Massi ja mahu sööda vahel on seos:

mõõta Pumpa saab varustada erinevate seadmetega:

Tsentrifugaalkompressorit kasutatakse laialdaselt transpordi- ja õhusõidukite mootorites (GTE), suletud tsükliga gaasiturbiinseadmetes (CGTU), samuti statsionaarsetes seadmetes ja helikopterite gaasiturbiinmootoritel aksiaalse tsentrifugaalkompressori viimase etapina.

Kui ratas pöörleb, surutakse õhk labade moodustatud kanalite kaudu perifeeriasse. Ratta ette moodustub haruldane ja välisõhk voolab pidevalt läbi sisselaskeava rattale. Töörattas antakse voolule mehaaniline energia, mille toimel surutakse töövedelik tiivikus kokku ( > ) ja absoluutses liikumises ( > ) voolu kineetiline energia suureneb. Töörattalt siseneb gaas difuusorisse, milles ristlõikepindala raadiuse suurenemisega suureneb. Järjepidevuse võrrandi järgi voolukiirus järk-järgult väheneb. Vastavalt Bernoulli võrrandile muundatakse difuusoris olev kineetiline energia rõhuenergiaks.

Riis. 1. Konstruktiivsete tiivikutüüpide skeem:

a) avatud; b) - poolavatud; c) suletud

Joonisel 1 on näidatud tsentrifugaalkompressorite tiivikute rakendatud konstruktsioonide skeemid. Avatud tüüpi tiivikul on üksikud labad, mis on paigaldatud hülsi külge. Avatud ventiili kasutamisel tekivad õhu ülevoolu tõttu suuremad otsakadud. Seetõttu on seda tüüpi rattad, hoolimata disaini võrdlevast lihtsusest, piiratud kasutusega. Suurima efektiivsuse tagavad suletud tüüpi tiivikud. Katteketta olemasolu vähendab lõppkadusid. Seda tüüpi rattad on aga ehituslikult palju keerulisemad kui teised ja väiksema ümbermõõdu pöörlemiskiirusega, mida tugevustingimused võimaldavad. Kuni viimase ajani kasutati kõige sagedamini poolavatud tüüpi RC-sid, mis ühendasid avatud (valmistamise lihtsus) ja suletud (väiksema otsakaoga) rataste eelised.

Tsentrifugaalkompressori tööprotsessi uurimisel kasutatakse reaktsioonivõime astme mõistet:

Erineva reaktsioonivõimega rataste kiiruskolmnurgad on näidatud joonisel 2.

Riis. 2. Erineva reaktsioonivõimega tsentrifugaalkompressorite kiiruskolmnurgad:

a-terad painutatud pöörlemise vastu; b-radiaalsed labad; V-kujulised abaluud on pöörlemisel kõverad

Radiaalselt paigutatud labade puhul saame: ja . Kiiruse kolmnurk RC-st väljumisel on antud juhul näidatud joonisel 2b. Tegelikult,< и < при и степень реактивности рабочего колеса с радиальными лопатками при несколько больше величины . Если угол выхода потока < (лопатки загнутые против вращения), то скорость в абсолютном движении на выходе из РК существенно меньше, чем при , и увеличивается степень реактивности . Именно в связи с ростом при уменьшении угла < РК с лопатками, загнутыми против вращения, получили название реактивных рабочих колес. Хотя в таких колесах, по сравнению с радиальными на выходе лопатками, при одинаковых окружных скоростях уменьшается величина (теоретический напор компрессора), использование их позволяет существенно улучшить эффективность работы выходной системы (безлопаточного и главным образом лопаточного диффузора) в результате уменьшения скорости потока. Кроме этого, протекание характеристик ступени с РК, имеющим загнутые против вращения лопатки, более благоприятно. В РК с лопатками, загнутыми по вращению >, suureneb oluliselt absoluutse voolu kiirus ja sellest tulenevalt ka reaktiivsuse aste. Seoses rataste reaktsioonivõime vähenemisega\u003e nimetatakse neid aktiivseteks. Kõrgeima teoreetilise rõhu koefitsiendiga ja sellest tulenevalt ka suurema rõhu juures antud ringkiirusel on RC c > astme omadustest kõige õrnema vooluga ja suure väärtuse tõttu on tiibadega difuusori efektiivsust raske tagada. õhuvoolu kiirusest difuusori labadel.

Joonis 3 näitab kogu teoreetilise töö sõltuvust tootlikkusest labade erinevate väljalaskenurkade juures:

Riis. Joonis 3. Kogu teoreetilise töö sõltuvus tootlikkusest labade erinevatel väljumisnurkadel

2. STENDI SKEEM JA KIRJELDUS

Katsed viiakse läbi stendil "Tsentrifugaalkompressori samm", mille konstruktsiooniskeem on näidatud joonisel 4.

Riis. 4. Stendi "Tsentrifugaalkompressori aste" skeem:

1 - sisendseade; 2 - tiivik; 3–elektrimootor; 4-tahhomeetri andur; 5-gaasiklapp; 6-tagurpidi radiaalne juhtlaba; 7-väljundmahtuvus

Tööratast 2 käitab elektrimootor 3. Õhk siseneb kompressorisse sisendseadme 1 kaudu, mille mõõdetud osa on valmistatud vastavalt GOST 27-64 lemniskaadile. See loob ühtlase kiirusvälja kompressori ees. Kompressori väljalaskeava juures on tagurpidi radiaalne labaüksus 6, millest elektrimootori ümber voolav õhk siseneb väljalaskepaaki 7, läbides seejärel drosselklapi 5.

Elektrimootori pöörlemiskiirust ja drosselklapi asendit muutes on võimalik seadistada kompressori tööd vajalikus parameetrivahemikus.

Riis. 5. Kompressori tiivik

Poolavatud tsentrifugaalradiaalkompressori tiivikul on järgmised parameetrid (joonis 5):

Sisendläbimõõt;

väljalaskeava läbimõõt;

Tera kõrgus ratta sissepääsu juures;

Tera kõrgus ratta väljalaskeava juures;

Voolu sisselaskenurk;

Voolu väljumise nurk tiivikult;

Terade arv;

Tera paksus;

Tera painderaadius;

Ringi raadius, millel asuvad tera paindekaare keskpunktid.

Katse ajal mõõdetakse järgmist:

diferentsiaalrõhk kogu sisselaske mõõteseadmes

ümbritseva õhu temperatuur

kogurõhk kompressori sisselaskeava juures

õhutemperatuur tiiviku väljalaskeava juures

õhutemperatuur kompressori väljalaskeava juures

seisev voolurõhk kompressori väljalaskeava juures

staatiline rõhk kompressori väljalaskeava juures

rootori kiirus

voolutugevus

Pinge

3.LABORITÖÖD №1

TSENTRIFUGAALKOMPRESSORI STAADI EKSPERIMENTAALSED OMADUSED

3.1.TÖÖ EESMÄRK

Eksperimentaalselt saate tsentrifugaalkompressori astme karakteristikud sõltuvuste kujul: , , , , .

3.2.ÜLDTEAVE

Kui kompressor töötab mis tahes süsteemis, muutuvad süsteemi töörežiimide muutumise tõttu kompressori sisselaskeava parameetrid ja töövedeliku (õhu) omadused. Näiteks kui kompressor töötab õhusõiduki mootori osana, muutuvad kõrguse ja lennukiiruse muutumise tõttu sisselaskeparameetrid: rõhk, temperatuur, töövedeliku voolukiirus, pöörlemiskiirus, õhu viskoossus, selle soojusjuhtivus ja soojus võimsus ja sellest tulenevalt ka soojusvõimsuste suhe. Üldrõhu efektiivsuse ja tõusu astme jaoks saab üldiselt kirjutada järgmised funktsionaalsed sõltuvused:

Antud sõltuvused, mida nimetatakse kompressori karakteristikuteks, on nende praktilisel kasutamisel ebamugavad. See on tingitud asjaolust, et ja sõltuvad paljudest muutujatest, mis muudab nende graafilise esituse peaaegu võimatuks.

Sellega seoses on karakteristikute konstrueerimisel lähtutud sarnasuse teooria sätetest, mis võimaldab dimensioonideta parameetrite või sarnasuse kriteeriumide kasutuselevõtuga vähendada labadega masinate omadusi määravate muutujate arvu.

Nähtused on sarnased, kui täheldatakse geomeetrilist, kinemaatilist ja dünaamilist sarnasust.

Kui uurida sama masinat, siis soojuspaisumisest ja elastsetest deformatsioonidest tingitud mõõtmete muutust ei arvestata ning eeldatakse, et geomeetriline sarnasus säilib.

Kinemaatilise sarnasuse teostamiseks on vajalik, et säiliks kiiruskolmnurkade sarnasus, st ümbermõõdu ja absoluutkiiruse suhe sarnastes punktides oleks sama

Sarnasuse teooriast on teada, et gaasidünaamiline sarnasus geomeetriliselt sarnastes süsteemides on täidetud, kui sarnasuse kriteeriumid on võrdsed. Rakendades mõõtmete teooria sätteid või arvestades nähtusi kirjeldavaid võrrandeid alg- ja sarnastes režiimides, saab kindlaks teha, et gaasidünaamilise sarnasuse määrab järgmiste kriteeriumide võrdsus:

Adiabaatiline eksponent;

Voolu kokkusurutavuse mõju iseloomustamine;

Voolu inertsiaaljõudude ja viskoossete jõudude suhte iseloomustamine voolu olemuse ja hõõrdekadude järgi;

Gravitatsioonijõudude välja voolule avalduva mõju iseloomustamine;

Töövedeliku füüsikalisi omadusi iseloomustav ja vooluparameetritest sõltumatu.

