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-390901

Преподаватель Колпаков А.С.

Екатеринбург 2011

Содержание

1. Исходные данные

. Результаты расчета

. Краткая характеристика центробежных вентиляторов

. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора

. Механический расчет

. Выбор привода вентилятора

. Список литературы

1. Исходные данные

Таблица 1.

№ п/пНаименованиеОбозн.Ед. измер.Знач.1Производительность вентилятораQтыс. м3/час20,432Полное давление вентилятораPкПа35203Параметры газа на входе в агрегат:-абсолютное давлениеРМПа0,1-температураТоС30-плотностьrкг/м31,1514Молекулярная масса газаmкг/кмоль295Принятая исходная система коэффициентов:Отношение диаметров просвета и входаD0/D1-1,08Коэффициенты потерь напора:-на входе в рабочее колесоxвх-0,423-на лопатках рабочего колесаxлоп-0,361-при повороте потока на рабочие лопаткиxпов-0,281-в спиральном отводе (кожухе)xх-0,381коэффициенты изменения скорости:-в спиральном отводе (кожухе)-1,261-на входе в рабочее колесо-0,903

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

2. Результаты расчета

Таблица 2.

№ п/пНаименованиеОбозн.Ед. измер.Знач.1Тип вентилятораКонсольного типа2Гидравлический КПД hГ%85,363Механический КПДhмех%964Общий КПД h %78,805Мощность на валу агрегата NкВт 25,356Число оборотовnоб/мин966Геометрия проточной части агрегата:7Диаметр просвета колеса на входе D0мм8328Диаметр входа на лопатки колесаD1мм6029Отношение диаметров просвета и входаD0/D1-1,0810Диаметр вала Dвмм4711Диаметр колеса D2мм135912Отношение диаметров выхода и входа (модуль колеса) D2/D1-2,2613Ширина колеса на входе b1мм26314Ширина колеса на выходе b2мм11415Угол установки лопатки на входе b1лград17,6716Угол установки лопатки на выходе b2лград31,0917Число лопаток колеса z-6Элементы треугольника скоростей на входе в рабочее колесо:18Скорость входа в рабочее колесо С0м/с10,4219Скорость входа газа на лопаткиС1м/с9,4120Окружная скорость U1м/с30,4521Относительная скорость потокаw1м/с31,8722Угол входа потока на лопатки колеса b1град19,39Элементы треугольника скоростей на выходе из рабочего колеса:23Скорость выхода из рабочего колеса С2м/с53,2224Окружная скорость U2м/с68,7625Относительная скорость потока w2м/с19,7826Закрутка потокаС2uм/с52,1327Отношение скоростей C2r/U2C2r/U2-0,15628Угол выхода потока из колеса b2град32,81Профилирование лопаток рабочего колеса дугой окружности29Радиус окружности центровRцмм35430Радиус окружности профиля лопаткиRлмм628

. 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:

. вентиляторы высокого давления (до 1 кПа);

. вентиляторы среднего давления (1¸3 кПа);

. вентиляторы низкого давления (3¸12 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 (11<ns<30);

. вентиляторы средней быстроходности (30<ns<60);

. быстроходные вентиляторы (60<ns<80).

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:

. 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:

, град.

. Вычисляется отношение скоростей

.

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

.

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

.

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

, град.

. Необходимая окружная скорость колеса на выходе газа:

, м/с.

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

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

, об/мин.

Здесь m0=0,9¸1,0 - 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.

. Наружный диаметр рабочего колеса:

, мм.

. 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 1м, 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.

. Скорость газа на входе в рабочее колесо:

, м/с.

Скорость С0 не должна превышать 50 м/с.

. Скорость газа перед лопатками рабочего колеса:

, м/с.

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

, м/с.

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

С1u = 0.

Поскольку С1r = 0, то a1 = 900, то есть вход газа на рабочие лопатки радиальный.

. Относительная скорость входа газа на рабочие лопатки:

w1 =, м/с.

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

22. Радиальная проекция скорости потока за рабочим колесом:

, м/с.

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

, м/с.

. Абсолютная скорость газа за рабочим колесом:

, м/с.

. Относительная скорость выхода газа с рабочих лопаток:

, м/с.

По полученным значениям С2, С2u,U2, 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:

, Па.

Расчетное давление должно совпадать с проектным значением.

. Ширина лопаток на входе газа в рабочее колесо:

, мм,

здесь: aУТ = 0,02¸0,03 -коэффициент утечек газа через зазор между колесом и входным патрубком; mu1 = 0,9¸1,0 - коэффициент заполнения входного сечения рабочих каналов активным потоком.

. Ширина лопаток на выходе газа из рабочего колеса:

, мм,

где mu2 = 0.9¸1.0 - 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.

. Угол установки лопатки на выходе газа из рабочего колеса:

, град,

где s - угол отставания потока вследствие отклонения потока в косом срезе межлопаточного канала. Оптимальные значения обычно принимаются из интервала ? = 2¸40.

. Средний установочный угол лопатки:

, град.

. Число рабочих лопаток:

Округляем число лопаток до целого четного числа.

. Уточняется принятый ранее угол отставания потока по формуле:

,

где k = 1,5¸2,0 при загнутых назад лопатках;

k= 3,0 при радиальных лопатках;

k= 3,0¸4,0 при загнутых вперед лопатках;

b2л =;

s =b2л -b2=2

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

Определение мощности на валу вентилятора

34. Полный КПД вентилятора: 78.80

,

где hмех = 0,9¸0,98 - механический к.п.д. вентилятора;

= 0,02 -величина утечек газа;

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

. Необходимая мощность на валу двигателя:

=25,35 кВт.

Профилирование лопаток рабочего колеса

Наиболее часто применяются лопатки, очерченные по дуге окружности.

. Радиус лопаток колеса:

, м.

. Радиус центров находим по формуле:

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.

. Ширину улитки выбирают конструктивно:

В»2b1=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 Са находится из соотношения:

Са =(0,6¸0,75)*С2u=33,88 м/с.

40.Далее вычерчиваем конструкторский квадрат со стороной:

а = А/4 =79,5 мм.

. 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:

1 = RН +=679,5+79,5/2=719,25 мм;

R2 = R1 + а=798,75 мм;

R3 =R2 + a=878,25 мм;4 = 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 1,3¸2,0 раза.

. 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:

sил == 779 кг/см2,

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

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

. 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:

s? = кг/см2

где Gл - суммарная масса лопаток, кг;

?/ - толщина диска, мм;

n0 - число оборотов, об/мин.

л ==110 кг,

где ? = 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 [s?] = 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 =1,05¸1,2 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 kд=1,15 и подаче kп=1,1. Запас по мощности двигателя kN=1,05.

Выбор электродвигателей производится по каталогам и справочникам [5]. Выбираем электродвигатель АИР180М4 с частотой вращения 1500 об/мин и мощностью 30 кВт.

Заводское обозначениеТип эл./двигателяУстановл. мощность двиг. кВтПотр. мощность кВтПодача тыс. м3/чДавл. даПаГабариты (LхВхН), ммВДН10-1500 об/минАИР180М430,024,020,43352,01360x1825x1485

7. Список литературы

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

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

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

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

. Алиев Электротехнический справочник

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

Больше работ по теме: