Esiste una relazione tra alimentazione di massa e volume:

misurare La pompa può essere alimentata da vari dispositivi:

Il compressore centrifugo è ampiamente utilizzato nei motori di trasporto e aeronautico (GTE), nelle turbine a gas a ciclo chiuso (CGTU), nonché nelle installazioni fisse e nei motori a turbina a gas per elicotteri come ultimo stadio di un compressore centrifugo assiale.

Quando la ruota gira, l'aria viene forzata verso la periferia attraverso i canali formati dalle pale. Si forma una rarefazione davanti alla ruota e l'aria esterna fluisce continuamente attraverso l'ingresso della ruota. Nella girante viene fornita energia meccanica al flusso, sotto l'azione del quale il fluido di lavoro viene compresso nella girante ( > ) e l'energia cinetica del flusso in movimento assoluto ( > ) aumenta. Dalla girante, il gas entra nel diffusore, in cui l'area della sezione trasversale aumenta con l'aumentare del raggio. Secondo l'equazione di continuità, la velocità del flusso diminuisce gradualmente. Secondo l'equazione di Bernoulli, l'energia cinetica nel diffusore viene convertita in energia di pressione.

Riso. 1. Schema delle tipologie costruttive delle giranti:

a) aperto; b) - semiaperto; c) chiuso

La Figura 1 mostra i diagrammi dei disegni applicati delle giranti dei compressori centrifughi. La girante di tipo aperto ha singole pale montate su un manicotto. Quando si utilizza una valvola di tipo aperto, si verificano maggiori perdite finali a causa del trabocco dell'aria. Pertanto, nonostante la relativa semplicità di progettazione, questo tipo di ruote ha un'applicazione limitata. Le giranti di tipo chiuso forniscono la massima efficienza. La presenza di un disco di copertura riduce le perdite finali. Tuttavia, questo tipo di ruota è strutturalmente molto più complicato di altri e presenta una velocità di rotazione circonferenziale inferiore, consentita dalle condizioni di resistenza. Fino a poco tempo fa, veniva utilizzato più spesso il tipo semiaperto di RC, che combinava i vantaggi delle ruote aperte (semplicità di fabbricazione) e chiuse (ridotte perdite finali).

Quando si studia il processo di lavoro in un compressore centrifugo, viene utilizzato il concetto del grado di reattività:

I triangoli di velocità per ruote con diversi gradi di reattività sono mostrati in Fig.2.

Riso. 2. Triangoli di velocità di compressori centrifughi con diversi gradi di reattività:

a-lame piegate contro la rotazione; b-lame radiali; scapole a V curve in rotazione

Per lame disposte radialmente otteniamo: e . Il triangolo di velocità all'uscita dall'RC in questo caso è mostrato in Fig. 2b. Infatti,< 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 >, si ha un aumento significativo della velocità del flusso assoluto e, di conseguenza, una diminuzione del grado di reattività. In connessione con una diminuzione del grado di reattività nelle ruote con\u003e sono chiamate attive. Al più alto coefficiente di salto teorico e, di conseguenza, a un salto più alto a una data velocità circonferenziale, RC c > ha il flusso più dolce delle caratteristiche dello stadio ed è difficile garantire l'efficienza del diffusore a pale a causa del grande valore della velocità del flusso d'aria sulle alette del diffusore.

La figura 3 mostra la dipendenza del lavoro teorico totale dalla produttività a vari angoli di uscita delle pale:

Riso. Fig. 3. Dipendenza del lavoro teorico totale dalla produttività a diversi angoli di uscita delle lame

2. SCHEMA E DESCRIZIONE DELLO STAND

I test vengono eseguiti sullo stand "Step of a centrifug compressor", il cui schema strutturale è mostrato in Fig.4.