Kui võtta arvesse, et gaasi puhul on gravitatsioonivälja mõju väike , siis õhu ja enamasti töötavad labamasinad sellises (enesesarnase) arvumuutuse piirkonnas, et kadutegurid ei muutu , siis funktsionaalset sõltuvust (1) saab esitada järgmiselt:

Kui numbrite asemel kasutame nendega unikaalselt seotud vähendatud kiirusi ja funktsiooni väärtuse asemel saame kompressori karakteristiku, mis on esitatud sõltuvuste kujul:

kus on vähendatud perifeerne kiirus.

Karakteristikud (3) kehtivad kogu geomeetriliselt sarnaste kompressorite perekonna kohta ja neid on mugav kasutada näiteks uue kompressori mõõtmete ja parameetrite määramiseks, mille puhul on teada selle geomeetriliselt sarnase mudeli tunnus.

Teatud suurusega kompressorite puhul on mugavam kasutada kompressori omadusi, milles ja asemel kasutatakse nendega ainulaadselt seotud keerulisi parameetreid ja mida nimetatakse vastavalt vähendatud vooluhulgaks ja vähendatud kiiruseks. Nende parameetrite kasutamine näib olevat mugavam, kuna need on otseselt seotud selliste oluliste kompressori parameetritega nagu õhuvool , kiirus ja õhuparameetrid kompressori sisselaskeava juures ja .

Ja temperatuuri ja rõhu väärtus standardtingimustes kompressori sisselaskeava juures,

Seda nimetatakse vähendatud kuludeks ja kuna. see vastab teatud väärtusele , siis võib seda pidada sarnasuse parameetriks.

Tingimusest saame kirjutada kahe sarnase režiimi jaoks:

Seda nimetatakse vähendatud pöörete arvuks.

Sõltuvuste kujul ehitatud kompressori omadused:

nimetatakse universaalseteks omadusteks ja võimaldavad samadel tingimustel sisselaskeava juures võrrelda erinevate kompressorite parameetreid.

Riis. 6. Kompressori tüüpiline karakteristik

Kompressori karakteristikud seose (4) poolt määratud sõltuvuste kujul on näidatud joonisel 6. Kompressori karakteristiku oluline tunnus on stabiilse tööpiiri olemasolu, mida nimetatakse pumba piiriks. Sellest piirist vasakul on parameetrite järsu languse ja dünaamiliste koormuste suurenemise tõttu kompressori töö vastuvõetamatu. Paremal on stabiilsete režiimide ala, mida kasutatakse kompressori töötamise ajal gaasiturbiinmootori osana. Tavaliselt kantakse sellisele tunnusele jooni topograafiliste joonte kujul.

Antud töötingimustes on tsentrifugaalastme võimsus ja kogu teoreetiline töö määratakse võrrandiga (tselluloosi- ja paberitehas< ):

Töö sõltuvus tootlikkusest (õhutarbimisest) on otsekohene. Sirge kalle määratakse tiiviku labade väljalaskenurga järgi. Joonisel 7. sirgjoon kujutab tsentrifugaalastme teoreetilist karakteristikku koos tiiviku labade väljumisnurkadega< . Эффективная работа меньше, чем теоретическая. Величина работы в расчетной точке определяется уровнем потерь: профильных (трения и вихреобразования в пограничном слое на профиле, кромочные, волновые), вторичных (парный вихрь, вихрь от перетекания в радиальном зазоре, радиальное течение в пограничном слое вдоль лопатки) и концевых (боковое трение диска и бандажа, перетекание воздуха в радиальном зазоре). На нерасчетном режиме характер изменения работы определяется характером изменения профильных потерь, т.к. уровень концевых и вторичных потерь с изменением расхода не меняется. Профильные потери возрастают при отклонении от расчетного режима из-за отрывных явлений пограничного слоя с корытца профиля при малых расходах и из-за отрывных явлений со спинки профиля и роста волновых потерь при больших расходах.

Riis. 7. Tsentrifugaalastme omadused:

1-terminali kadu; 2 - sekundaarsed kaod; 3-profiili kaotus

3.3. KATSEMISE JÄRJ

3.3.1. Tutvuge eksperimentaalse seadistuse ja vajalike mõõteseadmetega.

3.3.2. Valmistage ette vormid mõõdetud parameetrite tabelite jaoks.

3.3.3. Luba installimine.

3.3.4. Seadistage kompressori rootori soovitud kiirus kiiruse reguleerimise nupuga. Säilitage režiim.

3.3.5. Kattes gaasihoova, mõõta kompressori astme parameetreid vahepunktides (6 - 7 punkti), säilitades samal ajal etteantud kiiruse ja säilitades seadistuse igas režiimis enne parameetrite mõõtmist.

3.3.6. Mõõtmistulemused märgi tabelisse (vt tabel 1).

3.3.7. Lülitage installimine välja.

Tabel 1

Mõõtmistulemused

3.4 EKSPERIMENTAALSETE ANDMETE TÖÖTLEMINE

3.4.1. Saadud väärtuste ja Pa-ks teisendamine viiakse läbi, võttes arvesse järgmisi suhteid:

3.4.2. Õhuvoolu määramine:

Bernoulli võrrandist:

kus on rõhukadu sisselaskeseadmes.

Esimese lähendusena eeldame, et , ja - sisendseadme madalate kiiruste tõttu.

Kiiruse absoluutväärtus ratta sissepääsu juures:

Staatiline pealevoolu temperatuur tiiviku sisselaskeava juures:

kus on soojusmahtuvus,

Voolu tihedus tiiviku sisselaskeava juures:

Teades voo tihedust, määrame kiiruse väärtuse:

Õhuvoolu kiirus määratakse pidevuse võrrandist:

kus on kompressori sisselaskeala.

Kus on sisselaskeava läbimõõt.

3.4.3. Survekadu sisselaskeseadmes:

kus (sisselaskeseadme konstruktsioon) on hõõrdetakistuse koefitsient.

3.4.4. Seiskunud voolu rõhk ratta sissepääsu juures:

3.4.5. Staatiline rõhk ratta sisselaskeavas:

3.4.6. Konkreetse töö vähese soojusvahetusega keskkonnaga saab määrata kompressori sisse- ja väljalaskeava kogutemperatuuride erinevuse põhjal:

3.4.7. Ratta pööramiseks tehtud töö iga õhumassi kilogrammi kohta:

kus on ketta hõõrdumise töö gaasile, .

3.4.8. Kompressori võimsus:

3.4.9. Mootori võimsus:

Elektrimootori võimsust saab määrata ka järgmiselt:

kus on elektrimootorit jahutava õhu soojendamiseks kulutatud võimsus.

3.4.10. Perifeerne kiirus ratta väljumisel:

3.4.11. Ümbermõõdu kiiruse komponent tsentrifugaalkompressori ratta väljalaskeava juures:

3.4.12. Ratta väljalaskeala:

Terade arv;

3.4.13. Seiskunud voolu tihedus tiiviku väljalaskeava juures:

3.4.14. Voolukiiruse radiaalne komponent tiiviku väljalaskeava juures:

Esimese lähendusena aktsepteerime, et järjepidevuse võrrandist:

3.4.15. Kiiruse absoluutväärtus ratta väljumisel:

3.4.16. Staatiline õhutemperatuur ratta väljalaskeava juures:

3.4.17. Staatiline rõhk ratta väljalaskeava juures:

3.4.18. Voolu tihedus ratta väljalaskeava juures:

3.4.19. Määrame kiiruse väärtuse ratta väljumisel:

3.4.20. Rõhukadu paigaldise väljalaskeava juures:

3.4.21. Seiskunud voolu rõhk tsentrifugaalkompressori ratta väljalaskeava juures:

3.4.22. Kompressori rõhu suhe:

3.4.23. Kompressori adiabaatiline töö:

3.4.24. Adiabaatilise kompressori efektiivsus:

3.4.25. Voolukiiruse ja kiiruse väärtused on vähendatud standardsete atmosfääritingimusteni

3.4.26. Sisestage arvutuse tulemused tabelisse (vt tabel 2).

tabel 2

Arvutustulemused

3.4.27. Ehitage karakteristikud sõltuvuste kujul: , , , , .

3.4.28. Järeldusi tegema.

3.5.NÕUDED ARUANDELE

4.LABORITÖÖD №2

VOOLU KINEMAATIKA TSENTRIFUGAALKOMPRESSORI RATA SISSANDUS

4.1.TÖÖ EESMÄRK

Tsentrifugaalkompressori ratta sisselaskeava voolu kinemaatika uurimine projekteerimis- ja mitteprojekteerimisrežiimis.

