Разработка методов динамического расчета тракта загрузки котлов установок непрерывной варки целлюлозы тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.21.03, кандидат наук Партин Илья Александрович

• Партин Илья Александрович
• кандидат наук
• 2018

Оглавление диссертации кандидат наук Партин Илья Александрович

ПЕРЕЧЕНЬ СОКРАЩЕНИЙ

ВВЕДЕНИЕ

1. Состояние исследований динамической нагруженности загрузочной циркуляции котлов и аналогичных установок

1.1. Варочное оборудование и методы исследований его динамической нагруженности

1.2. Моделирование динамических процессов транспортирования

суспензий и жидкостей

1.2.1.Обзор работ по математическим моделям волновых

процессов в трубопроводах

1.2.2.Математические модели процессов выравнивания давления

в гидромашинах

1.3. Исследования гидравлических сопротивлений движению и сжимаемости суспензий

1.3.1. Обзор работ по исследованию гидравлических сопротивлений движению суспензии

1.3.2. Обзор работ по исследованию сжимаемости суспензии

1.4. Обзор работ по диспергированию сгустков сырья в трубопроводах

1.5. Обзор работ по расчету и проектированию трубопроводов

для транспорта гидросмесей

1.6.Обзор работ по динамике гидропривода и жидкости в каналах

гидросистем

1.7.Обзор работ по измерению и снижению вибрации оборудования... 30 1.8. Постановка исследовательских задач

2. Динамические силы в трактах подачи технологической щепы в котел.. 36 2.1. Устройство и описание технологического процесса тракта

подачи щепы в котел установки непрерывной варки

2.1.1. Технологические причины динамических нагрузок в

питательной циркуляции

2.1.2 Устройство и причины технологических неполадок питателя

высокого давления

2.1.3 Описание работы и технических неполадок загрузочного устройства

2.2. Динамические силы в трактах подачи технологической

щепы в котел

2.2.1 Вынуждающие силы в виде удара

2.2.2 Вынуждающие силы при выравнивании давления между нагнетательным патрубком и каналом ротора

2.2.3 Динамические характеристики при выгрузке пробки щепы из канала ротора в трубопровод загрузочной циркуляции

2.2.4 Силы коммутационного удара

2.3. Волновой резонанс при транспортировании суспензии в трубопроводе

2.4. Динамические силы периодического действия

2.5. Выводы по разделу

З.Анализ процессов выравнивания давления в каналах ротора и патрубках

корпуса питателя

3.1.Обоснование сохранения массы суспензии в замкнутом корпусе

ротора

3.2.Расчет параметров дросселирующих элементов для выравнивания давлений в питателе при коммутации

3.3. Выравнивание давления в каналах ротора патрубка нагнетания корпуса питателя дроссельными каналами

3.3.1.Устройство дроссельного канала ПВД

3.3.2. Расчетная модель и уравнения дроссельного канала с учетом

переходных процессов

3.4. Выводы по разделу

4. Экспериментальные исследования деформации сжатия суспензии в питателе высокого давления при коммутации

4.1. Критерии подобия процесса деформации суспензии в питателе

высокого давления и экспериментальной модели

4.2. Определение деформации суспензии в питателе высокого

давления по плану полного факторного эксперимента

4.3. Переход от параметров деформации суспензии в модели

к параметрам в питателе высокого давления

4.4 Расчет параметров деформации суспензии в ПВД и

загрузочной циркуляции ВК

4.4.1. Изменение плотности щепы в объеме суспензии в модели

при деформации сжатия

4.4. Выводы по разделу

5. Методы снижения динамических нагрузок и вибрации тракта подачи щепы варочного котла

5.1. Методы снижения вибрации и динамических нагрузок

5.2. Снижение коммутационного и гидравлического ударов устройством дроссельных проточек

5.3. Устройство питателя высокого давления с регулируемым дроссельным каналом для снижения ударов в тракте загрузочной циркуляции канала

5.4. Устройство для снижения виброактивности питателя высокого давления и трубопроводов загрузочной циркуляции диспергированием суспензии

5.5. Устройство и расчет вибродемпфирующих опор трубопроводов

5.6. Влияние деформации суспензии в тракте загрузки на мощность потребляемую насосом высокого давления

5.6.1. Мощность насоса, потребляемая при деформации суспензии в трубопроводе загрузки ВК

5.6.2. Потребляемая мощность и давление насоса циркуляции суспензии линии загрузки ВК

5.7. Вибрационные характеристики трубопроводов тракта подачи щепы в ВК

5.8. Выводы по разделу

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

ПРИЛОЖЕНИЯ

ПЕРЕЧЕНЬ СОКРАЩЕНИЙ

ВК - варочный котел

ВЧ - высокочастотные колебания

ЛПК - лесопромышленный комбинат

ОПЦ - оборудование производства целлюлозы

ПВД - питатель высокого давления

СЩЩ - суспензия «щепа - щелок»

ТС - техническое состояние

ЦБП - целлюлозно - бумажное производство

ЦБК - целлюлозно- бумажный комбинат

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка методов динамического расчета тракта загрузки котлов установок непрерывной варки целлюлозы»

Введение

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 об-

разования 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.

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: определение 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 расчёта 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; методах исследования гидравлического и коммутационного удара в гидротранспортных системах; прикладных методах расчета демпферов колебаний; методах математической статистики, методах 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.

Достоверность результатов. Результаты исследований основаны на фундаментальных положениях теории колебаний, теории подобия, вероят-

ностно - 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 XXI веке: Материалы 4- междуна-

родной научно - практической Интернет-конференции, г. Санкт-Петербург, 2010 г.; Леса России в XXI 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 XII 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 приложений. Общий объем работы 187 страниц, в том числе 149 страниц основного текста, 39 рисунков и 9 таблиц, 38 страниц приложений.

1. СОСТОЯНИЕ ИССЛЕДОВАНИЙ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ ЗАГРУЗОЧНОЙ ЦИРКУЛЯЦИИ КОТЛОВ И АНАЛОГИЧНЫХ УСТАНОВОК

1.1. Варочное оборудование и методы исследований его динамической нагруженности

Варочное ОПЦ по технологическим признакам подразделяется на две основные группы: сульфатную и сульфитную. По организации процесса варки ОПЦ разделяется на установки периодического и непрерывного действия. Основным аппаратом установки для варки целлюлозы является ВК. Он представляет собой вертикальный тонкостенный аппарат, опирающийся стойками на фундамент. Котлы оснащены встроенными устройствами для герметизации горловин, загрузки, уплотнения, перемешивания и выгрузки сырья, для циркуляции варочных растворов.

Котлы укомплектованы также выносными насосами, теплообменниками, транспортирующими и технологическими машинами загрузки сырья и выгрузки целлюлозной массы. Выносные устройства загрузки и выгрузки связаны с ВК трубопроводными коммуникациями. Циклограммы работы этих устройств регламентированы технологическими графиками варки целлюлозы.

Производство целлюлозы относится к химической промышленности. Варочное оборудование работает в агрессивных, кислых или щелочных средах при температурах до 1800 С и давлениях до 2 МПа. Сульфитное ОПЦ работает с кислыми варочными растворами, сульфатное - со щелочными. Сульфитное ОПЦ, а также сульфатное с предгидролизом имеют коррозионно - стойкую защиту от агрессивных варочных сред.

Наибольшую опасность представляет нарушение герметизации ОПЦ в режиме варки. При нарушении герметизации аппаратов, работающих под давлением, образуется ядовитое парогазовое облако. Нарушение герметиза-

ции аппаратов, работающих без избыточного давления, сопровождается разливом химически активных растворов. По статистическим данным [1-4] наибольшие материальные потери от аварий и отказов на предприятиях химической промышленности вызываются поломкой оборудования (27%), ошибками операторов (18%), нарушениями технологического режима (18%), ошибками в проекте (12%), утечкой газов в атмосферу (12%), другими причинами (13%). Снижение отказов и аварий из - за поломок технологического оборудования и ошибок в проекте достигается применением методов снижения динамических нагрузок. Методы снижения динамических нагрузок применяются при проектно - конструкторских работах, изготовлении, монтаже и эксплуатации оборудования.

Тракты загрузочной циркуляции котлов можно рассматривать как сложные объекты, представляющие собой совокупность машин и трубопроводов. Тракты загрузки сырья (рисунок 1.1) имеют последовательную технологическую связь по сырью и рециклические связи по циркуляции щелоков низкого и высокого давления.

Надежностные связи (рисунок 1.1,в) трактов загрузки сырья являются последовательными по элементам 1 - 5, 8, 11 и параллельными с раздельным резервированием по элементам 6, 9 и 7, 10 соответственно. Тракты загрузки сырья установок варки целлюлозы по теории надежности можно рассматривать как системы с последовательным соединением элементов, имеющие ограниченное резервирование.

В системах с последовательными надежностными связями большинство элементов отказывают при эксплуатации независимо друг от друга. Отказы отдельных элементов не влияют на изменения надежности остальных элементов сложного объекта.

Рисунок 1.1. Схема загрузочной циркуляции котла установки непрерывной варки целлюлозы (а), последовательная технологическая связь по сырью и рециклическая связь по щелоку низкого и высокого давления (б) смешанная надежностная связь элементов (в):

1 - дозатор; 2 - питатель низкого давления; 3 - пропарочная цистерна; 4 -питательная труба, 5 - питатель высокого давления; 6, 9 и 7,10 - насосы щелока низкого и высокого давлений соответственно; 8 - загрузочное устройство котла; 11 - варочный котел; «-» - обрабатываемое сырье, «-•-•-» -

щелок низкого давления, «--- » - щелок высокого давления

В системах с рециклическими циркуляционными растворами, к которым относятся тракты загрузки сырья варочных котлов, динамические нагрузки от отдельных элементов передаются технологическими растворами всем элементам системы. Динамические нагрузки в системах циркуляции возбуждают интенсивные колебания оборудования. Снижение уровня технического состояния отдельных элементов в системах циркуляции, влияет на изменение надежности остальных элементов системы.

