Лекции - Гидравлические и аэродинамические машины

Подождите немного. Документ загружается.

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 21

Если, например, условное обозначение характеристики Е3.15.105-1а, то речь идёт о вентиляторе

В.Ц4-75 № 3.15 с диаметром рабочего колеса 1.05D

ном

, со скоростью вращения n=1365 об/мин, с

двигателем мощностью 0.25 кВт.

Окончательное решение о выборе вентилятора (с уточнением всех его параметров – подачи,

развиваемого давления, к.п.д., мощности) принимается с использованием индивидуальной

характеристики данного вентилятора. Параметры двигателей обычно приводятся в прилагаемой к

характеристике таблице.

Следует иметь в виду, что вентиляторы рекомендуется использовать при таких фактических

значениях к.п.д.:





0.85



макс

. Диапазон режимов работы вентилятора, в котором выполняется

указанное условие, принято называть рабочим участком характеристики вентилятора.

Сводные и индивидуальные характеристики приводятся для условий работы вентиляторов,

соответствующих нормальным атмосферным условиям: барометрическое давление 101.3 кПа (760

мм.рт.ст.), температура 20С, плотность воздуха 1.2 кг/м

Для других атмосферных условий следует выполнить пересчёт давления для фактической

плотности



по формуле 5.3’. При этом:

)273(760

293









где В – фактическое барометрическое давление (мм.рт.ст.); t – температура в С;



=1.2 кг/м

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 22

Лекция № 9

Конструкция центробежных нагнетателей

КОНСТРУКЦИЯ ВЕНТИЛЯТОРОВ

Радиальные вентиляторы небольших типоразмеров (до № 10) состоят из следующих основных

узлов (рис. 9.1): рабочее колесо 1, насаженное на вал электродвигателя 5, корпус 2, входной патрубок

3 и станина 4. У вентиляторов больших номеров рабочее колесо сидит на собственном валу,

укреплённом в подшипниках и соединённом с электродвигателем муфтой или ременной передачей

(рис. 9.2)

Рис. 9.1 Конструкция радиального вентилятора Рис. 9.2 Конструктивные схемы вентилятор-

ных установок

Рабочие колёса вентиляторов В.Ц4-75 имеют по 8 загнутых назад листовых лопаток, у

вентиляторов В.Ц14-46 - 32 лопатки, загнутые вперёд (лекция 4). Лопатки 1.1 крепятся с одной

стороны - к заднему диску 1.2, с другой стороны - к переднему 1.3. Задний диск закреплён на ступице

1.4, сидящей на валу.

Корпус представляет собой сварную конструкцию из листовой стали, состоящую из спиральной

обечайки и плоских боковых стенок. Спиральная стенка вычерчивается способом "конструкторского

квадрата" (рис. 9.3). Здесь сторона квадрата а равна 1/4 части "раскрытия" корпуса А. Последнее

обычно составляет А=0.6D

Рис. 9.3 Спиральный корпус Рис. 9.4 Пылевой вентилятор В.ЦП-6-45-8

Входной патрубок также изготавливается сваркой из листовой стали и в вентиляторах В.Ц4-75

имеет коническую форму. Станина имеет сварную конструкцию из листовой и угловой стали.

Существует несколько различных схем соединения вентилятора с электродвигателем - это так

называемые конструктивные исполнения (рис. 9.2).

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 23

В конструктивном исполнении 1 изготавливаются все вентиляторы В.Ц4-75 до № 10 включительно.

Большие типоразмеры, начиная с номеров 12,5 – чаще всего в 6-ом исполнении. Вентиляторы В.Ц14-

46 - в 1-ом исполнении.

Вентиляторы 5-го и 7-го исполнений - это вентиляторы двухстороннего всасывания, отличающиеся

значительно большими подачами, чем вентиляторы других исполнений.

По направлению вращения различают вентиляторы правого вращения (рабочее колесо

вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны всасывания) и левого вращения (колесо

вращается против часовой стрелки).

Расположение выхлопного патрубка вентилятора определяется положением корпуса. Положение

корпуса обозначается величиной угла, отсчитываемого от направления «вертикально вверх» по

направлению вращения рабочего колеса (если смотреть на корпус со стороны всасывающего

патрубка). Обычные значения 0, 90, 180, 270; реже встречаются 45, 135, 215 и т.д.

Пылевые вентиляторы, получившие наибольшее распространение, изготавливаются двух типов:

ЦП6-45 и ЦП7-40. Вентиляторы ЦП6-45 имеют рабочие колёса с 8-ю плоскими лопатками,

расположенными радиально (рис. 9.4). Передний и задний диски отсутствуют. Эти конструктивные

особенности связаны с необходимостью предотвращения оседания и налипания пыли на

поверхности деталей рабочего колеса.