4.2.ÜLDTEAVE

Absoluutne kiirus tiiviku sisselaskeava juures on . Selle raadiuse ümbermõõdu kiirus on . Ratta suhtes on gaasil suhteline kiirus. Suund ja suurusjärk on määratletud suhtelise kiiruse ja perifeerse kiiruse vektorsummana.

Kui tsentrifugaalkompressori tiivik on radiaalset tüüpi, siis on sisselaskekiiruste kolmnurk ehitatud tasapinnale, mis on risti pöörlemisteljega.

Põrutuseta rattasse sisenemise saavutamiseks peab rattalabade kaldenurk olema võrdne labadele voolu sisenemise nurgaga. Töö- ja juhtlabade võrku voolu sisenemise tingimustega seotud energiakadude vähendamiseks püüavad nad tagada voolu võre profiilide ümber optimaalse lööginurgaga, mis on tavaliselt lähedane nn põrutusteta sisenemise olukorrale. , st. . Seda saab pakkuda kahel viisil: esimene on sisendjuhtlaba puudumisel suunata rattalabade sisendservad ratta pöörlemise suunas. Poolavatud tüüpi aksiaal-radiaalsetel ratastel saavutatakse see labade tagaservade vastava painutamisega ja nende kumerate servade eraldumisega sageli ülejäänud kettast teradega nn. liist. Teine võimalus on liist (kuid väiksema labade painutusega) kombinatsioonis NHA (fikseeritud juhtlaba) paigaldamisega, mis keerutab voolu ratta pöörlemise suunas. Tingimusi, mil , saab saavutada ka muul viisil, näiteks paigaldades liistu puudumisel ainult positiivse voolukeerisega NHA; liistu ja NHA kombinatsioon negatiivse voolukeerisega. Neid meetodeid iseloomustavad suhteliselt suured kiirused või ja vastavad arvud ja .

Projekteerimisrežiim on ainus kompressori töörežiim, mille jaoks tehakse gaasidünaamiline arvutus ja määratakse lava peamised geomeetrilised mõõtmed, labade nurgad, resti tihedus jne. Disainirežiimi iseloomustab asjaolu, et ainult selles režiimis vastab labaaparaat kõige paremini voolukinemaatikale, s.t. tagab pideva voolu kompressori astmete tiiviku labade ja juhtlabade ümber. Kuid töö ajal töötab kompressor enamasti muudes tingimustes kui projekteerimisrežiim või, nagu tavaliselt öeldakse, mittekujundusrežiimides (joonis 8.)

Riis. Joonis 8. Kiiruse kolmnurgad tsentrifugaalkompressori astme sisselaskeava juures projekteerimis- ja projekteerimisvälistes töörežiimides

Gaasivoolu vähenemisega rootori konstantsel kiirusel täheldatakse ka kompressori töö ebastabiilsust, mis on seotud tiiviku restide ja fikseeritud hajutikanalite ümbritseva voolu iseloomu muutumisega. Vooludes ümber laba teatud lööginurgaga >0, tekib märgatav piirkihi eraldumine. See ei toimu korraga mitte terves võres, vaid ühes selle kanalis. Sellest tulenev häire põhjustab selle kanali ummistumise ja voolu leviku mõlemale poole. Ühel pool kanalit ründenurgad suurenevad, teisel pool vähenevad. Ründenurkade suurenemine põhjustab tiiviku labade väljalaskeosa seiskumise. Sel juhul moodustuvad pöörlevad eraldustsoonid. Nende pöörlemise nurkkiirus on 2-3 korda väiksem kui ratta nurkkiirus. Sellist voolu nimetatakse pöörlevaks varuks. Gaasivoolu edasine vähenemine läbi kompressori astme on seotud seiskumisnähtuste suurenemisega ja vibratsiooni ergutamisega.

Kui voolukiirus on suurem kui arvutatud, väheneb lööginurk ja muutub radiaalse kiiruse komponendi suurenemise tõttu negatiivseks. See toob kaasa voolu eraldumise profiili nõgusast pinnast, kadude järsu suurenemise ja kompressori "lukustumise". Tuleb märkida, et labadega hajutitega tsentrifugaalkompressorites määrab "lukustuse" tavaliselt hajuti labade ümber olev voolurežiim, mis vähendab oluliselt kompressori stabiilse töö ulatust vooluhulga osas.

4.3 EKSPERIMENTAALSETE ANDMETE TÖÖTLEMINE

4.3.1. Katseandmete töötlemine toimub laboritöös nr 1 saadud katseandmete alusel.

4.3.2. Voolukiiruse absoluutväärtus tsentrifugaalkompressori tiiviku sisselaskeava juures on võetud laborist nr 1.

Alates (teljeline sisenemine rattasse).

4.3.3. Perifeerne kiirus ratta sissepääsu juures:

kus on ratta voolu sisselaskeava läbimõõt,

ratta väljalaskeava läbimõõt,

4.3.4. Rattasse sisenemise nurk:

4.3.5. Rünnaku nurk:

kus on voolu rattasse sisenemise geomeetriline nurk.

4.3.6. Voolukiiruse suhteline väärtus tiiviku sisselaskeava juures:

4.3.7. Voolukiiruse absoluutväärtus tiiviku sisselaskeava juures kompressori optimaalsel (arvutatud) töörežiimil:

4.3.8. Voolukiiruse suhteline väärtus tiiviku sisselaskeava juures kompressori optimaalsel (arvutatud) töörežiimil:

4.3.9. Sisestage arvutuse tulemused tabelisse (vt tabel 3).

Tabel 3

Arvutustulemused

4.3.10. Graafikupaberil konstrueerige tsentrifugaalkompressori ratta sisselaskeava juures kiiruste kolmnurgad, konstrueerige sõltuvus.

4.3.11. Järeldusi tegema.

4.4 NÕUDED ARUANDELE

Katse viiakse läbi 6 inimesest koosnevates alarühmades. Alarühma iga õpilane ühe tarbimisviisi üksikasjalik arvutamine. Aruanne peaks sisaldama järgmisi osi:

5.LABORITÖÖD №3

VOOLU KINEMAATIKA TSENTRIFUGAALKOMPRESSORI RATA VÄLJUNDUS

5.1.TÖÖ EESMÄRK

Tsentrifugaalkompressori ratta väljalaskeava voolu kinemaatika uurimine.

5.2.ÜLDTEAVE

Väljalaskeava voolu kinemaatika uurimine taandub erinevate töörežiimide kiiruste kolmnurga konstrueerimisele. Teadaoleva ratta geomeetria ja pöörlemiskiirusega kiiruskolmnurga saab konstrueerida, kui on teada ratta väljalaskeava absoluutkiiruse radiaalkomponent ja ringkomponent.

Kui eeldame, et tiiviku vooluosa koosneb lõpmatust arvust kanalitest, mille moodustavad lõpmatu arv nullpaksusega labasid, siis vastab voolu suund täielikult labade profiilile. Gaas väljub tiivikust suhtelise kiirusega nurga all, mis on võrdne laba nurgaga, kui see tiivikust väljub.

Ratta pöörlemiseks kulutatud töö iga õhumassi kilogrammi kohta vastavalt Euleri võrrandile (arvestamata rattaketta külgpindade hõõrdumist) määratakse valemiga:

ja aksiaalseks sisenemiseks rattasse:

Siin sõltub väärtus terade arvust ja pikkusest. Lõpliku arvu labade korral väheneb. Arvestades gaasi liikumist tiivikus lõpmatu arvu labade ettepanekul, eeldatakse, et kõik voolujooned on ühesuguse kujuga ja labad on voolujoonte segmendid. Sellest järeldub, et kiirus tiiviku mis tahes raadiuses on konstantne kogu ümbermõõdu ulatuses. Kuid energia ülekandmiseks tiiviku labadelt voolule on tiiviku mõlema külje vahel vajalik rõhuerinevus, mis on võimalik ainult nende külgede kiiruste erinevuse korral. Seega, erinevalt joa teooriast, ei ole liikumiskiirus piki ümbermõõtu konstantne ja muutub perioodiliselt, kuna igas kanalis, mis on piiratud kahe kõrvuti asetseva labaga, peaks voolumuster olema sama. Lõpliku arvu labadega pöörleva ratta kanalis varieeruvad Coriolise kiirenduse tõttu suhtelised kiirused antud raadiusega kaarel lineaarselt sõltuvalt polaarnurgast. Selle tulemusena on labade esiküljel kiirus väiksem ja rõhk suurem, tagaküljel aga vastupidi (joonis 9).

Riis. 9. Pöörete ja rõhu muutus tsentrifugaalkompressori kanalis

Mida väiksem on terade arv, seda suurem on kiiruste erinevus labade esi- ja tagaseintel. Täiendava perimeetrilise komponendi ilmumist saab seletada kiiruse reguleerimise protsessiga ratta väljalaskeava juures, kus vool voolab vabalt, ilma välisjõudude mõjuta. Kiiruste võrdsustamisel vähendavad suurema kiirusega joad oma kiirust teatud keskmise väärtuseni ja väiksema kiirusega joad suurendavad seda selle keskmise väärtuseni. Selle tulemusena toimub perifeeria õhumasside mõningane liikumine ratta pöörlemisele vastupidises suunas, mille tulemusena tekib teatud ümbermõõdu komponent. Kohaloleku tõttu väheneb ratast läbiva 1 kg õhu teoreetiline pea ehk töö. Tavapäraselt võetakse arvesse ümbermõõdu komponendi vähendamist koefitsiendi abil . Radiaalsete labade teoreetiliste ja eksperimentaalsete uuringute põhjal saab koefitsiendi (seda on tavaks nimetada edastatava energia vähendamise koefitsiendiks) määrata Kazandžani valemiga:

kus on ratta sisendosa keskmine läbimõõt.