Решение проблем теории и практики исследования динамических нагрузок ОПЦ и методов их снижения базировалось на результатах работ О.А. Терентьева, И.Д. Кугушева, А.Ф. Каменева, И.В. Абрамова, В.И. Климова Ю.В. Турыгина, И.Г. Камеля [5-7, 9 -11].

1.2.Моделирование динамических процессов транспортирования суспензий и жидкостей

1.2.1. Обзор работ по математическим моделям волновых процессов в трубопроводах

Тракты загрузочной циркуляции варочных котлов относятся к гидроприводным системам с длинными трубопроводными магистралями.

При эксплуатации технологических машин с гидроприводами в длинных магистралях возникают колебания давления и скорости перемещения рабочей жидкости, вызванные волновыми процессами [12-14]. Эти колебания влияют на характер движения выходного звена гидромеханизма, на долговечность трубопроводов и других элементов гидросистем. Изучению волновых процессов в трубопроводах посвящен ряд работ [12,13, 15-18].

Сложность изучения систем с длинными трубопроводами заключается в том, что они являются системами с распределёнными параметрами, описываемыми дифференциальными уравнениями в частных производных. Решение таких уравнений аналитическим путем требует сложных математических преобразований и значительных затрат времени, а в случае учета нелинейно-стей они являются, практически, неразрешимыми.

Вопросы рационального построения математической модели при исследовании волновых процессов в длинном трубопроводе с помощью ЭВМ рассмотрены в [15]. Гидравлическая схема, исследуемой системы (рисунок 1.2), состоит из источника питания, длинного трубопровода, силового гидроцилиндра, который связан с рабочими органами технологической машины, т.е. воспринимает технологическую нагрузку.

При составлении математической модели приняты следующие допущения: сосредоточение нагрузки исполнительного органа технологической машины; трубопровод принят гладким без путевых потерь (вязкое трение в трубопроводе не учтено); податливость системы трубопровод - рабочая жид-

кость - постоянная (учтен усредненный модуль упругости); утечки в трубопроводе и гидроцилиндре отсутствуют; учтена плотность жидкости только в трубопроводе.

Рисунок 1.2. Гидравлическая схема исследуемой системы: V - объем жидкости в полостях источника питания; Рн и Рi - давление жидкости на выходе из источника питания и в трубопроводе; Рл.ц и Рп.ц - площадь поршня и давления жидкости в левой и правой полостях гидроцилиндра; и Упц - объем и скорость жидкости в левой и правой полостях цилиндра; R -технологическая нагрузка (нагрузка на рабочий орган).

Для решения системы дифференциальных уравнений использовался, конечно, разностный метод преобразования уравнений в частных производных в систему обыкновенных дифференциальных уравнений [16- 18].

При выполнении преобразований произведен выбор шага дискретизации по координате длины трубопровода, т.е. выбор оптимального числа участков, на которые необходимо разбить трубопровод, чтобы получить достаточную точность исследования переходного процесса.

В работе [15] сделаны следующие выводы: при ступенчатом изменении расхода рабочей жидкости возникает переходный процесс, который выражается в резком увеличении давления и колебаний давления, и скоростей на различных участках трубопровода, причем колебания осуществляются по синусоидальному закону с затухающей амплитудой; на графиках наблюдается основной процесс, вызванный колебанием исполнительного органа, и ко-лебанем более высокой частоты скоростей и давлений рабочей жидкости в трубопроводе. На амплитуду колебаний скоростей и давлений рабочей жидкости существенно влияют отраженные волны. Уменьшение шага дискретизации уравнений в частных производных, описывающих неустановившееся движение рабочей жидкости, позволяет более детально изучить волновые

процессы. Установлено, что шаг дискретизации следует принимать таким, чтобы объем элементарного (дискретного) участка трубопровода Уэ не превышал объема жидкости в полости, присоединенной к трубопроводу Упр, в данном случае полости источника питания Ун (насоса). Отношение амплитуд колебаний скоростей и давлений жидкости, при указанном числе участков разбиения и при большем числе, практически, равно единице.

1.2.2.Математические модели процессов выравнивания давления в гидромашинах

При движении суспензии из щепы и щелока в питателях низкого и высокого давлений происходит периодическое изменение давлений в транспортируемой суспензии. Исследование рабочего процесса в питателях низкого и высокого давлений связано с решением таких задач, как снижение уровня вибрации, шума и пульсации подачи суспензии, увеличение объемного коэффициента полезного действия, уменьшение нагрузок на контрольно - измерительные приборы и опорные конструкции. Динамические процессы транспортирования жидкостей в замкнутых полостях (камерах) достаточно полно исследованы для аксиально - поршневых машин в работах [19 - 24].

В результате рассмотрения, с этой точки зрения, аксиально - поршневых гидромашин с торцевым распределением, установлено определяющее значение формы индикаторной диаграммы и предложен ряд способов ее измерения, проанализированы форма фронтов нарастания и падения давления и их длительность, исследованы собственные колебания в рабочей камере и их влияние на пульсации в напорной магистрали.

Высокочастотные колебания, завершающие процесс выравнивания давления в рабочей камере, частота которых является промежуточной между плунжерной частотой и частотой собственных колебаний жидкости в камере, изучены в [25].

Эксперименты, проведенные в широком диапазоне режимов работы гидромашины, показали, что ВЧ - колебания в рабочей камере не зависят от процессов в напорной магистрали, во всех случаях их частота не превышала 2 кГц.

Таким образом, результаты экспериментов позволяют сделать вывод, что ВЧ - колебания генерируются в полостях гидромашины независимо от волновых процессов в напорной магистрали. Для учета ВЧ - колебаний следует уточнить модель низкочастотных колебаний с плунжерной частотой, которые с достаточной для практических целей точностью воспроизводятся с помощью модели, основанной на уравнении баланса расходов.

Уравнение баланса расходов исследовалось в виде

Ул<±1. ^Рп = д+5пю ^ , (1.1)

Е(РП) ^ 2 , ( )

где Уп - объем, занимаемый жидкостью в рабочей камере; pп - давление в рабочей камере; Е^п) - модуль упругости газожидкостной смеси; Q - расход жидкости через сообщающее сечение окна распределителя; Sп - площадь поршня; h - ход поршня; ю - угловая скорость ротора.

При наличии перепада давлений в окне распределителя справедливо равенство

P p = 1 + _ Р 001 (12)

pк - Pок = Г _ —Т ^ , (1.2)

Б Ъ 2^ Ъ где £ - коэффициент местных потерь в потоке жидкости через окно распределителя; р - плотность жидкости; е - гидравлическое сжатие потока; S - площадь сообщающегося сечения между коллектором и рабочей камерой; g - коэффициент расхода.

Решение системы уравнений (1) и (2) дает апериодический переходный процесс без ВЧ - колебаний (рисунок 1.3). На участке ab происходит выравнивание давлений в рабочей камере и в коллекторе.

Рисунок 1.3. Индикаторная диаграмма без ВЧ - колебаний: p - давление в рабочей камере; a и Ь - начальная и конечная точки выравнивания

Для создания математической модели, учитывающей ВЧ - колебания, рассмотрены физические процессы, протекающие при соединении рабочей камеры и коллектора.

В момент совмещения окон (коммутации) полости высокого давления (из коллектора) устремится в полость низкого давления (в рабочую камеру). После выравнивания давления жидкость, продолжая по инерции перетекать в рабочую камеру, вызовет в ней дополнительное повышение давления, что происходит до тех пор, пока сила инерции не уравновесится возросшим перепадом давлений и не начнется обратный переток жидкости в коллектор. Этот процесс периодически повторяется, затухая из - за наличия сил трения и изменения площади проходного сечения.

Математическая модель удовлетворительно соответствует результатам экспериментальных исследований.

1.3.Исследования гидравлических сопротивлений движению и сжимаемости суспензий

1.3.1. Обзор исследований гидравлических сопротивлений движению суспензии

Суспензия из щепы и щелока, транспортируемая в трактах загрузки котлов, представляет собою гидросмесь, в которой плотности частиц щепы и щелока отличаются незначительно. Исследование режимов и параметров течения стабильных гидросмесей выполнено в работах [26-31]. Сырье транспортируют по трубопроводам большой протяженности в виде стабильных гидросмесей высоких концентраций. Они не расслаиваются в жидкую и твердую фазы («мертвый» слой) даже при длительных остановках транспортной системы.

Для образования стабильных гидросмесей материалы измельчают, причем для их гранулометрического состава задаются определенные границы содержания отдельных фракций. Тонкая фракция образует псевдовязкую среду и, вследствие этого, гидросмеси придаются свойства стабильности. При большом содержании тонких фракций (менее 40 - 70 мкм) и высоких концентрациях резко проявляются вязкопластичные свойства гидросмесей.

Гидравлические сопротивления í движению смеси, выраженные через уклон, исходя из принципа наложения сопротивлений, можно рассчитать по формуле:

í = (0 (1+^ S2) + ^ • ^, (1.3)

и

I

где Ь - уклон (удельные потери напора) при движении псевдовязкой гидросмеси; образованной тонкой фракцией с концентрацией s1; a'* - коэффициент насыщенности гидросмеси твердыми частицами.

а'* = (рБ - р0')/р0,

р8 и р0' - соответственно плотность твердых частиц и псевдовязкой гидросмеси; s1, S2, и sз - доли объемной концентрации для фракций; с1= 0,45 - экс-

периментальный коэффициент для труб промышленного диаметра; и - средняя расходная скорость движения смеси, м/с; и* - гидравлическая крупность для средневзвешенного размера частиц (ё0ср) самой крупной фракции в стес-

ненных условиях, м/с;

5о = Ш0«* ,

где 50 - отношение диаметра трубы к средневзвешенному размеру частиц (Э - диаметр трубы, м).

