粉尘流入量，g/s； 除尘器出口处的粉尘流出量，g/s； 除尘器分离捕集的粉尘流量，g/s。如把含尘气量换算成标准状态的气量则有： 式（2-2a）可变为如下形式： 设，则 （2-2b）式中 除尘器进口处的气体含尘浓度，g/m3（标）； 除尘器出口处的气体含尘浓度，g/m3（标）； 进口处标准状态的含尘气量，m3（标）/s； 出口处标准状态的含尘气量，m3（标）/s。 粉尘浓度单位中的m3（标）是指含尘气体在标准状态下的体积。 式（2-2）和式（2-2a）主要是在实验室里，以人工方法供给粉尘，研究除尘器性能时使用的。而式（2-2b）是对运转中的除尘器进行粉尘采样，供现场试验时应用的。 如果效率已知，从除尘器排入大气的粉尘量，由式（2-2a）得出如下计算式： （2-3） 同理，排出气体的含尘浓度，再者从可知，即使是在某一容许的定值下，如果处理的气量增大时，也会出现（排放粉尘量）的绝对值增大的问题，这也可能使作业地点空气中粉尘浓度超过最高允许浓度。 需要指出，除尘效率是对特定的粉尘、除尘器及其运转条件而言的，缺乏一般性。 如果用分级除尘效率来表示，就能显示一般性，能比较展现出除尘器的特点，它是按不同粒径分别表示的除尘效率。 （四）分级除尘效率 除尘效率作为除尘器性能的局限性是很大的，它受尘粒大小的影响很大。就是说，即使在同一装置、同一运行条件下，由于尘粒分散度的不同，其性能也有显著的差别。分级除尘效率就能更好地反映除尘器的性能。 分级除尘效率如当量粒径用表示时，对于粒径范围在的粉尘的除尘效率，以表示。其数学表达式为： （2-4）或 （2-4a） 式中 进口处平均粒径为m，粒径范围在内的粉尘量，g/s； 出口处平均粒径为m，粒径范围在内的粉尘量，g/s； 平均粒径为m，粒径范围在内的粉尘捕集量，g/s。 粉尘粒径不同的分布规律，将对分级除尘效率产生不同的影响。而粒径分布规律可以用粉尘的粒径分布曲线（或为粒径分散度）来表示。2.2.2 影响旋风除尘器性能的主要因素 影响性能的主要因素： （一）几何尺寸 旋风除尘器的直径、气体进口以及排气管形状和大小是旋风除尘器性能的主要因素。 1.旋风除尘器的直径（筒体直径） 一般，旋风除尘器的直径越小，旋转半径越小，粉尘颗粒所受的离心力越大，旋风除尘器的除尘效率也就越高。但过小的筒体直径，由于旋风除尘器器壁与排气管太近，造成较大直径颗粒有可能反弹至中心气流而被带走，使除尘效率降低。另外，筒体太小容易引起堵塞，尤其是对于黏性物料。因此，一般筒体直径不宜小于5075mm。工程上常用的旋风除尘器的直径（多管式旋风除尘器除外）是在200mm以上。如今，旋风除尘器的直径也日趋大型化，已出现大于1000mm，甚至2000mmm的大型旋风除尘器。 2. 旋风除尘器高度 通常，较高除尘效率的旋风除尘器，都有较大的长度比例。它不但使进入筒体的尘粒停留时间增长，有利于分离，且能使尚未到达排气管的颗粒，有更多的机会从旋流核心中分离出来，减少二次夹带，以提高除尘效率。足够长的旋风除尘器，还可以避免旋转气流对灰斗顶部的磨损。但是过长的旋风除尘器，会占据较大的空间，尤其对于内旋风除尘器来说，更受到设备内部空间位置的限制。因此，提出了旋风除尘器自然长度l这一概念。即从排气管下端至旋风除尘器自然旋转顶端的距离 (2-5) 在设计中，旋风除尘器的高度H，应保证有足够的自然长度，但大于自然长度的过长旋风除尘器显然也是不经济的。一般常取旋风除尘器的圆筒段高度，=(1.52.0)。旋风除尘器的圆锥体可以在较短的轴向距离内将外旋流变为内旋流，因而节约了空间和材料。另外，在“自由旋转区”采用圆锥型结构，旋转半径可逐渐变小，使切向速度不断提高，离心力随之增大，这样，除尘效率将会随离心力的增加而提高。圆锥体的另一个作用，是将已分离出来的粉尘微粒集中于旋风除尘器中心，以便将其排入储灰斗中。 旋风除尘器的圆锥高度，直接与圆锥体的半锥角和锥体下端排灰口直径有关。当锥体高度一定，而锥体角度较大时，由于气流旋流半径很快变小，很容易造成核心气流与器壁撞击，使沿锥壁旋转而下的尘粒被内旋流所带走，影响除尘效率。所以，半锥角不宜过大，另外，它还取决于粉尘颗粒的物理性质，一般30，或小于90减去粉尘的内摩擦角。设计时常取为1315。 在旋风除尘器气流中，“自由旋流”的轴线通常是偏的，这个偏心度，根据实验所侧大约为。为防止由于核心旋流与锥壁接触时将已分离下来的粉尘重新卷入核心旋流，而造成二次夹带，要求排灰口直径不得小于。对于较大的旋风除尘器和在处理粉尘浓度较高的情况下，应考虑能使粉尘顺利排出的。即通过排灰口的粉尘的质量流速不宜过大。这就需要设计较大的排灰口直径。但排灰口直径越大，则会有较多的气体进入灰斗，形成激烈的旋涡气流，反而容易将已捕集的粉尘重新卷起，影响除尘效率。 设计中一般取 =（1/24/5） 圆锥高度 =(22.5) 3.旋风除尘器进口 （1）进口型式 旋风除尘器的进口型式主要有轴向进口和切向进口两种。切向进口又分为螺旋面进口、渐开线进口及切向进口。见图2-3 图2-3旋风除尘器进口 切向进口为最普通的一种进口型式，制造简单，用得比较多。这种进口型式的旋风除尘器外形尺寸紧凑。 （2）进口管的型式与位置 进口管可以制成矩形和圆形两种型式。但由于圆形进口管与旋风除尘器器壁只有一点相切，而矩形进口管其整个高度均与筒壁相切。故一般多采用矩形进口管。 矩形宽度和高度的比例要适当，通常长而窄的进口管与器壁有着更大的接触面。宽度越小，临界粒径越小，除尘效率越高。但过长而窄的进口也是不利的。因为进口太长，为了要保持一定的气体旋转圈数N，必须加长筒体，否则除尘效率仍不能提高。一般矩形进口管高与宽之比为： =23； =(0.20.25)； =(0.40.75) 水平进口管的位置通常有两种见图2-4 图2-4水平进口管的位置 一种与旋风除尘器的顶盖相平，这有利于清除上旋流；另一种则与顶盖由一定距离，这可使细粉尘富集在顶盖下面的上旋流中，通过旁室将其送入主旋流进一步分离，以减少短路机会 4.排气管 常见的排气管型式有直管型和收缩型两种，如图2-5所示： 图2-5排气管的基本型式 在相同的排气管直径下，下端采用收缩型式，既不影响旋风除尘器的除尘效率，又可以降低阻力损失。所以，在设计分离较细粉尘的旋风除尘器时，可考虑设计成这种型式的排气管。 一定范围内，排气管直径越小，则旋风除尘器的除尘效率越高，压力损失也越大。反之，除尘器的效率越低，压力损失也越小。当=2.53时，除尘效率达到最高点。如再增加（即减小排气管直径），除尘效率提高缓慢，但阻力系数急剧上升。所以在旋风除尘器设计时，需控制D0/de在一定的范围内，即排气管直径不能取得过小，以免带来动能消耗过大的后果。一般常取=（0.30.5） 由于旋流是在排气管与器壁之间运动。因此，排气管的插入深度hc直接影响旋风除尘器的性能。插入深度过大，缩短了排气管与锥体底部的距离，减少了气体的旋转圈数N。同时也增多了二次夹带了机会。排气管插入深度过大，会增加表面摩擦，提高了压力损失。但插入深度过小，或甚至不插入筒体，会造成正常旋流核心的弯曲，甚至破坏，使其处于不稳定状态。同时也容易造成气流短路而降低除尘效率。因此，插入深度要适当，一般为0.8a。 5.灰斗 是旋风除尘器设计中最容易被忽视的部分。一般都把它仅看作是排除粉尘的装置。其实在除尘器的锥底处，气流非常接近高湍流，而粉尘也正是由此排出。因此，二次夹带的机会也就更多。再则，旋流核心为负压，如果设计不当，造成灰斗漏气，就会使粉尘的二次飞扬加剧，严重的影响除尘效率。常见两种灰斗见图2-6 图2-6常见两种灰斗（二）气体常数对除尘性能的影响 1.气流量的影响。 气流量或者说除尘器入口气流速度，对除尘器压力损失，除尘效率都有着很大的影响。从理论上来说，旋风除尘器的压力损失与气流量的平方成正比因而也和入口风速的平方成反比（与实际有一定偏差） 入口流速增加，能增加尘粒在运动中的离心力，尘粒易于分离，除尘效率提高。除尘效率随入随入口口流速，平方根而变化，但是当入口流速超过临界值时，紊流的影响就比分离作用增加的更快，以致除尘器效率随入口风速增加的指数小于1；若流速进一步增加，除尘效率反而降低。因此，旋风除尘器的入口风速宜选取1823m/s。 2.气体含尘浓度的影响。 气体的含尘浓度对旋风除尘器的除尘效率和压力损失都由影响。实验结果表明，压力损失随含尘量增加而减少，这是因为径向运动的大量尘粒拖拽了大量空气；粉尘从速度较高的气流向外运动到速度较低的气流中时，能把能量传递给涡旋气流的外层，减少其需要的压力，从而降低压力降。 由于含尘浓度的提高，粉尘的凝集与团聚性的提高，因而净化率有明显提高，但是高的速度比含尘浓度增加的速度要慢得多，因此，排出气体的含尘浓度总是随着入口处的粉尘浓度的增加而增加 3.气体含湿量影响。气体的含湿量对旋风除尘器的工况有较大影响4.气体的密度、黏度、压力、温度对旋风除尘器工况有较大影响。立即 气体的密度越大，除尘效率越小。但是，气体的密度和固体的密度几乎可以忽略。所以，其对除尘效率的越小较之固体密度来说，也可以忽略不计。通常温度越高，旋风除尘器的压力损失越小；气体黏度的影响在考虑除尘器压力损失时常忽略不计，但从临界颗粒的计算公式中知道，临界粒径与黏度的平方根成正比。所以，除尘器效率的随着气体气体黏度的增加而降低。由于温度升高，气体黏度增加，当进口气速等条件保持不变时，除尘效率降低。气流量为常数时，黏度对除尘效率的影响可按下式进行近似计算： 式中，、为a、b条件下的总除尘效率，、为a。b条件下的气体黏度。 （3） 粉尘的物理性质对除尘器的影响 1.粒径对除尘器的影响。较大粒径的颗粒在旋风除尘器中会产生较大的离心力，有利于分离。所以大颗粒所占百分数越大，除尘效率越高。2.粉尘密度对除尘器性能的影响粉尘密度对除尘效率有着重要的影响。临界粒径或和颗粒密度的平方根成反比，密度越大或越小，除尘效率也越高。但粉尘密度对压力损失影响很小，设计计算中可忽略不计。影响旋风除尘器性能的因素，除上述外，除尘器内壁粗糙度也会影响旋风除尘器的性能。浓缩在壁面附近的粉尘微粒，会因粗糙的表面引起旋流，使一些粉尘微粒被抛入上升的气流，进入排气管，降低了除尘效率。所以在旋风除尘器的设计中应避免出现没有打光的焊缝，粗糙的法兰连接点等。 （二）操作条件1.进口气速及气体流量 （1）进口气速 在一定范围内，进口气速越高，除尘效率也越高。