Riso. 4. Schema dello stand "Stadio compressore centrifugo":

1 - dispositivo di input; 2 - girante; 3-motore elettrico; Sensore a 4 contagiri; 5 acceleratori; Aletta di guida radiale a 6 inversioni; Capacità a 7 uscite

La girante 2 è azionata da un motore elettrico 3. L'aria entra nel compressore attraverso il dispositivo di ingresso 1, la cui parte misurata è realizzata secondo lemniscate secondo GOST 27-64. Questo crea un campo di velocità uniforme davanti al compressore. All'uscita del compressore è presente un gruppo a pale radiali rovesce 6, dal quale l'aria che scorre attorno al motore elettrico entra nel serbatoio di uscita 7, passando poi attraverso la valvola a farfalla 5.

Modificando la velocità del motore elettrico e la posizione della valvola a farfalla, è possibile impostare il funzionamento del compressore nell'intervallo di parametri richiesto.

Riso. 5. Girante del compressore

La girante di un compressore radiale centrifugo semiaperto ha i seguenti parametri (Fig. 5):

Diametro entrata;

diametro di uscita;

L'altezza della lama all'ingresso della ruota;

L'altezza della lama all'uscita della ruota;

Angolo di ingresso del flusso;

L'angolo di uscita del flusso dalla girante;

Numero di lame;

Spessore lama;

Raggio di curvatura lama;

Il raggio del cerchio su cui si trovano i centri degli archi di flessione della lama.

Durante l'esperimento, vengono misurati:

pressione differenziale attraverso il dispositivo di misurazione dell'ingresso

temperatura ambiente

pressione totale all'ingresso del compressore

temperatura dell'aria all'uscita della girante

temperatura dell'aria all'uscita del compressore

pressione di flusso stagnante all'uscita del compressore

pressione statica all'uscita del compressore

velocità del rotore

forza attuale

voltaggio

3.LAVORO DI LABORATORIO №1

CARATTERISTICHE SPERIMENTALI DELLO STADIO DEL COMPRESSORE CENTRIFUGO

3.1 SCOPO DEL LAVORO

Ottenere sperimentalmente le caratteristiche dello stadio del compressore centrifugo sotto forma di dipendenze: , , , , .

3.2.INFORMAZIONI GENERALI

Quando un compressore funziona in qualsiasi sistema, a causa di un cambiamento nelle modalità operative del sistema, cambiano i parametri all'ingresso del compressore e cambiano le proprietà del fluido di lavoro (aria). Ad esempio, quando un compressore funziona come parte di un motore aeronautico, a causa di un cambiamento di altitudine e velocità di volo, i parametri di ingresso cambiano: pressione, temperatura, portata del fluido di lavoro, velocità di rotazione, viscosità dell'aria, sua conducibilità termica e calore capacità e, di conseguenza, il rapporto delle capacità termiche. Per l'efficienza e il grado di aumento della pressione totale, nel caso generale, si possono scrivere le seguenti dipendenze funzionali:

Le dipendenze date, che sono chiamate caratteristiche del compressore, sono scomode nel loro uso pratico. Ciò è dovuto al fatto che e dipendono da molte variabili, il che rende quasi impossibile la loro rappresentazione grafica.

A tal proposito, la costruzione delle caratteristiche si basa su quanto previsto dalla teoria della similarità, che consente, introducendo parametri adimensionali o criteri di similarità, di ridurre il numero delle variabili che determinano le caratteristiche delle macchine palettatrici.

I fenomeni sono simili se si osserva somiglianza geometrica, cinematica e dinamica.

Se si esamina la stessa macchina, non si tiene conto della variazione dimensionale dovuta alla dilatazione termica e alle deformazioni elastiche e si assume che la somiglianza geometrica sia preservata.