В работе [30] использована следующая формула для определения динамического коэффициента псевдовязкости гидросмеси:

^ = ^о (1 + аБ + рБ2), (1.4)

В формуле а = 2,5 - известное значение коэффициента для гидросмесей при малых б; - вязкость жидкой фазы гидросмеси; в = 20 - опытный коэффициент; здесь б = + Б2 для расчета ^ в формулах (1.3). На рисунке 1.4 приведен график экспериментальных и расчетных данных.

Гидравлические сопротивления суспензий из щепы и щелока можно рассчитывать по формулам (1.3) и (1.4) , определив экспериментально соответствующие коэффициенты.

/

/о

о/

д 1

• 2

О 3

1 - для угольной гидросмеси при б = 0,47 и 0,51, Э = 300мм;

2 - для рудной гидросмеси при б = 0,32 и Э = 100 мм (кривые построены по расчетам);

3 - рудной гидросмеси при б = 0,32 и Э = 100 мм (кривые построены по расчетам)

2,5 и, м/с'

Рисунок 1.4. Сравнительный график значений уклона для стабильных гидросмесей по опытным и расчетным данным

1.3.2. Обзор работ по исследованию сжимаемости суспензии

Суспензия из щепы и щелока в трактах загрузки варочных котлов содержит газовые включения. Влияние газовых включений на сжимаемость рабочих жидкостей исследовано в [32-34].

Равномерность движения рабочего органа машины при переменном усилии сопротивления зависит от сжимаемости рабочей жидкости, содержащей определенный объем газовых включений, от степени неравномерности нагрузки и уровня рабочего давления в гидросистеме. Если содержание газа в гидросистеме и степень неравномерности усилия сопротивления на рабочем органе для данной машины считать величинами постоянными, то неравномерность движения будет определяться уровнем рабочего давления, принятым при проектировании машин.

Для обоснования рационального уровня рабочего давления в гидросистеме машины, обеспечивающего наибольшую устойчивость гидросистемы, выполнен расчет давления в зависимости от содержания воздуха в гидросистеме и ожидаемых колебаний нагрузки на рабочих органах машины.

Для вывода расчетных зависимостей приняты следующие допущения:

а) в пределах рабочих давлений и температур в гидросистемах машин содержащийся в рабочей жидкости воздух подчиняется закону Бойля - Ма-риотта (pV = const);

б) коэффициент объемного сжатия рж чистой жидкости, т.е. жидкости, не содержащей пузырьков воздуха при атмосферном давлении, в пределах рабочих давлений и температур постоянен;

в) при изменении давления от атмосферного до рабочего объем содержащегося в рабочей жидкости воздуха практически не изменяется.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Партин Илья Александрович, 2018 год

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Патрикеева Н.И. Состояние техники безопасности и надежности работы химических предприятий в капиталистических странах / Н.И. Патрикеев.

- // Обзорн. информация. - М.: НИИТЭХИМ, 1985, Вып.2.- С.1-22.

2. Каллакот Р. Диагностика повреждений /Р. Каллакот.-М.: Мир, 1989.437 с.

3. Бесчастнов Н.В. Предупреждение аварий в химических производствах / Н.В. Бесчастнов, В.М. Соколов. - М.: Химия, 1979. - 392 с.

4. Неразрушающий контроль металлов и изделий: Справочник / Под. ред. Г.С.Самойловича. - М.: Машиностроение, 1976. - 410 с.

5. Терентьев О.А. Гидродинамика волокнистых суспензий в целлюлозно

- бумажном производстве / О.А. Терентьев. - М.: Лесная промышленность, 1980. - 248 с.

6. Кугушев И.Д. Теория процесса отлива и обезвоживания бумажной массы / И.Д. Кугушев. - М.: Лесная промышленность, 1967. - 140 с.

7. Каменев А.Ф. Основы надежности бумагоделательных машин / А.Ф. Каменев. - М.: Лесная промышленность, 1978. - 144 с.

8. Климов В.И. Гидротранспорт волокнистых материалов / В.И. Климов.

- М.: Лесная промышленность, 1971. - 170 с.

9. Ден - Гертог П. Механические колебания / П. Ден - Гертог. - М.: Физматгиз, 1960. - 580 с.

10. Бабаков И.М. Теория колебаний / И.М. Бабаков. - М.: Наука, 1975.384 с.

11. Бидерман В.Л. Прикладная теория механических колебаний / В.Л. Бидерман. - М.: Высшая школа, 1972. - 416 с.

12. Светлицкий В.А. Механика трубопроводов и шлангов / В.А. Свет-лицкий.- М.: Машиностроение, 2001. - 288 с.

13. Смолдырев. А.Е. Трубопроводный транспорт концентрированных гидросмесей / А.Е. Смолдырев, Ю.К. Сафонов.- М.: Машиностроение, 1989. - 256с.

14. Смолдырев. А.Е. Гидро и пневмотранспорт в металлургии / А.Е. Смолдырев. - М.: Металлургия, 1985. - 280с.

15. Кожевников С.Н. Электронное моделирование гидравлических устройств с учетом волновых процессов в трубопроводе / С.Н.Кожевников, В.Ф. Пешат, В.М. Лобода. // Гидропривод и гидропневмоавтоматика: Респ. межвед. науч. - техн. сб., 1970, С. 117 -123.

16. Кожевников С.Н. К исследованию гидромеханических систем с учетом волновых процессов в трубопроводах и кавитации жидкости / С.Н. Кожевников, В.Ф. Пешат, В.М. Лобода и др. // Гидропривод и гидропневмоавтоматика: Респ. межвед. науч. - техн. сб., 1970, Вып. 6.- С. 141 -147.

17. Немировский И.А. Энергетические характеристики волнового процесса при периодическом движении гидропривода / И.А. Немировский, В.В. Сыркин. // Гидропривод и гидропневмоавтоматика: Респ. межвед. науч. -техн. сб., 1974, Вып. 10.- С. 56 -61.

18. Чарный И.А. Неустановившееся движение реальной жидкости в трубах / И.А. Чарный. - М.: Недра, 1975. - 296 с.

19. Вуль Я.Р. Влияние параметров торцевого распределителя аксиального роторно - поршневого насоса на пульсацию давления в напорной магистрали / Я.Р. Вуль, С.Н.Попов, А.К.Алексеев и др. // Вестник машиностроения.- 1977.-№ 7.- С.23 - 26.

20.Helgestad B.O. Pressure transients in an axial piston hydraulic pump / B.O. Helgestad, K. Forster, F.K. Bannister// Proc. Inst.Mech. Eng., 1974.198.-N17. P. 189 - 199.

21. Lotter M. Gesichtspunkte zur Optimierung der Umsteuerung beir Axialkolbenpumpen im Hinblick aufdie Gerauschemission /M. Lotter,0+P,1980/- N 1.S.22-25.

22. Oswald H. Primarmapnahme zur Gerauschminderung an verstellbaren Axialkolbenpumpen / H. Oswald, O+P,1978.-N 11.S 645 - 647.

23. Edge K.A. Cylinder pressure transients in oil hydraulic pumps with sliding valves / K.A.Edge, J.Darling// Proc.Inst.Mech. Eng.,Vol. 200 N B 1 .P.45-54.

24. Прокофьев В.Н. Переходный процесс выравнивания давления в ци-линдро- поршневой гидромашины с золотниковым распределением / В.Н. Прокофьев, Б.А. Савельев.//Известия вузов. Машиностроение. М., 1971.-№2.-С.53 - 60.

25. Запорожец В.П. Исследование процесса выравнивания давления в рабочей камере аксиально - поршневой гидромашины с торцевым распределением / В.П.Запорожец, А.К. Фурсенко.// Вестник машиностроения.-1989.-№4.- С.18 - 20.

26. Смолдырев. А.Е. О режимах и параметрах течения гидросмесей измельченных горных пород / А.Е. Смолдырев.// Изв.высш. учебн. завед.геол. и развед.- 2002.- №1.- С.19-21.

27. Трубопроводный транспорт нефти. В 2т. / Под.ред.Вайншток С.М. -М.: ООО "Недра-Бизнесцентр", 2004. - 621 с.

28. Thomas D.G. Transport Characteristics of suspensions / D.G. Thomas.// J. Colloid Sci. 1965. Vol. 20. No.267.

29. Kemblowski Z. Flow resistances of nou - Newtonian fluids in transitional and turbulent flow /Z.Kemblowski, J.Kolodziejski.//Itern.Chem.Engn.1973.No. 4

30. Horsby R.R. Zecture course on Hydraulic conveying of solids in pipelines / R.R. Horsby, J.A. Reizes. //South African Mech. Eng. 1978. Vol. 28. No.8.

31. Смолдырев. А.Е. О гидравлических сопротивлениях движению стабильных гидросмесей в трубах / А.Е. Смолдырев.// Промышленный транспорт.- 1985.- №5.- С.16 - 18.

32. Попов Д. Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем / Д.Н. Попов - М.: Машиностроение, 2001. - 424с.

33. Firth D. An old and a new look at oil hydraulics / D. Firth // Compressed Airand Hydraulic. 1988. No. 23.P.271- 273.

34. Мельянцов В.Г. О сжимаемости рабочих жидкостей гидросистем и уровней рабочего давления, обеспечивающем наибольшую плавность движения рабочего органа машины / В.Г. Мельянцов, А.Г. Мельянцов // Гидропривод и гидроавтоматика в машиностроении: сб. статей. - М.: Машиностроение, 1966.- С. 135 - 141

35. Бывшев А.В. Механическое диспергирование волокнистых материалов / А.В. Бывшев, Е.Е.Савицкий. - Красноярск: Красноярский гос. универ., 1991.- 216 с.

