Контрольные вопросы

1. Уравнение Бернулли для идеальных и реальных жидкостей.

2. Гидравлические сопротивления трубопроводов. Формула Дарси.

3. Сопротивление трения в гладких и шероховатых трубах.

4. На определение каких потерь затрачивается энергия при движении жидкостей по трубопроводам?

5. В какую форму переходит механическая энергия потока, теряемая при движении?

6. Что такое средняя скорость потока?

7. Какую шероховатость называют эквивалентной?

8. Как влияет шероховатость на потери энергии потока?

9. Как определить эквивалентную шероховатость трубы?

10. Физический смысл критериев Эйлера и Рейнольдса.

11. Какова общая форма зависимости коэффициента трения от критерия Рейнольдса?

Лабораторная работа №3 Определение характеристик центробежного вентилятора

Цель работы: изучение методики определения характеристик работы центробежного вентилятора с постоянной скоростью вращения рабочего колеса.

Основные понятия

На предприятиях химической промышленности подвергаются пере­работке значительные количества газов и их смесей. Проведение многих химических процессов в газовой фазе при давлении, отличном от атмо­сферного, часто приводит к увеличению их скорости и уменьшению необ­ходимого объема реакционной аппаратуры. Сжатие газов используют для перемещения их по трубопроводам и аппаратам, создания вакуума. Сжатые газы применяют для перемешивания, распыления жидкостей и т. п. Интервал давлений, применяемых в химических производствах, колеблется в широких пределах — от 10^-3 до 10⁸ Па (10^-8—10³ am). Машины, предназначенные для перемещения и сжатия газов, назы­вают компрессорными машинами. Отношение конечного давления p₂, создаваемого компрессорной ма­шиной, к начальному давлению p₁, при котором происходит всасывание газа, называется степенью сжатия. В зависимости от степени сжатия различают следующие типы компрессорных машин:

1) вентиляторы ( 1.1 < p₂/p₁ < 3.0 ) - для перемещения больших количеств газов;

2) газодувки ( p₂/p₁ < 1.1 ) - для перемещения газов при относительно высоком сопротивлении газопроводящей сети;

3) компрессоры ( p₂/p₁ > 3.0 ) - для создания высоких давлений;

4) вакуум-насосы — для отсасывания газов при давлении ниже атмосферного.

По принципу действия компрессорные машины делятся на поршневые, ротационные, центробежные и осевые. В поршневых машинах сжатие газа происходит в результате уменьшения объема, в котором заключен газ, при возвратно-поступатель­ном движении поршня. Сжатие газа в ротационных машинах обусловлено уменьшением объема, в котором заключен газ, при вращении эксцентрично расположенного ротора.

В центробежных машинах энергия передается потоку газа силовым воздействием лопаток рабочего колеса, в результате чего происходит сжатие и повышение кинетической энергии газа. Эта энергия преобразуется в давление в неподвижных элементах машины.

В осевых машинах газ сжимается при движении его вдоль оси рабочего колеса и направляющего аппарата.

Вентиляторы

Центробежные вентиляторы условно делятся на вентиляторы низкого давления ( p < 10³ Па ), среднего давления ( p = 10³ – 3*10³ Па) и высокого давления ( р = 10³ – 10⁴ Па ). В спиралеобразном корпусе 1 вентилятора (рис. 3.1) вращается рабочее колесо (барабан) 2 с большим числом лопаток. Отношение ширины лопатки к ее длине зависит от развиваемого давления и является наименьшим для вентиляторов высокого давления. Газ поступает по оси вентилятора через патрубок 3 и уда­ляется из корпуса через нагнетатель­ный патрубок 4.

Рис. 3.1. Схема вентилятора низкого давления:

1 – корпус; 2 – рабочее колесо; 3 – всасывающий патрубок; 4 – нагнетательный патрубок

Лопатки вентиляторов обычно выполняют загнутыми вперед (угол ), или загнутыми назад ( ) по направлению вращения колеса. При лопатках, загнутых вперед, заданный напор получают при меньшей окружной скорости колеса, соответственно – при меньшем его диаметре, чем при лопатках загнутых назад; однако гидравлическое сопротивление последних ниже.

