Применение аспирационной системы ас-1 в псм.

Рисунок 3 Система аспирации АС-1: L₁,,L₂ , L₃ L₄ – трубопровод

Система АС-1 аспирирует запыленный воздух (t=20 °С) из укрытия технологического агрегата. Очистка воздуха осуществляется по одной схеме: одноступенчатая (циклон).

В системе используют одноступенчатый (в циклоне) способ очистки воздуха. Следовательно, в системе можно выделить одну сеть: циклон и трубопроводы длиной L = L₁ + L₂ + L₃ L4. Диаметры трубопроводов сети будут одинаковы так как рассчитаны на один и тот же расход воздуха.

3. Методика расчета вентилятора высокого давления ввд-cнмt 315-130

Расчетные данные:

	Производительность по воздуху Q, м 3/ч, м 3/с,	Плотность воздуха ,	Диаметр колеса, ,м	Частота вращения вала ,	Давление развиваемое при н.у. р, кг/м2/γ (кг/м3)
0,95	2720/0,756	0,120	0,46	2900	280/1,2

Расчет ведут в такой последовательности:

1. _{Диаметр входного отверстия вентилятора (см.рис 1.1.) определяют по формуле:}

(1)

где с – геометрический коэффициент, с =3,5 4,5

Указанная формула выведена ЦАГИ и основана на предложении, что наименьшие потери давления в каналах колеса полученной при минимальном значении оптимальной скорости на входе.

Рис 1.1

2.Скорость входа в вентилятор равна:

(2)

3.Диаметр входа по конструктивным соображениям принимается:

(3)

4.Ширина колеса на входе определяется на основании следующих соображений

Если исходить из сохранения скорости на повороте ( ) и допустить,

что площадь живого сечения потока равна цилиндрической поверхности то получим:

(4)

а так как , то

= (5)

В действительности же в связи с тем, что отрыв потока на повороте практически неизбежен, ширину колеса принимают с запасом:

=1,25·0,055=0,06875 м (6)

где К .При лопатках замкнутых назад и радиальных, К=1,05 1,25.При лопатках, замкнутых вперед, К=1,20 2,5,причем запас тем больше, чем больше отношение .

У центробежных вентиляторов колеса изготавливаются равной ширины

или полуконическими .При полуконических колесах обеспечивается меньшая потеря давления на поворот и лучший диффузионный эффект в межлопаточных каналах, т.е более высокий К.П.Д. Однако технология изготовления полуконических колес более сложна.

5.Окружная скорость на входе в колесо:

(7)

6.Относительная скорость на выходе в колесо:

(8)

При отсутствии закручивания на входе, когда =0, то получим:

;

,

значит (8) примет вид:

= =38,9 м (9)

,

а соответствующий угол протекания потока

=

Принимаем =

Рис 1.2

7.Угол установки лопаток на входе в колесо

+ (11)

где - угол атаки, т.е разность между углом набегающего потока и углом установки лопаток на входе, обычно

Далее на основе ряда соображений следует задаться (с последующей проверкой) наружным диаметром колеса , углом выхода с лопаток , числом лопаток и продолжить расчет.

8.Окружная скорость на выходе с колеса:

м (12)

9.Скорость закручивания потока на выходе из колеса без учета влияния числа лопаток:

+ cos =69,85+38,9·cos =106,4 м/с (13)

(в расчетах первого приближения можно принимать )

Скорость закручивания потока при выходе с колеса с учетом влияния конечного числа лопаток будет меньше, т.е

=(0,7 =(0,7 =74,48 101,1 м/с (14)

Принимаем =100 м/с.

10.Коэффициент закручивания потока на выходе из колеса:

= = (15)

11.Теоретическое давление лопаточного колеса:

= - (16)

Если принять , то:

= =837,24 кг/ (17)

12.После определения размеров кожуха, пользуясь соответствующими диаметрами, подачи плавающей потери давления внутри вентилятора: на входе, при повороте к лопаткам, между лопатками, при выходе в кожух и в кожухе.