36. Сафонов Ю.К. Приготовление и транспортировка высококонцентрированных каолиновых суспензий / Ю.К. Сафонов, М.В.Ванчаков, В.М. Матвеев и др.// Бумажная промышленность. - 1980 - № 1- С.18 - 20.

37. Хазанов М.В. Математическая модель динамики жидкости в каналах гидромашин с учетом влияния нерастворенных газов и податливости стенки канала / М.В. Хазанов.// Известия вузов. Машиностроение. М., 1983.- № 11.-С.54 - 57.

38. Данилов Ф.М. Расчет процесса изменения давления при заполнении и опорожнении проточной камеры / Ф.М. Данилов, А.А.Афонин- М.: Ма-шиностроение,1983.- 302с.

39. Прокофьев В.А. Динамика гидропривода с переменной инерционной нагрузкой / В.А. Прокофьев, Ю.Е.Захаров, А.А.Леслин и др.// Известия вузов. Машиностроение. М., 1971.--№ 11.- С.74 - 80.

40. Щеглов Г.А. Динамическая устойчивость трубопровода с протекающей жидкостью под действием двух параметрических возбуждений : авто-реф. дис. ... канд.ф.- м. наук/ Г.А. Щеглов. - М.,1999.- 14с.

41. Чаломей С.В. Параметрические резонансы в трубопроводах, нагруженных переменной осевой силой при протекании через них пульсирующей жидкости / С.В. Чаломей, Г.А. Щеглов. // Доклады АН РФ.- 1998.- т.134.№1.-С.57-60.

42. Чаломей С.В. О динамической устойчивости прямого трубопровода нагруженного переменной осевой силой при протекании через него пульси-

рующей жидкости / С.В. Чаломей, Г.А. Щеглов. // Известия АН РФ. Механика твердого тела. - 1998.- № 6.- С.175 -184.

43. Низамов Х.Н. К вопросу защиты трубопроводов водо- и теплоснабжения от гидравлических ударов / Х.Н. Низамов, В.Н. Применко, Л.М. Сали-ков, В.В. Сулименко.// Двойные Технологии. 2005 - №3.С 18-20. 44. Ганиев Р.Ф. Методика расчета стабилизаторов низкочастотных колебаний давления / Р.Ф. Ганиев, Х.Н. Низамов, Г.Р.Аветисян.- М.: Нефтепромысловое дело и транспорт нефти.- 1985.- вып.2.- 220с.

45. Низамов К.Р. Повышение эксплуатационной надежности систем сбора, подготовки нефти, газа и воды / К.Р. Низамов, Е.Н. Сафонов, Н.С. Волоч-ков // Нефтяное хозяйство.- 2004. - № 9. - С.25- 27.

46. Низамов Х.Н. Оптимальная площадь перфораций стабилизаторов давленияжидкости в гидромагистрали / Х.Н. Низамов, Л.А. Шток, В.Х. Га-люк. // Нефтяное хозяйство. - 1989 - № 6. - С.18 - 20.

47. Низамов Х.Н. Стабилизация колебаний давления в трубопроводных системах энергетических установок : автореф. дисс. ... доктор. тех. наук / Х.Н. Низамов - Киев: АН Украины, Институт проблем прочности,1992.- 32с.

48. Качалова И.В. Гидравлический удар / И.В. Качалова - М.: МАТИ, 2000. - 120с.

49. Зелькин Г.Г. Гидравлическая индукция при пуске несжимаемой жидкости в заполненный и незаполненный трубопровод с местными сопротивлениями / Г.Г.Зелькин.// Инженерно - физический журнал.-1984. - т.47. - № 5. С. 356- 357.

50. Зелькин Г.Г. Неустановившееся движение несжимаемой жидкости в трубопроводах с местными сопротивлениями : автореф. дисс.. доктор.тех. наук / Г.Г. Зелькин - М.: ВНИИ ВОДЕГО, 1991.- 23с.

51. Сиваков В.П. Низкочастотный вибростенд для тарировки вибродатчиков / В.П. Сиваков // Тр. Урал. Лесотех. ин-та.-Свердловск,1973.-Вып. 29. С.70 -72

52. Сиваков В.П. Вибратор для определения динамических характеристик бумагоделательных машин / В.П. Сиваков, А.А. Санников, С.А. Мишин и др.//Целлюлоза, бумага и картон. - 1979 - № 17.- С. 7.

53. Сиваков В.П. Исследование колебаний варочных котлов периодического действия в рабочем режиме / В.П. Сиваков, В.М.Болотов // Машины и аппараты целлюлозно - бумажного производства: Межвуз. сб. научн. тр.-Л.: ЛТА, 1987.- С.89 - 92.

54. Санников А.А. Вибрационная диагностика и контроль технического состояния бумагоделательного оборудования / А.А. Санников, В.П. Сиваков, А.И.Партин и др.//Экспресс информация. - М.: ВНИПИЭИЛеспром,1978.-№ 9. - 18с.

55. Химмельблау Д. Обнаружение и диагностика неполадок в химических и нефтехимических процессах / Д. Химмельблау: Пер. с англ. - Л.: Химия, 1983. - 352с.

56. Hanna Arthur I. Predictive maintenance via vibration analysis / I. Hanna Arthur // Tappi. - 1974.- Vol. 57. - № 5.

57. Bap I. L. Vibration monitors predict maintenance for rotating machinery / I. L. Bap // The Oil and Gas Journal. - 1974, July 22. - P. 41-44.

58. Klosteuman A. On the Experimental Determination and Use of Modal Representation of Dynamic Characteristics. Ph. D. Dissertation : University of Cincinnati, Ohio. - Mechanical Engineering Departament, 1971.

59. Brown D.L. Parameter Estimation Techniques for Modal Analysis (SAE Pap. №790221) / D.L. Brown, R.D. Zimmerman, R.J. Allemang, M. Mergeay. -SAE Trans., 88, 1979. - P. 828 -846/

60. Allemang R.J. Multiple Input Estimation of Frequensy - Response Functions / R.J. Allemang, R.W. Rost, D.L. Brown. - Excitation Consideration, ASME Pap. No. 83 - DeT - 73, 1983.

61. Захаров С.И. Перспективы мониторизации оборудования - задачи постоянного изучения / С.И. Захаров, И.С.Старец. // Целлюлоза. Бумага. Картон. - 2000. - №11,12.- С. 38 - 39.

62. O'Brian Hugh. The World of Fibber Processing / Hugh. O'Brian. // Outsoureing of Maintenance. 1998. - Vol. 2. - P. 16 - 19.

63. Загребальный В.И. Обоснование режимов диагностики гидронасосов при эксплуатации их с заменой по техническому состоянию / В.И. Загребальный, М.Ф. Милов.// Тр. РКИИГА.- Рига, 1973.- Вып. 253.-С.3 -11.

64. Curr. Nucl. Plant Safety Issues Power : Proc. Int. Conf., Stockholm 20-24 Okt. 1981. - Vol. 3 : VIENNA, 1981. - P. 513 - 523.

65. Афанасьев А.А. Технология импульсного уплотнения бетонных смесей / А.А. Афанасьев.- М.: Стройиздат, 1987. - 166с.

66. Светлицкий В.А. Случайные колебания механических систем / В.А. Светлицкий. - М.: Машиностроение, 1976. - 215с.

67. Костюков В.Н. Практические основы виброакустической диагностики машинного оборудования / В.Н. Костюков, А.П. Науменко.- Омск: Омский гос.техн.ун-т, 2002. - 108 с.

68. Горелик А.А. Методы распознавания /А.А. Горелик, В.А. Скрип-кин. - М.: Высшая школа, 2004. - 262с.

69. Генкин Н.Д. Виброакустическая диагностика машин и механизмов / Н.Д. Генкин, А.Г. Соколова. - М.: Машиностроение, 1987. - 288с.

70. Сунарчин Р. А. Выбор параметров гидромеханических регуляторов авиационных двигателей. Анализ и синтез гидромеханических регуляторов. / Р.А. Сунарчин; Уфимский государственный авиац. техн. ун-т Уфа: УГАТУ, 2005.- 87 с.

71. Малкин A.C. Техническое обоснование и ремонт подземного оборудования / A.C. Малкин, Л.А.Пучков, А.Г.Саламатин; под ред. Пучкова Л.А., 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Недра,2000. - 375с.

72. Добрынин С.А. Методы автоматизированного исследования вибрации машин: Справочник / С.А. Добрынин, М.С. Фельдман, Г.И.Фирсов.; под.ред.В.П.Полухина. - М.: Машиностроение, 1987. - 224с.

73. Тордуа Г.А. Машины и аппараты целлюлозного производства / Г.А. Тордуа. - М.: Лесная промышленность, 1986. - 440 с.

74. Краткий справочник конструктора нестандартного оборудования. В 2-х томах. Т. 1 / В. И. Бакуменко, В. А. Бондаренко, С. Н. Косоруков и др.; Под общ. ред. В. И. Бакуменко. - М.: Машиностроение. 1997. - 544с.

75. Винников В.А. Гидромеханика. / В.А. Винников. - М.: Московский государственный горный университет, 2003. - 304с.

76. Технология целлюлозы в 3т.Т. 2. Производство сульфитной целлюлозы / под.ред. Н.Н.Непенина. - М.: Лесная промышленность, 1990.- 600с.

77. Сиваков В.П. Разработка концепции технического обслуживания оборудования производства целлюлозы на основе вибрационного диагностирования : автореф. дисс....доктор.тех. наук /В.П.Сиваков - Екатеринбург, 2004.- 36с.

