Расчет центробежного дутьевого вентилятора

Задание ВЕНТ.doc

на курсовой проект по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»
Расчет дутьевого вентилятора консольного типа

ВентПЗ.doc

Министерство образования и науки РФ
ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина
Кафедра промышленной теплоэнергетики
по дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели»
на тему: «Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа»
0104. 555 543. 001 ПЗ
Исходными данными для проектирования являются (Табл. 1):
Производительность вентилятора
Полное давление вентилятора
Параметры газа на входе в агрегат:
-абсолютное давление
Молекулярная масса газа
Принятая исходная система коэффициентов:
Отношение диаметров просвета и входа
Коэффициенты потерь напора:
-на входе в рабочее колесо
-на лопатках рабочего колеса
-при повороте потока на рабочие лопатки
-в спиральном отводе (кожухе)
коэффициенты изменения скорости:
Рабочим телом во всех предлагаемых вариантах расчета центробежного вентилятора является воздух.
Результаты расчета представляются в табличной форме (табл.2):
№ВеличинаРазм. Обозн. Знач.
Вентилятоp - консольного типа
Показатели эффективности:
- гидpавлический КПД вентилятоpа [%] hг
- механический КПД вентилятоpа [%] hм
- о б щ и й КПД вентилятоpа [%] h
Мощность на валу агpегата [кВт] N
Число обоpотов агpегата [обмин] n
Геометpия пpоточной части агpегата:
- диаметp пpосвета колеса на входе [мм] D0
- диаметp входа на лопатки колеса [мм] D1
- отношение диаметpов пpосвета и входа [-] D0D1
- минимально допустимый диаметp вала [мм] Dв
- диаметp колеса [мм] D2
- отношение диаметpов выхода и входа [-] D2D1
- шиpина колеса на входе [мм] b1
- шиpина колеса на выходе [мм] b2
- угол установки лопатки на входе [гpад] b1л
- угол установки лопатки на выходе [гpад] b2л
- число лопаток колеса [-] zл
Элементы тpегольника скоpостей
на входе в pабочее колесо:
- скоpость газа на входе в колесо [мс] C0
- скоpость входа газа на лопатки [мс] C1
- окpужная скоpость на входе [мс] U1
- относительная скоpость потока [мс] W1
- угол входа потока на лопатки колеса [гpад] b1
на выходе из pабочего колеса
- скоpость выхода из pабочего колеса [мс] C2
- окpужная скоpость [мс] U2
- относительная скоpость потока [мс] W2
- пpоекция абс.скоpости на напp.окpужной[мс] C2u
- отношение скоростей С2rU2 [-] C2rU2
- угол выхода потока из колеса [гpад] b2
Пpофилиpование лопаток pабочего колеса
- pадиус окpужности центpов [мм] Rц
- pадиус окpужности пpофиля лопатки [мм] Rл
Краткая характеристика центробежных вентиляторов
Центробежные вентиляторы относятся к категории нагнетателей отличающихся наибольшим разнообразием конструктивных типов. Колеса вентиляторов могут иметь лопатки загнутые как вперед так и назад относительно направления вращения колеса. Достаточно распространены вентиляторы с радиальными лопатками.
При проектировании следует учитывать что вентиляторы с лопатками назад более экономичны и менее шумны.
КПД вентилятора растет с увеличением быстроходности и для колес конической формы с лопатками назад может достигать значения ~09.
С учетом современных требований к энергосбережению при проектировании вентиляторных установок следует ориентироваться на конструкции вентиляторов соответствующих отработанным аэродинамическим схемам Ц4-76 055-40 и сходным с ними.
Компоновочные решения определяют КПД вентиляторной установки. При моноблочном исполнении (колесо на валу электропривода) КПД имеет максимальное значение. Использование в конструкции ходовой части (колесо на собственном валу в подшипниках) снижает КПД приблизительно на 2 %. Клиноременная передача по сравнению с муфтой дополнительно снижает КПД еще минимум на 3 %. Проектные решения зависят от давления вентиляторов и их быстроходности.
