Стационарные машины
.pdf
Принимается цилиндрический кожух с площадью сечения
Φ2 π = Q = 30,6 = 3,06 м2 и диаметром Ф = 2000 мм. 4 cа 10
Направляющий аппарат (рис. 3.1) расположен перед рабочим коле- сом. Принимаем внешний диаметр рабочего колеса d 2 равным 1980 мм. Для меньших потерь в диффузоре выбираем ν = 0,5. Тогда диаметр втулки
d1 = 990 мм.
Определим среднюю меридиональную скорость
cm = Q = 13,3 м/сек
Fr
и средний коэффициент производительности
φ= cm = 0,445 .
u2
Средний коэффициент давления будет
16 × |
|
P |
|
||||
|
2 |
|
|||||
|
|
= |
|
|
= 0,4 . |
||
ψ |
|||||||
|
u2 |
2 |
|||||
|
|
|
|
||||
Тогда постоянные коэффициенты расхода равны
φ = |
1,5 × 0,445 × (1 + 0,5) |
= 0,572 |
||
|
||||
c |
1 |
+ 0,5 |
+ 0,52 |
|
|
|
|||
и коэффициенты давления
ψ |
|
= |
2 × 0,4 |
= 0,64 . |
|
c |
|
||||
|
1 |
+ 0,52 |
|
||
|
|
|
|||
Из этих величин для варианта «направляющий аппарат – рабочее ко- лесо» получим постоянный угол притекания
|
φc |
|
0,572 |
|
ο × |
||||
tgβ∞ = |
|
|
= |
|
|
|
= 0,493 и |
β∞ = 26 15 . |
|
1 + ψc |
1 + 0,64 |
||||||||
c |
|
|
c |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
4 |
|
4 |
|
|
||||
Для среднего значения коэффициента обратного качества профиля
ε = 0,05 и постоянного коэффициента подъемной силы ca 0,6 получим
116
при |
дуговом |
профиле |
f |
= 0,05 (по рис. 3.1) постоянный угол атаки |
|||
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
l |
|
α¥c |
@ 3o и постоянный угол установки сечений профилей лопатки |
||||||
|
γ = β + α |
|
= 26o15× + 3o = 29o15× . |
||||
|
c |
¥c |
|
¥c |
|
|
|
|
Постоянная ширина лопатки и число лопаток вычисляются по урав- |
||||||
нению |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,6lc z = |
0,64 |
π×1,98 ×sin 26o15× = 3,06 . |
||||
|
0,572 |
||||||
|
|
|
|
|
|
||
Если принять число лопаток рабочего колеса z = 15, то lc = 340 мм.
Для лопаток направляющего аппарата, если принять число их z΄ = 24, угол выхода будет равен
tgαc = 2 φc = 1,79 , тогда αc = 60˚50 ΄.
ψc
Принимая среднее значение коэффициента обратного качества про-
филя ε = 0,05 , к.п.д. рабочего колеса будет равен
η = |
1 - 0,05 × 0,572 |
= 0,89 . |
|
|
|||
|
|
|
|||||
L |
|
|
|
|
|||
1 + |
0,05 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
0,572 |
|
|
|
|
|
||
К.п.д. диффузора для σ = |
0,582 |
2 |
= 0,51 ν = 0,5 будет равен ηdi = 0,95 и |
||||
|
|
||||||
|
|
|
|
0,64 |
|
|
|
в соответствии с оставшимся закручиванием на выходе к.п.д. закручивания ηdr ≈ 0,95. Тогда гидравлический к.п.д. может быть принят равным
ηh = 0,89 × 0,95 0,8 .
Механический к.п.д. для двух подшипников и клиноременного при- вода составит ηm 0,92 , откуда полный к.п.д.
η = 0,8 × 0,92 = 0,735
Потребляемая мощность
N = |
30,6 × 45 |
|
= 25 л.с. |
|
|
||||
1 |
0,735 |
× 75 |
|
|
|
|
|||
Потребная мощность двигателя с 10%-ным запасом N2 = 20 кВт. Скорость вращения осевого вентилятора
117
п = |
60 |
× 30 |
= 290 об/мин. |
|
3,14 |
×1,98 |
|||
|
|
Помимо уменьшения потребляемой мощности преимущество дан- ного осевого вентилятора по сравнению с центробежным заключается в том, что он значительно меньше по размерам и легче по весу: центробеж- ный вентилятор имеет высоту 3,5 м и ширину 1,75 м, а осевой – цилинд- рический кожух диаметром 2 м и длиной 1 м.
Сила шума одноступенчатого осевого вентилятора с лопатками, вы- полненными по дуге круга, отнесенная к окружной скорости и2 примерно равна силе шума центробежного вентилятора с радиальными лопатками и составляет для и2 = 30 м/сек примерно 65 фон. При входном направляю- щем аппарате шум уменьшается на 0,1 от общего числа фонов и его можно принять равным 60 фон. Так как два рабочих колеса расположены одно за другим, то результирующая сила шума на 10lg2 ≈ 3 фона больше, чем сила шума одного рабочего колеса. Следовательно,
L = 60 + 3 = 63 фон.
Задача 3.2.
Рассчитать вентилятор низкого давления для промышленной венти- ляционной установки, Вентилятор должен подавать 30,6 м3/сек воздуха с удельным весом γ = 1,225 кг/м3 при разности статических давлений pst = 38,75 мм вод. ст. и создавать в нагнетательном отверстии скорость ca = 10 м/сек. Привод должен осуществляться при помощи клиноременной передачи.
Решение. Для требуемой производительности необходимо установить вен- тилятор двустороннего всасывания, так как при высокой скорости засасы- вания, равной 10 м/сек, одно всасывающее отверстие должно иметь пло- щадь 3,06 м2 и диаметр 1,98 м.
Для получения максимально высокого к.п.д. рекомендуется приме- нение вентилятора с радиально-оканчивающимися лопатками, тем более что использование лопаток, загнутых вперед, для возможно низких скоро- стей всасывания недопустимо из-за малого диаметра рабочего колеса.
В соответствии со скоростью выхода са = 10 м/сек динамическое давление составляет
pd |
|
= |
102 |
= 6,25 мм вод. ст. и полное давление |
a |
|
|||
|
16 |
|
||
P = 38,75 + 6,25 = 45 мм вод.ст. и1 = 0,8 · 30 = 24 м/сек.
118
Коэффициент дросселирования σ = |
6,25 |
= 0,14 и α = |
|
10 |
|
= 0,354 . |
|
|
|
|
|
|
|||
45 |
|
4 |
45 |
|
|||
Коэффициент давления ψ на основе опытных данных принимается рав-
ным 0,8. Отсюда окружная скорость u2 будет равна
u2 = |
|
16 × 45 |
|
= 30 м/сек. |
|
|
|
|
|
0,8 |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
Принимаем 36 радиальных лопаток с углами β = 35ο |
и β |
2 |
= 90ο. |
||||||
|
1 |
|
|
|
|||||
Число лопаток z = 36 соответствует отношению диаметров |
d1 |
= 0,8 , тогда |
|||||||
d2 |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
внутренняя окружная скорость u1 будет равна
u1 = 0,8 · 30 = 24 м/сек.
Меридиональная скорость идеального вентилятора таких же разме- ров, но с бесконечным числом лопаток будет
c1м∞ = u1tgβ1 = 24 × 0,7 = 16,8 м/сек.
Теоретическое полное давление
P |
= ρu |
2 |
= |
30 |
2 |
= 112,5 мм вод. ст. |
2 |
|
|
||||
∞ |
|
8 |
|
|
||
|
|
|
|
|
||
Коэффициент дросселирования σ ∞ принимается равным 0,14 + 0,35 = 0,175. Далее получим динамическое давление в нагнетательном отвер- стии
pda∞ = σ∞ P∞ = 0,175 ×112,5 = 19,7 мм вод.ст.
Скорость выхода при этом равна:
сa∞ = 4
19,7 = 17,75 м/сек.
Тогда теоретическая производительность при площади нагнетатель- ного отверстия Fa = 3,06 м2 составляет
Q∞ = 17,75 × 3,06 = 54,4 м3/сек.
При двухстороннем всасывании Q∞ / 2 = 27,2 м3/сек диаметр входно-
го отверстия Ф5 принимаем равным 1,5 м. Если принять внутренний диа- метр d1 = 1,5 м, то получим внешний диаметр рабочего колеса
d2 = 1,5 = 1,88 м. 0,8
119
Принимая во внимание потери в зазоре, равные 0,1Q∞ , получим ши- рину лопаток на входе
b1 = |
1,1Q∞ |
= |
|
1,1 × 27 ,2 |
= 0,38 м. |
|
2πd1c1m |
1,5 × 3,14 ×16 ,8 |
|||||
|
|
|
||||
Ширина лопаток на выходе при больших отношениях диаметров принимается
b2 = b1 = 0,38 м.