78. Технология целлюлозы в 3т.Т. З.Очистка, сушка и отбелка целлюлозы. Прочие способы производства целлюлозы /Н.Н.Непенин, Ю.Н.Непенин. - М.: Экология, 1994.- 592 с.

79.Технология целлюлозы в 3т.Т. 1. Производство сульфитной целлюлозы / под.ред. Н.Н.Непенина. - М.: Лесная промышленность, 1976.- 624с.

80.Камель Г.И. Рабочие параметры роторных питателей «Камюр» / Г.И. Камель// Бумажная промышленность. - 1989. - №7.-21с.

81. Камель Г.И. Микротолчковая присадка ротора при различных значениях зазора на основаниях и средних перемычках деталей питателя «Камюр» / Г.И. Камель// Машины и аппараты целлюлозно - бумажного производства: Межвуз. сб.научн.тр.С-ПбГТУРП. - С-Пб.: - 1998.- С. 84-89.

82. Камель Г.И. Исследование влияния эксплуатационных параметров при компенсации зазора в питателе «Камюр» / Г.И. Камель// Машины и аппараты целлюлозно - бумажного производства: Межвуз. сб. научн. трудов СПбГТУРП. - С-Пб.: - 1998.- С. 89-94.

83. Нашиф А.Демпфирование колебаний /А. Нашиф, Д.Джоунс, Д. Хендерсон.: пер. с англ.- М.: Мир, 1988. - 448с.

84. Иванов Н.И. Борьба с шумом и вибрацией на строительных и путевых машинах /Н.И.Иванов. - М.: Транспорт, 1987. - 233 с.

85. 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

86. Энгель В.Ю. Основы теории и расчета объемных гидромашин с фазовым регулированием / В.Ю. Энгель.-Свердловск: Уральск. политехн.ин -т, 1977. - 112с.

87. Корн Г. Справочник по математике для научных работников и инженеров /Г. Корн, Т.Корн - М.: Наука, 1984. - 831с.

88. Сиваков В.П., Партин И.А. Динамические процессы в питателе высокого давления: Лесной журнал. 2011.№1.С.117- 121.

89. Кобаяси А. Экспериментальная механика в 3т. /А. Кобаяси.: пер. с англ.- М.: Мир, 1990.-Т.2 - 552с.

90. Леонович А.А. Основы научных исследований в химической переработке древесины / А.А. Леонович. - Л.: ЛТА, 1982. -55с.

91. Шенк Х. Теория инженерного эксперимента / Х. Шенк.-М.: Мир,1972.- 382с.

92. Сиваков В.П. Снижение вибрации питателя высокого давления / В.П. Сиваков, В.И. Музыкантова, И.А. Партин // Машины и аппараты цел-люлозно - бумажного производства: Межвуз. сб. научн. тр. С-ПбГТУРП. С-Пб. - 2003.- С. 8-12.

93. Сиваков В.П., Партин И.А., Партин А.И.Зависимость плотности суспензии от факторов коммутации в питателях высокого давления: Целлюлоза. Бумага. Картон. . 2007.№1.С.38-40.

94. Маршал В. Основные опасности химических производств: пер. с англ. / В.Маршал. - М.: Мир, 1989. - 672 с.

95. А.с.1724523 СССР. Устройство для обушения сводов сыпучих материалов в бункере / В.П. Сиваков, С.П.Трушков и др. (СССР).- Опубл. 07.04.1992 Бюл.№ 13

96. А.с.1416579 СССР. Устройство для уплотнения щепы / В.П. Сиваков, А.Н.Панфилов и др. (СССР).- Опубл. 15.08.1988.- Бюл.№ 30

97. А.с.1519794 СССР. Устройство для перемешивания очистного элемента в трубопроводе / В.П. Сиваков, И.В. Перехожих и др. (СССР).-0публ.07.11.89.- Бюл.№ 41

98. Свидетельство на полезную модель 16285 РФ. Питатель высокого давления / В.П. Сиваков, А.А.Шевелев, С.В.Кузнецов. - №2000115450/20; За-явл. 14.06.2000; Опубл. 20.12.2000.- Бюл.№ 35

99. Свидетельство на полезную модель 24691 РФ. Питатель высокого давления / В.П. Сиваков, А.А. Ананьин. - №2002104846; Заявл. 26.02.2002; Опубл. 20.08.2002.- Бюл.№ 23

100. Сиваков В.П. Анализ расчетных характеристик динамических гасителей колебаний варочного котла / В.П. Сиваков// Вклад ученых и специалистов в развитие химико - лесного комплекса: Матер. науч.-техн. конференции. - Екатеринбург: Уральск. гос. лесотехн. акад.,2001. - С.60 - 61.

101. Сиваков В.П. Динамическое виброгашение котлов / В.П. Сиваков, Н.А. Бровин; под.ред. В.Н. Старжинского. А.А.Санникова // Виброакустическое проектирование оборудования целлюлозно- бумажных и деревообрабатывающих производств.- Екатеринбург:Уральск. гос. лесотехн. акад.,1996. -С.209 - 210.

102. Фролов К.В. Методы совершенствования машин и современные проблемы машиноведения / К.В. Фролов - М.: Машиностроение,1984.- 224с.

103. Вибрация в технике: Справочник в 6т.Т. 3. Колебания машин и конструкций и их элементов / Под.ред.Ф.М. Диментберга, К.С. Колесникова.-М.: Машиностроение, 1980. - 544с.

104. Сиваков В.П. Изменение плотности суспензии при коммутации в питателе высокого давления / В.П. Сиваков, И.А. Партин // Машины и аппараты целлюлозно- бумажного производства: Межвуз. сб.научн.тр. СПбГТУРП. СПб. - 2006.- С. 6-12

105. 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

106.Партин И.А. Источники колебаний загрузочной циркуляции установок непрерывной варки целлюлозы / И.А. Партин, В.П.Сиваков // Вестник Московского государственного университета леса - Лесной вестник, 2007, №8. С.159-161.

107. Биргер И.А. Расчет на прочность деталей машин / И.А. Биргер, Б.Ф.Шорр, Г.Б. Иосилевич.- М.: Машиностроение,1973.- 702с.

108. ГОСТ 14249-89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность. М.: Изд-во стандартов, 1990.

109. Анурьев В.И. Справочник конструктора- машиностроителя в 3т. /

B.И. Анурьев. - Изд. 5-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980. - Т.2. - 560с.

110. Филлипов А.П. Колебания деформируемых систем. Изд. 2-е переработанное / К.В. Фролов - М.: Машиностроение,1970.- 736с.

111. Расчет и конструирование трубопроводов: Справочное пособие / под. ред. Б.В.Зверькова. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд., 1978. - 246с.

112. Сиваков В.П. Влияние реактивных сил от выдувки массы на работу весовых механизмов котлов варки целлюлозы / В.П.Сиваков // Тез. докл. научн.- техн. конф. «Дни науки - 99». - Озерск: ОТИ МИФИ, 1999.- Т.1.-

C.113 - 114.

113. Санников А.А. Колебания корпусов паразитного привода и подшипников бумагоделательных машин /А.А.Санников, В.П.Сиваков, А.М. Витвинин // Бумажная промышленность. - 1979. - № 2.- С.17 -19.

114. Санников А.А.Вибрационная диагностика и нормирование колебаний бумагоделательных машин /А.А. Санников, А.М. Витвинин, В.П. Сиваков // Изв. вузов: Лесной журнал. - 1980.- № 6. - С.54 - 59.

115. ГОСТ 26493 - 85. Вибрация. Технологическое оборудование цел-люлозно - бумажного производства. Нормы вибрации. Технологические требования. - М.: Изд - во стандартов, 1985. - 13с.

116. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям / И.Е. Идельчик - М.: Машиностроение, 1975. -559с.

ПРИЛОЖЕНИЯ

П.1 Расчет погрешности и воспроизводимости эксперимента

П.1.1. Расчет погрешности эксперимента

Точность результатов измерения плотности суспензии при коммутации в ПВД зависит от неоднородности суспензии и ошибок, связанных с погрешностью измерительных приборов. Для снижения влияния неоднородности суспензии производилось калибрование пластинок технологической щепы перед экспериментальными измерениями. Геометрические размеры технологической щепы принимались в следующих пределах: длина 38±2 мм; ширина 20±1,5 мм; толщина 4±1мм. Из калиброванной щепы удалялись частицы, содержащие сучки, гниль, кору и смоляные включения.

При исследованиях использовалась технологическая щепа из сосны. Химические процессы, происходящие в суспензии, в данной работе не исследовались.

Плотность щелока в суспензии низкого давления

(1040 кг/м3) и воды

(1000 кг/м3)

отжимаются незначительно. В факторном эксперименте для приближённого изучения механической деформации суспензии при коммутации в ПВД щелок был заменен водой.

Навеска технологической щепы шё, соответствующая расчетному гидромодулю суспензии, определялась по формуле (4.13) и взвешивалась на весах. Каждая навеска технологической щепы взвешивалась и корректировалась три раза. В откорректированную навеску технологической щепы добавлялся расчетный объём (4.13) воды для создания заданного гидромодуля. Суспензию заданного гидромодуля из щепы и воды выдерживали в течение 4 мин. в замкнутом объеме при температуре

1000С

и давлении 0,15 МПа с целью имитации обработки в пропарочной камере тракта подачи щепы. Далее расчетный объем суспензии загружали в испытательный цилиндр.

Пластинки технологической щепы при загрузке в испытательный цилиндр укладывались хаотично, без соблюдения ориентации по его осям. Испытательный цилиндр закрывался торцевой крышкой, герметизировался и устанавливался на стенд.

Измерение времени объемного сжатия производилось электронным секундомером «Интеграл ЧС - 01». Погрешность секундомера равна 0,01с, но поскольку отсчет по шкале прибора производился визуально, для расчетов ошибки измерения принята абсолютная погрешность ДХ1 = 0,5с.