По развиваемому избыточному давлению воздушные вентиляторы общего назначения делятся на следующие группы:
вентиляторы высокого давления (до 1 кПа);
вентиляторы среднего давления (13 кПа);
вентиляторы низкого давления (312 кПа).
Некоторые специализированные вентиляторы высокого давления могут развивать давление до 20 кПа.
По быстроходности (удельному числу оборотов) вентиляторы общего назначения подразделяют на следующие категории:
быстроходные вентиляторы (11ns30);
вентиляторы средней быстроходности (30ns60);
быстроходные вентиляторы (60ns80).
Конструктивные решения зависят от требуемой проектным заданием подачи. При больших подачах вентиляторы имеют колеса двустороннего всасывания.
Предлагаемый расчет относится к категории конструктивных и выполняется методом последовательных приближений.
Коэффициенты местных сопротивлений проточной части коэффициенты изменения скорости и соотношения линейных размеров задаются в зависимости от проектного давления вентилятора с последующей проверкой. Критерием правильности выбора является соответствие расчетного давления вентилятора заданному значению.
Аэродинамический расчет центробежного вентилятора
Для расчета задаются:
Отношением диаметров рабочего колеса
Отношением диаметров рабочего колеса на выходе и на входе газа:
Меньшие значения выбираются для вентиляторов высокого давления.
Коэффициентами потерь напора:
а) на входе в рабочее колесо:
б) на лопатках рабочего колеса:
в) при повороте потока на рабочие лопатки:
г) в спиральном отводе (кожухе):
Меньшие значения xвх xлоп xпов xк соответствуют вентиляторам низкого давления.
Выбираются коэффициенты изменения скорости:
а) в спиральном отводе (кожухе)
б) на входе в рабочее колесо
в) в рабочих каналах
Вычисляется коэффициент потерь напора приведенный к скорости потока за рабочим колесом:
Из условия минимума потерь давления в вентиляторе определяется коэффициент Rв:
Находится угол потока на входе в рабочее колесо:
Вычисляется отношение скоростей
Определяется коэффициент теоретического напора из условия максимума гидравлического коэффициента полезного действия вентилятора:
Находится значение гидравлического к.п.д. вентилятора:
Определяется угол выхода потока из рабочего колеса при оптимальном значении hГ:
Необходимая окружная скорость колеса на выходе газа:
где r [кгм3] – плотность воздуха при условиях всасывания.
Определяется необходимое число оборотов рабочего колеса при наличии плавного входа газа в рабочее колесо
Здесь m0=0910 – коэффициент заполнения сечения активным потоком. В первом приближении он может быть принят равным 10.
Рабочее число оборотов приводного двигателя принимается из ряда значений частот характерных для электроприводов вентиляторов: 2900; 1450; 960; 725.
Наружный диаметр рабочего колеса:
Входной диаметр рабочего колеса:
Если действительное отношение диаметров рабочего колеса близко к принятому ранее то уточнения в расчет не вносятся. Если значение получается больше 1м то следует рассчитывать вентилятор с двухсторонним всасыванием. В этом случае в формулы следует подставлять половинную подачу 05Q.
Элементы треугольника скоростей при входе газа на рабочие лопатки
Находится окружную скорость колеса на входе газа
Скорость газа на входе в рабочее колесо:
Скорость С0 не должна превышать 50 мс.
Скорость газа перед лопатками рабочего колеса:
Радиальная проекция скорости газа при входе на лопатки рабочего колеса:
Проекция входной скорости потока на направление окружной скорости принимается равной нулю для обеспечения максимума напора:
Поскольку С1r = 0 то a1 = 900 то есть вход газа на рабочие лопатки радиальный.
Относительная скорость входа газа на рабочие лопатки:
По рассчитанным значениям С1 U1 w1 a1 b1 строится треугольник скоростей при входе газа на рабочие лопатки. При правильном подсчете скоростей и углов треугольник должен замкнуться.
Элементы треугольника скоростей при выходе газа с рабочих лопаток
Радиальная проекция скорости потока за рабочим колесом:
Проекция абсолютной скорости выхода газа на направление окружной скорости на ободе рабочего колеса:
Абсолютная скорость газа за рабочим колесом:
Относительная скорость выхода газа с рабочих лопаток:
По полученным значениям С2 С2uU2 w2 b2 строится треугольник скоростей при выходе газа из рабочего колеса. При правильном
расчете скоростей и углов треугольник скоростей должен также замкнуться.
По уравнению Эйлера производится проверка давления создаваемого вентилятором:
Расчетное давление должно совпадать с проектным значением.
Ширина лопаток на входе газа в рабочее колесо:
здесь: aУТ = 002003 -коэффициент утечек газа через зазор между колесом и входным патрубком; mu1 = 0910 - коэффициент заполнения входного сечения рабочих каналов активным потоком.
Ширина лопаток на выходе газа из рабочего колеса:
где mu2 = 0.91.0 – коэффициент заполнения активным потоком выходного сечения рабочих каналов.
Определение углов установки и числа лопаток рабочего колеса
Угол установки лопатки на входе потока в колесо:
где i – угол атаки оптимальные значения которого лежат в пределах -3+50.
Угол установки лопатки на выходе газа из рабочего колеса:
где s - угол отставания потока вследствие отклонения потока в косом срезе межлопаточного канала. Оптимальные значения обычно принимаются из интервала = 240.
Средний установочный угол лопатки:
Число рабочих лопаток:
Округляем число лопаток до целого четного числа.
Уточняется принятый ранее угол отставания потока по формуле:
где k = 1520 при загнутых назад лопатках;
k= 30 при радиальных лопатках;
k= 3040 при загнутых вперед лопатках;
Уточненное значение угла s должно быть близким к предварительно заданному значению. В противном случае следует задаться новым значением
Определение мощности на валу вентилятора
Полный КПД вентилятора:
где hмех = 09098 – механический к.п.д. вентилятора;
= 002 –величина утечек газа;
aд = 002 – коэффициент потери мощности на трение рабочего колеса о газ (дисковое трение).
Необходимая мощность на валу двигателя:
Профилирование лопаток рабочего колеса
Наиболее часто применяются лопатки очерченные по дуге окружности.
Радиус лопаток колеса:
Радиус центров находим по формуле:
Построение профиля лопаток может быть выполнено также в соответствии с рис. 3.
Рис. 3. Профилирование лопаток рабочего колеса вентилятора
Расчет и профилирование спирального отвода
У центробежного вентилятора отвод (улитка) имеет постоянную ширину Bсущественно превышающую ширину рабочего колеса.
Ширину улитки выбирают конструктивно:
Очертания отвода чаще всего соответствуют логарифмической спирали. Ее построение выполняется приближенно по правилу конструкторского квадрата. При этом сторона квадрата a в четыре раза меньше раскрытия спирального корпуса A.
Величину А определяем из соотношения:
где средняя скорость газа на выходе из улитки Са находится из соотношения:
Далее вычерчиваем конструкторский квадрат со стороной:
Определим радиусы дуг окружностей образующих спираль. Исходной окружностью для образования спирали улитки является окружность радиуса:
Радиусы раскрытия улитки R1 R2 R3 R4 находим по формулам:
Построение улитки выполняется в соответствии с рис. 4.
Рис. 4. Профилирование улитки вентилятора по методу конструкторского квадрата
Вблизи рабочего колеса отвод переходит в так называемый язык разделяющий потоки и уменьшающий перетечки внутри отвода. Часть отвода ограниченную языком называют выходной частью корпуса вентилятора. Длина выходного отверстия C определяет площадь выходного отверстия вентилятора. Выходная часть вентилятора является продолжением отвода и выполняет функции криволинейного диффузора и напорного патрубка.
