- •Курсовой проект
- •1.Исходные данные.
- •2.Результаты расчета.
- •3. Краткая характеристика центробежных вентиляторов.
- •4. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора.
- •Элементы треугольника скоростей при входе газа на рабочие лопатки
- •Элементы треугольника скоростей при выходе газа с рабочих лопаток
- •Определение углов установки и числа лопаток рабочего колеса
- •Определение мощности на валу вентилятора
- •Профилирование лопаток рабочего колеса
- •Расчет и профилирование спирального отвода
- •Профилирование всасывающего патрубка
- •5. Механический расчет
- •5.1. Проверочный расчет лопаток рабочего колеса на прочность
- •5.2. Проверочный расчет на прочность основного диска рабочего колеса
- •6. Выбор привода вентилятора
- •7.Список литературы:
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 (11ns30);
2. вентиляторы средней быстроходности (30ns60);
3. 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.
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 Rв:
.
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 1м, то следует рассчитывать вентилятор с двухсторонним всасыванием. В этом случае в формулы следует подставлять половинную подачу 0,5Q.