Для расчета давления объемного сжатия динамометром системы Токаря, тип ДОС-1 измерялась сила, воспринимаемая поверхностью суспензии в цилиндре. Давление определялось по формуле

Р = —т • 10-6 , МПа (П.1.1)

ж!2

где ё - внутренний диаметр цилиндра, м ; Бт - сила, передаваемая поршнем на суспензию в цилиндре, Н. Сила Бт определялась по формуле (4.10) и контролировалась по индикаторному микрометру динамометра ДОС -1 тарированному в единицах силы. Абсолютная погрешность измерения силы по паспортным данным ДХ2 = 10 Н.

Взвешивание тд производилось на весах типа ПетВес НВ - 600. Абсолютная погрешность весов: ДХ3 = 0,2г.

Расчетный объём воды, добавляемой в испытательный цилиндр определялся в мерной бюретке с абсолютной погрешностью ДХ4 = 5мл

Расчет деформации суспензии при объемном сжатии производился следующим образом. Суспензия заданного гидромодуля загружалась в испытательный цилиндр (рисунок П.1.1) стенда. Поршнем цилиндра в суспензии создавалось расчетное давление. Расчетное давление выдерживалось в течение 10 или 20с. в зависимости от номера опыта. Перемещение поршня относительно корпуса испытательного цилиндра измерялось индикаторным микрометром с абсолютной погрешностью ДХ4 = 0,02мм.

Рисунок П.1.1 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.

Относительная деформация суспензии определялась по формуле

_ Ау

т

100 , %

у

(П.1.2)

т

где А ут - абсолютная деформация (рисунок П.1.1); ут - начальная высота суспензии в испытательном цилиндре до опыта.

Вследствие большой толщины стенок корпуса цилиндра и его высокой прочности, увеличение диаметра цилиндра при сжатии суспензии принималось пренебрежимо малым.

В эксперименте для измерения переменных величин применялись четыре измерительных прибора. Характеристики приборов и пределы измеряемых переменных величин приведены в таблице П.1.1

Таблица П.1.1

Характеристики приборов и пределы измеряемых переменных величин в полном факторном эксперименте

Наименование Марка Ошибки измерения приборов Пределы измерения

прибора прибора Абсолютные ах2 Относительные Р, % переменных величин Х2

Электронный Интеграл 0,5 5 10...20,с

секундомер ЧС - 01

Весы для взвеши- Пет Вес 1,г 0,769 0,13...0,25.кг

вания технологи- НВ-600

ческой щепы

Весы для взвеши- 1,г 0,133 0,75. 1кг

вания, варочного

раствора

Динамометр ДОС -1 10,Н 0,128 7800...9420,Н

сжатия

Мерная бюретка - 5 мл 0,5 0,96.1,040дм3

Ошибки приборов, применявшихся в полном факторном эксперименте суммировались. Для этого абсолютные ошибки (АХ!) выражались в относительных единицах (Р!). Пересчет производился по формуле

Р! = АХ, / Х, (П.1.3)

где в качестве Х, принималось минимальное значение измеряемой переменной величины.

Общая погрешность эксперимента определялась по формуле.

N =

1

п ,-

X Р2 = Л/52 + 0,7692 + 0Д332 + 0,1282 + 0,52 = 5,1 , % (П.1.4)

1=1

где п= 4 количество приборов, задействованных в эксперименте.

Общая погрешность эксперимента характеризует неопределенность исследуемого процесса. Поскольку общая погрешность эксперимента рассчитанная по (П.1.4) оказалась равной 5% считаем, что точность эксперимента удовлетворительная.

П. 1.2 Обоснование воспроизводимости эксперимента

Известно, что свойства древесного сырья могут изменяться в широких пределах из-за неоднородности древесины. Для подтверждения сходимости результатов исследований проводилось по каждому опыту несколько параллельных измерений. По параллельным измерениям проверялась оценка воспроизводимости экспериментов. Проведено две серии параллельных опытов в принятой области измерения факторов. Результаты измерения параллельных опытов, проводимых при одинаковых факторах приведены в таблице П. 1.2

Таблица П.1.2

Экспериментальные данные для оценки воспроизводимости эксперимента

Номер серии опыта Деформации суспензии при следующих значениях факторов: 2Ь с ; 22, МПа ; 2з , дм3/кг Среднее арифметическое относительной деформации суспензии Дисперсия выборки

2^ 10 22=1,0 2з=4,5 2^ 10 22=1,2 2з=4,5 2^ 20 22=1,2 2з=4,5 21= 10 22=1,0 2з=7,7 21= 20 22=1,0 2з=7,7 21= 10 22=1,2 2з=7,7 е^, % ъ2

1 8 9 10 6 7 7 7,8з 2,17

2 7 8,5 9,5 7 7,5 8 7,92 1,0з

Примечание. В таблице П 1.2 обозначено : ,% - значение деформации суспензии в эксперименте; 2Ь с - время действия избыточного давления на за-

-5

мкнутый объем суспензии; 22, МПа - избыточное давление; 2з , дм /кг- гидромодуль суспензии.

Среднее арифметическое относительной деформации суспензии определяется по формуле

_ 1 п

ет| = (П15)

П1=1

где j - номер серии опыта, п - число опытов в j - ой выборке

Дисперсия выборки характеризует вариацию случайных величин ет! (! = 1, п). Величины дисперсии выборок определялись, как среднее квадратиче-ское отклонение измеренных значений плотности от среднего арифметического по формуле

1 П ' -42

Бщ) (П.1.6)

Sj _ , ^ (^mi ^mj)

n _ _ i=_

- 2

Результаты расчетов статистических характеристик Бщ и Sj приведены в таблице П. 1.2

Предельные значения (е = 6 % и е тах = 10 %) изменения относительной деформации, табл. П 1.2, проверялись по критерию Стъюдента как «грубые ошибки». Вначале определялся расчетный критерий Стъюдента по формуле:

tjp = | ^mj - I / S (П.1.7)

где ^mj е (^j min ' ^j max )

Для минимальной относительной деформации в экспериментах по (П. 1.7) имеем:

tjpmin = | 6 - 7,83 I / V2_7 = 1,24 Для максимальной относительной деформации имеем:

tjpmax = | 10 - 7,83 I / V2_7 = 1,47 Из справочных таблиц 4.1 при доверительной вероятности Р =0,9 и числе [91] степеней свободы n = 3 выбираем табличное значение (t) критерия Стъюдента (t = 2,35). Производим сравнение расчетных и табличного значений критериев: tjpmin = 1,24 < t = 2,35 tjpmax = 1,47 < t = 2,35

Поскольку tjp < t,TO не имеется достаточных оснований для исключения предельных значений относительной деформации из j - ой серии опытов[91].

Оценку воспроизводимости экспериментов производим в следующей последовательности. Вначале по найденным в таблице П.1.2 значениям дис-

Л

персий Sj рассчитываем критерий Кохрена по формуле

п

Ор = ( Ъ2 )тах/ ^ (П.1.8)

]=1

где Sj2max - максимальное значение из рассмотренных дисперсий в сериях опытов; п- общее количество оценок дисперсии.

л

По формуле (П.1.8) при Sj тах = 2,17 и п =2 имеем:

Ор = 2,17/(2,17 + 1,0з) = 0,678 Затем производим сравнение рассчитанного критерия Кохрена (Ор) с табличным Ь. Табличное значение критерия Кохрена выбираем из справочных таблиц при доверительной вероятности Р = 0,9 и числа степеней свободы Г= к - 1, где к =3 - число переменных факторов в опытах. По данным [92] табличный критерий Кохрена О = 0,995, при р = 0,9 и f = 2.

Производим сравнение рассчитанного критерия Кохрена Ор с табличным значением. Из сравнения следует, что

Ор = 0,678 < О = 0,995 В соответствии с [92] при Ор < О опыты считаются воспроизводимыми, а оценки дисперсий однородными. Поскольку эксперимент воспроизводим зависимость функции (деформации суспензии) от факторов процесса объемного сжатия (времени, давления и гидромодуля) производим по методу полного факторного эксперимента.

П. 2 Расчет насоса высокого давления

Определение мощности насоса высокого давления для перекачивания щелока и деформация сжатия технологической щепы при температуре и избыточном давлении Р=1МПа из трубопровода возвратной циркуляции, рисунок П.2.1 (линия всасывания) в загрузочное устройство ВК(линия нагнетания), работающие под избыточным давлением 1МПа.

Рисунок П.2.1 Схема загрузочной циркуляции: 1- загрузочное устройство; 2- варочный котел; 3- трубопровод; 4- насос высокого давления; 5- шаровые краны; 6- питатель высокого давления

-5

Производительность насоса П=3,4-5,1м /мин, геометрическая высота подъема щелока Н1=25,7м.

Длина трубопровода на линии нагнетания:

Ьн=Ьнг+Ьнв=49,9+29,1=79м,

Длина трубопровода на линии всасывания:

Ьвс=Ьвг+Ьвв=52,4+22,4=74,8м.

На линии нагнетания имеются шесть отводов под углом 90°, три отвода под углом 60°, шесть отводов под углом 30°.

На линии всасывания имеются пять отводов под углом 900, один отвод под углом 600, три отвода под углом 450, один отвод под углом 300 и один отвод под углом 150.

Все отводы имеют радиус поворота равный шести диаметрам трубы. Труба имеет наружный диаметр 324мм и толщину 12мм. Внутренний диаметр трубы равен 300мм.

На всасывающем трубопроводе установлено два прямоточных шаровых крана; на нагнетательном трубопроводе установлено два прямоточных шаровых крана и питатель высокого давления.