В действительном вентиляторе (при определенных размерах) для по- ловины его колеса получим следующие величины:
скорость всасывания
cs = 15,3 = 8,65 м/сек; 1,767
меридиональная скорость
c1m = |
|
|
|
15,3 |
= 8,55 м/сек; |
||||
1,5 × 3,14 × 0,38 |
|||||||||
|
|
|
|||||||
tgβ1× |
= |
8,55 |
= 0,356 и β1× = 19ο35¢ , |
||||||
|
|
||||||||
|
|
24 |
|
|
|
||||
относительная скорость |
|
||||||||
ω = |
|
8,55 |
|
|
= 25,5 м/сек; |
||||
|
|
|
|
|
|
||||
1 |
sin β |
× |
|
|
|
||||
|
|
|
|
||||||
|
|
1 |
|
|
|
||||
меридиональная скорость
|
|
|
|
|
c2 m = |
|
d1 |
|
= 0,8 × 8,55 = 6,85 м/сек; |
|
||||
d 2 |
c1m |
|||
окружная составляющая
с2u > 8 45 > 12 м/сек; 30
абсолютная скорость
c2 > 
122 + 6,852 > 13,82 м/сек;
tgβ2 |
× > |
6,85 |
³ 0,381 и |
β2× ³ 20ο50¢; |
||
(30 |
− 12) |
|||||
|
|
|
|
|||
120
относительная скорость
ω < |
|
6,85 |
< 19,25 м/сек и |
ω2 |
= |
19,25 |
< 0,755 . |
|
|
|
|
||||
2 |
sin β2× |
ω1 |
25,5 |
|
|||
|
|
||||||
Можно |
было, сузив лопатки |
кверху, лучше учесть соотношение |
|||||
ω2 / ω1 , однако тогда получили бы повышенную абсолютную скорость с2 и увеличенные потери преобразования в спиральном кожухе. Поэтому практически полные потери едва ли были бы меньше. Все же для столь большого вентилятора можно добиться, чтобы гидравлический к.п.д. со- ставлял ηh = 0,75 . Так как полный к.п.д. η из-за клиноременной передачи
и трех опорных подшипников, на которых расположен вал рабочего коле- са, будет примерно на 10% ниже, то он может быть принят не выше 0,675.
Потребляемая мощность равна
N = |
30,6 × 45 |
|
= 27 л.с. |
|
|
||||
1 |
0,675 |
× 75 |
|
|
|
|
|||
Потребная мощность электродвигателя, включая 10% резерва,
N2 = 22 квт.
Скорость вращения вентилятора
n = 60u2 = 306 об/мин.
πd2
Нагнетательное отверстие вентилятора будет квадратным с длиной стороны, равной 1,75 м.
При проектировании спирального кожуха |
С |
= |
1,75 |
= 1,86 , причем |
||||||||||
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
r2 |
0,94 |
|
||
центральный угол спирали может быть получен 360 – |
φ = 70°, φ = 290°. |
|||||||||||||
Для центрального угла φ = 360°: |
|
|
|
|
|
|||||||||
lg |
r |
= lg |
1,75 + 0,94 |
= 0,56 |
|
|
|
|
|
|||||
r2 |
0,94 |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
и вспомогательное число составит |
|
|
|
|
|
|||||||||
k = |
|
360 |
|
= 808 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
0,456 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Для возможных углов φ от 22,5° до 290° |
|
|
|
|
|
|||||||||
lg |
r |
= lg |
r |
= |
φo |
. |
|
|
|
|
|
|||
r2 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
0,94 |
808 |
|
|
|
|
|
|||||
121
Так как вал рабочего колеса находится вне кожуха вентилятора, его свободная длина L составляет 1,85 м. Такая длина вала требует его провер- ки на критическую скорость вращения.
Вопросы для самопроверки
1.Что представляет собой вентиляторная установка; ее назначение, классификация?
2.Основное оборудование главных вентиляторных установок.
3.Перечислите основные конструктивные узлы центробежных вен- тиляторов.
4.Перечислите основные конструктивные узлы осевых вентилято-
ров.
5.Реверсирование воздушной струи. Как оно производится?
6.По каким параметрам выбирают вентиляторы?
7.Определите рабочий режим вентилятора.
8.Какие существуют системы приводов главных вентиляторов?
9.Характеристика вентиляторной сети, ее уравнение, построение.
10.Назовите основные этапы проектирования вентиляторной уста-
новки.
122
Рис. 4.3. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных насосов
Рис. 6.4. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных вентиляторов главного проветривания
а)
б)
Рис. 4.4. Характеристические кривые насосов ЦНС 38-50…250 ( а)
и ЦНСК 60-40…200 ( б)
77