В конструкции коррозионностойких вентиляторов используются: нержавеющая сталь,

титановые сплавы, пластмассы.

В качестве искрозащищенных вентиляторов применяются вентиляторы из алюминиевых

сплавов и из разнородных металлов. Последние изготавливаются из обыкновенной углеродистой

стали, кроме входного патрубка, часть которого, обращенная к колесу, выполняется из латуни, что

исключает искрообразование при задевании деталей вращающегося колеса о неподвижную

поверхность патрубка.

Для установки непосредственно на кровлях зданий применяются крышные вентиляторы; чаще

всего они применяются без сети воздуховодов для обеспечения общеобменной вытяжной

вентиляции. Схема радиального крышного вентилятора приведена на рис. 9.5, где 1 - рабочее колесо,

2 - двигатель, 3 - корпус.

Рис. 9.5 Крышной радиальный Рис. 9.6 Центробежный насос типа К

вентилятор

КОНСТРУКЦИЯ НАСОСОВ

Наиболее распространённым типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы

одностороннего всасывания. На рис. 9.6 показан насос типа К (консольный). Здесь 1 - крышка

корпуса, 2 - корпус, 3 - переднее уплотнение. Рабочее колесо 4 сидит на валу 9 и крепится с помощью

гайки 5. Узел уплотнения включает набивку сальника 6, которая поджимается крышкой 8, для защиты

вала от износа служит втулка 7. Вал 9 установлен в подшипниках качения 11.

В системах теплоснабжения применяются насосы:

1) СЭ – для перегретой воды температурой 120 и 180.

2) СД – двухстороннего всасывания для перегретой воды с теми же параметрами.

3) Д – с двусторонним подводом потока (двусторонние);

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 24

4) К и КМ – консольные одноступенчатые с горизонтальным валом;

5) Кс, КсД, КсВ, КсВД – конденсатные (с температурой до 120).

Рабочее колесо представляет собой отливку из чугуна или, в специальных случаях, из бронзы.

Корпус насоса служит для подвода и отвода потока от колеса, преобразования кинетической

энергии в потенциальную, а также для объединения всех неподвижных деталей насоса в один общий

узел – статор.

Для восприятия радиальных и осевых нагрузок, действующих на ротор, применяются подшипники

качения или скольжения.

В местах выхода вала из корпуса устанавливают уплотнения, обычно сальникового типа. Действие

сальникового уплотнения заключается в том, что набивка, сжимаемая втулкой, раздаётся в стороны и

прижимается к движущейся поверхности вала. Этим достигается уплотнение между вращающимся

валом и неподвижным корпусом.

По числу рабочих колёс насосы могут быть одно- и многоступенчатыми. По положению вала -

вертикальные и горизонтальные. По назначению – для воды (холодной, горячей, чистой или с

примесями), для жидких химических реактивов, вязких жидкостей.

Борьба с осевыми усилиями в центробежных насосах.

Осевые силы возникают в центробежных нагнетателях в результате наличия разных по значению

и направлению давлений, действующих на рабочие колёса с передней (обращённой к всасыванию) и

задней сторон. Кроме того, осевая сила возникает в результате динамического действия потока,

входящего в рабочее колесо. В крупных многоступенчатых центробежных насосах осевые силы могут

достигать нескольких десятков тонн.

Один из способов уменьшения осевого усилия состоит в выравнивании давления с обеих сторон

рабочего колеса. Этого можно добиться путём высверливания нескольких отверстий в заднем диске

рабочего колеса близ ступицы, либо при помощи специальных соединительных трубок,

соединяющих область с низким давлением (вход в колесо) и область высокого давления (за рабочим

колесом). Недостатком такого способа является снижение объёмного к.п.д. насоса за счёт

перетекания части потока через отверстия (или трубки).

Другой способ состоит в использовании разгрузочного диска (гидравлической пяты).

Наиболее рациональной конструкцией центробежных насосов, в которых осевое давление

практически неощутимо, является конструкция насосов двухстороннего всасывания (типа Д). Подвод

потока к двусторонним колёсам осуществляется с двух сторон и осевые усилия взаимно

компенсируются. Обычно это насосы с горизонтальным разъёмом корпуса, причём выходной

патрубок расположен в нижней части, что позволяет проводить ремонт насоса при снятой верхней

части корпуса без отсоединения трубопроводов. Кроме того, усилено уплотнение.

