Осевой вентилятор (стр. 2 из 3)
Уравнение (4) является важнейшим положением вихревой теории воздушных винтов Н. Е. Жуковского. Выполнение его. для осевых машин дает существенное повышение их КПД.
Влияние условия (4) на конструктивную форму лопасти проявляется в том, что она получается закрученной (винтовой) с переменными углами β1л и β2л по длине. Такие лопасти имеют широкое применение, в особенности в машинах с малым относительным диаметром втулки.
В машинах с большим относительным диаметром втулки лопасти выполняются незакрученными, но с хордой, уменьшающейся к периферии.
Выбор расчетного угла атаки
В общем виде рекомендации по выбору расчетного угла атаки на различных радиусах лопаточного венца рабочего колеса могут быть сформулированы так: для прикорпусных решеток можно выбирать нулевые или небольшие отрицательные углы атаки (α1 = - 2 .. – 4 °), а для привтулочных решеток, наоборот, - положительные углы атаки и большие, чем это следует из данных по плоским решеткам.
В некоторых подходах к профилированию лопаточных венцов вопрос о выборе величины расчетного угла атаки не возникает, так как определение угла установки и кривизны профилей выполняется из условия безударного входа для плоских решеток профилей, обтекаемых идеальной жидкостью.
Расчет осевых насосов и вентиляторов
Определение основных размеров осевых насосов и вентиляторов производится на основе уравнений Эйлера и неразрывности потока. При этом учитываются особенности работы ступеней и конструктивные соотношения, принятые в практике. Для расчета должны быть заданы: Н - напор выраженный в метрах столба среды, перемещаемой машиной; Q — подача, м3/с, и физические константы среды.
Осевые машины соединяются с электродвигателем непосредственно; в таких случаях частоту вращения машины принимают равной рабочей частоте вращения электродвигателя.
Соответственно окружные скорости концов лопастей оказываются значительными. Так, в случае насосов допускают окружные скорости до 60 м/с; большие значения не принимают из условий недопустимости кавитации. В осевых вентиляторах обычно ограничиваются скоростями до 100 м/с во избежание появления сильного шума. Относительный диаметр втулки принимают v=DBT/DН=0.4 – 0.8, причем большие значения выбираются для высоконапорных машин.
Коэффициент расхода φ принимают в пределах 0,4—0,8.
Диаметр рабочего колеса машины может быть определен из уравнения неразрывности
Са = Q / 0.785×DH2 ×(1 – ν2) = κφ×ν×u = = κφ×ν×π×DH×n/60
где κφ = Ca/uвт
Очевидно,
(5)При выбранных ν и κφ последнее равенство однозначно определяет диаметр колеса осевой машины. Обычно κφ = 0,64 - 1. Далее определяется диаметр втулки Dвт = ν×DH находится длина лопасти
Lл = (DH - Dвт) / 2
Целесообразность применения высоких частот вращения непосредственно ясна из выражения (5), показывающего уменьшение DH при повышении п.
Как было указано выше, элементы лопасти, находящиеся на разных расстояниях от центра колеса, работают с различной эффективностью.
Поэтому допускается расчет лопастей по среднему диаметру Dcp = ((DH2 - Dвт2)/2)1/2 и при менее цилиндрических лопастей ν > 0.7.
При v<0,7 разбивают лопасть по длине на 7 – 10 участков и ведут расчет каждого из них отдельно по среднему диаметру его, получая различные значения лопастных углов на входе; лопасть получается закрученной (винтовой).
Так как осевая составляющая са скорости для принятого значения φ известна (са=φ×uH), то при отсутствии закрутки на входе.
β1 = arctg(Ca/Ucp)
Угол выхода потока из межлопастных каналов
β1 = arctg(Ca/(Ucp – C2u))
Величина с2и определяется из основного уравнения машины
где Н — напор одной ступени машины; ηг — гидравлический КПД, лежащий в пределах 0,75 — 0,92.
Лопастные углы на входе и выходе:
β1л = β1 + i, i = 2 - 7°
β2л = β1л + Δ βл
где Δ βл принимается по результатам экспериментальных продувок решеток лопастей.
Количество рабочих лопастей осевых насосов выбирают от 3 до 6, а осевых вентиляторов — до 40.
В многоступенчатых осевых машинах между венцами рабочих лопастей двух соседних ступеней помещаются венды неподвижных лопаток, направляющих поток, проходящий из одного рабочего колеса в другое.
Угол входа направляющих лопаток α2 =arctg ca/c2u, a угол выхода α3 = 90°. При известном значении относительного шага профиля t = 0.5 – 1.5 определяется хорда профиля b=t/t-, (где t вычисляется по диаметру колеса и принятому количеству лопастей).
Построив среднюю линию профиля по углам β2л и β1л по относительным координатам профилей можно построить профили лопастей.
При лопатках (v<0,7) хорду профиля изменяют по длине так, чтобы bвт = (1 – 1.5)bн, где bн – хорда профиля на окружности наружного диаметра.