Per eseguire la somiglianza cinematica, è necessario preservare la somiglianza dei triangoli di velocità, ovvero il rapporto tra velocità circonferenziale e velocità assoluta in punti simili sarebbe lo stesso

È noto dalla teoria della somiglianza che la somiglianza gasdinamica in sistemi geometricamente simili sarà soddisfatta se i criteri di somiglianza sono uguali. Applicando quanto previsto dalla teoria delle dimensioni o considerando le equazioni che descrivono i fenomeni nei regimi iniziali e simili, si può stabilire che la similarità gasdinamica è determinata dall'uguaglianza dei seguenti criteri:

esponente adiabatico;

Caratterizzazione dell'effetto della compressibilità del flusso;

Caratterizzazione del rapporto tra forze inerziali e forze viscose nel flusso sulla natura del flusso e perdite per attrito;

Caratterizzare l'influenza sul flusso del campo delle forze gravitazionali;

Caratterizzazione delle proprietà fisiche del fluido di lavoro e indipendente dai parametri di flusso.

Se prendiamo in considerazione che per il gas l'influenza del campo gravitazionale è piccola, per l'aria, e nella maggior parte dei casi le macchine a lama operano in una tale regione di (auto-similare) variazione del numero, che i fattori di perdita non cambiano con , allora la dipendenza funzionale (1) può essere rappresentata come segue:

Se invece dei numeri usiamo le velocità ridotte ad essi associate in modo univoco, e invece del valore della funzione , allora otteniamo la caratteristica del compressore presentata sotto forma di dipendenze:

dove è la velocità periferica ridotta.

Le caratteristiche (3) sono valide per l'intera famiglia di compressori geometricamente simili ed è conveniente utilizzarle, ad esempio, per determinare le dimensioni ei parametri di un nuovo compressore, di cui si conosce la caratteristica del suo modello geometricamente simile.

Per compressori di determinate dimensioni, è più conveniente utilizzare le caratteristiche del compressore in cui, invece di e, vengono utilizzati parametri complessi ad essi associati in modo univoco e - chiamati, rispettivamente, portata ridotta e velocità ridotta. L'uso di questi parametri sembra essere più conveniente, poiché sono direttamente correlati a parametri importanti del compressore come flusso d'aria , velocità e parametri dell'aria all'ingresso del compressore e .

E il valore di temperatura e pressione in condizioni standard all'ingresso del compressore,

Si chiama la spesa ridotta, e da allora. corrisponde ad un certo valore, allora può essere considerato come un parametro di similarità.

Dalla condizione, possiamo scrivere per due modalità simili:

Si chiama numero ridotto di giri.

Caratteristiche del compressore, costruito sotto forma di dipendenze:

sono chiamate caratteristiche universali e consentono, nelle stesse condizioni in ingresso, di confrontare i parametri di diversi compressori.

Riso. 6. Caratteristica tipica del compressore

La caratteristica del compressore sotto forma di dipendenze determinate dalla relazione (4) è mostrata in Fig.6. Una caratteristica importante della caratteristica del compressore è la presenza di un limite di funzionamento stabile, chiamato limite della pompa. A sinistra di questo limite, a causa di un forte calo dei parametri e di un aumento dei carichi dinamici, il funzionamento del compressore è inaccettabile. A destra c'è l'area delle modalità stabili, che vengono utilizzate durante il funzionamento del compressore come parte del motore a turbina a gas. Le linee vengono solitamente applicate a tale caratteristica sotto forma di linee topografiche.

In determinate condizioni operative, lo stadio centrifugo ha una capacità , e il lavoro teorico totale è determinato dall'equazione (cartiera e cellulosa con< ):

La dipendenza del lavoro dalla produttività (consumo d'aria) è chiara. La pendenza della retta è determinata dall'angolo di uscita delle pale della girante. Nella figura 7. la retta rappresenta la caratteristica teorica dello stadio centrifugo con gli angoli di uscita delle pale della girante< . 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.