这可由Rosin的临界粒径计算公式看出。进口气速越大，临界粒径越小，除尘性能越好。但气速太高，气流的湍动程度增加，二次夹带严重。另外，气速太高，粉尘微粒与器壁的摩擦加剧，粗颗粒（大于40m）粉碎，使细粉尘含量增加。过高的气速，对具有凝聚性质的粉尘也会起分散作用。这些均对除尘是不利的。气体通过旋风除尘器的压力损失，和气体的进口速度的平方成正比。所以，进口气速过大虽除尘效率会稍有提高（有时不提高甚至下降），但压力损失却急剧上升，能量损耗大大增加。因此，在设计旋风除尘器的进口截面时，必须使进口气速为一适宜值。这样既保证旋风的除尘效率，又考虑到能量的消耗。其次，进口气速过大，也会加速旋风除尘器本体的磨损，降低旋风除尘器的使用寿命。一般取进口气速为1025m/s，最好不超过35m/s。（2）气体流量Q气体流量Q对总除尘效率的影响可近似用下式估算： （2-6）式中 、分别为条件、情况下的总除尘效率，%； 、分别为条件、情况下的气体体积流量，m3/s。气体流量变化时，分级除尘效率的修正，可在分级除尘效率曲线中，根据等除尘效率原则，按需求分级除尘效率曲线上的粒径等于给定曲线的粒径乘，从而得到需求的新的分级效率曲线。2.气体的密度、黏度、压力和温度气体的密度对除尘效率的影响可以在临界粒径计算公式中得以表明，即气体密度越大，临界粒径亦越大，故除尘效率下降。但是，气体的密度和固体密度相比，特别是在低压下几乎可以忽略。所以，其对除尘效率的影响较之固体密度来说，也可以忽略不计。通常温度越高，旋风除尘器压力损失越小；气体密度增加，压力损失也增加。黏度的影响在计算除尘器压力损失时常忽略不计。但从临界粒径的计算公式中知道，临界粒径与黏度的平方根成正比。所以除尘效率是随着气体的黏度的增加而降低。由于温度升高，气体黏度增加，当进口气速等条件保持不变时，除尘效率也略有降低。气体流量为常数时，黏度对除尘效率的影响可按下式近似计算： 式中 、分别为条件、条件下的总除尘效率，%； 、分别为条件、条件下的气体黏度，kgs/m2。 需求分级除尘效率曲线上的粒径等于给定曲线的粒径乘，从而得到新的分级除尘效率曲线。气体黏度变化，直接与温度的改变有关，因此必将引起实际流量的变化。所以在修正黏度时还需对气体流量加以修正。3.气体含尘浓度旋风除尘器的除尘效率，随粉尘浓度增加而提高。这是因为含尘浓度大时，粉尘的凝聚与团聚性能提高，使较小的尘粒凝聚在一起而被捕集。另外，在含尘浓度大时，大颗粒向器壁移动产生一个空气曳力，也会将小颗粒夹带至器壁而被分离。大颗粒对小颗粒的撞击也使小颗粒有可能被捕集。但值得注意的是，含尘浓度增加后除尘效率虽有提高，可是排气管排出之粉尘的绝对量也会大大增加。总除尘效率随含尘浓度的变化可用式（2-8）估算。 （2-8） 式中 、分别为、条件下的含尘浓度，g/m3(标)。粉尘浓度对旋风除尘器的压力损失有影响。处理含尘气体的压力损失要比处理清洁空气时小，当进口尘浓度为12g/m3(标)时，压力损失可以降低到近清洁气体的60%。尘浓增至250g/m3(标)时，压力损失下降缓慢，但在浓度超过50g/m3(标)时，压力损失又迅速下降。这是因为气体中即使含有少量颗粒，也会使气体的内摩擦力增加。由于分离到器壁的颗粒产生摩擦，使旋流速度降低，减小了离心力。因而，压力损失也就下降。含尘浓度变化对压力损失的影响，近似表示为： （2-9） 式中 含尘气体的压力损失，Pa； 清洁气体的压力损失，Pa； 进口的粉尘浓度，g/m3(标)。（三）固体粉尘的物理性质固体粉尘的物理性质主要指颗粒大小、密度与粉尘的粒级分布。关于粉尘的粒级分布与旋风除尘器的分级除尘效率关系，见分级除尘效率计算。1.固体颗粒大小（即粒径）对旋风除尘器性能影响较大粒径的颗粒在旋风除尘器中会产生较大的离心力，有利于分离。所以，在粉尘筛分组成中，凡大颗粒所占有的百分数越大，总除尘效率越高。2.颗粒密度对旋风除尘器性能影响粉尘单颗粒密度对除尘效率有着重要的影响。临界粒径计算式中，或和颗粒密度的平方根成反比，越大，或越小，除尘效率也越高。它们的关系是： 由上式所得的结果，按等除尘效率原则，在给定分级除尘效率曲线上做图，即可求得新的分级除尘效率曲线。影响旋风除尘器性能的因素，除上述外，除尘器内壁粗糙度也会影响旋风除尘器的性能。浓缩在壁面附近的粉尘微粒，可因粗糙的表面引起旋流，使一些粉尘微粒被抛入上升的气流，进入排气管，降低了除尘效率。所以在旋风除尘器的设计中应避免没有打光的焊缝，粗劣的法兰连接点，设计不当的进口等。旋风除尘器轴心处具有很高的负压，所以此处的泄漏程度对除尘效率有着一定的影响。在旋风除尘器设计时，应考虑排灰口及料腿的密封。另外，气体的湿度（含湿量）过大将会引起粉尘黏壁，甚至堵塞。以致大大的降低旋风除尘器的性能。第三章 除尘器结构设计计算3.1 选择旋风除尘器的型式3.1.1 旋风除尘器的分类 旋风除尘器的种类繁多，分类方法也各有不同。（1）按其性能分类：可分类为高效旋风除尘器。其筒体直径较小，用来分离较细的粉尘，除尘效率在95%以上；高流量旋风除尘器。筒体直径较大，用于处理很大的气体流量，其除尘效率为5080%；介于上述两者之间的通用旋风除尘器。