Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Нижегородский государственный архитектурно-строительный университет

Кафедра отопления и вентиляции.

Контрольная работа

по дисциплине

«Насосы, вентиляторы, компрессоры»

Выполнил:

студент гр. ТГВ ВВз 7-06-01

А.А. Магденко

Проверил:

Ст. преподаватель

А.В.Кубарев

г. Нижний Новгород

2009 г.

Содержание

1. Задача №1.

2. Задача№2.

3. Контрольные вопросы.

4. Ответы на вопросы.

5. Список литературы.

Задача I

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

Задано: 1. Частота вращения n=906об/мин.

2. Давление Р=1000+6 Па = 1006 Па = 100,6 кгс/м².

3. Производительность L=1,1*3600=3960 м³/ч.

4. Плотность ρ=1,2 кг/м³.

Величина полного и гидравлического к.п.д. вентилятора, коэффициент давления и закручивания задается на основании существующих экспериментальных данных, приведенных в литературе.

Решение:

I. Определить основные размеры колеса, диаметр входного отверстия, размер выходного отверстия, число лопаток, углы β и z лопаток колеса.

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

n_y<100 – 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 С = 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 формуле на основании обработки многочисленных испытаний центробежных вентиляторов при с постоянной шириной колес b₁^`=b₂ и с лопатками, выходные кромки которых загнуты вперед (β₂ < 90⁰)

м

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

6. Ширину колеса на входе b₁ определяем исходя из следующих соображений. Если исходить из сохранения скорости на повороте потока (C_1m=C₀) 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 для вентиляторов с лопатками загнутыми вперед.

Итак

7. Величину раскрытия спиральных кожухов определяют на основании определенных уравнений. 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.

Итак

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

Примечание. В этой формуле для обеспечения достаточного воздействия лопаток на поток, а также достаточной жесткости колеса шаг (или расстояние) между лопатками при среднем диаметре должен быть равен радиальной длине лопатки .

10. В целях уменьшения гидравлических потерь угол входа на лопатки должен превышать 90⁰, т.е. β₁=100 … 140⁰.

Принимаем β₁=120⁰;

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 β₂=20 …35⁰.

Принимаем β₂=35⁰

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. условие по заданию выполнено.

Задача II

Исследование совместной параллельной и последовательной работы в общей сети двух одинаковых вентиляторов.

Пример

Исходные данные:

Предположим, что мы имеем следующие значения L, м³/ч, Р, Па, , %:

Таблица 2.1

№ точек параметры	1	2	3	4	5	6	7
L, м3/ч	2000	3000	4000	5000	6000	7000	8000
Р, Па	700	680	700	650	580	500	370
, %	0,6	0,67	0,74	0,78	0,76	0,75	0,6
N, кВт	0,64	0,85	1,05	1,16	1,27	1,3	1,37

Решение

1. По этим координатам строим графики P – L – индивидуальную характеристику давления одного работающего нагнетателя.

2. Удваивая производительность одного нагнетателя при Р=const (т.е. по абсциссе) получаем точки для построения суммарной характеристики давления двух параллельно работающих нагнетателей - P – L _{сум I}. Результаты сводим в табл. 2.2

Таблица 2.2

№ точек параметры	1	2	3	4	5	6	7
Lх2, м3/ч	4000	6000	8000	10000	12000	14000	16000
Р, Па	700	680	700	650	580	500	370

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 _{сум II} – L. Результаты сводим в табл. 2.2

Таблица 2.2

№ точек параметры	1	2	3	4	5	6	7
L, м3/ч	4000	6000	8000	10000	12000	14000	16000
Р*2, Па	1400	1360	1400	1300	1160	1000	740

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 - ΔP_с – L.

Известно из гидравлики, что ΔP_с = k x L², где k – удельное сопротивление сети при расходе через нее равном 1, а график характеристики сети – квадратичная парабола. Для построения характеристики сети в задаче используем условную формулу:

ΔP_с = K  L Па

Допустим, что k=740. Задаваясь несколькими значениями L м³/с и подставляя их в формулу ΔP_с, определяем ΔP_с. Результаты сводим в табл. 2.3.

= 740 0,5²=185 Па,

=740 1²=740 Па,

=740 2²=2960Па,

=740 3²=6660 Па.

Т а б л и ц а 2.3

L, м3/с ΔPс, Па	0,5	1	2	3
L, м3/ч	1800	3600	7200	10800
Р, Па	185	740	2960	6660

По полученным данным строим график ΔP_с – L в том же масштабе, что и P – , P – . В точках, где ΔP_с – L пересекает характеристики нагнетателя имеется равенство ΔP_с= при = _. Эти точки называются рабочими – Р , Р , Р _. Координаты этих точек выписываем в таблицу 2.4

Примечание. Для решения этих задач пренебрегаем изменениями характеристики сети при отключении одного из нагнетателей.

Т а б л и ц а 2.4

Соединение	Количество работающих вентиляторов	L, м3/ч	P, Па	N, кВт	η, %
Параллельное	2
	1
	каждый
Последовательное	2
	1
	каждый

Вопросы:

2. Исторический образ развития гидравлических машин и науки о них, значение их в народном хозяйстве.

3. Движение жидкости во вращающемся лопастном колесе. Уравнение Л.Эйлера для работы лопастного колеса.

6. Теоретическая и действительная характеристика центробежного нагнетателя. Источник потери давления. Полная характеристика.

8. Изменение полного, статического и динамического давлений в сети, присоединенной к нагнетателю. Характерис­тика сети. Способ наложения характеристик.

10. Технико-экономические основы выбора нагнетателя для работы в сети.

12.Регулирование работы нагнетателей. Качественное и количественное регулирование, область их применения. Способы изменения характеристик нагнетателей.

14. Классификация центробежных (радиальных) вентиляторов по величине, давлению по назначению. Типы вентиляторов, выпускаемых промышленностью. Соединение вентиляторов с электродвигателем. Мероприятия по борьбе с шумом и вибрацией, возникающими при работе вентиляторов.

17. Кавитация, причины возникновения, способы предупреждения кавитации. Допустимая высота всасывания насосов.

18.Понятие о циркуляции потока по профилю лопаток. Теорема Н.Е Жуковского о подъёме силе элемента лопатки. Принцип проектирования и расчета осевой машины. Характеристика осевой машины.

19. Типы современных, осевых вентиляторов и насосов. Соединение их с электродвигателем. Область применения.

Ответы: