Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа

Министерство образования и науки РФ ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б. Н. Ельцина»

Кафедра промышленной теплоэнергетики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели»

на тему: «Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа»

Студент Яков Д.В.

Группа ЭН-390 901

Преподаватель Колпаков А.С.

Екатеринбург 2011

1. Исходные данные

2. Результаты расчета

3. Краткая характеристика центробежных вентиляторов

4. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора

5. Механический расчет

6. Выбор привода вентилятора

7. Список литературы

1. Исходные данные

Таблица 1.

Рабочим телом во всех предлагаемых вариантах расчета центробежного вентилятора является воздух.

2. Результаты расчета

Таблица 2.

3. 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 0,9.

С учетом современных требований к энергосбережению при проектировании вентиляторных установок следует ориентироваться на конструкции вентиляторов, соответствующих отработанным аэродинамическим схемам Ц4−76, 0,55−40 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:

1. вентиляторы высокого давления (до 1 кПа);

2. вентиляторы среднего давления (13 кПа);

3. 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:

1. быстроходные вентиляторы (11n_s30);

2. вентиляторы средней быстроходности (30n_s60);

3. быстроходные вентиляторы (60n_s80).

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.

4. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора

Для расчета задаются:

1. Отношением диаметров рабочего колеса

.

2. Отношением диаметров рабочего колеса на выходе и на входе газа:

.

Меньшие значения выбираются для вентиляторов высокого давления.

3. 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 _вх, _лоп, _пов, _к соответствуют вентиляторам низкого давления.

4. Выбираются коэффициенты изменения скорости:

а) в спиральном отводе (кожухе)

;

б) на входе в рабочее колесо

;

в) в рабочих каналах

.

5. Вычисляется коэффициент потерь напора, приведенный к скорости потока за рабочим колесом:

.

6. Из условия минимума потерь давления в вентиляторе определяется коэффициент R_в:

.

7. Находится угол потока на входе в рабочее колесо:

град.

8. Вычисляется отношение скоростей

.

9. Определяется коэффициент теоретического напора из условия максимума гидравлического коэффициента полезного действия вентилятора:

.

10. Находится значение гидравлического к.п.д. вентилятора:

.

11. Определяется угол выхода потока из рабочего колеса, при оптимальном значении _Г:

град.

12. Необходимая окружная скорость колеса на выходе газа:

м/с.

где [кг/м³] - плотность воздуха при условиях всасывания.

13. Определяется необходимое число оборотов рабочего колеса при наличии плавного входа газа в рабочее колесо

об/мин.

Здесь ₀=0,91,0 — коэффициент заполнения сечения активным потоком. В первом приближении он может быть принят равным 1,0.

Рабочее число оборотов приводного двигателя принимается из ряда значений частот, характерных для электроприводов вентиляторов: 2900; 1450; 960; 725.

14. Наружный диаметр рабочего колеса:

мм.

15. Входной диаметр рабочего колеса:

мм.

Если действительное отношение диаметров рабочего колеса близко к принятому ранее, то уточнения в расчет не вносятся. Если значение получается больше 1 м, то следует рассчитывать вентилятор с двухсторонним всасыванием. В этом случае в формулы следует подставлять половинную подачу 0,5Q.

Элементы треугольника скоростей при входе газа на рабочие лопатки

16. Находится окружную скорость колеса на входе газа

м/с.

17. Скорость газа на входе в рабочее колесо:

м/с.

Скорость С₀ не должна превышать 50 м/с.

18. Скорость газа перед лопатками рабочего колеса:

м/с.

19. Радиальная проекция скорости газа при входе на лопатки рабочего колеса:

м/с.

20. Проекция входной скорости потока на направление окружной скорости принимается равной нулю для обеспечения максимума напора:

С_1u = 0.

Поскольку С_1r = 0, то ₁ = 90⁰, то есть вход газа на рабочие лопатки радиальный.

21. Относительная скорость входа газа на рабочие лопатки:

₁ =, м/с.

По рассчитанным значениям С₁, U₁, ₁, ₁, ₁ 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

22. Радиальная проекция скорости потока за рабочим колесом:

м/с.

23. Проекция абсолютной скорости выхода газа на направление окружной скорости на ободе рабочего колеса:

м/с.

24. Абсолютная скорость газа за рабочим колесом:

м/с.

25. Относительная скорость выхода газа с рабочих лопаток:

м/с.

По полученным значениям С₂, С_2u,U₂, ₂, ₂ строится треугольник скоростей при выходе газа из рабочего колеса. При правильном расчете скоростей и углов треугольник скоростей должен также замкнуться.

26. По уравнению Эйлера производится проверка давления, создаваемого вентилятором:

Па.

Расчетное давление должно совпадать с проектным значением.

27. Ширина лопаток на входе газа в рабочее колесо:

мм, здесь: _УТ = 0,020,03 -коэффициент утечек газа через зазор между колесом и входным патрубком; _u1 = 0,91,0 — коэффициент заполнения входного сечения рабочих каналов активным потоком.

28. Ширина лопаток на выходе газа из рабочего колеса:

мм,

где _u2 = 0.91.0 — коэффициент заполнения активным потоком выходного сечения рабочих каналов.

Определение углов установки и числа лопаток рабочего колеса

29. Угол установки лопатки на входе потока в колесо:

град, где i — угол атаки, оптимальные значения которого лежат в пределах -3+5⁰.

30. Угол установки лопатки на выходе газа из рабочего колеса:

град, где — угол отставания потока вследствие отклонения потока в косом срезе межлопаточного канала. Оптимальные значения обычно принимаются из интервала у = 24⁰.

31. Средний установочный угол лопатки:

град.

32. Число рабочих лопаток:

Округляем число лопаток до целого четного числа.

33. Уточняется принятый ранее угол отставания потока по формуле:

где k = 1,52,0 при загнутых назад лопатках;

k= 3,0 при радиальных лопатках;

k= 3,04,0 при загнутых вперед лопатках;

_2л =;

=_2л —₂=2

Уточненное значение угла должно быть близким к предварительно заданному значению. В противном случае следует задаться новым значением у.

Определение мощности на валу вентилятора

34. Полный КПД вентилятора: 78.80

где _мех = 0,90,98 — механический к.п.д. вентилятора;

= 0,02 -величина утечек газа;

_д = 0,02 — коэффициент потери мощности на трение рабочего колеса о газ (дисковое трение).

35. Необходимая мощность на валу двигателя:

=25,35 кВт.

Профилирование лопаток рабочего колеса

Наиболее часто применяются лопатки, очерченные по дуге окружности.

36. Радиус лопаток колеса:

м.

37. Радиус центров находим по формуле:

R_ц =, м.

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 B, существенно превышающую ширину рабочего колеса.

38. Ширину улитки выбирают конструктивно:

В2b₁=526 мм.

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.

39. Величину А определяем из соотношения:

м.

где средняя скорость газа на выходе из улитки С_а находится из соотношения:

С_а =(0,60,75)*С_2u=33,88 м/с.

40. Далее вычерчиваем конструкторский квадрат со стороной:

а = А/4 =79,5 мм.

41. Определим радиусы дуг окружностей, образующих спираль. Исходной окружностью для образования спирали улитки является окружность радиуса:

мм.

Радиусы раскрытия улитки R₁, R₂, R₃, R₄ находим по формулам:

R₁ = R_Н +=679,5+79,5/2=719,25 мм;

R₂ = R₁ + а=798,75 мм;

R_{3 =}R₂ + a=878,25 мм;

R₄ = R₃ + а=957,75 мм.

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 6,25%.

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 всос. 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 1,32,0 раза.

5. Механический расчет

вентилятор лопатка колесо привод

1. Проверочный расчет лопаток рабочего колеса на прочность При работе вентилятора 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, работающую на изгиб. Ориентировочно изгибающее напряжение в лопатке можно подсчитать по формуле:

_ил == 779 кг/см²,

где R₁ и b₁ — радиус колеса на всосе и толщина лопатки соответственно, мм.

Допустимые напряжения в теле лопатки равны [_ил] = 2400 кг/см².

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:

_ф = кг/см²

где G_л ^- суммарная масса лопаток, кг;

д^/ — толщина диска, мм;

n₀ — число оборотов, об/мин.

G_л ==110 кг,

где с = 7850 кг/м³.

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 [_ф] = 2400 кг/см².

6. 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 вентиляторов общего назначения =1,051,2 выбирается, исходя из величины мощности вентилятора. Большие значения коэффициента соответствуют меньшим значениям мощности.

Для дутьевых вентиляторов мощность привода выбирается с учетом коэффициентов запаса по давлению k_д=1,15 и подаче k_п=1,1. Запас по мощности двигателя k_N=1,05.

Выбор электродвигателей производится по каталогам и справочникам. Выбираем электродвигатель АИР180М4 с частотой вращения 1500 об/мин и мощностью 30 кВт.

7. Список литературы

1. Соломахова Т. С., Чебышева К. В. Центробежные вентиляторы. Аэродинамические схемы и характеристики: Справочник. М.: Машиностроение, 1980. 176 с.

2. Вахвахов Г. Г. Энергосбережение и надежность вентиляторных установок. М.: Стройиздат, 1989. 176 с.

3. Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод). / Под ред. С. И. Мочана. Л.: Энергия, 1977. 256 с.

4. Тягодутьевые машины: Каталог. «Сибэнергомаш». 2005.

5. Алиев Электротехнический справочник