Рабочие колёса всех насосов имеют лопатки, загнутые назад.

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 25

Лекция № 10

Аэро-гидродинамика и элементы конструкций осевых

нагнетателей.

Для рассмотрения работы осевых нагнетателей используется теория плоских решеток профилей.

Если через лопастную систему осевого нагнетателя (рис.10.1) провести цилиндрическое сечение

радиусом r и затем развернуть его на плоскость, то получится так называемая плоская решетка

профилей. Основные геометрические параметры решетки: t - шаг лопастей, равный расстоянию

между сходственными точками соседних профилей (рис.10.2); b - хорда профиля;



- угол установки

лопасти. Каждый из профилей характеризуется еще толщиной с, и стрелкой прогиба f. В расчетах

используются относительные величины: с=с/b и f=f/b, а также густота решетки



=b/t.

Все относительные размеры получаются путём деления размера на величину хорды лопатки.

Рис. 10.1 Схема осевого нагнетателя Рис. 10.2 Решётка профилей осевого

нагнетателя

На рис.10.2 также показаны треугольники скоростей на входе и на выходе из решетки профилей:

; w

; c

- соответственно переносная, относительная и абсолютная скорости на входе и u

; w

; c

на выходе, w

ср.

- средняя геометрическая относительная скорость в решетке: w

ср.

=(w

)/2.

Если провести вокруг профиля замкнутый контур S (рис.10.2) и обозначить через



угол между

скоростью w и касательной к контуру, то для определения циркуляции скорости Г необходимо

вычислить интеграл (рис.10.3)

.cos





dswГ



Или через тангенцильные составляющие относительной скорости на входе w

и на выходе w

циркуляция для всей лопаточной системы рабочего колеса:

=(w

-w

)t.

Но из уравнения Эйлера (3.4), которое в равной мере относится и к центрабежным и к осевым

машинам

-w

=р



поскольку для осевого нагнетателя u

=u; w

-w

=с

-с

Таким образом,

=rГ

u/t.

Или, переходя к безразмерным величинам:



=2Г

где



=Р



/2; Г

=Г

/ut.

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 26

Расчет величин Г

и теоретических аэродинамических характеристик осевого нагнетателя для

заданных геометрических параметров изложен в книге И.В.Брусиловского «Аэродинамический расчёт

осевых вентиляторов».

Величина циркуляции позволяет вычислить подъемную силу профиля, т.е. составляющую силы,

действующей со стороны потока на профиль по направлению, перпендикулярному к вектору w

ср

(рис.

) с помощью известной теоремы Н.Е.Жуковского:



ср

При переходе от теоретического давления P

к p необходмио так же, как и в лекции 3, учесть

потери давления в элементах проточной части: p=P



Потери в проточной части связаны, с одной стороны, с обтеканием лопастной системы

(профильные потери), с другой стороны, с трением на цилиндрических поверхностях корпуса и втулки

рабочего колеса, а также с перетеканиями жидкости через зазоры между концами лопастей и

корпусом (вторичные). При расчёте величина потерь может быть определена по экспериментальным

данным, приведенным, например, в упомянутой выше книге И.В.Брусиловского.

В настоящее время выпускаются осевые вентиляторы общепромышленного назначения с

листовыми лопатками по двум аэродинамическим схемам: В.06-300 и В.2.3-130.

Рабочее колесо вентилятора В.06-300 состоит из цилиндрической втулки с тремя приваренными

листовыми лопатками. Угол лопатки составляет



=22 на среднем радиусе.

В отличие от них вентиляторы В.2.3-130 имеют кроме рабочего колеса выходной спрямляющий

аппарат. Рабочее колесо имеет 12 листовых лопаток с углом



=36.

Ряд типоразмеров этих вентиляторов включает номера от 4 до 10.

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 27

Лекция № 11

Установка вентиляторов. Борьба с шумом и вибрацией

При установке вентиляторов необходимо выполнить определённые требования, общие для

разных типов этих машин. Перед установкой необходимо проверить соответствие намеченных к

установке вентиляторов и электродвигателей данным проекта. Особое внимание следует обратить

направлению вращения рабочих колёс, обеспечить требуемые зазоры между вращающимися и

неподвижными деталями, проверить состояние подшипников (отсутствие повреждений, грязи,

наличие смазки).

Наиболее прост монтаж электровентиляторов (конструктивное исполнение 1, см. лекцию 9). При

установке вентиляторов других конструктивных исполнений очень важно тщательно центрировать

геометрические оси валов вентилятора и электродвигателя, если они соединяются с помощью муфт.