Stodolli valemi järgi on koefitsient võrdne

Koefitsiendi keskmine väärtus varieerub piires

Kiiruse kolmnurk tsentrifugaalkompressori ratta väljalaskeava juures on näidatud joonisel fig. 10.

Riis. 10. Kiiruse kolmnurk tsentrifugaalkompressori astme väljalaskeava juures

5.3 EKSPERIMENTAALSETE ANDMETE TÖÖTLEMINE

5.3.1. Katseandmete töötlemine toimub laboritöös nr 1 saadud katseandmete alusel.

5.3.2. Kiiruse ümbermõõdu komponent ratta väljumisel:

kus on ratta pöörlemiseks kulutatud töö iga kilogrammi õhumassi kohta;

Perifeerne kiirus ratta väljumisel.

5.3.3. Ratta väljalaskeala:

kus on tera paksus ratta väljalaskeava juures;

Terade arv;

Tera kõrgus ratta väljalaskeava juures.

5.3.4. Seiskunud voolu tihedus tiiviku väljalaskeava juures:

5.3.5. Voolukiiruse radiaalne komponent tiiviku väljalaskeava juures:

Esimese lähendusena eeldame, et . Järjepidevuse võrrandist:

5.3.6. Voolukiiruse absoluutväärtus tiiviku väljalaskeava juures:

5.3.7. Staatiline õhutemperatuur ratta väljalaskeava juures:

5.3.8. Staatiline rõhk ratta väljalaskeava juures:

5.3.9. Voolu tihedus ratta väljalaskeava juures:

5.3.10. Määrame kiiruse väärtuse ratta väljumisel:

5.3.11. Kiiruse suhteline väärtus ratta väljumisel:

5.3.12. Ratta väljumisnurk:

5.3.13. Ratta voolu nurk absoluutses liikumises:

5.3.14. Voolu viivitusnurk:

kus on tsentrifugaalkompressori ratta voolu väljapääsu geomeetriline nurk.

5.3.15. Edastatud energia vähendamise tegur:

kus on kiiruse ümbermõõt komponent lõpmatu arvu labadega ratta väljalaskeava juures.

Stodolli valemi kohaselt on koefitsient määratletud järgmiselt:

5.3.16. Lõpmatu arvu labadega ratta väljalaskeava kiiruse absoluutväärtus:

5.3.17. Kiiruse suhteline väärtus ratta väljalaskeava juures lõpmatu arvu labadega:

5.3.18. Voolu geomeetriline nurk rattast absoluutses liikumises:

5.3.19. Sisestage arvutuse tulemused tabelisse (vt tabel 4).

Tabel 4

Arvutustulemused

5.3.20. Graafikupaberil joonistage kiiruse kolmnurgad tsentrifugaalkompressori ratta väljalaskeava juures, joonistage sõltuvus .

5.3.21. Järeldusi tegema.

5.4.NÕUDED ARUANDELE

Katse viiakse läbi 6 inimesest koosnevates alarühmades. Alarühma iga õpilane ühe tarbimisviisi üksikasjalik arvutamine. Aruanne peaks sisaldama järgmisi osi:

Bibliograafia

1. K. V. Kholštševnikov, O. N. Emin ja V. T. Mitrohhin, Lennuki labamasinate teooria ja arvutamine: Õpik ülikooli lennukimootorite eriala üliõpilastele. 2. väljaanne, muudetud. ja täiendavad .- M .: Mashinostroenie, 1986. 432 lk., ill.

2. Den G. N. Tsentrifugaalkompressorite voolutee projekteerimine: termogasdünaamilised arvutused. - L: masinaehitus. Leningrad. osakond, 1980. - 232 lk, ill.

3. Cherkassky V. M. Pumbad. Fännid. Kompressorid. Ülikoolide soojus- ja elektrierialade õpik. M., "Energia", 1977

4. Seleznev K. P. Podobuev Yu. S. Turbokompressorite teooria ja arvutamine-L: Masinaehitus, 1968.-408 lk., ill.

Ülelaaduri töö võrgus.

Ülelaaduri omadus määrab kogu ülelaaduri võimalike töörežiimide komplekti. Kuid kui ülelaadija on võrku ühendatud, siis selle konkreetne töörežiim (parameetrite väärtused p-Q ) määravad ka võrgu omadused. Viimane on võrgu rõhukadude sõltuvus voolust. Ventilaatori-võrgusüsteemi töörežiimi määrab puhuri tekitatud rõhu (rõhu) võrdsus võrgutakistusega.

Rõhukaod võrgus on võrdsed kogu hõõrdekadudega (kaod kogu pikkuses l ) ja lokaalsed takistused (koos koefitsientidega ) kõigis selle elementides:

Aga kuna c=Q/F (vt võrrandit 2.1*) p = kQ 2, (6.1)

kus k mingi konstant antud võrgu jaoks.

Vaatleme lihtsaimat ventilatsioonivõrku, mis koosneb ühest konstantse ristlõikega õhukanali osast ventilaatori sisselaskeava juures ja ühest väljalaskeava juures (joonis 6.1). Täisrõhk P p (liigne ) atmosfäärist süsteemi sisenemisel on 0 ja edasi piki õhu liikumise suunda väheneb kadude võrra. See rõhulangus on võrdeline kanali pikkusega p  l , st. kogurõhkude graafik on kaldjoon. dünaamiline rõhk P d pidevalt (c=konst ). Seetõttu staatiliste rõhkude graafik P c \u003d P p -P d paralleelselt kogurõhkude graafikuga.

Joon.6.1 Survegraafikud lihtsaimas ventilatsioonivõrgus

Ventilaatoris tõuseb kogurõhk võrra lk (ventilaatori rõhk), muutub positiivseks ja langeb kadude olemasolu tõttu proportsionaalselt pikkusega. IN väljumise sektsioon atmosfääri, on kogurõhk võrdne dünaamilise rõhuga ja staatiline rõhk on 0.

Diagrammidest järeldub, et ventilaatori rõhk võrdub õhukanalite rõhukadu pluss dünaamilise rõhuga väljalaskeavas. Viimast võib aga seostada ka kadudega, kuna vastav kineetiline energia hajub atmosfääris pöördumatult.

Kui ventilaator töötab imemiseks ja juhib õhu otse atmosfääri, siis ainult osa rõhust läheb hüdrauliliste kadude ületamiseks, välja arvatud dünaamiline rõhk väljalaskeavas p a.i. : p c =p-p a.i. .

See on nn. staatiline rõhkventilaator ja seda tuleks antud võrgu jaoks selle valimisel arvesse võtta.

Valemist 6.1 järeldub, et ventilaatorite jaoks on võrgukarakteristikuks ruutparabool. Kui sellele peale panna ventilaatorikarakteristiku, siis võrgukarakteristiku ja ventilaatori rõhukarakteristiku graafikute lõikepunkti (seda nimetatakse tavaliselt tööpunkt ) määrab selle võrgu ventilaatori töörežiimi parameetrid (joonis 6.2).

Võrgu omadus määratakse sellel töötava võrgu jaoks erinevalt. pump . Kui rakendame paigaldusele Bernoulli võrrandit (2.4), mille skeem on näidatud joonisel fig. 6.3 ja eeldada, et nagu praktikas enamasti juhtub, P I \u003d P II \u003d P a , siis pumba poolt tekitatav rõhk on H=H g +  H , st. pumba rõhku ei kasutata mitte ainult hüdrauliliste kadude ületamiseks ( H ), aga ka edasi vedeliku tõus H g . Kuna hüdraulilised kaod, nagu varemgi, on võrdelised Q2 , näeb pumbaseadme võrgu omadus välja järgmine:

H \u003d H g + kQ 2, (H g = z 2 -z 1) .

Joonis 6.2 Tööpunkti leidmine joonisele 6.2. 6.3 Pumbaseadme skeem

fänn

Nüüd tuleb see parabool tööpunkti määramiseks kombineerida pumba karakteristikuga (joonis 6.4).

Riis. 6.4 Tööpunkti leidmine 6.5 Jätkusuutlikkuse uuringu poole

puhurivõrgu pumba jaoks

Tuleb märkida, et seadetes koos suitsuäratajad korstnas ja välisõhus oleva gaasi tiheduse erinevusega on seotud ka gravitatsioonirõhk p e gaasitee kadudest lahutatakse nn omatõmme, mis "aitab" ventilaatorit ja võrgu karakteristikute määramisel. p \u003d kQ 2 - p e.

Võrgu ja ülelaadija omaduste kombineerimine võimaldab käsitleda ka väga olulist küsimust ülelaadija-võrgu süsteemi töö stabiilsusest.

IN puhurivõrgu süsteemidtöörežiimides võivad esineda perioodilised või juhuslikud muutused (takistused võrgu väljundis, mootori pöörlemissageduse kõikumine jne).

Kui konstantne režiim vastab punktile A (joon. 6.5), siis etteande suurenemise korralpuhuri rõhk väheneb, A võrgu takistus suureneb. See põhjustab voolu aeglustumist ja režiimi tagastamist punkti A. Siin on võrgu karakteristiku kalde puutuja suurem kui puhuri karakteristiku kalde puutuja. Selline süsteem on stabiilne.

Punktis B see tingimus ei ole täidetudja režiim on ebastabiilne. Sellise ülelaadija ja võrgu omaduste vormide kombinatsiooni korral ei too ergastuste eemaldamine kaasa režiimi stabiilsust ja süsteem jääb allesspontaansed vibratsioonidparameetrid. Selliseid isevõnkumisi nimetatakse tõusulaine .

Selle nähtuse esinemine tänapäevastes kiirpaigaldistes kujutab endast suurt ohtu masinate ja torustike väsimuse tõttu ning seetõttu on liigpingetingimustes töötamine vastuvõetamatu.

Kombinatsioon ülelaaduritest

Vajadus paigaldada mitu koos töötavat puhurit võib tekkida järgmistel juhtudel:

1) Käitiste jõudlus või rõhk töö ajal nõuavad olulisi järske muutusi.

2) Üks ülelaadur ei paku vajalikku töörežiimi ja selle asendamine suurega pole võimalik.

3) On vaja suurendada käitise töökindlust, luues teatud reservi (mitte sada protsenti).

Ülelaadurite järjepidev töö. Kui puhurid on järjestikku sisse lülitatud, läbib nihutatud vool esmalt läbi esimese puhuri (voolu suunas) ja seejärel siseneb teise puhurisse jne. Tavaliselt püütakse järjestikku tööle lülitada mitte rohkem kui kaks ülelaadijat ja kõige optimaalsem variant on lülitada tööle identsed ventilaatorid.

Olgu kõver 1 esimese ja teise ülelaaduri kõver 2 (joonis 7.1). Kahest järjestikusest puhurist koosneva tehase üldiste omaduste koostamiseks tuleb arvestada, et igal konkreetsel ajahetkel on puhurite pakkumine sama. Q 1 = Q 2 , ja kogurõhk on võrdne mõlema ülelaaduri rõhkude summaga määratud vooluhulga juures P 1,2 = P 1 + P 2.

Ülelaadijate jadaühenduse efektiivsus sõltub oluliselt võrgu karakteristiku kujust. Jooniselt fig. 7.1 on näha, et tasase võrgukarakteristikuga (kõver I) on etteandevõimendus väga väike või puudub üldse. Samal ajal on järsu karakteristiku (kõver II) korral see võimendus märkimisväärne.

Riis. 7.1 Puhuride omadused, joon. 7.2 puhurite omadused,

jadamisi töötavad paralleelselt

Kell ülelaadurite paralleelne töö(Joonis 7.2) läbib iga ülelaadija oma voolu. Samal ajal peab süsteemil olema vähemalt üks sektsioon, mida läbib kogu vool.

Paigalduse koguomadus põhineb asjaolul, et rõhk igas harus on sama R1 = R2 = R 1.2 . Paigalduse koguvool kahe masina töötamise ajal on võrdne kummagi puhuri toite summaga Q 1,2 \u003d Q 1 + Q 2 . Erinevalt järjestikuse töötamise korral on antud juhul II võrgu järsu karakteristiku korral puhurite ühistöö selgelt sobimatu.

Kui tõmmata horisontaaljoon läbi võrgukarakteristiku ja puhurite kogukarakteristiku lõikepunkti, siis selgub, et see lõikub ventilaatori 2 karakteristikuga negatiivsete etteannete piirkonnas, mis tähendab vedeliku liikumist. selles vastupidises suunas. Joonisel 7.2 punktiirjoonega P-teljest vasakule tõmmatud tunnuse lõigu kohta öeldakse, et see asub teises kvadrandis. Joonisel 7.1 näidatud järjestikuse töö korral, kui võrgu karakteristik I muutub võrgutakistuse vähenemise suunas, töötab puhur 2 alarõhul ehk teisisõnu annab takistuse, mille puhur 1 peab ületama. Joonisel .7.1 näidatud karakteristiku vastav lõik, mis asub IV kvadrandis punktiirjoonega.

II ja IV kvadrandi puhurite karakteristikute vajadus ilmneb ühistööks mõeldud seadmete projekteerimisel ja mõnel muul praktikas ettetuleval juhul.

Võrgu disainiväliste omaduste juhtumid.

Ventilatsiooni-, kütte- ja muude süsteemide projekteerimise ja käitamise praktikas võib esineda juhtumeid, kui tegelik võrguomadus erineb arvutatust.

a) võrk on projekteeritud liigse rõhuvaruga. Sel juhul on tegelik võrgukarakteristikul lamedam kuju (joonis 7.3). Toimivus on oodatust suurem Q>Q lk . Sobivate võimsuse ja efektiivsuse väärtuste määramiseks. läbi tööpunkti (st kompressori rõhukõvera ja võrgu karakteristikute lõikepunkti) on vaja tõmmata vertikaaljoon, kuni see lõikub kõveratega N(Q) ja (Q) . Seda tehes võib selguda, et N>N lk ja on oht mootorit üle koormata. See kehtib eriti ettepoole kumerate labadega ventilaatorite kohta, kus võimsuskõver suureneb monotoonselt. Sama juhtub ka võrgu suurenenud lekke korral.

b) võrk on arvutatud kadude alahinnamisega. Võrgu tunnusjoon jookseb järsemalt. Toimivus muutub arvutuslikust madalamaks, mis võib oma põhifunktsiooni täitva süsteemi, näiteks vajaliku õhuvahetuse tagamise seisukohalt olla vastuvõetamatu.

Riis. 7.3 Disainivälise võrgu tunnuse juhud

Puhuride reguleerimine.

Ventilaatori tegelik jõudlus võib võrgu omaduste muutumise tõttu erineda arvutatust. Mõnel juhul võib osutuda vajalikuks tegelikku jõudlust muuta.

Mõnel juhul tuleneb jõudluse muutmise vajadus ülelaadijat sisaldavate paigaldiste tehnoloogilise protsessi muutumise tõttu. Seega on näiteks katelde koormuse vähendamisel vaja vähendada suitsuärastite ja puhurite jõudlust. Seega peavad ülelaadijatel olema vahendid määrus esitus.

Põhimõtteliselt saab sellise reguleerimise saavutada:

1) võrgu omaduste muutmine;

2) ülelaaduri omaduste muutus;

3) ühiselt (paralleelselt) töötavate masinate arvu muutus.

Esimesel juhul rakendatakse võrgu takistuse muutust nn drosselseadmete abil (“drossel"). Pumbaseadmetes on need tavaliselt siibrid (ventiilid), ventilaatori siibrid, siibrid, drosselid. Nagu allpool näidatud, on see kõige vähem ökonoomne reguleerimisviis, kuid kahjuks on see oma lihtsuse tõttu praktikas kõige levinum (eriti pumpade puhul).

Mõnel juhul, sõltuvalt võimsuskõvera kujust, on selle kasutamine üldiselt vastuvõetamatu. Jutt on ülelaadijatest, mille võimsuskõver langeb teatud vahemikku, s.o. . Küll aga juhtudel, kui drossel on samuti äärmiselt ebaökonoomne.

Riis. 8.1 Drossellüliti

Joonisel fig. 8.1 algkarakteristiku I vastab tööpunktile R1, Q1 . Drosselite (võrgutakistuse suurenemise) tulemusena omandab võrgu karakteristik kuju II ja tööpunkti koordinaadid P 2, Q 2 . Samal ajal surve R dr \u003d R 2 -R 1 on gaasihoovasse kadunud, st. torujuhtmevõrgu I kadude ületamiseks kasutatakse ainult survet R c1 . Seetõttu tõhusus paigaldus (ventilaator + gaasihoob) on järgmine:

ja tõhusust fänn esinemisel Q2:

Seejärel:

Arvestades, et väärtus R dr / R 2 sageli ületab 50%, siis ilmneb vaadeldava reguleerimismeetodi madal efektiivsus.

Vastupidiselt drosselile on kõige ökonoomsem reguleerimisviispöörlemiskiiruse muutustiivik, sest kui võrgu karakteristik läbib alguspunkti, siis sel juhul säilib kiiruskolmnurkade sarnasus ja seega säilib kasuteguri väärtus. Kui näiteks efektiivsus oli maksimumväärtuse piirkonnas, siis jääb see sama suureks ka puhuri tiiviku pöörlemiskiiruse muutumisel (see kehtib, nagu juba mainitud, arvu isesarnase intervalli kohta Re ). Sel juhul läheb aga osa energiast kaduma pöörlemiskiirust reguleerivates seadmetes endas.

