Расчёт центробежного вентилятора

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего  профессионального 
образования

«Нижегородский  государственный архитектурно-строительный университет» (ННГАСУ)

Институт  инженерно – экологических систем и сооружений

 
 
 
 
 
Контрольная работа

Насосы, вентиляторы, компрессоры.

Вариант 9

студент гр.  

Преподаватель 

Нижний Новгород – 

Задача 1.

Рассчитать центробежный (радиальный) или осевой вентилятор в зависимости от полученного  коэффициента  быстроходности,  вычертить  в  масштабе  его аэродинамическую схему и параллелограмм скоростей на выходе и входе рабочего колеса.

 Исходные данные:

1. Производительность L=1,4 /с
2. Давление Р=1009 Па = 102,9 кгс/м
3. Частота вращения n=909 об/мин
4. Плотность =1,2 Д кг/м³

Величина полного и  гидравлического к.п.д. вентилятора, коэффициент давления и закручивания задается на основании существующих экспериментальных данных, приведенных в литературе [Л-5, гл.П, стр.22.. .40].

Решение:

I. Определить основные размеры колеса, диаметр входного отверстия, размер выходного отверстия, число лопаток, углы    лопатокколеса.

1) Для определения, к какому типу нагнетателей (центробежный или осевой по заданным значениям относится вентилятор, определим быстроходность (удельное число оборотов). Рассчитываем коэффициент быстроходности

- центробежный вентилятор среднего давления,

2) Определяем диаметр входа в вентилятор из условия обеспечения наименьших потерь давления в межлопаточных каналах колеса при минимальном значении относительной скорости на выходе (по ЦАГИ)

                                                  ,

где C=3,5…5 – коэффициент, полученный статистическим путем,

                                            ,

3) Определяем диаметр входа в колесо . По конструктивным соображениям обычно принимают равным

4) Для определения наружного диаметра колеса пользуемся усредненной формулой

Выведена формула на основании  обработки многочисленных испытаний  центробежных вентиляторов при  с постоянной шириной колес и с лопатками, выходные кромки которых загнуты вперед

5) Определим раскрытие спирали кожуха прямоугольного сечения, выпускные отверстия которые имеют форму квадрата и по площади равны входным отверстиям.

6) Ширину колеса на входе определяем исходя из следующих соображений. Если исходить из сохранения скорости на повороте потока и допустить, что площадь живого сечения потока равна цилиндрической поверхности , то получим , а так как , то .

В действительности отрыв потока на повороте неизбежен и ширину колеса принимают с запасом  , где k=2…2.5 для вентиляторов с витками загнутыми вперед.

Итак 

7) Величину раскрытия спиральных кожухов определяют на основании определенных уравнений (Л-2). Однако в практике при обработке многочисленных испытаний в среднем принимают

После подстановки зависимости получим

8) Зная раскрытие спирали кожуха «А» и принимая,что сторона конструкторского квадрата можно построить спираль.

9) Число лопаток колеса вентилятора определяем по формуле с последующим округлением результатов до чисел кратным 4 или 6.

10) В целях уменьшения гидравлических потерь угол входа на лопатки должен превышать , т.е. .

                                     Принимаем  ;

11) При принятых условиях, центробежные вентиляторы, основные размеры которых определены при помощи вышеуказанных формул с достаточной для практики точностью удовлетворяют при угле установки лопаток на входе .

                                     Принимаем  ;

II.По определенным размерам и углам вычерчиваем в двух проекциях схему вентилятора в масштабе 1:5 с указанием величин основных размеров и углов.

III.Определяем скорости на входе и выходе колеса.

1) Окружная скорость на входе в колесо будет равна

2) Относительная скорость на входе в колесо, как видно из диаграммы скорости составляет: .

При отсутствии закручивания на входе  и , где                               

откуда 

3) Окружная скорость на выходе из колеса составляет

4) Тангенциальная скорость потока на выходе из колеса (скорость закручивания) без учета влияния конечного числа лопаток будет равна В расчетах первого приближения можно принимать .

