Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа

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

 

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

k= 3,0 при радиальных лопатках;

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

b_2л =

;

s =b_2л -b₂.

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

 

Определение мощности на валу вентилятора

34. Полный КПД вентилятора:

,

где h_мех = 0,9¸0,98 – механический к.п.д. вентилятора;

= 0,02 –величина утечек газа;

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

 

35. Необходимая мощность на валу двигателя:

=   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:

В»2b_1, 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 =(0,6¸0,75)*С_2u, м/с.

40. Далее вычерчиваем конструкторский квадрат со стороной:

а = А/4 =  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 + , мм;

R₂ = R₁ + а, мм;

R_{3 =}R₂ + a, мм;

R₄ = R₃ + а, 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 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 1,3¸2,0 раза.

 

 

 

 

4. Механический расчет

4.1. 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:

s_ил = =          кг/см²,

где R₁ и b₁ – радиус колеса на всасе и толщина лопатки соответственно, мм.

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

 

4.2. 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:

 

s_τ =

,

 

где G_л - суммарная масса лопаток, кг;

δ^/ - толщина диска, мм;

n₀ – число оборотов, об/мин.

G_л =

=          кг,

где ρ = 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_τ] = 2400 кг/см².

5. 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 =1,05¸1,2 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).

 

Таблица 3

Дутьевые вентиляторы производства ОАО «Бийскэнергомаш»

с посадкой рабочего колеса на вал электродвигателя

Заводское обозначение	Тип эл/двигателя	Установл. мощность двиг. кВт	Потр. мощность кВт	Подача тыс. м3/ч	Давл. даПа	Габариты (LхВхН), мм
ВДН6,3-1000 об/мин	4А112МА6	3,0	0,7	3,4	62,5	1150x1240x1075
ВДН6,3-1500 об/мин	4А112М4	5,5	2,4	5,102	138,0	1150x1240x1075
ВДН6,3-3000 об/мин	4А180М2УЗ	30,0	19,2	10,2	553,0	1140x1100x1140
ВДН8-1000 об/мин	АИР160S6	11,0	2,3	6,97	99,0	1165x1470x1285
ВДН8-1500 об/мин	АИР160S4	15,0	7,9	10,46	223,0	1165x1470x1285
ВДН9-1000 об/мин	АИР160S6	11,0	4,2	9,93	125,0	1205x1647x1368
ВДН9-1500 об/мин	АИР160S4	15,0	14,2	14,9	283,0	1205x1647x1368
ВДН10-1000 об/мин	АИР160S6	11,0	7,1	13,62	155,0	1288x1825x1485
ВДН10-1500 об/мин	АИР180М4	30,0	24,0	20,43	352,0	1360x1825x1485
ВДН11,2-1000 об/мин	А200М6	22,0	12,6	19,13	194,0	1477x2038x1685
ВДН11,2-1500 об/мин	5А225М4	55,0	42,5	28,7	441,0	1505x2038x1685
ВДН12,5-1000 об/мин	A200L6	30,0	21,8	26,6	243,0	1626x2230x1820
ВДН12,5-1500 об/мин	4А250М4	90,0	73,6	39,9	552,0	1745x2230x1820
ВДН13-1000 об/мин	4AM250S6	45,0	27,0	29,0	275,0	1815x2270x1990
ВДН13-1500 об/мин	4АМ280М4	132,0	91,0	43,0	620,0	2080x2270x1990
ВД-3-1500 об/мин	АИР100S4	3,0	0,19	1,0	46,0	605x515x570
ВД-3-3000 об/мин	АИР112М2	7,5	1,6	2,0	185,0	660x515x570
ВД2,8-1500 об/мин	АИР100S4	3,0	0,4	1,3	70,0	500x525x580
ВД2,8-3000 об/мин	АИР112М2	7,5	3,3	2,6	280,0	565x525x580
ВД2,7-1500 об/мин	4АМ80А4	1,1	0,09	0,55	37,5	420x393x569
ВД2,7-3000 об/мин	4А71В2	1,1	0,7	1,1	150,0	420x393x569
ВД2,7-3000 об/мин	4АМ80А2	1,5	0,7	1,1	150,0	420x393x569

 

 

 

 

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