Reeglina kasutatakse ülelaadurites ajamina oravpuurirootoriga vahelduvvoolumootoreid, mida praktiliselt üldse ei saa majanduslikult juhtida. Siiski on selliseid mootoreid, millel on muutuv pooluste paar kahe kiirusega . Just neid tuleks proovida tellida, kui on vaja ülelaadijaid reguleerida.

Välismaal kasutatakse pumpade ja ventilaatorite käitamiseks üha enam pooljuhtmuundureid (türistore) kasutavaid sageduse reguleerimisega elektriajami.

Soodne ja väga ökonoomne viis puhurite tiivikute pöörlemiskiiruse muutmiseks on vahetatavate rihmarataste kasutamine. See on kasulik, kui etteandekiirus muutub harva, näiteks hooajalise reguleerimise ajal.

Drosselist palju ökonoomsem on reguleerimine ülelaaduri omaduste muutmise abiljuhtlabad. Juhtlabade tegevus on impulsi momendi muutmine c 1u r tiiviku sissepääsu juures. Küll aga teoreetiline surve P t \u003d  c 2u r 2  -  c 1u r 1  väheneb, kui voolu keeris on suunatud tiiviku pöörlemisele ( c 1u >0 ). Võib eeldada, et kl c 1u<0 (väänamine vastu ratta pöörlemist) rõhk tõuseb, kuid seda tegelikult ei juhtu. Seetõttu rakendatakse ainult “allareguleerimist”, st. c 1u > 0 .

Joon.8.2 Aksiaalne juhtlaba Joon.8.3 Lihtsustatud juhtlaba

Tavaliselt rakendatakseaksiaalsed juhtlabad(joon. 8.2), mis on lamedate labade süsteem, mis pöörlevad korpuses olevaid auke läbivatel telgedel. Terad pöörlevad samaaegselt samade nurkade all ja tekitavad voolu kõrvalekaldumisel selle keerdumise.

Tuntud on lihtsustatud juhtlabad, mille labad paigaldatakse üksteisega paralleelselt ventilaatorite sisselaskekarpidesse (joon. 8.3).

8.1 Ventilaatorite valik

Ventilatsioonivõrgu arvutamise tulemusena määratakse ventilaatori töörežiim ( p-Q ) ja siis peaksite valima ventilaatori, mis seda režiimi kõige ökonoomsemalt pakub.

Radiaalsete (tsentrifugaalventilaatorite) tüüpide tähistus sisaldab:

täht B, mis tähendab "fänni";

täht C, mis tähendab "tsentrifugaalset" ("radiaalne");

arv, mis on võrdne viiekordse rõhuteguriga nominaalrežiimil;

Arv, mis võrdub ventilaatori kiirusega nominaalrežiimis.

Nominaalne režiim on ventilaatorirežiim, mille puhul saavutatakse maksimaalne tõhususe väärtus.

Hetkel valmistatakse ventilaatoreid V.Ts4-75, V.Ts4-76, V.Ts14-46, V.Ts10-28 jne.

Ventilaatoreid valmistatakse erineva konstruktsiooniga, olenevalt transporditava kandja füüsikalistest omadustest. Ventilaatorid standardversioonisüldotstarbelised ventilaatoridette nähtud õhu ja muude mitteagressiivsete gaasisegude liigutamiseks, mille temperatuur ei ületa 80 kraadi C, mis ei sisalda tolmu ja muid tahkeid lisandeid koguses üle 100 mg/m 3 või kleepuvad ja kiulised materjalid.

Kui need tingimused ei ole täidetud, kasutatakse ventilaatoreideriotstarbeline. Need sisaldavad:

Korrosioonikindlad ventilaatorid, mis võivad liigutada agressiivseid gaasisegusid;

Plahvatusohtlike gaasisegude liigutamiseks kasutatakse sädemekindlaid ventilaatoreid. Need ventilaatorid on varustatud plahvatuskindlate elektrimootoritega ning selliste ventilaatorite korpused ja tiivikud on enamasti valmistatud alumiiniumist;

Tolmuventilaatorid tolmu-gaasi-õhu segude liigutamiseks, mis sisaldavad kuni 1000 g/m tahkeid lisandeid 3 . Tolmuventilaatorite vooluosa on valmistatud nii, et see vähendaks ventilaatoriosade abrasiivset kulumist, samuti väldiks tolmu kinnijäämise võimalust. Nende tähistus sisaldab tähte P ("tolmune") V.TsP6-45, V.TsP7-40 jne.

Allpool kirjeldatakse kõigi ülaltoodud ventilaatorite disainifunktsioone.

Ventilatsioonisüsteemide jaoks, mis nõuavad märkimisväärse jõudlusega madalat rõhku, on soovitatav valida mitte radiaalsed, vaid aksiaalsed ventilaatorid. Üldise tööstusliku ventilatsiooni jaoks kasutatakse kõige laialdasemalt järgmist tüüpi V.O-06-300 ja V.O2.3-130 aksiaalventilaatoreid.

Igat tüüpi ventilaatoreid toodetakse standardse tiiviku läbimõõduga, mis moodustab diameetrivahemiku või standardsuuruste vahemiku. Sellesse vahemikku kuuluvad: 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600 mm. Iga sellise läbimõõduga ventilaatorit tähistatakse tavaliselt detsimeetrites väljendatud läbimõõdu suuruse "numbriga", st. numbririda: nr 2, 2,5, 3,15, 4 jne.

Ventilaatori numbri ja pöörlemiskiiruse valik algab vastavalt kokkuvõtlikele karakteristikutele (joonis 5.3). Sel juhul võetakse punktile lähim kõver. p-Q , mis on saadud ventilatsioonisüsteemi arvutuse järgi. Lisaks määratakse töörežiim, mis põhineb võrgu karakteristikul (vastavalt arvutatud andmetele p-Q ) ületab kokkuvõtliku diagrammi aktsepteeritud kõvera.

On selge, et mida lähemal on tiivikute läbimõõtude naaberväärtused, seda täpsemalt on võimalik antud ülesande jaoks ventilaatorit valida ja tagada see ülesanne suurima efektiivsusega. Seetõttu toodavad tehased vahepealse läbimõõduga ventilaatoreid: ülaltoodud nimiväärtustest 5 või 10% vähem ja rohkem.

Igal joonisel 5.3 kujutatud koondgraafiku kõveral on tähis, mis sisaldab järgmist teavet:

1. Ventilaatori tüübi sümbol. Näiteks fännidele V.Ts4-75 täht E.

2. Tööratta läbimõõdu tähistus: 090 at D=0,9D nom ; 095 at D = 0,95 D nom ; 100 juures D=D nom jne.

3. Töökarakteristiku seerianumber, mis vastab antud ventilaatori pöörlemiskiirusele, tähistatud araabia numbriga.

4. Mõnel juhul võib see ventilaator antud pöörlemiskiirusel olla varustatud erineva võimsusega mootoritega karakteristiku erinevate osade jaoks. Võimsusindeks on tähistatud suure tähega (a, b jne).

Kui karakteristiku tähis on näiteks E3.15.105-1a, siis jutt käib ventilaatorist V.Ts4-75 nr 3.15 tiiviku läbimõõduga 1.05D nim , pöörlemiskiirusega n=1365 p/min, 0,25 kW mootoriga.

Lõplik otsus ventilaatori valiku kohta (koos kõigi selle parameetrite täpsustamisega toiteallikas, arendatud rõhk, efektiivsus, võimsus) tehakse selle ventilaatori individuaalseid omadusi kasutades. Mootori parameetrid on tavaliselt toodud karakteristiku juurde lisatud tabelis.

Tuleb meeles pidada, et ventilaatoreid soovitatakse kasutada järgmiste tegelike efektiivsusväärtustega: f  0,85  max . Tavaliselt nimetatakse ventilaatori töörežiimide vahemikku, milles määratud tingimus on täidetudtööpiirkonna omadused fänn.

Kokkuvõte ja üksikkarakteristikud on antud normaalsetele atmosfääritingimustele vastavate ventilaatorite töötingimuste kohta: õhurõhk 101,3 kPa (760 mm Hg), temperatuur 20 C, õhutihedus 1,2 kg/m 3 .

Muude atmosfääritingimuste korral tuleb rõhk teisendada tegelikuks tiheduseks valemiga 5.3. Kus:

kuhu sisse tegelik õhurõhk (mm Hg); t temperatuur  С;  0 \u003d 1,2 kg / m 3.

Tsentrifugaalpuhurite disain

FÄNNI DISAIN

Väikeste mõõtmetega radiaalventilaatorid (kuni nr 10) koosnevad järgmistest põhikomponentidest (joonis 9.1): tiivik 1, mis on paigaldatud mootori võllile 5, korpus 2, sisselasketoru 3 ja raam 4. Suurte ventilaatorite jaoks on tiivik istub oma võllil, on kinnitatud laagritesse ja ühendatud elektrimootoriga siduri või rihmülekande abil (joonis 9.2)

Riis. 9.1 Radiaalventilaatori disain 9.2 Struktuuriskeemid ventilaator-

Uued paigaldused

Ventilaatorite V.Ts4-75 tiivikutel on 8 tahapoole kumerat lehelaba, V.Ts14-46 ventilaatoritel 32 ettepoole kaarduvat laba. Terad 1.1 on kinnitatud ühelt poolt tagumise ketta 1.2, teiselt poolt esiosa 1.3 külge. Tagumine ketas on paigaldatud võllile istuvale 1,4 rummule.