Итак, 

Скорость закручивания с учетом конечного числа лопаток будет меньше, чем .

Принимаем 

5) Коэффициент закручивания потока на выходе из колеса

6) Теоретически давление лопаточного колеса должно быть равным

Находим гидравлическое К.П.Д.

Действительное давление будет

т.е. указание по заданию выполнено.

Задача 2.

Исследование совместной параллельной и последовательной работы в общую сеть двух одинаковых вентиляторов.

Исходные данные:

Решение:

 1. По этим координатам строим графики Р - L- индивидуальную   характеристику давления одного работающего нагнетателя.

Мощность рассчитываем по формуле:

2.   Удваивая производительность одного нагнетателя при Р=const (т.е. по абсциссе) получаем точки для построения суммарной характеристики давления двух параллельно работающих нагнетателей -  Р -L .

3. Удваивая значения давления одного нагнетателя при L=const (т.е. по ординате) получаем точки для построения суммарной характеристики давления двух последовательно соединенных нагнетателей - Р -L .

4. Действительные  производительность и давление двух совместно 
   работающих нагнетателей, соединенных сетью будут зависеть от 
   свойств этой сети — сопротивления при расходе через сеть равном 
   производительности нагнетателей. Для определения этих параметров 
   воспользуемся графическим методом. Для этого необходимо построить 
   график зависимости сопротивления сети от расхода - P -L.

Известно из гидравлики, что P =k·L   где k - удельное сопротивление сети при расходе через нее равном 1, а график характеристики сети - 
квадратичная парабола. Допустим, что k=500+40*9=860. Задаваясь несколькими значениями L и подставляя их в формулу P , определяем P . 

По полученным данным строим график P - L в том же масштабе, что и P - L , P - L . В точках, где P - L пересекает характеристики нагнетателя имеется равенство при . Эти точки называются рабочими. Координаты этих точек выписываем в таблицу.

ВОПРОСЫ:

1.Исторический обзор развития  гидравлических машин и науки  о них, значение их в народном  хозяйстве.

Бурное развитие капиталистического производства в XVIII—-XIX вв. и особенно изобретение паровой машины стимулировали' необходимость решения ряда задач теоретической и практической (основанной на эксперименте) гидравлики, крупнейшие ученые — математики и механики — Эйлер, Бернулли, Лагранж установили основные законы гидромеханики. Однако эти законы не могли широко использоваться в практических решениях. Поэтому право ца существование завоевала отвечающая нуждам производства прикладная гидравлика, блестяще развитая Ломоносовым, Дарси, Шези и другими учеными и инженерами. В это же время были созданы первые конструкции поршневых насосов, воздуходувных машин, а также первые холодильные установки.

      Лишь в конце  XIX в. труды крупнейших   ученых-гидравликов — Навье, Стокса, Жуковского, Рейнольдса, Пуассона, Чаплыгина, Сен-Венана и др. способствовали взаимному сближению, теории гидравлики вязкой жидкости и практического эксперимента. Благодаря этому с начала XX столетия  гидроаэромемеханика может рассматриваться как отрасль науки, базирующаяся на эксперименте и оснащенная математическим аппаратом, что обеспечивает решение все усложняющихся инженерных проблем. К этому же времени относится появление электродвигателей, в которых возвратно-поступательное движение заменено вращательным. В результате были созданы и нашли широкое распространение гидравлические машины с вращательными рабочими органами.

Двадцатое столетие ознаменовалось решением ряда теоретических и прикладных задач аэромеханики. Ученики Н. Е. Жуковского (Куколевский, Проскура, Ушаков, Поликовский и др.) создали новые теории, положенные в основу расчета современных гидравлических машин, предназначенных для перемещения воды, воздуха и других газов.

Разработанные советскими учеными и инженерами гидравлические машины и холодильные установки применяются почти во всех отраслях промышленности. Большое число гидравлических и холодильных машин различных типов используется в областях теплоснабжения, отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха.

2.Классификация нагнетателей, схемы  и принцип действия нагнетателей  различных типов, их достоинства  и недостатки, область применения.