Насос высокого давления применяется для перекачивания суспензии и деформации пробки сырья при температуре от 70 до 1000С. Суспензия перекачивается по трубопроводу возвратной циркуляции (рисунок П. 2.1, линия всасывания) из загрузочного устройства ВК при избыточном давлении 1 МПа. Насосом суспензия подается по трубопроводу загрузочной циркуляции (рисунок П. 2.2, линия нагнетания) в верхнюю часть загрузочного устрой-

-5

ства. Максимальная производительность насоса 5,1 м / мин. (см. раздел 2.). Геометрическая высота подъёма щелока Нг = 25,75м (рисунок П.2.1). Длина трубопровода на линии нагревания 1н = 79 м, (рисунок П. 2.2),на линии всасывания 1в = 74,8м (рисунок П 2.1).

Количество отводов и углы их поворота приведены в таблице П. 2.1.

Таблица П 2.1 Отводы нагнетательной и всасывающей линий

Наименование линий Число отводов при углах поворота, градусы

90 60 45 30 15

Нагнетательная 6 3 — 6 —

Всасывающая 5 1 3 1 1

Все отводы имеют радиус поворота равный шести диаметрам трубы. Труба имеет наружный диаметр 324 мм, толщину стенки 12 мм, внутренний диаметр 300мм.

На всасывающем трубопроводе установлено два проточных шаровых крана. На нагревательном трубопроводе установлено два прямоточных шаровых крана и питатель высокого давления.

П.2.1 Определяем скорость течения щелока

4П

ю =--, м/с (П.2.1)

60ж12

3 3

где П, м /мин производительность насоса; П = 3,4.5,1 м /мин ё, м - внутренний диаметр трубопровода ё= 0,3м.

4( 3,4...5,1)

ю = —-^, м/с

60^ • 0,32

П.2.2 Определение потерь на трение и местные сопротивления

Примем, что коррозия трубопровода незначительна.

П.2.2.1 Критерии Рейнольдса определяем по формуле

Я = ^ (П.2.2)

м

-5

где р=1050, кг/м - плотность щелока,

3

^ = 1,005-10- Па^ с; ^ - динамическая вязкость щелока

Я = (08Л'22 •0,3'1050 = (250,7 .376,1) ■ 103 = 250700.376100 1,005 • 10 "3

Поскольку Я > 2320 режим течения щелока турбулентный. Примем абсолютную шероховатость внутренней поверхности труб А = 2- 10-4 , м. Тогда относительная шероховатость

е = А = 2110:1 = 0,0007 а 0.3

Далее для зоны смешанного трения получим:

1/е = 1515; 560/е= 848485;

10/е < Яе > 560/е (П.2.3)

15151 < Яе < 848485 Таким образом в трубопроводе имеет место смешанное трение, расчет коэффициента трения X производим по формуле

68

X = 0,11(е + Яе)0,25 = 0,11(0,0007 +-)0,25 = 0,019 (П.2.4)

250700...376100

где Яе = 250700 - наименьшее значение

Я = 376100 - наибольшее значение

П.2.2.2 Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений для всасывающей линии

Вход в трубу (принимаем с острыми краями) коэффициент местного сопротивления 21 = 0,5

Прямоточные шаровые краны при полном открытии , Я > 3 105 для ё = 300мм имеем 22 ~ 0,25

Коэффициенты местных сопротивлений на отводах приведены в таблице П. 2.2

Таблица П. 2.2 Коэффициенты местных сопротивлений на отводах

Угол изменения направления потока в отводах, град. Число отводов, и, Табличные коэффициенты Расчетный коэффициент 2 31 = А • В 1 = 1,2 ...5 Суммарные потери П1 ■ 2 31

А В

900 5 1,0 0,09 2 31 = 0,09 0,45

600 1 0,78 0,09 2 32 = 0,07 0,07

450 3 0,6 0,09 2 33 = 0,05 4 0,16

300 1 0,45 0,09 2 34 = 0,04 0,04

150 1 0,24 0,09 2 35 = 0,02 0,02

Примечание к таблице П. 2.2 Коэффициент В принята для следующего отношения радиуса поворота трубы Я к диаметру трубы ё: В = f (Я / ё = 6)

Сумма коэффициентов местных сопротивлений во всасывающей линии

££ вс = $1 + 2 ^ + 5 ^31+ £ 32 + 3 £ 33 + £ 34 + £ 35 = 0,5+ 2 ■ 0,25 + 0,45 + 0,07 + +0,16 +0,04 + 0,02 = 1,74 (П.2.5)

Потерянные давления во всасывающей линии.

=(Ывс/ё+Х

где ю = 1,2м/с

Дрвс=(Ивс/ё+1 £ вс)р^ю2/2=(0,019^73,6/0,3+1,74)40504,22/2=4840Па (П.2.6)

Потерянный напор во всасывающей линии

122

Ив с =(Х^1вс/ё+! £ вс)р^ю2/2в=(6,4)^ = 0,47м.в.ст (П.2.7)

2 • 9,81

Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений для нагнетательной линии потери на трение и местные сопротивления рассматриваем для двух установившихся режимов работы нагнетательной линии, определяемых питателем высокого давления (ПВД), (рисунок 2.9). Первый режим принимаем при открытии каналов ротора ПВД на 100%, второй режим на 50%.

П.2.2.3 Расчет потерь на трение и местные сопротивления при открытии каналов ротора при ПВД на 50%

Коэффициент местного сопротивления при входе в трубу с острыми краями £ 1= 0,5

Коэффициент местного сопротивления прямоточного шарового крана при полном открытии (£ 2). Для крана с условным проходом ё = 300мм, при Я > 3 ■ 105 имеем £ 2 = 0,25.

Коэффициенты местных сопротивлений на отводах приведены в таблице П.2.3

Таблица П. 2.3 Коэффициенты местных сопротивлений на отводах

Угол изменения направления потока в отводах, град. Число отводов, П! Табличные коэффициенты Расчетный коэффициент £ 3! ! = 1,2,3... Суммарные сопротивления п ■ £ 3!

А В

900 6 1,0 0,09 £ 31 = 0,09 0,54

600 3 0,78 0,09 £ 32 = 0,07 0,21

300 6 0,45 0,09 £ 33 = 0,04 0,24

Коэффициент сопротивления при внезапном сужении трубопровода в питателе высокого давления (£ 4).При отношении площадей меньшего и большего сечений Б1 / Б2 = 0,5 (рисунок 2.9), и числе ^ > 10000 по [116] имеем £ 4=0,25.

При внезапном расширении £ 5 = 0,25, [116]. Сумма коэффициентов местных сопротивлений в линии.

I £ н = £1 + 2 £2 + 6£31+ 3£ 32 + 6£ 33 + £ 4 + £ 5 = =0,5+ 0,5+0,54+0,21+0,24+0,25+0,25=2,54 (П.2.8)

Потери давления в нагнетательной линии по формуле (П.2.6) Ары =(ЫиМ+Х £ и)р^ю2/2§=(0,019-79/0,3+2,54)-1050-1,22 /2= 5700Па Потери напора в нагнетательной линии ~ 0,57 м. в. ст. Общие потери напора

= Ивс + = 0,47 + 0,57 = 1,04 м. в. ст.

Потребный напор насоса находим по формуле

— - -

Ы = —-1 + Ыг + Ип, м. вод. ст. (П.2.9)

Р&

где Р1, Р2 - избыточное давление пара в загрузочном устройстве ВК. Поскольку Р1 = Р2 = 1,0 МПа формула (9) для расчета потребного напора упрощается:

Ы = Ыг + Ип = 25,75 + 1,04 = 26,8 м. вод. ст ~ 0,27 МПа (П.2.10)

где Нг - геометрическая высота подъёма жидкости. Из рисунка П. 2.1 видно, что суспензия поднимается в период загрузки варочного котла с отметки + 7,05 м до отметки + 32,8 м.

П.2.2.4 Расчет потерь на трение и местные сопротивления при открытии каналов ротора ПВД на 100%

При полном открытии каналов ротора ПВД коэффициент трения X не изменится X = 0,019. Без изменений остаются коэффициенты 21 ,2г, 2 31 , значения этих коэффициентов приведены в подразделе П. 2.4.1. При открытии каналов ротора на 100%. коэффициенты сопротивлений при внезапном расширении (сужении) трубопровода 2 4 = 2 5 = 0, т.к. поперечные сечения трубопровода и канала, в этом случае, равны.

Сумма коэффициентов местных сопротивлений определится по формуле

I 2 = 21 + 222 + 6231+ 32 32 + 62 33 = 0,5+ 0,5+0,54+0,21+0,24=1,54, Потери давления в нагнетательной линии по формуле (П.2.6) Лрн = (X ■ 1н /ё + I 2 н ) Р'Ю2/2=(0,019-79/0,3+1,54)-1050-1,22/2 = 4950 Па, Потери напора в нагнетательной линии И н - 0,49 м.в.ст. Общие потери напора Ип = ЬЬс + = 0,47 + 0,49 = 0,96 м. вод. ст.

Потребный напор насоса при 100% открытия каналов ротора ПВД находим по формуле (10)

Н = Нг + Ип = 25,75 + 0,96 = 26,71-26,7 м. вод. ст. где Нг = 25,75 м. вод. ст., (рисунок П.2.1).

П.2.3 Полезную мощность, затрачиваемую на перекачивание суспензии определяем по формуле

N = р-ё• П ■Н , Вт (П.2.11)

60

3 3

где П м /мин, максимальная производительность насоса П = 5,1 м /мин

Полезная мощность при 50% открытия каналов ротора ПВД:

N = 1050 - 98 - 51 - 26,8 = 23500 Вт = 23,5 к Вт 60

где Н = 26,8 м. вод. ст.