Рабочие колеса вентиляторов низкого и среднего давления, обладающих большими производительностями, имеют относительно большую ширину. Для того чтобы обеспечить прочность и жесткость широких колес, окружную скорость их необходимо ограничить (не более 30 – 50 м/с). Поэтому рабочие колеса таких вентиляторов изготавливают с лопатками, загнутыми вперед (β₂ = 120 - 150⁰), не считаясь с понижением гидравлического к. п. д. η_г вентилятора.

У вентиляторов высокого давления, обладающих меньшей производительностью, ширина колес относительно невелика. Поэтому их лопатки обычно загнуты назад.

Характеристики центробежных вентиляторов, как и других центробежных машин для перемещения и сжатия газов, подобны характеристикам центробежных насосов, а зависимость производительности, напора и мощности от числа оборотов выражается уравнениями (3.1) - (3.3). Рабочий режим устанавливается по точке пересечения характеристики центробежного вентилятора с характеристикой сети (см. рис. 3.4).

Мощность на валу вентилятора N_в находят по уравнению

, (3.1)

где V - производительность вентилятора, м³/с; H – напор вентилятора, м; ρ - плотность газа, кг/м³;η_в = λ_Vη_гη_мех - к. п. д. вентилятора, определяемый как произведения коэффициента подачи λ_V, гидравлического η_г и механического η_мех к. п. д.

Полный напор вентилятора Н может быть рассчитан по формуле

(3.2)

где Р_Н и Р_ВС - статическое давление соответственно в нагнетательном и всасывающем патрубках, Па; υ_H и υ_BC - средняя скорость движения в нагнетательном и всасывающем патрубках соответственно, м/с; H_H и Н_ВС - высоты нагнетания и всасывания, м; h_п — потеря напора, обусловленная гидравлическими сопротивлениями.

В данном случае статическое давление на всасывающей линии равно барометрическому давлению: P_BC = P_б

Скорость воздуха на входе в вентилятор близка к нулю: υ_ВС=0

Высота всасывания также равна нулю: Н_ВС=0, а высота нагнетания, т.е. расстояние от вентилятора до места установки трубки Пито - Прандтля, которая позволяет измерить разность между полным и статическим напорами, т.е. динамический напор, равна 1м: H_H = 1 м.

Потерю напора рассчитываем, пренебрегая местными сопротивлениями:

(3.3)

Где λ - коэффициент трения, который в данном случае 0,02; l и d - длина и диаметр трубопровода, равные соответственно 1 и 0,2 м.

Окончательная формула для расчета полного напора вентилятора приво­дится к следующему виду:

(3.4)

где H_H=1 м.

Потребляемая вентилятором мощность, Вт

(3.5)

Где V - объемная производительность, м³/с; P - полное давление вентилятора, Па.

Коэффициент полезного действия вентилятора η есть отношение полез­ной мощности ко всей потребляемой мощности N_n, которая может быть изме­рена ваттметром либо другими измерительными приборами:

(3.6)

КПД вентиляторной установки равен произведению КПД самого вентиля­тора, передачи и электродвигателя:

(3.7)

Потребляемая электродвигателем вентилятора мощность состоит из полезной мощности, которая расходуется на перемещение газа и потерь мощно­сти:

(3.8)

В момент пуска вентилятора для преодоления сил инерции необходимо приложить дополнительную мощность, поэтому двигатель испытывает повышенную нагрузку. Для того чтобы свести к минимуму нагрузку на двигатель, при пуске вентилятора полностью закрывают нагнетательный патрубок. При этом производительность вентилятора _V=0. Так что полезная мощность также равна нулю, и вся потребляемая электродвигателем энергия тратится на преодоление сопротивлений (см. уравнение 3.8).

Важнейшими характеристиками вентилятора являются производительность V (м³/с), напор H (м), а также потребляемая мощность N и коэффициент полезного действия η. Для правильного выбора вентилятора надо знать зави­симость напора, потребляемой мощности и КПД от производительности.

Характерной особенностью центробежных вентиляторов является то, что их КПД имеет максимальное значение лишь при оптимальной производительности. В связи с этим их целесообразно применять лишь при определенных значениях производительности, соответствующих достаточно высоким значениям КПД.