Гидравлической машиной называют устройство, преобразующее механическую работу в энергию потока жидкости и наоборот. Гидравлическая машина, в которой в результате обмена энергией происходит преобразование механической энергии жидкости в механическую работу (вращение вала, возвратно-поступательное движение поршня и т. д.), называется турбиной или гидродвигателем. Гидравлическая машина, в которой происходит преобразование механической работы в механическую энергию жидкости, называется нагнетателем. К нагнетателям относятся насосы и воздуходувные машины. Воздуходувные машины служат для повышения давления и подачи воздуха или другого газа. В зависимости от степени сжатия воздуходувные машины разделяют на вентиляторы и компрессоры.

Вентилятор — воздуходувная машина, предназначенная для подачи воздуха или другого газа под давлением до 15 кПа при организации воздухообмена.

Компрессором называют воздуходувную машину, предназначенную для сжатия и подачи воздуха и какого-либо газа под давлением не ниже 0,2 МПа.

Насос — устройство, служащее для напорного перемещения (всасывания, нагнетания) главным образом капельной жидкости в результате сообщения ей энергии.

Основное назначение нагнетателя  — повышение полного давления перемещаемой среды. В зависимости от свойств среды (газ, чистая жидкость, загрязненная жидкость и взвесь, вязкая жидкость, агрессивная жидкость, жидкий металл, сжиженный газ и т. п.) применяются нагнетатели различных типов и конструкций. В практике довольно часто встречаются нагнетатели разных типов, названия которым даны в зависимости от их назначения и особенностей эксплуатации (например, питательные, циркуляционные, конденсатные насосы для тепловых электростанций и т. п.). Нагнетатели в основном классифицируют по принципу действия и конструкции. В этом смысле их подразделяют на объемные и динамические.

Объемные нагнетатели работают по принципу вытеснения, когда давление перемещаемой среды повышается в результате сжатия. К ним относятся возвратно-поступательные (диафрагменные, поршневые) и роторные (аксиально- и радиально-поршневые, шиберные, зубчатые, винтовые и т. п.) насосы.

Динамические  нагнетатели работают по принципу силового воздействия на перемещаемую среду. К ним относятся лопастные (радиальные, центробежные, осевые) нагнетатели и нагнетатели трения (вихревые, дисковые, струйные и т. п.).

Рис. 2.1. Схема радиального  вентилятора

/ — коллектор;   2 — рабочее   колесо;   3 — спиральный   кожух;   4 — лопатка

Рис. 2.2. Схема центробежного  насоса

/ — входной   патрубок;   2 — рабочее   колесо;   3—корпус;   4 —нагнетательный

патрубок; 5 —лопатка

Рассмотрим схемы и принципы  действия нагнетателей разного типа.

В радиальном вентиляторе со спиральным кожухом

(рис. 2.1) перемещаемая среда, двигаясь  в осевом направлении через всасывающий коллектор, попадает на вращающееся рабочее колесо, снабженное лопатками, изменяет направление своего движения к периферии колеса, закручивается в направлении вращения, поступает в спиральный кожух и затем через отверстие выходит из нагнетателя. Рабочее колесо сидит на валу и приводится во вращение приводом. Вал вращается в подшипниках, укрепленных на станине или непосредственно на кожухе.

Рис. 2.3. Схема осевого  вентилятора

1 — коллектор:  2 — входной   направляющий   аппарат;   3 — рабочее колесо;  4 — выходной  направляющий   аппарат;   5— кожух   (обечайка);  6 — обтекатель

Рис. 2.4. Схема  прямоточного вентилятора / — корпус;  2 — рабочее колесо; 3— диффузор

Аналогичную конструкцию и принцип  действия имеет центробежный насос, изображенный на рис. 2.2.

К достоинствам таких вентиляторов следует отнести возможность  использования для привода высокоскоростных электродвигателей, высокий КПД (более 80%), простоту изготовления, высокую равномерность подачи и относительную простоту ее регулирования. Недостатком является то, что подача зависит от сопротивления сети.