Положение колеса в спиральном отводе задают исходя из минимума гидравлических потерь. Для уменьшения потерь от дискового трения колесо смещено к задней стенке отвода. Зазор между основным диском колеса и задней стенкой отвода (со стороны привода) с одной стороны и колесом и языком с другой определяется аэродинамической схемой вентилятора. Так например для схемы Ц4-70 они составляют соответственно 4 и 625 %.
Профилирование всасывающего патрубка
Оптимальная форма всасывающего патрубка соответствует суживающимся сечениям по ходу газа. Сужение потока увеличивает его равномерность и способствует ускорению при входе на лопатки рабочего колеса что уменьшает потери от удара потока о кромки лопаток. Лучшими показателями обладает плавный конфузор. Сопряжение конфузора с колесом должно обеспечивать минимум протечек газа с нагнетания на всас. Величина протечек определяется зазором между выходной частью конфузора и входом в колесо. С этой точки зрения зазор должен быть минимален его реальное значение должно зависеть только от величины возможных радиальных биений ротора. Так для аэродинамической схемы Ц4-70 размер зазора составляет 1 % от наружного диаметра колеса.
Лучшими показателями обладает плавный конфузор. Однако в большинстве случаев оказывается достаточно обычного прямого конфузора. Входной диаметр конфузора должен быть больше диаметра всасывающего отверстия колеса в 1320 раза.
1. Проверочный расчет лопаток рабочего колеса на прочность
При работе насоса лопатки несут три вида нагрузок:
центробежные силы собственной массы;
разность давлений перемещаемой среды на рабочую и тыльную стороны лопатки;
реакция деформирующихся основного и покрывного дисков.
На практике нагрузки второго и третьего видов не учитывают потому что эти нагрузки значительно меньше нагрузок от центробежных сил.
При расчете лопатку рассматривают как балку толщиной [d] работающую на изгиб. Ориентировочно изгибающее напряжение в лопатке можно подсчитать по формуле:
где R1 и b1 – радиус колеса на всасе и толщина лопатки соответственно мм.
Допустимые напряжения в теле лопатки равны [sил] = 2400 кгсм2.
2. Проверочный расчет на прочность основного диска рабочего колеса
При проектировании рабочих колес толщины дисков назначаются конструктором с последующей проверкой напряжений расчетом.
Для колес одностороннего всасывания максимальное значение тангенциального напряжения можно проверить по формуле:
где Gл - суммарная масса лопаток кг;
n0 – число оборотов обмин.
Коэффициенты k1 и k2 определяются по номограмме (Рис.5).
Рис.5. Номограмма для определения коэффициентов k1 и k2
Полученное напряжение не должно превышать предел текучести для стали [s] = 2400 кгсм2.
Выбор привода вентилятора
Для привода вентиляторов консольного типа преимущественно используются асинхронные электродвигатели серии 4А и их аналоги других серий. Для выбора электродвигателя руководствуются частотой вращения вентилятора и его мощностью. При этом требуется учесть необходимость запаса по мощности во избежание выхода двигателя из строя при запуске когда возникают большие пусковые токи. Коэффициент запаса =10512 выбирается исходя из величины мощности вентилятора. Большие значения коэффициента соответствуют меньшим значениям мощности.
Выбор электродвигателей производится по каталогам и справочникам [5]. В пояснительной записке указывается тип электродвигателя его мощность частота вращения и напряжение питания.
Расчетные показатели вентилятора целесообразно сопоставить с показателями типового оборудования тех же параметров (табл.3).
с посадкой рабочего колеса на вал электродвигателя
Заводское обозначение
Установл. мощность двиг. кВт
СоломаховаТ.С. ЧебышеваК.В. Центробежные вентиляторы. Аэродинамические схемы и характеристики: Справочник. М.: Машиностроение 1980. 176с.
ВахваховГ.Г. Энергосбережение и надежность вентиляторных установок. М.: Стройиздат 1989. 176с.
Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод). Под ред. С.И.Мочана. Л.: Энергия 1977. 256с.
Тягодутьевые машины: Каталог. «Сибэнергомаш». 2005.
Алиев Электротехнический справочник

Вентилятор.dwg