Расчет осевого вентилятора
Дано
1. Перепад даления Р = 300 Па
2. Диаметр колеса Dk = 0.456 м
3. Число оборотов n = 3000 об/мин
Задаем :
1. Ширина лопатки b=0.1 м
2. Плотность воздуха ρ=1.293
3. Гидравлический КПД ηg=0.91
4. Диаметр Втулки Dвт = 0.2 м
5. Число лопаток Z = 4
РАСЧЕТ :
1. Находим угловую скорость
W = π×n/30 = 3.14×3000/30 = 314 c-1
2. Окружная скорость на внешнем диаметре
U = π×n×Dk/60 = 71.59
3. Из уравнения находим
Критерий быстроходности ny = 452.14
По значению критерия быстроходности выбирается тип вентилятора.
| Вентиляторы | Критерий быстроходности (ny) | |
| Радиальные | Высокого давления | 10…30 |
| Низкого давления с лопатками загнутыми: А) вперед Б) назад | 30…60 50…80 | |
| Двустороннего всасывания | 80…120 | |
| Дисковые | > 80 | |
| Осевые | Со спрямляющим аппаратом | 120…200 |
| С листовыми кручеными лопатками | 200…400 | |
Таким образом по критерию быстроходности получаем осевой вентилятор, с листовыми кручеными лопатками.
4. Из уравнения
находим Расход
L = 3.84 м3/с
5. Относительный диаметр втулки
ν = Dвт/Dk = 0.2/0.456 = 0.439
6. Осевая скорость
Са = 4×L/π×Dk2×(1-ν2) = 29.1
7. Площаль колеса вентилятора
F1 = π×Dk2/4 = 0.163 м2
8. Относительный коэффициент расхода
L/ = L/F1×U = 0.328
9. Коэффициент давления
Ψ = 2×P/ρ×U2 = 9.05×10-2
10. Теоретический коэффициент
k = 1.25
Ψt = Ψ×k = 0.113
11. Длина Лопатки
Lлоп = (Dk – Dвт)/2 = 0.128 м
Расчет Длинных Лопаток
1. Число разбиений – n = 3.
i - номер участка.
2. Средний радиус участка
ri = Dвт/2 + Lлоп × (2×i -1) / 2×n
r1 = 0.121
r2 = 0.164
r3 = 0.207
3. Относительный радиус i - ого сечения
ri- = 2×r/Dk
r1- = 0.532
r2- = 0.719
r3- = 0.906
4. Окружная скорость на i - ом участке
Ui = π×r×n /30
U1 = 38.09
U2 = 51.5
U3 = 64.9
5. Окружная составляющая скорости
С2Ui = P / ρ×Ui× ηg
С2U1 = 6.69
С2U2 = 4.95
С2U3 = 3.92
Вычисление углов потока в i – ом сечении
6. Угол входа потока на решетку (в градусах)
β1i = arctg(Ca/Ui)×180/π
β11 = 37.39
β12 = 29.48
β13 = 24.16
7. Угол выхода потока (в градусах)
β2i = arctg(Ca/(Ui – C2Ui))×180/π
β21 = 42.83
β22 = 32.02
β23 = 25.52
8. Угол среднегеометрической скорости (в градусах)
βmi = arctg(Ca/((Ui – C2Ui)/2))×180/π
βm1 = 39.95
βm2 = 30.7
β13 = 24.82
9. Угол среднегеометрической скорости (в радианах)
βmi = arctg(Ca/((Ui – C2Ui)/2))
βm1 = 0.7
βm2 = 0.54
β13 = 0.43
10. Нагруженность решетки
(Сyτ)i = Ψt×cos(βmi)/( ri- - Ψt/4)
(Сyτ)1 = 0.34
(Сyτ)2 = 0.2
(Сyτ)3 = 0.13
11. Густота решетки
τi = Z×b/π×D× ri-
τ1 = 0.52
τ2 = 0.39
τ3 = 0.31
12. Коэффициент подъемной силы
Cyi = (Сyτ)i/ τi
Cy1 = 0.65
Cy2 = 0.52
Cy3 = 0.42
Расчет КПД осевой ступени и мощность на валу вентилятора
Обратный коэффициент качества решетки Μ = 0.04
Механический КПД ηm = 0.95
КПД Решетки
ηг = (1-μ×tg(βmi))/(1 + μ×1/tg(βmi)) = 0.91
Полный КПД ступени η = ηг×ηм = 0,85
Мощность на валу
N = P×L/η = 1340 Вт
Результаты расчета профилей лопасти (Таблица 1).
| i | ri | ri- | Ui | C2Ui | β1i | β2i | βmi | βуст | (Сyτ)i | τi | Cyi |
| м | - | м/с | м/с | Градус | Градус | Град | Градус | - | - | - | |
| 1 | 0,12 | 0,53 | 38 | 6,69 | 37,38 | 42,83 | 0,67 | 40 | 0,34 | 0,52 | 0,65 |
| 2 | 0,164 | 0,72 | 51,5 | 4,95 | 29,47 | 32,02 | 0,54 | 30,5 | 0,2 | 0,39 | 0,51 |
| 3 | 0,206 | 0,9 | 64,9 | 3,92 | 24,16 | 25,52 | 0,43 | 24,8 | 0,13 | 0,3 | 0,42 |
Электродвигатели
В сухих мало запыленных помещениях, не содержащих в воздухе агрессивных газов и взрывоопасных веществ, устанавливают защищенные двигатели.