Riso. 7. Caratteristiche dello stadio centrifugo:

perdita di 1 terminale; 2 - perdite secondarie; 3-Perdita del profilo

3.3 ORDINE DELL'ESPERIMENTO

3.3.1. Acquisire familiarità con la configurazione sperimentale e l'attrezzatura di misurazione necessaria.

3.3.2. Preparare i moduli per le tabelle dei parametri misurati.

3.3.3. Abilita l'installazione.

3.3.4. Impostare la velocità desiderata del rotore del compressore con la manopola di controllo della velocità. Mantenere la modalità.

3.3.5. Coprendo l'acceleratore, misurare i parametri dello stadio del compressore nei punti intermedi (6 - 7 punti), mantenendo la velocità specificata e mantenendo l'impostazione in ciascuna modalità prima di misurare i parametri.

3.3.6. Registrare i risultati della misurazione nella tabella (vedere tabella 1).

3.3.7. Disattivare l'installazione.

Tabella 1

Risultati della misurazione

3.4 ELABORAZIONE DEI DATI SPERIMENTALI

3.4.1. La conversione dei valori ottenuti e in Pa viene effettuata tenendo conto dei seguenti rapporti:

3.4.2. Determinazione del flusso d'aria:

Dall'equazione di Bernoulli:

dove è la perdita di pressione nel dispositivo di ingresso.

In prima approssimazione, assumiamo che , e - a causa delle basse velocità nel dispositivo di input.

Il valore assoluto della velocità all'ingresso della ruota:

Temperatura di mandata statica all'ingresso della girante:

dove è la capacità termica,

Densità di flusso all'ingresso della girante:

Conoscendo la densità di flusso, specifichiamo il valore della velocità:

La portata d'aria è determinata dall'equazione di continuità:

dove è l'area di ingresso del compressore.

Dove è il diametro della sezione di ingresso.

3.4.3. Perdita di carico nel dispositivo di ingresso:

dove (design del dispositivo di ingresso) è il coefficiente di resistenza all'attrito.

3.4.4. La pressione del flusso stagnante all'ingresso della ruota:

3.4.5. Pressione statica all'ingresso della ruota:

3.4.6. Il lavoro specifico con scarso scambio di calore con l'ambiente può essere determinato dalla differenza di temperature totali all'ingresso e all'uscita del compressore:

3.4.7. Lavoro svolto per far ruotare la ruota per ogni chilogrammo di massa d'aria:

dove è il lavoro di attrito del disco sul gas, .

3.4.8. Potenza del compressore:

3.4.9. Potenza motore:

La potenza di un motore elettrico può anche essere determinata come:

dove è la potenza spesa per riscaldare l'aria che raffredda il motore elettrico.

3.4.10. Velocità periferica all'uscita della ruota:

3.4.11. Componente della velocità circonferenziale all'uscita della girante del compressore centrifugo:

3.4.12. Zona uscita ruota:

Numero di lame;

3.4.13. La densità del flusso stagnante all'uscita della girante:

3.4.14. La componente radiale della velocità del flusso all'uscita della girante:

In prima approssimazione, accettiamo che Dall'equazione di continuità:

3.4.15. Il valore assoluto della velocità all'uscita della ruota:

3.4.16. Temperatura statica dell'aria all'uscita della ruota:

3.4.17. Pressione statica all'uscita della ruota:

3.4.18. Densità di flusso all'uscita della ruota:

3.4.19. Specifichiamo il valore della velocità all'uscita della ruota:

3.4.20. Perdita di carico all'uscita dell'impianto:

3.4.21. La pressione del flusso stagnante all'uscita della ruota di un compressore centrifugo:

3.4.22. Rapporto di pressione del compressore:

3.4.23. Funzionamento adiabatico del compressore:

3.4.24. Efficienza del compressore adiabatico:

3.4.25. Valori di portata e velocità ridotti alle condizioni atmosferiche standard

3.4.26. Inserire i risultati del calcolo nella tabella (vedi tabella 2).

Tavolo 2

Risultati del calcolo

3.4.27. Crea caratteristiche sotto forma di dipendenze: , , , , .

3.4.28. Trarre conclusioni.

3.5 OBBLIGHI PER LA SEGNALAZIONE

4.LAVORO DI LABORATORIO №2

CINEMATICA DEL FLUSSO ALL'INGRESSO DELLA RUOTA DI UN COMPRESSORE CENTRIFUGO

4.1 SCOPO DEL LAVORO

Studio della cinematica del flusso all'ingresso della ruota di un compressore centrifugo nella modalità di funzionamento progettuale e non progettuale..

4.2.INFORMAZIONI GENERALI

La velocità assoluta all'ingresso della girante è . La velocità circonferenziale a questo raggio è . Rispetto alla ruota, il gas ha una velocità relativa . La direzione e la grandezza sono definite come la somma vettoriale della velocità relativa e della velocità periferica.

Se la girante di un compressore centrifugo è di tipo radiale, allora il triangolo delle velocità di ingresso è costruito in un piano perpendicolare all'asse di rotazione.

Per ottenere un ingresso senza urti nella ruota, l'angolo di inclinazione delle pale della ruota deve essere uguale all'angolo di ingresso del flusso sulle pale. Per ridurre le perdite di energia associate alle condizioni di ingresso del flusso alla griglia delle alette di lavoro e guida, cercano di garantire il flusso attorno ai profili della griglia con un angolo di attacco ottimale, solitamente vicino alla condizione del cosiddetto ingresso senza scosse , cioè. . Può essere previsto in due modi: il primo è quello di dirigere i bordi di ingresso delle pale della ruota nel senso di rotazione della ruota in assenza di una paletta di ingresso. Nelle ruote assiale-radiali di tipo semiaperto, ciò si ottiene mediante una corrispondente flessione dei lembi d'uscita delle lame e facendo spesso separare tali lembi curvilinei dal resto del disco con lamelle a forma di cosiddetto stecca. Il secondo modo è una combinazione di una lamella (ma con una curvatura delle pale più piccola) con l'installazione di un NHA (aletta di guida fissa), che fa roteare il flusso nella direzione di rotazione della ruota. Condizioni in cui , si possono ottenere anche in altri modi, ad esempio installando solo NHA con vortice a flusso positivo, in assenza di lamella; una combinazione di una lamella e di un NHA con un vortice di flusso negativo. Questi metodi sono caratterizzati da velocità relativamente grandi o e dai numeri corrispondenti e .

La modalità di progettazione è l'unica modalità di funzionamento del compressore per la quale viene eseguito un calcolo gas-dinamico e vengono determinate le principali dimensioni geometriche del palco, gli angoli delle pale, la densità del reticolo, ecc. La modalità di progettazione è caratterizzata dal fatto che solo in questa modalità l'apparato a palette corrisponde al meglio alla cinematica del flusso, ovvero fornisce un flusso continuo attorno alle pale delle giranti e alle palette di guida degli stadi del compressore. Tuttavia, durante il funzionamento, la maggior parte delle volte il compressore funziona in condizioni diverse dalla modalità di progettazione o, come si suol dire, in modalità non di progettazione (Fig. 8.)

Riso. Fig. 8. Triangoli di velocità all'ingresso dello stadio del compressore centrifugo nelle modalità di funzionamento di progetto e fuori progetto

Con una diminuzione del flusso di gas a velocità costante del rotore, si nota anche l'instabilità del funzionamento del compressore, associata a un cambiamento nella natura del flusso attorno alle griglie della girante e ai canali fissi del diffusore. Quando si scorre attorno a una lama con un certo angolo di attacco >0, si verifica un notevole distacco dello strato limite. Ciò non avviene contemporaneamente nell'intero reticolo, ma in uno dei suoi canali. La conseguente interruzione porta al blocco di questo canale e alla diffusione del flusso su entrambi i lati. Da un lato del canale gli angoli di attacco aumentano, dall'altro diminuiscono. Un aumento degli angoli di attacco porta ad uno stallo nella parte di uscita delle pale della girante. In questo caso si formano zone di separazione rotanti. La velocità angolare della loro rotazione è 2-3 volte inferiore alla velocità angolare della ruota. Tale flusso è chiamato stallo rotante. Un'ulteriore diminuzione del flusso di gas attraverso lo stadio del compressore è associata ad un aumento dei fenomeni di stallo, eccitazione delle vibrazioni.