В осевом вентиляторе (рис. 2.3) поток движется преимущественно в направлении оси вращения и некоторое закручивание приобретает лишь при выходе из колеса. Поток через коллектор поступает во входной направляющий аппарат, затем в рабочее колесо и в выходной направляющий аппарат. Колесо сидит на валу, вращающемся в подшипниках, укрепленных на стойках.

Колесо и направляющие аппараты заключены в кожух (обечайку). Втулка рабочего колеса имеет обтекатель.

Как в осевом, так и в радиальном вентиляторе передача энергии от двигателя потоку среды происходит во вращающемся рабочем колесе.

Осевые нагнетатели просты в  изготовлении, компактны, реверсивны; по сравнению с радиальными нагнетателями они имеют более высокие КПД и подачу при относительно низком давлении (напоре).

В прямоточном радиальном вентиляторе (рис. 2.4) перемещаемая среда вначале также движется в осевом направлении и поступает во вращающееся рабочее колесо, где под действием центробежной силы проходит в радиальном направлении в межлопаточном пространстве и выходит в осевом направлении по кольцу через радиальный лопастной диффузор, стенки которого имеют криволинейную форму, а лопатки установлены на осесимметричном коленообразном участке диффузора. В диффузоре часть динамического давления преобразуется в статическое. КПД вентилятора достигает 70%. Одним из преимуществ вентиляторов такого типа является возможность размещения электродвигателя внутри кожуха, что приводит к улучшению шумовых характеристик установки. Изготовление таких вентиляторов несколько сложнее, чем обычных.

Смерчевой вентилятор (рис. 2.5) имеет рабочее колесо с небольшим числом лопаток, прикрепленных к заднему диску. Это колесо размещено в специальной нише в задней стенке спирального кожуха. При вращении колеса возникает вихревое течение, аналогичное атмосферному вихрю — смерчу, в центральной и периферийной частях которого образуется перепад давлений, являющийся побудителем движения воздуха. Вследствие этого основная часть потока с содержащимися в нем примесями проходит через нагнетатель, минуя рабочее колесо. КПД вентилятора не превышает 60%.

Дисковый вентилятор (рис. 2.6) относится к нагнетателям трения. Рабочее колесо у такого нагнетателя представляет собой пакет дисков (колец), расположенных с небольшим зазором перпендикулярно оси вращения колеса. Передача  энергии  от колеса потоку жид-

кости происходит в результате действия сил трения в пограничном слое, образующемся на дисках. Отсутствие срывных вихревых зон, неизбежных в лопастном рабочем колесе, способствует устойчивой работе дисковых машин с малым шумом. КПД таких нагнетателей не превышает 40—45 %.

Вихревой насос (рис. 2.7) относится к машинам трения. Его рабочее колесо, аналогично колесу центробежного насоса, засасывает жидкость из внутренней части канала и нагнетает ее во внешнюю, в результате чего возникает продольный вихрь. При прохождении жидкости через рабочее колесо в вихревом насосе, как и в центробежном, увеличиваются кинетическая энергия жидкости (увеличивается ее скорость) и потенциальная энергия давления.

Рабочим органом насоса является рабочее  колесо с радиальными или наклонными лопатками. Колесо вращается в цилиндрическом корпусе с малыми торцовы-

Рис. 2.7. Схема вихревого  насоса

/—рабочее   колесо;   2 — лопатка;    3— корпус;     4—всасывающее   отверстие;

5 — выходное отверстие

Рис. 2.8. Схема диаметрального вентилятора

1 — рабочее колесо; 2 — корпус; 3 — неподвижное тело

ми зазорами. Жидкость поступает  через всасывающее отверстие  в канал, перемещается по нему рабочим  колесом и выбрасывается через выходное отверстие.

Вихревой насос по сравнению  с центробежным обладает следующими достоинствами: создаваемое им давление в 3—5 раз больше при одинаковых размерах и частоте вращения рабочего колеса; конструкция проще и дешевле; обладает самовсасывающей способностью; может работать на смеси жидкости и газа; подача меньше зависит от противодавления сети. Недостатками насоса являются низкий КПД, не превышающий в рабочем режиме 45%, и непригодность для подачи жидкости, содержащей абразивные частицы (так как это приводит к быстрому изнашиванию стенок торцовых и радиальных зазоров и, следовательно, падению давления и КПД).