При наличии ременной передачи необходимо тщательно контролировать установку шкивов

вентилятора и двигателя в одной плоскости, степень натяжения ремней, их целостность.

Валы у радиальных вентиляторов должны быть строго горизонтальны, валы крышных

вентиляторов – строго вертикальны.

Корпуса электродвигателей должны быть заземлены, соединительные муфты и ременные

передачи – ограждены. Всасывающие и выхлопные отверстия вентиляторов, не присоединённые к

воздуховодам, должны быть защищены сетками.

Показателем хорошего качества монтажа вентилятора является сведение к минимуму вибраций.

Вибрации – это колебательные движения элементов конструкций под действием периодических

возмущающих сил. Расстояние между крайними положениями колеблющихся элементов называют

вибросмещением. Скорость движения точек вибрирующих тел меняется по гармоническому закону.

Среднеквадратическое значение скорости нормируется для вентиляторов (v6.7 мм/с).

Если монтаж выполнен правильно, то причиной вибраций является неуравновешенность

вращающихся масс из-за неравномерности распределения материала по окружности рабочего

колеса (из-за неравномерности сварных швов, наличия раковин, неравномерного износа лопаток и

т.д.). Если колесо узкое, то центробежные силы, вызванные неуравновешенностью Р, можно считать

расположенными в одной плоскости (рис.11.1). В случае широких колёс (ширина колеса более 30%

его наружного диаметра) может появиться пара сил (центробежных), периодически изменяющих своё

направление (с каждым оборотом), и поэтому тоже вызывающая вибрации. Это так называемая

динамическая неуравновешенность (в отличие от статической).

Рис. 11.1 Статическая (а) и динамическая (б) Рис. 11.2 Статическая балансиров-

неуравновешенность рабочего колеса ка рабочего колеса

В случае статической неуравновешенности, для её устранения применяют статическую

балансировку. Для этого закреплённое на валу рабочее колесо помещают на балансировочные

призмы (рис. 11.2), установленные строго горизонтально. При этом рабочее колесо будет стремиться

занять положение, при котором центр неуравновешенных масс находится в крайнем нижнем

положении. Уравновешивающий груз, величина которого определяется экспериментально (путём

нескольких попыток), должен устанавливаться в верхнем положении и, в конце концов, надёжно

привариваться к задней поверхности рабочего колеса.

Динамическая неуравновешенность при невращающемся роторе (рабочем колесе) никак не

проявляется. Поэтому заводы-изготовители должны проводить динамическую балансировку всех

вентиляторов. Она выполняется на специальных станках при вращении ротора на гибких опорах.

Таким образом, борьба с вибрациями начинается с балансировки рабочих колёс. Другим путём

снижения вибраций вентилятора является установка их на виброизолирующих основаниях. В

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 28

простейших случаях могут применяться резиновые прокладки. Однако, более эффективны

специальные пружинные виброизоляторы, которые могут поставляться комплектно с

вентиляторами заводами-изготовителями.

С целью уменьшения передачи вибраций от нагнетателя по воздуховодам, последние необходимо

подсоединять к вентилятору с помощью мягких (гибких) вставок, которые представляют собой

манжеты из прорезиненой ткани или брезента длиной 150-200 мм.

Как виброизоляторы, так и гибкие вставки не влияют на величину вибрации нагнетателя, они

служат лишь для её локализации, т.е. не дают ей распространяться от нагнетателя (где она

зарождается) на строительные конструкции, на которых устанавливается нагнетатель, и на систему

воздуховодов (трубопроводов).

Вибрации элементов конструкции вентиляторов являются одним из источников шума,

создаваемого этими машинами. Шум определяют как звуки, воспринимаемые человеком негативно и

наносящие вред здоровью. Шум вентиляторов, вызванный вибрациями, называют механическим

шумом (сюда же следует отнести шум от подшипников электродвигателя и рабочего колеса).

Поэтому основным способом борьбы с механическим шумом является снижение вибраций

вентилятора.

Другая важнейшая составляющая шума вентилятора – шум аэродинамического

происхождения. Вообще шумы – это всякие нежелательные звуки, раздражающе действующих на

человека. Количественно звук определяется звуковым давлением, но при нормировании шума и в

расчётах по шумоглушению используется относительная величина – уровень шума в дБ (децибелах).

Также измеряется и уровень звуковой мощности. В общем случае шум – совокупность звуков

различной частоты. Максимальный уровень шума имеет место на основной частоте:

f=nz/60, Гц;

где n – скорость вращения, об/мин, z – число лопаток рабочего колеса.