Con un aumento della portata superiore a quella calcolata, l'angolo di attacco diminuisce e diventa negativo a causa di un aumento della componente di velocità radiale. Ciò porta a separazioni di flusso dalla superficie concava del profilo, un forte aumento delle perdite e "bloccaggio" del compressore. Va notato che nei compressori centrifughi con diffusori a pale, il "bloccaggio" è solitamente determinato dalla modalità di flusso attorno alle pale del diffusore, riducendo notevolmente l'intervallo di funzionamento stabile del compressore in termini di flusso.

4.3 ELABORAZIONE DEI DATI SPERIMENTALI

4.3.1. L'elaborazione dei dati sperimentali viene effettuata sulla base dei dati sperimentali ottenuti nel lavoro di laboratorio n. 1.

4.3.2. Il valore assoluto della velocità del flusso all'ingresso della girante di un compressore centrifugo è preso dal Lab #1.

Poiché (ingresso assiale nella ruota).

4.3.3. Velocità periferica all'ingresso della ruota:

dove è il diametro del flusso in ingresso alla ruota,

diametro uscita ruota,

4.3.4. Angolo di ingresso del flusso nella ruota:

4.3.5. Angolo di attacco:

dove è l'angolo geometrico dell'ingresso del flusso nella ruota.

4.3.6. Il valore relativo della velocità del flusso all'ingresso della girante:

4.3.7. Il valore assoluto della velocità del flusso all'ingresso della girante nella modalità di funzionamento ottimale (calcolata) del compressore:

4.3.8. Il valore relativo della portata all'ingresso della girante nella modalità di funzionamento ottimale (calcolata) del compressore:

4.3.9. Inserire i risultati del calcolo nella tabella (vedi tabella 3).

Tabella 3

Risultati del calcolo

4.3.10. Su carta millimetrata, costruisci triangoli di velocità all'ingresso della ruota di un compressore centrifugo, costruisci una dipendenza.

4.3.11. Trarre conclusioni.

4.4 OBBLIGHI PER LA SEGNALAZIONE

L'esperimento viene condotto in sottogruppi di 6 persone. Ogni studente nel calcolo dettagliato sottogruppo di una modalità di consumo. Il rapporto deve contenere le seguenti parti:

5.LAVORO DI LABORATORIO №3

CINEMATICA DEL FLUSSO ALL'USCITA DELLA RUOTA DI UN COMPRESSORE CENTRIFUGO

5.1 SCOPO DEL LAVORO

Studio della cinematica del flusso all'uscita della ruota di un compressore centrifugo.

5.2.INFORMAZIONI GENERALI

Lo studio della cinematica del flusso all'uscita si riduce alla costruzione di un triangolo di velocità per vari modi di funzionamento. Il triangolo della velocità, con geometria della ruota e velocità di rotazione note, può essere costruito se sono note la componente radiale e la componente circonferenziale della velocità assoluta all'uscita della ruota.

Se assumiamo che la parte di flusso della girante sia costituita da un numero infinito di canali formati da un numero infinito di pale di spessore zero, allora la direzione del flusso corrisponderà completamente al profilo delle pale. Il gas uscirà dalla girante a una velocità relativa ad un angolo uguale all'angolo della pala quando esce dalla girante.