Потеря давления при протекании потока между лопатками колеса прежде всего зависит от угла атаки. Так как форма междулопаточных каналов лучше у колес с замкнутыми назад лопатками, то потери у них будут меньше, чем у колес с лопатками, замкнутыми вперед.

Потери давления на удар при выходе с колеса можно уменьшать при установке плоского щита, чем лопаточного направляющего. Эти потери обычно меньше у колес с лопатками, замкнутыми назад, чем для колес с лопатками, замкнутыми вперед, так как в первом случае абсолютные скорости выхода меньше.

Потери давления в кожухе существенно зависит от его размеров, а так же от формы. В скрученном литом кожухе переменной ширины эти потери меньше, чем в прямоугольном сварном кожухе постоянной ширины.

Обычно суммарная величина гидравлических потерь в вентиляторе составляет:

(18)

А давление, развиваемое при нормальных условиях равно:

· 1,43 =837,24 кг/м² (19)

По (18) получаем:

=83,7 251,2 кг/м²

Проверка:

кг/м² (20)

·100 = ·100 =33,6 =10 (21)

Если заданное значение не соответствует вычисляемому

то следует произвести пересчет, изменив принятые предварительные параметры некоторых из геометрических параметров вентилятора:

D₂ , , z.

13.Гидравлический К.П.Д. вентилятора равен:

= = = =0,66 (22)

14.Гидравлическая мощность вентилятора:

= = =6,2 к/Вт (23)

15.Мощность, связанная с потерями на трение воздуха через зазор (она добавляется к мощности гидравлической), определяется по формуле:

= = =0,31 к/Вт (24)

где =(0,01 0,05)Q=(0,01 0,05) 0,756=0,0076 0,038 м³/с (25)

16.Мощность,расходуемая на трение дисков и колец колеса о воздух(так называемая нулевая или паразитная мощность), может быть приближенно посчитана по формуле ЦАГИ:

= · · ³(1+5 ) (26)

где =(5 10^-6 для колес с коническим передним диском

и =(10 10^-6-для колес с плоским передним диском.

=(10 10^-6·0,120· (1+5 )=5,2 к/Вт

Принимаем =5,66 к/Вт

17.Мощность на колесе, т.е расходуемая только колесом при механических потерях в подшипниках и в приводе:

к/Вт (27)

Выбираем двигатель 4А160S2УЗ с мощностью 15кВт, асинхронной частотой вращения 2900 мин^-1.

и К.П.Д:

= 0,29 (28)

( -низкий в виду того, что не производился пересчет. должен быть в пределах =(0,47 ))

В результате работ по совершенствованию центробежных вентиляторов их К.П.Д значительно повысился. Для вентиляторов с быстроходностью, лежащей в пределах =25 , при лопатках, загнутых вперед,

=0 ; при лопатках, оканчивающихся радиально

=0 , и при лопатках, загнутых назад =0 и более.

Следует отметить, что рассмотренный метод аэродинамического расчета центробежных вентиляторов, равно как и другие современные методы, до сих пор еще основываются на приближенной модели движения потоков, в которой не учитываются несимметричность каналов и полей скоростей, неравномерность работы каналов колеса.

Заключение.

Целью данной работы было изучение конструкции, принципа действия и основ расчета вентилятора высокого давления. В качестве отчета о проделанной работе представлены:

- Пояснительная записка. В пояснительной записке описана конструкция ветилятора, классификация, расчет основных и конструктивных параметров, а также приведена схема очистки воздуха с использованием данного вентилятора и описана область ее применения в ПСМ.

-Графическая часть. В графической части представлен чертеж вентилятора и схема очистки воздуха АС-1. Графические изображения выполнены на листах формата А2 и скомпанованы на листе формата А1

Литература

1.Калинушкин М.П. Вентиляторные установки., М:1962-288c.

2.Кочергин С.М. Вентиляция. Оборудование и технологии. Учебно-практическое пособие.- М:- Стройинформ, 2007-424с.

3.Рысин С.А. Справочник по вентиляции. М-1954-247с.