Дроздова Л.Г. Стационарные машины и установки
Подождите немного. Документ загружается.
116
Принимается
цилиндрический
кожух
с
площадью
сечения
06,3
10
6,30
4
2
=
==
а
c
Q
Φ
π
м
2
и
диаметром
Ф
= 2000
мм.
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
d
1
= 990
мм.
Определим
среднюю
меридиональную
скорость
3,13
==
r
m
F
Q
c
м/сек
и
средний
коэффициент
производительности
445,0
2
==
u
c
m
φ
.
Средний
коэффициент
давления
будет
4,0
2
16
2
2
=
⋅
=
u
P∆
ψ
.
Тогда
постоянные
коэффициенты
расхода
равны
572,0
5,05,01
)5,01(445,05,1
2
=
++
+⋅⋅
=
c
φ
и
коэффициенты
давления
64,0
5,01
4,02
2
==
+
⋅
c
ψ
.
Из
этих
величин
для
варианта
«
направляющий
аппарат
–
рабочее
ко
-
лесо
»
получим
постоянный
угол
притекания
493,0
4
64,0
1
572,0
4
1
=
+
=
+
=
∞
c
c
c
tg
ψ
φ
β
и
⋅
=
∞
1526
ο
c
β
.
Для
среднего
значения
коэффициента
обратного
качества
профиля
05,0=
ε
и
постоянного
коэффициента
подъемной
силы
6,0
≅
a
c
получим
117
при
дуговом
профиле
05,0
=
l
f
(
по
рис
. 3.1)
постоянный
угол
атаки
ο
3
≅
∞
c
α
и
постоянный
угол
установки
сечений
профилей
лопатки
⋅
∞∞
=+
⋅
=+= 152931526
ο
ο
ο
c
c
c
αβγ .
Постоянная ширина лопатки и число лопаток вычисляются по урав-
нению
06,3152698,1
572,0
64,0
6,0
sin
=⋅⋅=
⋅ο
π
zl
c
.
Если принять число лопаток рабочего колеса
z
= 15, то 340
=
c
l
мм.
Для лопаток направляющего аппарата, если принять число их
z
΄
= 24,
угол выхода будет равен
79,12
==
c
c
c
tg
ψ
φ
α
, тогда
c
α = 60˚50΄.
Принимая среднее значение коэффициента обратного качества про-
филя
05,0=
ε
, к.п.д. рабочего колеса будет равен
89,0
572,0
05,0
1
572,005,01
=
+
⋅−
=
L
η
.
К
.
п
.
д
.
диффузора
для
51,0
64,0
582,0
2
=
=σ
5
,
0
=
ν
будет
равен
η
di
= 0,95
и
в
соответствии
с
оставшимся
закручиванием
на
выходе
к
.
п
.
д
.
закручивания
η
dr
≈ 0,95.
Тогда
гидравлический
к
.
п
.
д
.
может
быть
принят
равным
8,095,089,0
≅
=
⋅
h
η
.
Механический
к
.
п
.
д
.
для
двух
подшипников
и
клиноременного
при
-
вода
составит
92,0
≅
m
η
,
откуда
полный
к
.
п
.
д
.
735
,
0
92
,
0
8
,
0
=
⋅
=
η
Потребляемая
мощность
25
75735,0
456,30
1
=
⋅
⋅
=
N
л.с
.
Потребная
мощность
двигателя
с
10%-
ным
запасом
N
2
=
20
кВт
.
Скорость
вращения
осевого
вентилятора
118
290
98,114,3
3060
=
⋅
⋅
=п
об/мин
.
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
и
2
примерно
равна
силе
шума
центробежного
вентилятора
с
радиальными
лопатками
и
составляет
для
и
2
=
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
10
lg
2
≈
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
м
3
/сек воздуха
с
удельным
весом
γ
=
1,225
кг/м
3
при
разности
статических
дав
лений
p
st
= 38,75
мм вод. ст.
и
создавать
в
нагнетательном
отверстии
скорость
c
a
= 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
м
2
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
с
а
=
10
м/сек динами
ческое
давление составляет
25,6
16
10
2
==
a
d
p
мм вод. ст
. и полное
давление
4525,675,38
=
+
=
P
∆
мм вод.ст
.
и
1
= 0,8 · 30 = 24
м/сек
.
119
Коэффициент
дросселирования
14,0
45
25,6
=
=
σ
и
354,0
454
10
=
=α
.