Il lavoro speso per la rotazione della ruota per ogni chilogrammo di massa d'aria, secondo l'equazione di Eulero (senza tener conto dell'attrito delle superfici laterali del disco della ruota), è determinato dalla formula:

e per l'ingresso assiale nella ruota:

Qui il valore dipende dal numero e dalla lunghezza delle lame. Con un numero finito di lame diminuisce. Quando si considera il movimento del gas nella girante nella proposta di un numero infinito di pale, si presume che tutte le linee di flusso abbiano la stessa forma e che le pale siano segmenti delle linee di flusso. Ne consegue che la velocità a qualsiasi raggio della girante è costante su tutta la circonferenza. Tuttavia, per trasferire energia dalle pale della girante al flusso, è necessaria una differenza di pressione tra i due lati della pala, cosa possibile solo con una differenza di velocità su questi lati. Pertanto, contrariamente alla teoria del getto, la velocità di movimento non è costante lungo la circonferenza e cambia periodicamente, poiché in ogni canale delimitato da due pale adiacenti, il modello di flusso dovrebbe essere lo stesso. Nel canale di una ruota rotante con un numero finito di pale, a causa dell'accelerazione di Coriolis, le velocità relative su un arco di un dato raggio variano linearmente in funzione dell'angolo polare. Di conseguenza, la velocità è inferiore nella parte anteriore delle lame e la pressione è maggiore, mentre nella parte posteriore è viceversa (Fig. 9).

Riso. 9. Variazione di velocità e pressione nel canale di un compressore centrifugo

Minore è il numero di lame, maggiore è la differenza di velocità sulle pareti anteriore e posteriore delle lame. La comparsa di un'ulteriore componente circonferenziale può essere spiegata considerando il processo di allineamento della velocità all'uscita della ruota, dove il flusso scorre liberamente, senza l'influenza di forze esterne. Quando le velocità sono equalizzate, i getti con una velocità maggiore diminuiscono la loro velocità fino a un certo valore medio e i getti con una velocità inferiore la aumentano fino a questo valore medio. Di conseguenza, c'è un movimento di masse d'aria sulla periferia nella direzione opposta alla rotazione della ruota, a seguito del quale appare una certa componente circonferenziale. Per la presenza, il battente teorico, o lavoro, impartito da 1 kg di aria che passa attraverso la ruota è ridotto e quindi ridotto. È consuetudine tenere conto della riduzione della componente circonferenziale utilizzando il coefficiente . Il coefficiente (è consuetudine chiamarlo coefficiente di riduzione dell'energia trasmessa) sulla base di studi teorici e sperimentali per lame radiali può essere determinato dalla formula di Kazandzhan:

dove è il diametro medio della sezione di ingresso della ruota.

Secondo la formula di Stodoll, il coefficiente è uguale a

Il valore medio del coefficiente varia all'interno

Il triangolo di velocità all'uscita della girante del compressore centrifugo è mostrato in Fig. 10.

Riso. 10. Triangolo di velocità all'uscita dello stadio del compressore centrifugo

5.3 ELABORAZIONE DEI DATI SPERIMENTALI

5.3.1. L'elaborazione dei dati sperimentali viene effettuata sulla base dei dati sperimentali ottenuti nel lavoro di laboratorio n. 1.

5.3.2. La componente circonferenziale della velocità all'uscita della ruota:

dov'è il lavoro speso per la rotazione della ruota per ogni chilogrammo di massa d'aria;

Velocità periferica all'uscita della ruota.

5.3.3. Zona uscita ruota:

dov'è lo spessore della lama all'uscita della ruota;

Numero di lame;

L'altezza della lama all'uscita della ruota.

5.3.4. La densità del flusso stagnante all'uscita della girante:

5.3.5. La componente radiale della velocità del flusso all'uscita della girante:

In prima approssimazione, assumiamo che . Dall'equazione di continuità:

5.3.6. Il valore assoluto della velocità del flusso all'uscita della girante:

5.3.7. Temperatura statica dell'aria all'uscita della ruota:

5.3.8. Pressione statica all'uscita della ruota:

5.3.9. Densità di flusso all'uscita della ruota:

5.3.10. Specifichiamo il valore della velocità all'uscita della ruota:

5.3.11. Il valore relativo della velocità all'uscita della ruota:

5.3.12. Angolo di uscita della ruota:

5.3.13. L'angolo di uscita del flusso dalla ruota in movimento assoluto:

5.3.14. Angolo di ritardo del flusso:

dove è l'angolo geometrico del flusso in uscita dalla ruota del compressore centrifugo.