用于处理适当的中等气体流量，其除尘效率为8095%。（2）按结构型式分类，可分为长锥体、圆筒体、扩散式、旁通型。（3）按组合、安装情况分为内旋风除尘器（安装在反应器或其他设备内部）、外旋风除尘器、立式与卧式以及单筒与多管旋风除尘器。（4）按气流导入情况分类，可分为切向导入或轴向导入，气流进入旋风除尘器后的流动路线反转、直流，以及带二次风的形式，可概括地分为以下几种。切流反转式旋风除尘器这是旋风除尘器最常用的型式。含尘气体由筒体的侧面沿切线方向导入。气流在圆筒部旋转向下，进入锥体，到达锥体的端点前反转向上。清洁气流经排气管排出旋风除尘器。根据不同的进口型式又可以分为蜗壳进口、螺旋面进口、狭缝进口。为提高捕集能力，把排出气体中含尘浓度较高的气体以二次风形式引出后，经风机再重复导入旋风除尘器内。这种狭逢进口的旋风除尘器，按二次风引入的方式又可分为切流二次风和轴流二次风。轴流式旋风除尘器轴流式旋风除尘器是利用导流叶片使气流在旋风除尘器内旋转。除尘效率比切流式旋风除尘器低，但处理流量较大。根据气体在旋风除尘器内的流动情况分为轴流反转式、轴流直流式。轴流直流式的压力损失最小，尤其适用于动力消耗不宜过大的地方，但除尘效率较低。它同样可以把排出气体含尘浓度较大部分（或干净气体）以二次风的形式再导回旋风除尘器内，以提高除尘效率，此即成为龙卷风除尘器。龙卷风除尘器按二次风导入的形式可分为切流二次风和轴流二次风。3.1.2 旋风除尘器的选用旋风除尘器的性能包括有三个技术性能（处理风量、压力损失、及除尘效率）和三个经济指标（基建投资和运转管理费、占地面积、使用寿命）。在评价及选择旋风除尘器时，需全面考虑这些因素。理想的旋风除尘器必须在技术上能满足工艺生产及环境保护对气体含尘的要求，在经济上是最合算的。在具体设计选择型式时，要结合生产实际（气体含尘情况、粉尘的性质、粒度组成），参考国内外类似工厂的实践经验和先进技术，全面考虑，处理好三个技术性能指标的关系。例如，在含尘浓度较高的化工生产，诸如像流态化反应、气流输送等，对于回收昂贵的细颗粒催化剂或其他产品，只要动力允许，提高捕集效率则是主要的。而对于分离颗粒较大的粗粉尘，就不需采用高效旋风除尘器，以免带来较大的动力损耗。计技术要求1 处理气量Q：2600m3/h；2 空气密度：1.29kg/m3；3 粉尘密度c：1960kg/m3；4 空气黏度：1.810-5P.s。3.2 确定旋风除尘器进口速度一般情况下，进口的风速范围是1025m/s，风速过大会增大压力损失，但是过低的话会大大降低除尘效率。所以，根据推荐：取=22m/s3.3 确定旋风除尘器的几何尺寸（3-1）图3-1旋风除尘器的几何尺寸 由于矩形的进口管其整个高度均与筒壁相切，而圆形进口管与旋风除尘器器壁只有一点相切，所以矩形的进口比圆形更加优越，故将旋风除尘器的进口设计成为矩形，即高为，宽度为，另外，由于整个旋风除尘器的要求处理风量为2600m3/h，所以将旋风除尘器单体的处理风量定为1300m3/h，则 （1）进口面积=*=1300/(3600*22)=0.0164m3 根据比例关系，取，得到 =0.180m=180mm， =0.090m=90mm即旋风除尘器单体的高度为180mm，宽度为90mm。 （2） 筒体尺寸根据比例关系，取=0.25，则=4=0.269m=360mm筒体长度h，取h=1.5，则 h=360*1.5=540mm （3）椎体尺寸椎体长度H-h，取H-h=2.0，则H-h=2*360=720mm排灰口直径，取=0.25，则=0.25*360=90mm（4） 出口管直径和插入深度 取出口管直径=0.5，则=0.5*360=180mm 取插入深度=0.7，则=0.7*360=252mm3.4计算进口过渡管、风量汇集箱、出口过渡管的尺寸3.4.1计算进口过渡管的尺寸 由于含尘气体通过圆形气体输送管道进入过渡管，然后再进入到除尘器进口，所以进口过渡管设计为一端为圆形一端为矩形：取定气体输送管道中的速度为15m/s，对于圆形管道的气体流量计算公式为： 对于矩形管道的气体流量计算公式为： 式中： 气体流量，m3/h； 圆形管道的内径，m;、矩形管道的边长，m； 管道内的气体流速，m/s 。 因为进口过渡管与两个旋风除尘器单体并排向连接，所以矩形那端的面积为两个进口面积之和，即为2=2*180*90，而且现在已经确定了气流进入到了旋风除尘器进口的速度为22m/s，另外在进入到进口过渡管之前，即在气流输送管道中的速度为15m/s，又进入到进口过度管与流出的气体的流量是相等的，所以可以得到下列关系： 3600*3.14/4*15=3600*2*0.18*0.09*22 由此等式可以求得=246mm 进口过渡管的圆形端的直径为246 mm取其长度为260mm。具体尺寸如图3-2所示：图3-2进口过渡管的基本尺寸3.4.2计算风量汇集箱的尺寸 由于两个旋风除尘器单体并联然后接到风量汇集箱，而每个旋风除尘器的出口管直径为均180，且两个旋风除尘器是并排放置，所以将风量汇集箱的尺寸定为如图3-3所示：图3-3风量汇集箱的基本尺寸其中，风箱上、下盖的形状为矩形与半圆的组成，半圆所在圆的半径R为360mm风箱总长度为600mm，宽度为720 mm,体高度为200mm。