Коэффициент давления
ψ
на основе опытных данных принимается рав-
ным 0,8. Отсюда окружная скорость
u
2
будет равна
30
8,0
4516
2
=
⋅
=
u
м/сек.
Принимаем 36 радиальных лопаток с углами
ο
35
1
=β и
ο
90
2
=β .
Число лопаток
z
= 36 соответствует отношению диаметров 8,0
2
1
=
d
d
, тогда
внутренняя окружная скорость
u
1
будет равна
u
1
= 0,8 · 30 = 24 м/сек.
Меридиональная скорость идеального вентилятора таких же разме-
ров, но с бесконечным числом лопаток будет
8,167,024
111
=⋅
=
=
∞
βtguc
м
м/сек.
Теоретическое полное давление
5,112
8
30
2
2
2
===
∞
uP
∆ ρ мм вод. ст.
Коэффициент дросселирования
∞
σ
принимается равным 0,14 + 0,35
= 0,175. Далее получим динамическое давление в нагнетательном отвер-
стии
7,195,112175,0 =⋅
=
=
∞∞
∞
P∆p
da
σ мм вод.ст.
Скорость выхода при этом равна:
75,177,194 ==
∞a
с м/сек.
Тогда теоретическая производительность при площади нагнетатель-
ного отверстия 06,3
=
a
F м
2
составляет
4,5406,375,17 =⋅
=
∞
Q м
3
/сек.
При двухстороннем всасывании 2,272
/
=
∞
Q м
3
/сек диаметр входно-
го отверстия
Ф
5
принимаем равным 1,5 м. Если принять внутренний диа-
метр
d
1
= 1,5 м, то получим внешний диаметр рабочего колеса
88,1
8,0
5,1
2
==d м.
120
Принимая во внимание потери в зазоре, равные
∞
Q1,0 , получим ши-
рину лопаток на входе
38,0
8,1614,35,1
2,271,1
2
1,1
11
1
=
⋅⋅
⋅
==
∞
m
cd
Q
b
π
м.
Ширина лопаток на выходе при больших отношениях диаметров
принимается
38,0
1
2
=
=
bb м.
В действительном вентиляторе (при определенных размерах) для по-
ловины его колеса получим следующие величины:
скорость всасывания
65,8
767,1
3,15
==
s
c м/сек;
меридиональная скорость
55,8
38,014,35,1
3,15
1
=
⋅⋅
=
m
c м/сек;
356,0
24
55,8
1
=
=
⋅
βtg
и 5319
1
′
=
⋅
ο
β ,
относительная скорость
5,25
55,8
1
1
sin
==
⋅
β
ω м/сек;
меридиональная скорость
85,655,88,0
1
2
1
2
=⋅=
=
mm
c
d
d
c м/сек;
окружная составляющая
12
30
45
8
2
>>
u
с м/сек;
абсолютная скорость
82,1385,612
22
2
>+>
c
м/сек;
381,0
)1230(
85,6
2
≥>
−
⋅
βtg
и 0520
2
′
≥
⋅
ο
β ;
121
относительная скорость
25,19
85,6
2
2
sin
<<
⋅
β
ω м/сек и 755,0
5,25
25,19
1
2
<=
ω
ω
.
Можно было, сузив лопатки кверху, лучше учесть соотношение
1
2
/
ωω , однако тогда получили бы повышенную абсолютную скорость
с
2
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 75,0
=
h
η . 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
27
75675,0
456,30
1
=
⋅
⋅
=
N
л.с.
Потребная мощность электродвигателя, включая 10% резерва,
N
2
= 22 квт.
Скорость вращения вентилятора
306
60
2
2
==
d
u
n
π
об/мин.
Нагнетательное отверстие вентилятора будет квадратным с длиной
стороны, равной 1,75 м.
При проектировании спирального кожуха 86,1
94,0
75,1
2
==
r
С
, причем
центральный угол спирали может быть получен 360 –
φ
= 70°,
φ
= 290°.
Для центрального угла
φ
= 360°:
56,0
94,0
94,075,1
lglg
2
=
+
=
r
r
и вспомогательное число составит
808
456,0
360
==
k
.
Для возможных углов φ от 22,5° до 290°
80894,0
lglg
2
ο
φ
==
r
r
r
.
122
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
.
Рис. 4.3. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных насосов
Рис. 6.4. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных вентиляторов главного проветривания
77
а)
б)
Рис. 4.4. Характеристические кривые насосов ЦНС 38-50…250 (а)
и ЦНСК 60-40…200 (б)