Шумовой характеристикой вентилятора называют обычно совокупность значений уровней

звуковой мощности аэродинамического шума в октавных частотных полосах (т.е. при частотах 65,

125, 250, 500, 1000, 2000 Гц (спектр шума)), а также зависимость уровня звуковой мощности от

расхода.

Для большинства нагнетателей минимум уровня аэродинамического шума соответствует

номинальному режиму работы нагнетателя (или находится вблизи него).

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 29

Лекция № 12

Установка насосов. Явление кавитации. Высота всасывания.

Требования к установке нагнетателей в части устранения вибраций и шума в полной мере

относится к установке насосов, однако, говоря об установке насосов, необходимо иметь в виду

некоторые особенности их эксплуатации. Простейшая схема установки насоса показана на рис. 12.1.

Вода через приёмный клапан 1 попадает во всасывающий трубопровод и затем в насос, и затем

через обратный клапан 2 и задвижку 3 в напорный трубопровод; насосная установка оборудуется

вакууметром 4 и манометром 5.

Рис. 12.1 Схема насосной установки

Поскольку при отсутствии воды во всасывающем трубопроводе и насосе при пуске в работу

последнего разрежение во входном патрубке далеко недостаточно для подъёма воды до уровня

всасывающего ответвления, насос и всасывающий трубопровод необходимо заливать водой. Для

этой цели служит ответвление 6, закрываемое пробкой.

При установке крупных насосов (с диаметром входного патрубка более 250 мм) заполнение насоса

производится с помощью специального вакуумного насоса, создающего глубокий вакуум при работе

на воздухе, достаточный для подъёма воды из приёмного колодца.

В обычных конструкциях центробежных насосов наименьшее давление имеет место вблизи входа

в лопастную систему на вогнутой стороне лопастей, где относительная скорость достигает

максимального значения, а давление - минимального. Если в этой области давление понизится до

величины давления насыщенного пара при данной температуре, то возникает явление, называемое

кавитацией.

Сущность кавитации состоит во вскипании жидкости в области пониженного давления и в

последующей конденсации паровых пузырьков при перемещении кипящей жидкости в область

повышенного давления. В момент смыкания пузырька происходит точечный резкий удар и давление

достигает в этих точках очень большой величины (несколько мегапаскалей). Если пузырьки в этот

момент находятся вблизи поверхности лопасти, то удар приходится на эту поверхность и вызывает

местное разрушение металла. Это так называемый питтинг - множество мелких раковин (как при

оспе).

Причём, происходит не только механическое разрушение поверхностей лопаток (эррозия), но и

интенсифицируются процессы электрохимической коррозии (для рабочих колёс, сделанных из чёрных

металлов – чугуна и нелигированных сталей.

Следует отметить, что такие материалы, как латунь и бронза гораздо лучше противостоят

вредным воздействиям кавитации, но эти материалы весьма дороги, поэтому изготовление рабочих

колёс насосов из латуни или бронзы должно быть соответствующим образом обосновано.

Маркин А.Н. Гидравлические и аэродинамические машины. КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ 30

Но кавитация вредна не только потому, что разрушает металл, но и потому, что в кавитационном

режиме резко снижается к.п.д. и другие параметры насоса. Работа насоса в этом режиме

сопровождается значительным шумом и вибрациями.

Работа насоса при начальной стадии кавитации нежелательна, но допускается. При развитой

кавитации (образование каверн - отрывных зон) работа насоса недопустима.

Основной мерой против кавитации в насосах является соблюдение такой высоты всасывания Н

вс

(рис. 12.1), при которой кавитация не наступает. Такая высота всасывания называется допустимой.

Пусть Р

и с

- давление и абсолютная скорость течения перед рабочим колесом. Р

- давление

на свободной поверхности жидкости,



Н - потери напора во всасывающем трубопроводе, тогда

уравнение Бернулли:

вс





отсюда

вс





Однако, при обтекании лопатки, на её вогнутой стороне, местная относительная скорость

может быть еще больше, чем во входном патрубке w

- относительная скорость в сечении, где

абсолютная равна с

)

вс







(12.1)

где



-коэффициент кавитации, равный:































Условием отсутствия кавитации является Р

>Р

где Р

- давление насыщенных паров перемещаемой жидкости, которое зависит от свойств

жидкости, её температуры, атмосферного давления.

Назовём кавитационным запасом превышение полного напора жидкости над напором,

соответствующим давлению насыщенных паров.





Определяя





из последнего выражения и подставляя в 12.1, получим:

 

max

tа

вс

HH 







Величина кавитационного запаса может быть определена по данным кавитационных испытаний,

публикуемых заводами-изготовителями.