Полезная мощность при 100 % открытия каналов ротора ПВД

хт 1050 ■ 9,81 ■ 5,1 ■ 26,7 _ , „

N =-=23400 Вт = 23,4 к Вт

п 60

П.2.4 Расчет давления щелока в насосе и питателя высокого давления

П.2.4.1 Давление щелока при входе в насос высокого давления Давление Рвс определяем по формуле

Рвс = Р2 + Р2г = 1 + 0,23 = 1,23 МПа, (П.2.12)

где Р2 = 1,0 МПа - давление в загрузочном устройстве варочного котла, Р2г = гидростатическое давление во всасывающей линии. Р2г = р ■ ё ■ ЛНв = 1050 ■ 9,81 ■ 22,4 = 231000 Па = 0, 23 МПа, где ЛНв, м - разность отметок высот между осью входа всасывающей линии в загрузочное устройство и осью насоса. Из рисунка П. 2.1 имеем ЛНв = 29,47 - 7,07 = 22,4 м. П.2.4.2 Давление щелока на входе в насоса

Давление

Рнвд = Р1 + Р1г + ЛРн + ЛРвс =1,0 + 0,26 + 0,057 + 0,048 =1,37МПа, (П.2.13) где Р1 = Р2 =1,0 МПа; ЛРн =0,057МПа; ЛРвс = 0,048 МПа; Р1г - гидростатическое давление в нагнетательной линии.

Р1г = р ■ ё ■ ЛНн = 1050 ■ 9,81 ■ 25,73 = 265000 Па = 0,26 МПа где ЛНн,м - разность отметок высот между осью входа нагнетательной линии в загрузочное устройство и осью насоса высокого давления, рисунке П. 2.1.

ЛНн = 32,8 - 7,07 = 25,7, м. Давление щёлока в нагнетательной линии ротора ПВД

Рр = Рнв - Рнр = 1,37 - 0,014 = 1,35,МПа где АРнр - потери давления в нагнетательной линии между насосом высокого давления и ПВД. Расчет АРнр производим для установившегося режима работы ПВД при открытии каналов ротора на 50% по формуле (П.2.6)

АРнр = (X ■ 1нр М + I £ н ) р-ю2/2, Па где X = 0,019 - см.подраздел 2.1; 1нр, м - длина трубопровода между осями насоса и ПВД. Из рисунка П 2.1 имеем:

1нр = 1,615 + 6,59 + 1,78 + 4,6 + 1,58 = 16,2 м. На участке 1нр имеется один прямоточный шаровой кран, коэффициент местных потерь £2 = 0,25. Сумма коэффициентов местных сопротивлений (на участке 1нр имеется три отвода под углом 90%) определяется по формуле:

I £ 3 = п ■ А ■ В ■ £ 3 = 3 ■ 1 ■ 0,09 ■ 0,09 = 0,024 где табличные коэффициенты А = 1, В = 0,09, £ 3 = 0,09.

Коэффициенты местных сопротивлений при внезапном сужении (расширении) потока жидкости в ПВД £ 4 = £ 5 = 0,25, см. подраздел 2.4

I £ н = £ 2 + £ 3 + £ 4 + £ 5 = 0,25 + 0,024 + 0,25 +0,25 = 0,774 По формуле (П.2.6) имеем:

АРн = (0,019-16,2/0,3+ 0,774) ■ 1050 ■ 1,22/2 = 1360, Па = 0,014, МПа Расчетные давления Рвс, Рнвд, и Рр применяются при прочностных и технологических расчетах насоса высокого давления, трубопроводов и ПВД.

П.2.5 Мощность насоса высокого давления, расходуемая на деформацию пробки сырья в питателе высокого давления

В известных работах [73,81,82] при расчетах мощности насосов высокого давления учитывается только мощность, затрачиваемая на транспортирование суспензии в трубопроводе загрузочной циркуляции. Расход мощности на деформацию пробки сырья в питателе высокого давления не учитывался. Сырьё при перегрузке в ПВД из зоны низкого (0,2 МПа) давления в зону давления (1,2. 1,4 МПа) нагнетательной линии загрузочной циркуляции,

рассматривалось как недеформируемое. Ограниченный уровень исследований технологических и динамических процессов режима подачи сырья из зоны низкого в зону высокого давления, пренебрежение расходом мощности на деформацию и изменение плотности сырья проявлялись в перегрузке приводов насосов. Для компенсации перегрузок приводов насосов из-за неточностей методов расчета мощности вводились поправочные коэффициенты. В частности Тордуа Г.А. [73] отмечает, что для трактов загрузочной циркуляции котлов установок непрерывной варки следует увеличивать давление и мощность с учётом опыта эксплуатации до 1,6 МПа. Полезная мощность затрачиваемая на перекачивание суспензии при этом возрастает (П. 2.11)

В разделе 4 установлено, что длина пробки сырья в канале ротора под действием избыточного давления при выгрузке уменьшается. Деформация (сжатие) происходит в режиме кратковременных (до 10 с.), затухающих колебаний (рисунок 4.2).

Сжатие приводит к уменьшению длины пробки сырья на величину относительной деформации е. Определим мощность, затрачиваемую на деформацию (сжатие) пробки сырья при перегрузке из зоны низкого (0,2МПа) в зону высокого (1,4 МПа), Др=1,4-0,2=1,2 МПа в канале типового ротора ПВД. Суммарный объем 4х каналов типового ротора Ур - 0,45 м3, шириной поперечного сечения канала ротора Нр = 0,28м, высотой канала ротора Вр =0,48м и длиной канала ротора I = 0,845м. Деформация пробки сырья

ео = 81 + еП = 0,077+0,024 = 0,11 где е1 - относительная деформация пробки сырья е1 = 0,077, см. раздел 4. еП - половина суммарной погрешности измерений еП = 0,0024. Каналы ротора в зоне выгрузки сырья из ПВД работают с коэффициентом перекрытия в = 1,71, см. раздел 2. Период деформации Л1 = 10с.

Мощность, расходуемую на деформацию пробки в питателе высокого давления, определим по формуле:

N

АР • Ир • Бр • \е0Р _ 1,2 • 106 • 0,28 • 0,48 • 0,845 • 0,11 • 1,71

А1

10

= 1794 Вт =

=1,8 кВт (П.2.14)

Мощность N можно рассматривать как среднюю за оборот ротора, рассчитанную с учётом коэффициента перекрытия каналов (рисунок П 2.2). За оборот ротора происходит чередование мощности при деформировании пробки в одном канале ротора и двух каналах. Мощность, расходуемая на деформацию сырья в одном канале, рассчитанная по формуле (П.2.14) при в = 1 равна N =1,05 кВт, при деформации сырья в двух каналах в = 1 -N = =2,1 кВт.

Рисунок П.2.2 Циклограммы суммарной площади открытия каналов ротора А и мощности деформации пробки сырья Б при выгрузке, где Т0 - период открытия одного канала; Т - период последовательного открытия каналов; 1- средняя мощность с учетом коэффициента перекрытия; 2 - мощность при деформировании пробки сырья в одном канале; 3 - тоже в двух каналах ротора

Из сравнения мощности, затрачиваемой на деформацию пробки сырья (Кё), с полезной мощностью расходуемой на транспортирование жидкости в трубопроводе загрузочной циркуляции (Ып) следует, что N ~ 0,08 ■ Кп; ^ 0,05 Кп; N„2 = 0,09 N1.

П.2.6 Общую полезную мощность, потребляемую насосом высокого давления, определяем по формуле:

N = N1 + N„2 = 23,5 + 2,1 = 25,6 кВт.

При расчетах насосов высокого давления трактов загрузочной циркуляции котлов, необходимо учитывать затраты мощности на деформацию пробки сырья при выгрузке из ПВД. Насос высокого давления выполняет функции не только по транспортированию, но и по деформации сжатия сырья.

Отметим, что как в режиме транспортирования при переходе со 100% открытия каналов ротора к 50% мощность N незначительно возрастает с 23,4 до 23,5 кВт, так и при переходе с одноканальной выгрузки сырья на двухка-нальную мощность N возрастает с 1,05 до 2,1 кВт. Колебания двух компонент потребляемых насосом мощности является одной из причин вибрации машин, аппаратов и трубопроводов загрузочной циркуляции.

П.3 Расчет параметров деформации суспензии в загрузочной циркуляции ВК

Суспензия подвергается воздействию давления в каналах ротора при выгрузке из ПВД и далее в трубопроводе загрузки варочного котла. Транспортирование суспензии через ПВД и в трубопроводе загрузки ВК производится насосом высокого давления. Расчет насоса высокого давления по условиям транспортирования суспензии приведен в приложении П 2. Наряду с транспортированием насос обеспечивает деформацию суспензии при обработке давлением.

П.3.1 Изменение плотности щепы в объеме суспензии в модели при деформации сжатия

В модель загружалась суспензия из воды и пропаренной щепы при жид-

-5

костном модуле В45,В7,7 дм /кг. Технологическая щепа предварительно пропаривалась при Р =0,1МПа, 1 = 3 мин., Т = 1050с. Плотность пропарен-

-5

ной щепы из древесины ели как насыпного материала рн = 138 кг/м .

Плотность пропаренной древесины в пересчете на плотные м определялась по формуле

Р1 = рн-1/ 2 =138-1/0,33= 418 кг/ м3 , (П.3.1)

где 2 - коэффициент рыхления, 2 = 0,33 [73]. Объем (У1) занимаемый (т1=1кг) плотной древесины определялся из пропорции

т • V ^ ^

у_ т—пл =2,3940 м3 , (П.3.2)

т пл

3

где тпл = 418 кг - масса одного плотного м

-5

Упл = 1м - объем занимаемый тпл

Объем суспензии в модели ут до деформации сжатия

,2

Vm = ^^ •Im = 7,84-10-4 м3 , (П.3.3)

где dm = 0,08м - внутренний диаметр канала модели;

lm= 0,156 м - высота суспензии в канале модели.

Деформация сжатия суспензии в модели исследована в подразделе 4.1.