3.4.3 计算出口过渡管的尺寸因为气流从风量汇集箱经出口过渡管后进入到圆形的气流输送管道，所以把出口过渡管设计成一端为矩形，另外一端为圆形，且与输送管道连接的那端的直径可以适当的设计大点有助于气流的输送。根据风量汇集箱的尺寸，将出口过渡管的尺寸定为如图3-4所示： 图3-4出口过渡管的基本尺寸其中，与风量汇集箱连接的矩形那端的尺寸为：长为720 mm宽为200mm；而与气流输送管道连接的那端圆形直径为400mm。3.5 计算灰斗的尺寸因为两并排放置的单筒旋风除尘器的筒径均为360 mm,以将灰斗的尺寸设计如3-5图所示：图3-5灰斗的基本尺寸其中，盖板直径为720mm，厚度为10mm，锥体高度为600mm，圆筒直径600mm，高度为80mm，支承角铁直径为640mm，厚度为20mm，下端圆面的直径为100mm。3.6旋风除尘器单体左外筒钢板展开尺寸由于旋风除尘器的进口设计成下旋的型式，所以钢板展开后，最大高度为圆筒高度540 mm,最小高度为圆筒高度与进口高度之差，所以最小高度为530-180=350mm.板与进口水平向接的一部分展开后是水平的，这部分的长度可以又下面的计算得到：根据旋风除尘器左单体的零件图，出口管直径为180 mm,半径为90 mm，而筒体直径为360 mm,径为180 mm,在所构成的直角三角形中，所求的圆弧对应的圆心角的余弦值为90/180=0.5,该段圆弧所对应的圆心角为arccos0.5=60，所以要求的圆弧长度为：3.14*360*60/360=188 mm,钢板的总长度为：3.14*360+6=1136 mm。钢板展开图的具体尺寸如图3-6所示：图3-6左外筒钢板展开图3.7 关风器、风机的选择3.7.1 关风器的选择 因为含尘气流在进入到旋风除尘器进口之前的含尘浓度本身不是很大，所以在灰斗中的待处理的尘粒量不大，另外，由于灰斗的下端圆面的直径为100mm，因此我选择了容量较小的TGFY.4（5）型关风器，其主要技术参数见表3.1： 表3.1 TGFY.4（5）型关风器的主要技术参数型 号TGFY.4（5）叶轮直径*宽度（mm）200*150容 量（升）4(5)转 速（转、分）4060配用动力（KW）0.37外型尺寸（长*宽*高）mm293*246*352重 量（Kg）32 此外，该型号关风器的安装尺寸见表3.2所示： 表3.2 关风器的安装尺寸型号123ABCDEFGHd1d2TGFY.4(5)195165130130145195230160195163140M811其视图如图3-7所示： 图3-7关风器3.7.2风机的选择因为旋风除尘器的设计处理风量为2600 m3/h,选择的是处理风量为19753640 m3/h的4-72No3.2型离心通风机，其主要技术参数如下表3.3所示： 表3.3风机的主要技术参数 型 号机 号转 速(r/min)风 量(m3/h)电动机功率 (kw)传动方式4-723.22900197536401.5A 本风机的特点是高效率、低噪音，可作为室内通风换气用，亦可输送无腐蚀性、不自燃、不含有粘性物质的气体。输送介质的温度一般不超过80，介质中所含的尘土及硬质细颗粒不大于150mg/m3。第四章 除尘器压力损失P和除尘效率的计算4.1 压力损失P的计算除尘器的压力损失是指含尘气体通过除尘器的阻力，为除尘器的重要性能之一。其值当然越小越好，因风机的功率几乎与它成正比。除尘器的压力损失和管道、风罩等压力损失以及除尘器的气体流量为选择风机的依据。旋风除尘器的压力损失主要包括有：进口管的摩擦损失；气体进入旋风除尘器内，因膨胀或压缩而造成的能量损失；气体在旋风除尘器中与气壁的摩擦所引起的能量损失；旋风除尘器内气体因旋转而产生的能量耗损；排气管内摩擦损失，同时旋转运动较直线运动需要更多的能量和排气管内气体旋转时的动能转化为静压能的损失等。通常，旋风除尘器的压力损失在10002000Pa。压力损失应用旋风除尘器进、出口全压之差来表示，（见图4-1）即： （4-1） 而全压 又 （4-2） 式中 、旋风除尘器进、出口全压，Pa； 、旋风除尘器进、出口静压，Pa； 、旋风除尘器进、出口动压，Pa； 、旋风除尘器进、出口速度，m/s； 气体密度，kg/m3。对于进、出口截面相等的旋风除尘器，所以 （4-3） 即压力损失可用进、出口静压差来表示。在设计旋风除尘器时，应合理选择其进口气速。气速过大，压力损失会急剧上升，从而应考虑风机能否足以克服旋风除尘器的阻力损失。 图4-1旋风除尘器进口风速对于同一结构型式的的旋风除尘器，只要进、出口气速相同，除尘器的其他尺寸对旋风除尘器的压力损失影响较小。在压力损失的计算中，常引进一个阻力系数。定义为旋风除尘器的压力损失与进口动压头之比。即 （4-4） 式中 阻力系数； 旋风除尘器压力损失，Pa；其余符号同前。阻力系数计算公式很多，其中，常用的阻力系数计算公式是Shepherd-Lapple计算式。 