Диаметральный вентилятор (рис. 2.8) имеет следующий принцип действия. Если во вращающееся колесо барабанного типа поместить неподвижное тело, расположенное несимметрично относительно оси колеса, то осесимметричный вихрь, образующийся вокруг колеса, смещается в сторону, и возникает течение воздуха через колесо в сторону меньшего сечения. Поперечное течение появляется также при установке лопаточного колеса в несимметричном коленообразном корпусе.

Диаметральные вентиляторы имеют  следующие преимущества по сравнению с радиальными: диаметральные вентиляторы с широкими колесами могут непосредственно присоединяться к воздуховодам, имеющим сечение в форме вытянутого прямоугольника; диаметральные вентиляторы могут создавать значительные давления даже при невысоких окружных скоростях рабочих колёс, поскольку поток воздуха дважды пересекает лопаточное колесо.

Недостатки, мешающие более широкому применению диаметральных вентиляторов, состоят в следующем: невысокий  КПД (максимальный 60—65%); повышенный уровень шума; возможность появления неустойчивых режимов работы в области, где с увеличением подачи наблюдается рост давления; существенные перегрузки электродвигателя при уменьшении сопротивления сети.

Поршневой нагнетатель (рис. 2.9) состоит из цилиндрического корпуса, внутри которого перемещается поршень с кольцами, всасывающего и нагнетательного клапанов. Поршень в корпусе совершает возвратно-поступательное движение. Преобразование вращательного движения привода в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется с помощью кривошипно-шатунного механизма. При движении поршня вправо открывается клапан 3, и жидкость заполняет пространство внутри корпуса. При этом клапан 4 закрыт. При движении поршня влево клапан 3 закрыт, открывается клапан 4, и жидкость выталкивается в нагнетательный трубопровод.

Поршневые нагнетатели имеют следующие  достоинства: высокий КПД (до 95%); возможность получения высоких давлений; независимость подачи от противодавления сети; возможность запуска в работу без предварительного залива (при использовании в качестве на-

сосов). К недостаткам относятся громоздкость конструкции; невозможность использования для привода высокоскоростных электродвигателей из-за сложности привода через кривошипно-шатунных механизм; сложность

' регулирования подачи.

Зубчатый (шестеренный) насос (рис. 2.10) состоит из двух шестерен, расположенных в корпусе. Одна из шестерен приводится в движение расположенным на одной оси электродвигателем, а вторая получает вращение от первой благодаря плотному зацеплению зубьев. При работе жидкость захватывается зубьями колес, отжимается к стенкам корпуса и перемещается со стороны всасывания на сторону нагнетания. Переток жидкости в обратном направлении практически отсутствует из-за плотного сцепления зубьев.

Число зубьев в пределе может  быть уменьшено до двух, при этом вращающиеся элементы будут иметь  очертания, напоминающие восьмерку (рис. 2,11). В таком нагнетателе необходимо обеспечить привод от двигателя  обеих «восьмерок», так как  в отличие от зубчатых насосов они не имеют зацепления.

К достоинствам нагнетателей данного  вида следует отнести компактность, простоту конструкции, отсутствие клапанов, возможность использования для  привода высокоскоростных электродвигателей, независимость подачи от противодавления  сети, реверсивность, возможность получения высоких давлений (5 МПа для шестеренного насоса, 0,5 МПа для насоса «восьмерочного» типа). Основные недостатки состоят в быстром износе

Рис.  2.12.   Схема  пластинчато- 
Рис. 2.11.    Схема   нагнетателя _{го на}гнетателя

восьмерочного типа .  _; _ _корпус.    ₃ _ _ротор.    ₃ _ _плас.

/ — корпус;   2 — рабочее   колесо тины

рабочих органов, невысокой подаче и сравнительно низком КПД (до 0,75%).