Korpus on keevitatud terasplekist konstruktsioon, mis koosneb spiraalsest kestast ja lamedast külgseintest. Spiraalsein joonistatakse "disaineri ruudu" meetodil (joonis 9.3). Siin on väljaku külg A võrdne 1/4 keha "avast". A . Viimane on tavaliselt A=0,6D2.

Riis. 9.3 Keeruline korpus 9.4 Tolmuventilaator V.TsP-6-45-8

Sisselaskeharu toru on samuti valmistatud terasplekist keevitamise teel ja on V.Ts4-75 ventilaatorites koonilise kujuga. Voodil on leht- ja nurkterasest keevitatud konstruktsioon.

Ventilaatori elektrimootoriga ühendamiseks on mitu erinevat skeemi - need on nnkujundused(joonis 9.2).

Disaini versioonis 1 toodetakse kõiki V.Ts4-75 ventilaatoreid kuni nr 10 (kaasa arvatud). Suuremad suurused, alates 12,5, kõige sagedamini 6. versioonis. Fännid V.Ts14-46 - 1. versioonis.

5. ja 7. versiooni ventilaatorid on kahe sisselaskega ventilaatorid, mida eristavad oluliselt suuremad vooluhulgad kui teiste versioonide ventilaatorid.

Ventilaatorid liigitatakse pöörlemissuuna järgi.õige pöörlemine(tiivik pöörleb imemise poolelt vaadates päripäeva) ja vasakule pööramine (ratas pöörleb vastupäeva).

Määratakse kindlaks ventilaatori väljalasketoru asukohtkeha asend. Korpuse asendit näitab nurk, mis on mõõdetud suunast "vertikaalselt üles" tiiviku pöörlemissuunas (vaadates imitoru küljelt). Tavalised väärtused 0 , 90  , 180  , 270  ; vähem levinud 45 , 135  , 215  jne.

Kõige laialdasemalt kasutatavad tolmuventilaatorid on valmistatud kahte tüüpi: TsP6-45 ja TsP7-40. TsP6-45 ventilaatoritel on radiaalselt paiknevad 8 lameda labaga tiivikud (joonis 9.4). Esi- ja tagakettad puuduvad. Need disainiomadused on seotud vajadusega vältida tolmu settimist ja kleepumist tiiviku osade pinnale.

Ehituses korrosioonikindlad ventilaatoridkasutatud: roostevaba teras, titaanisulamid, plastikud.

Nagu sisemiselt ohutud ventilaatoridkasutatakse alumiiniumisulamitest ja erinevatest metallidest valmistatud ventilaatoreid. Viimased on valmistatud tavalisest süsinikterasest, välja arvatud sisselasketoru, mille ratta poole jääv osa on valmistatud messingist, mis välistab sädemete tekkimise, kui pöörleva ratta osad puudutavad toru fikseeritud pinda.

Paigaldamiseks otse hoonete katustele kasutatakse neidkatuseventilaatorid; enamasti kasutatakse neid üldise väljatõmbeventilatsiooni tagamiseks ilma õhukanalite võrguta. Radiaalse katuseventilaatori skeem on näidatud joonisel fig. 9.5, kus 1 on tiivik, 2 on mootor, 3 on korpus.

Riis. 9.5 Radiaalne katus joon. 9.6 K-tüüpi tsentrifugaalpump

fänn

PUMPADE DISAIN

Kõige tavalisem tsentrifugaalpumba tüüp on üheastmeline otsa-imemispump. Joonisel fig. 9.6 näitab pumba tüüpi K (konsool). Siin 1 on korpuse kate, 2 on korpus, 3 on esitihend. Tööratas 4 asetseb võllil 9 ja on kinnitatud mutriga 5. Tihendikomplekt sisaldab tihendikarbi tihendit 6, mis surutakse kaanega 8, võlli kulumise eest kaitseb hülss 7. Võll 9 on paigaldatud veerelaagrites 11.

Pumpasid kasutatakse soojusvarustussüsteemides:

1) SE ülekuumendatud vee jaoks temperatuuridega 120 ja 180 .

2) SD kahekordne imemine samade parameetritega ülekuumendatud vee jaoks.

3) D kahepoolse vooluvarustusega (kahepoolne);

4) K ja KM konsool üheastmeline horisontaalvõlliga;

5) Ks, KsD, KsV, KsVD kondensaat (temperatuuriga kuni 120 ).

Tööratas on malmist või erijuhtudel pronksist.

Pumba korpust kasutatakse tiiviku voolu varustamiseks ja tühjendamiseks, kineetilise energia muundamiseks potentsiaalseks energiaks ning ka pumba kõigi fikseeritud osade ühendamiseks üheks ühiseks üksuseks - staatoriks.

Rootorile mõjuva radiaal- ja aksiaalkoormuse tajumiseks kasutatakse veere- või liuglaagreid.

Kohtades, kus võll väljub korpusest, paigaldatakse tihendid, tavaliselt tihendikarbi tüüpi. Tihendikarbi tihendi toime seisneb selles, et hülsi poolt kokkusurutud tihend jaotatakse külgedele ja surutakse vastu võlli liikuvat pinda. Nii saavutatakse tihend pöörleva võlli ja statsionaarse korpuse vahel.

Vastavalt tiivikute arvule võivad pumbad olla ühe- ja mitmeastmelised. Vastavalt võlli asendile - vertikaalne ja horisontaalne. Ettetellimisel veele (külm, kuum, puhas või lisanditega), vedelatele kemikaalidele, viskoossetele vedelikele.

Võitle tsentrifugaalpumpade aksiaalsete jõudude vastu.

Teljejõud tekivad tsentrifugaalpuhurites erineva suuruse ja suunaga rõhkude tõttu, mis mõjuvad tiivikutele esi- (vaatega imemis-) ja tagaküljelt. Lisaks tuleneb teljesuunaline jõud tiivikusse siseneva voolu dünaamilisest toimest. Suurtes mitmeastmelistes tsentrifugaalpumpades võivad aksiaalsed jõud ulatuda mitmekümne tonnini.

Üks viis aksiaaljõu vähendamiseks onrõhu ühtlustaminetiiviku mõlemal küljel. Seda on võimalik saavutada puurimisegamitu aukutiiviku tagumises kettas rummu lähedal või spetsiaalse abigaühendustorud, mis ühendab madala rõhuga ala (tiiviku sisselaskeava) ja kõrge rõhuga ala (tiiviku taga). Selle meetodi puuduseks on mahulise efektiivsuse vähenemine. pump, mis on tingitud aukude (või torude) läbivast voolust osa ülevoolust.

Teine võimalus on kasutadamahalaadimise ketas (hüdrauliline kand).

Tsentrifugaalpumpade kõige ratsionaalsem konstruktsioon, mille puhul aksiaalrõhk on peaaegu märkamatu, on pumpade konstruktsioonkahekordne imemine(tüüp D). Vooluvool kahepoolsetele ratastele toimub kahelt küljelt ja telgjõud on vastastikku kompenseeritud. Tavaliselt on need horisontaalse korpusega poolitatud pumpadega ja väljalasketoru asub alumises osas, mis võimaldab pumpa remontida ülemise korpuse eemaldamisega ilma torustikke lahti ühendamata. Lisaks on tihendit tugevdatud.

Kõigi pumpade tiivikutel on tahapoole kumerad labad..

Aksiaalsete ülelaadurite aerohüdrodünaamika ja konstruktsioonielemendid.

Aksiaalsete ülelaadijate töö käsitlemiseks kasutatakse lameprofiilvõrede teooriat. Kui silindriline sektsioon raadiusega r ja seejärel tasapinnal kasutusele võtta, saate nn tasapinnalise profiilide võre. Võre peamised geomeetrilised parameetrid: t - tera samm, mis on võrdne külgnevate profiilide sarnaste punktide vahelise kaugusega (joonis 10.2); b - profiili akord;  - tera nurk. Iga profiili iseloomustab ka paksus Koos ja läbipainde nool f . Arvutustes kasutatakse suhtelisi väärtusi: c=c/b ja f=f/b , samuti võre tihedus \u003d b / t.

Kõik suhtelised mõõtmed saadakse mõõtme jagamisel tera kõõluga.

Riis. 10.1 Aksiaalse ülelaaduri skeem 10.2 Telgprofiilide võre

Ülelaadur

Joonisel 10.2 on näidatud ka kiiruse kolmnurgad õhutiibade massiivi sisse- ja väljalaskeava juures: u 1; w1; c 1 - vastavalt kaasaskantavad, suhtelised ja absoluutsed kiirused sisendis ja u 2; w2; c 2 - väljapääsu juures, w vrd. - geomeetriline keskmine suhteline kiirus võres: w vrd. =(w 1 + w 2)/2.

Kui joonistate profiili ümber suletud kontuuri S (Joon.10.2) ja tähistada nurk kiiruste vahel w ja kontuuri puutuja, seejärel tsirkulatsioonikiiruse määramiseks G on vaja arvutada integraal (joon. 10.3)

Või suhtelise kiiruse tangentsiaalsete komponentide kaudu sisendis w 1u ja väljund w 2u ringlus kogu tiiviku labasüsteemi jaoks:

G k \u003d (w 2u -w 1u) t.

Kuid Euleri võrrandist (3.4), mis kehtib võrdselt tsentrifugaal- ja aksiaalmasinate kohta

w 2u -w 1u \u003d p t /  u

kuna aksiaalse ülelaaduri jaoks u 2 \u003du 1 \u003d u; w 1u -w 2u =с 2u -с 1u .

Seega

P t \u003d rG kuni u / t.

Või kui minna mõõtmeteta koguste juurde:

 t \u003d 2G kuni,

kus  t =P t /  u 2 /2; G kuni \u003d G kuni / ut.

G kuni arvutamine ja aksiaalse ülelaaduri teoreetilisi aerodünaamilisi omadusi antud geomeetriliste parameetrite jaoks on kirjeldatud I. V. Brusilovski raamatus “Aksiaalventilaatorite aerodünaamiline arvutus”.

Tsirkulatsiooni hulk võimaldab arvutada tiibade tõstejõudu, s.o. voolu küljelt profiilile vektoriga risti olevas suunas mõjuva jõu komponent w vrd (joon.), kasutades N. E. Žukovski tuntud teoreemi:

R y \u003d  w vrd G

Teoreetilisest rõhust üleminekul P t kuni p Samuti on vaja arvestada rõhukadudega voolutee elementides: p=P t -  P .

Voolutee kaod on ühelt poolt seotud vooluga ümber labade süsteemi (profiilikaod), teiselt poolt korpuse silindriliste pindade ja tiiviku puksi hõõrdumisega, samuti vedeliku ülevooluga. labade otste ja korpuse vaheliste pilude kaudu (sekundaarne). Arvutamisel saab kadude suuruse määrata katseandmete põhjal, mis on toodud näiteks ülalmainitud I. V. Brusilovski raamatus.

Praegu toodetakse üldiseks tööstuslikuks kasutamiseks mõeldud lehtlabadega aksiaalventilaatoreid kahe aerodünaamilise skeemi järgi: V.06-300 ja V.2.3-130.

Ventilaatori B.06-300 tiivik koosneb silindrilisest hülsist, millel on kolm keevitatud lehtlaba. Abaluu nurk on =22 keskmises raadiuses.

Erinevalt neist on B.2.3-130 ventilaatoritel lisaks tiivikule väljalaskeava suunalaba. Töörattal on 12 nurgaga lehtlaba =36.

Nende ventilaatorite standardsuurused sisaldavad numbreid 4 kuni 10.

15.1. Vooluhulk, tõus ja pumba võimsus

Pumba tööd iseloomustavad selle vooluhulk, rõhk, voolutarve, kasulik võimsus, efektiivsus ja kiirus.

pumba etteanne nimetatakse pumba poolt ajaühikus tarnitava vedeliku koguseks või vedeliku voolukiiruseks läbi survetoru, mida tavaliselt tähistatakse ladina tähega Q.

pumba pea on vedeliku massi energiate vahe voolu ristlõikes väljalasketorus (pärast pumpa) ja imitorus (enne pumpa), mis on seotud vedeliku massiga, s.o. vedeliku massiühiku energia, mida tavaliselt tähistatakse ladina tähega H. Pumba kõrgus on võrdne vedeliku kogukõrguse vahega pärast pumpa ja enne pumpa

kus indeksid "n" ja "päike" tähistavad rõhu- ja imemisjooni. Pea on väljendatud liigutatava vedeliku kolonni ühikutes.

Pumba võimsuse sisend nimetatakse mootorist pumbale antud energiaks ajaühikus, tähistatakse N d .

Pumba kasulik võimsus või pumba arendatav võimsus on energia, mille pump edastab kogu vedelikuvoolule ajaühikus, mida tähistatakse -Np.

Ajaühikus kaaluv vedelikG f = ( Qρ )* g . Iga selle kaalu ühik lisab energiat kogusesH ( m).

See pumba energia või kasulik võimsus on võrdne

N n = QρgH = QP (15.2),

kus sellepärast P = ρgH .

Pumba võimsuse sisend N d rohkem kasutatavat võimsust N P pumba kadudele. Neid võimsuskadusid hinnatakse pumba efektiivsuse järgi.

Pumba efektiivsus on pumba kasuliku võimsuse ja pumba poolt tarbitava mootori võimsuse suhe :

η= N P/ N d. (15.3)

Kui kasutegur on teada, saab määrata pumba neelatud võimsuse N d = QρgH / η (15.4)

Võimsuse väärtust väljendatakse Civwatt süsteemis, ühikute tehnilises süsteemis kgm / s.

15.2 Labapumba töövoog

Vastupanujõudude moment telje suhtes toimib tiiviku pöörlemisele vastu, mistõttu labad on profileeritud, võttes arvesse etteande hulka, pöörlemissagedust ja vedeliku liikumise suunda.

Momendist üle saades tiivik töötab. Põhiline osa energiarattasse toodud kantakse üle vedelikule ning osa energiast läheb kaotsi vastupanu ületamisel.

Kui fikseeritud koordinaatide süsteem on seotud pumba korpusega ja liikuv koordinaatsüsteem tiivikuga, on osakeste absoluutse liikumise trajektoor tiiviku pöörlemise (translatsioonilise liikumise) ja tiiviku suhtelise liikumise summa. mobiilne süsteem piki labasid.

Absoluutne kiirus on võrdne translatsioonikiiruse vektori summaga U - osakese pöörlemiskiirus koos tiivikuga ja suhteline kiirus W liikumine piki tera pöörleva rattaga seotud liikuva koordinaatsüsteemi suhtes.

Joonisel fig. 15.2 näitab punktiirjoon osakese trajektoori suhtelises liikumises pumba sissepääsust väljapääsuni - AB, kaasaskantava liikumise trajektoorid ühtivad ringidega ratta raadiustel, näiteks raadiused R1 ja R2. Osakeste trajektoorid absoluutses liikumises pumba sisselaskeavast väljundini - AC Mobiilse süsteemi liikumine on suhteline, mobiilses süsteemis on see kaasaskantav.

Kiirusparallelogrammid tiivikule sisenemiseks ja sealt väljumiseks:

(15.5)

Suhteline kiiruse summa W ja kaasaskantav U annab absoluutse kiiruse V .

Kiirusparallelogrammid joonisel fig. 15.2 näitavad, et vedeliku osakeste kiiruse moment tiiviku väljalaskeava juures on suurem kui sisselaskeava juures:

V 2 Cosα 2 R 2 > V 1 Cosα 1 R 1

Seega ratta läbimisel hoogu hetk suureneb. Momendi tõusu põhjustab jõudude moment, millega tiivik mõjub selles olevale vedelikule.

Vedeliku ühtlase liikumise korral on kanalist väljuva ja sinna siseneva vedeliku impulsi momentide vahe ajaühikus võrdne välisjõudude momendiga, millega tiivik vedelikule mõjub.

Jõumoment, millega tiivik vedelikule mõjub, on võrdne:

M = K ρ( V 2 Cosα 2 R 2 - V 1 Cosα 1 R 1 ), kus Q on vedeliku vool läbi tiiviku.

Korrutage selle võrrandi mõlemad pooled tiiviku nurkkiirusega ω.

M ω= K ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω),

Töö M ω nimetatakse hüdrauliliseks jõuks ehk tööks, mida tiivik ajaühikus toodab, mõjudes selles olevale vedelikule.

Bernoulli võrrandist on teada, et erienergia , kantud vedeliku massiühikule nimetatakse peaks. Bernoulli võrrandis oli vedeliku liikumise energiaallikaks peade erinevus.

Pumba kasutamisel kantakse energia või rõhk vedelikule üle pumba tiiviku abil.

Tööratta teoreetiline rõhk - H T nimetatakse spetsiifiliseks energiaks , edastatakse pumba tiiviku poolt vedeliku massiühikule.

N =M ω = H T * K ρ g

Arvestades seda u 1 = R 1 ω - tiiviku teisaldatav (ümbermõõduline) kiirus sisselaskeava juures ja u 2 = R 2 ω - tiiviku kiirus väljalaskeava juures ja absoluutsete kiiruste vektorite projektsioonid translatsioonikiiruse suunas (risti raadiustega R1 ja R2) on võrdsed V u 2 = V 2 Cosα 2 Ja V u 1 = V 1 Cosα 1 , Kus V u 2 Ja V u 1 , saame teoreetilise pea kujul

H T * K ρ g = K ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω), kus

(15.6)

Tegelik pumba pea
väiksem kui teoreetiline pea, kuna selles võetakse kiiruste ja rõhkude tegelikud väärtused.

Labapumbad on üheastmelised ja mitmeastmelised. Üheastmelistes pumpades läbib vedelik tiiviku üks kord (vt joonis 15.1). Selliste pumpade kõrgus antud kiirusel on piiratud. Rõhu tõstmiseks kasutatakse mitmeastmelisi pumpasid, millel on mitu järjestikku ühendatud tiivikut, mis on paigaldatud ühele võllile. Pumba pea suureneb proportsionaalselt rataste arvuga.