标准切向进口 =16 有进口叶片 =7.5 螺旋面进口 =12 这里，我正是要应用这一计算式来计算旋风除尘器的压力损失：根据此公式，因为旋风除尘器设计为无叶片的标准切向进口，所以取=16，则： =16*0.180*0.90/0.1802=80从而 =80*222*1.29/2 =25KPa并联旋风除尘器的总的压力损失即为旋风除尘器单体的压力损失，所以： =25KPa即旋风除尘器的压力损失为25KPa4.2 除尘效率的计算除尘器的除尘效率是评价除尘器性能的一项主要指标。旋风除尘器的除尘效率通常采用的是总除尘效率和分级效率两种。除尘器的平均除尘效率，一般可根据除尘器进口和出口的尘粒质量或浓度来计算，旋风除尘器的除尘效率计算步骤如下：（1）测定粉尘的粒级质量百分数（包括、或，和即筛下分数）。找出粒径与或小于该粒径的质量累计百分数之间的函数关系。为粉尘粒级分布的积分分数，即大于粒径的质量累计百分数。（2）由理论或半经验公式，求出该旋风除尘器在一定操作工况（进口气速，粉尘密度，气体密度，黏度等）下，对某一粉尘粒径的分离效率。（3）由相应的与或，计算总效率。或 常用的分级除尘效率与的经验关联式为Leith-Licht除尘效率计算式，此式计算复杂，但与实际比较接近。Leith-Licht分级效率计算公式为： 其中， 式中 旋风除尘器尺寸比的函数；旋风除尘器的自然长度，即气流自然返回长度，Alexander曾定 ，m； 为该点的圆锥部分直径，m； 旋风除尘器排灰口直径，m； 排气管插入深度，m； 旋风除尘器筒体长度，m； 旋风除尘器进口高度，m； 旋风除尘器进口宽度，m； 旋风除尘器筒体直径，m； 排气管直径，m； 旋风除尘器高度，m； 修正的惯性参数，；、分别为固体颗粒及气体的密度，kg/m3； 气体黏度，Pas； 气体进口速度，m/s； 粉尘颗粒直径，m； 速度分布指数，由下式可求得： 旋风除尘器筒体直径，m； 绝对温度，K； 速度分布指数。由条件知旋风除尘器进口粉尘的粒级分布如表4.2所示： 表4.2旋风除尘器进口粉尘的粒级分布粒径，m551010202030 30474760607474平均粒径，m 4 7.5 15 25 38.553.5 67 80粒级分布，% 6.4 13.9 22.9 15.3 16.4 6.4 5.3 13.4 所以计算分级除尘效率的过程如下：（1）计算速度分布指数因为除尘器的工作环境为常温下，即一个标准大气压下，20时，所以绝对温度 =273+20=293又筒体直径=0.360 m，所以将参数代入到公式（4-7）中： =1-(1-0.668*0.36014)*(293/283) 0.3 =0.55即所要求的的速度分布指数为0.55（2）计算旋风除尘器尺寸比的函数由于在确定旋风除尘器单体的尺寸时，我们已经取定了各尺寸与筒体直径之间的比例关系，如下：旋风除尘器进口宽度 旋风除尘器进口高度 旋风除尘器筒体长度 旋风除尘器锥体长度 旋风除尘器排灰口直径 旋风除尘器出口管直径 旋风除尘器插入深度 另外，从排气管下端至旋风除尘器自然旋转顶端的距离 =2.3*0.5*（1/0.5/0.25）1/3 =2.3 = -（-0.25）*（0.7+2.3-1.5）/2 =0.4375将上述关系代入到公式（4-6）中，即可得到旋风除尘器尺寸比的函数c： =/（0.5*0.25）*2*1-0.52*（0.7-0.25）+1/3*（0.7+2.3-1.5）*1+0.4375+0.43752+1.5-0.52*2.3-0.7=43即旋风除尘器尺寸比的函数为43（3）计算分级效率 根据公式（4-5），有下列计算过程：对于平均直径为4m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(4*10-6)2*18*(0.56+1)/(18*1.8*10-5 *0.32) =0.00848代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*0.00848) 1/(2*0.56+2) =76.5%则对应=76.5%*6.4%=4.90%同理，对于平均直径为7.5m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(7.5*10-6)2*18*(0.56+1)/(18*1.8*10-5 *0.32)=0.0298代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*0.0298) 1/(2*0.56+2) =88.5%则对应=88.5%*13.9%=12.3%同理，对于平均直径为15m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(15*10-6)2*18*(0.55+1)/(18*1.8*10-5 *0.32) =0.119代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*0.119) 1/(2*0.56+2) =96.6%则对应=96.6%*22.9%=22.1%同理，对于平均直径为25m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(25*10-6)2*18*(0.55+1)/(18*1.8*10-5 *0.32) =0.332代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*0.332) 1/(2*0.56+2) =99.1%则对应=99.1%*15.3%=15.2%同理，对于平均直径为38.5m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(38.5*10-6)2*18*(0.55+1)/(18*1.8*10-5 *0.32) =0.786代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*0.786) 1/(2*0.56+2) =98.8%则对应=99.8%*16.4%=16.4%同理，对于平均直径为53.5m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(53.5*10-6)2*18*(0.55+1)/(18*1.8*10-5 *0.32) =1.52代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*1.52) 1/(2*0.56+2) =100%则对应=100%*6.4%=6.4%同理，对于平均直径为67m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(67*10-6)2*18*(0.55+1)/(18*1.8*10-5 *0.32) =2.38代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*2.38) 1/(2*0.56+2) =100%则对应=100%*5.3%=5.3%同理，对于平均直径为80m的粉尘，修正的惯性参数 =(1960-1.29)*(80*10-6)2*18*(0.55+1)/(18*1.8*10-5 *0.32) =3.40代入到公式（4-5）中，有 =1-exp-2*(43*3.40) 1/(2*0.56+2) =100%则对应=100%*13.4%=13.4%各粒径范围的分级除尘效率见表4.3所示： 表4.3平均粒径，m粒级分布，%累计粒级分布，%分级除尘效率，%，% 4 6.4 6.4 76.3 4.90 7.5 13.9 20.388.6 12.3 1522.9 43.296.6 22.12515.3 58.599.1 15.238.516.4 74.999.8 16.453.56.4 81.3100 6.4675.3 86.6100 5.38013.4 100100 13.4 则旋风除尘器的总除尘效率 = 4.90+12.3+22.1+15.2+16.4+6.4+5.3+13.4 =96.0%旋风除尘器的压力损失和除尘效率公式由于有如下的局限性，使理论计算值与实际结果存在误差。（1）粉尘负荷。没有一个方程式能够说明随着粉尘浓度增加，引起除尘效率提高，压力损失降低这一事实。（2）颗粒的二次夹带问题。所有除尘效率方程式，都假定颗粒到达器壁而被捕集，没有二次夹带。事实上，被捕集的颗粒会因种种原因而被二次夹带，从而降低了实际除尘效率。（3）才效率与压力损失计算公式都忽略了颗粒间的相互影响，这与事实有出入。第五章 吸尘罩的设计5.1吸尘罩的选择我们只希望吸尘罩只抽吸含尘气体，不希望含尘气体外部的空气进入吸尘罩内。空气进入吸尘罩，增加了处理风量，因此应尽量避免和减少吸入空气。设计吸尘罩的原则：（1） 在负压面的部位尽可能多地设置遮挡面，最好全部遮挡，给予密封。（2） 如受条件限制，不能密封时，应尽量吧吸尘罩靠近扬尘区域。（3） 吸尘罩的罩口要对着粉尘扩散方向。（4） 吸尘罩的安装不影响设备的运转，不要妨碍设备的操作和维修。铸造车间，要对浇注后的高温铸型进行振动，使之散开取出铸件，这一过程在落砂机上进行。落砂机振动激烈所产生的高温气流含尘浓度大，动能大，只要采用全密封罩才能控制住猛烈的含尘气流所以，选用全密封罩5.2吸尘罩的计算欲使扬尘区内的含尘气体全部抽吸到吸尘罩内，必须使改区域内形成的负压成为负压区，把负压区全部遮挡起来的初学者称为全密封罩。采用全密封吸尘罩的控制粉尘扩散最有效的手段。抽吸那些高浓度、高温、高动能的含尘气体时，要尽量设法采用全密封罩。把密封罩的空间加大，称之为密封室。密封室因容积大，可以减小或消除正压，且检修方便。全密封罩抽风量的计算L=250S （5-1）式中 L抽风量，m3/h S全密封罩的容积，m3抽风量确定后，再根据对除尘系统的要求、罩内扬尘的强度、罩体漏风的情况给予修正。第六章 除尘器基本常识及操作和维护6.1除尘器使用注意事项除尘器在使用的过程中应以运行设备同步运行，运行设备停则除尘器停，运行设备启则除尘器启。除尘器在停机的过程中岗位人员应对除尘设施进行一般性检查，如卸灰阀是否处于正常的工作状态，各管路是否通畅，外表的防腐状态等。6.2除尘器的运行 1 .值班开车1）检查所有检查门及下部锁气装置是否动作灵活和紧闭。2）如系初次投入运行，则需检查除尘器进出口的风管连接正确与否，同时测定除尘器的压差。2值班操作1）初次投入运行时，最好记录电动机电流安培数。运行后，如超入初值，则表明风机处理了更多的风量；如低于初值，则表明系统阻力过大，因而风量减少。2）初启动时，最好测定一下风量，风压和管内风尘浓度，以便于日常运作时作对比参考用。3）检查锁定装置出灰情况。4）每班检查烟囱排放浓度（目测法）。3值班停车1）如有可能，往系统中通入干净空气，使除尘器得到干燥和“清扫”，随后关闭风机。2）除清灰斗内积尘，以防粘结。6.3除尘器的维护1在负压系统中，除尘器下部的锁气器要经常检修，特别是翻版阀，插板阀比回转阀更要注意。2检查除尘器磨损的情况，特别是处理磨琢性粉尘时，在入口和锥体部分很容易磨损，应及时焊补，最好衬胶或作耐磨处理。总结在设计之初我根据任务查阅了很多混合机的知识，对其工作原理，总体结构特点有了一定的了解，同时也通过网络了解了一些国外在这方面的研究情况，之后就完成了开题报告，随后我进行的是：总体方案确定、传动系统确立及尺寸综合。内容有：搅拌筒，驱动电机，动力传动方案的设计。并根据相关资料及任务要求选择传动方案为：链传动，并对搅拌系统的尺寸进行了初步设计。我系统地的对除尘系统进行了设计计算，对主要的零部件尺寸(除尘器、吸尘罩、通风机等)进行了系统地设计。并进行了必要的验算校核。在此过程中我查阅了相当多相关资料，经常在图书馆，有事为了找到相关的参考数据在图书馆一待就是一上午，由于学校图书馆资料有限，有时我就要到省图书馆和省新华书店查阅资料。现在回想起来这些细节，我才觉得设计不容易，也很让自己振奋。紧接着工作转入到图纸的绘制，图是工程技术人员之间交流语言。制图中我以一个真正的工程师的角度去画好每一根线条、每一个标注。经过近两个月的毕业设计结束了。这次毕业设计让我知道作为一名工程人员查阅资料是相当不简单的，它可以说成是工程人员的生命。同时毕业设计的经历对我的大学四年的学习起到了点睛之笔。在这里，我将以前的所学用于实际；在这里，我用自己设计思路付诸实践；在这里，我用双手把想象变成实际。 致谢 时间如梭，转眼毕业在即。回想在大学求学的四年，心中充满无限感激和留恋之情。感谢母校为我们提供的良好学习环境，使我们能够在此专心学习，陶冶情操。经过近一学期的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起学习的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在这里首先要感谢我的指导老师李卫。李老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计每次遇到问题的时候，李老师都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是李老师仍然细心地纠正设计内容中的错误。除了敬佩李老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，他的循循善诱的教导和不拘一格的思路也给予我无尽的启迪。并将积极影响我今后的学习和工作。其次要感谢我的同学对我无私的帮助，特别是在吸尘罩的相关信息方面，正因为如此我才能顺利的完成设计。最后我要感谢我的母校湘潭大学，是母校给我们提供了优良的学习环境；另外，我还要感谢那些曾给我授过课的每一位老师，是你们教会我专业知识。在此，我再说一次谢谢！谢谢大家！。参考文献1璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第七版.M.北京：高等教育出版社，20012金国淼等.除尘设备(化工设备设计全书).M.北京： 化学工业出版社，2002.73徐灏主编，机械设计手册.M.北京：机械工业出版社，1995.124李克永.化工机械手册.M.天津: 天津大学出版社，1991.55 卢颂峰、王大康主编.机械设计课程设计.M.北京：北京工业大学出版社，19936成大先.机械设计手册.M.北京:化学工业出版社,20047方宏明.机械设计制造常用数据及标准规范实用手册.M.北京:当代中国音像出版社,20048范祖尧.现代机械设备设计手册.M.北京:机械工业出版社,19969刘鸿文.简明材料力学.M.北京:高等教育出版社,200410濮良贵 纪名刚.机械设计.M.西安:高等教育出版社,200111唐经松.简明机械设计手册.M.上海:上海科学技术出版社,200012胡传鼎.通风除尘设备设计手册.M.北京：化学工业出版社，200313唐敬麟、张禄虎.除尘设备装置系统及设备设计手册.M.北京：化学工业出版社，200314张殿印、王纯.除尘工程设计手册.M.北京：化学工业出版社，201015 王昆主编.机械设计课程设计.M.武汉：华中理工大学出版社，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
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