5.3.15. Fattore di riduzione dell'energia trasmessa:

dove è la componente circonferenziale della velocità all'uscita della ruota con un numero infinito di pale.

Secondo la formula di Stodoll, il coefficiente è definito come:

5.3.16. Il valore assoluto della velocità all'uscita della ruota con un numero infinito di pale:

5.3.17. Il valore relativo della velocità all'uscita della ruota con un numero infinito di pale:

5.3.18. Angolo geometrico del flusso in uscita dalla ruota in moto assoluto:

5.3.19. Inserire i risultati del calcolo nella tabella (vedi tabella 4).

Tabella 4

Risultati del calcolo

5.3.20. Su carta millimetrata, tracciare i triangoli di velocità all'uscita della girante del compressore centrifugo, tracciare la dipendenza .

5.3.21. Trarre conclusioni.

5.4 OBBLIGHI PER LA SEGNALAZIONE

L'esperimento viene condotto in sottogruppi di 6 persone. Ogni studente nel calcolo dettagliato sottogruppo di una modalità di consumo. Il rapporto deve contenere le seguenti parti:

Bibliografia

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4. Seleznev K. P. Podobuev Yu. S. Teoria e calcolo dei turbocompressori-L: Ingegneria meccanica, 1968.-408 p., ill.

Il funzionamento del compressore nella rete.

La caratteristica del compressore determina l'intero insieme di possibili modalità di funzionamento del compressore. Tuttavia, se il compressore è collegato alla rete, la modalità specifica del suo funzionamento (valori dei parametri pQ ) è determinato anche dalle caratteristiche della rete. Quest'ultima è la dipendenza delle perdite di carico nella rete dal flusso. La modalità di funzionamento del sistema di rete del ventilatore è determinata dall'uguaglianza della pressione (pressione) creata dal ventilatore alla resistenza della rete.

Le perdite di carico nella rete sono pari alle perdite totali per attrito (perdite lungo la lunghezza l ) e resistenze locali (con coefficienti ) in tutti i suoi elementi:

Ma poiché c=Q/F (vedi Equazione 2.1*) p = kQ 2 , (6.1)

dove k qualche costante per la rete data.

Consideriamo la rete di ventilazione più semplice, costituita da un tratto di condotto d'aria di sezione costante in ingresso al ventilatore ed uno in uscita (Fig. 6.1). Piena pressione P p (eccesso ) all'ingresso nel sistema dall'atmosfera è 0 e più avanti lungo la direzione del movimento dell'aria diminuisce della quantità di perdite. Questa caduta di pressione è proporzionale alla lunghezza del condotto p  l , cioè. il grafico delle pressioni totali è una retta inclinata. pressione dinamica P d costantemente (c=cost ). Pertanto, il grafico delle pressioni statiche P c \u003d P p -P d parallelo al grafico delle pressioni totali.

Fig.6.1 Grafici di pressione nella rete di ventilazione più semplice

Nel ventilatore, la pressione totale aumenta di P (pressione del ventilatore), diventa positiva ed inoltre, per la presenza di perdite, diminuisce proporzionalmente alla lunghezza. IN sezione di uscita nell'atmosfera, la pressione totale è uguale alla pressione dinamica e la pressione statica è uguale a 0.

Dai diagrammi risulta che la pressione del ventilatore è uguale alla perdita di carico nei condotti dell'aria più la pressione dinamica all'uscita. Tuttavia, quest'ultimo può anche essere attribuito alle perdite, poiché la corrispondente energia cinetica viene irrimediabilmente dissipata nell'atmosfera.

Se il ventilatore lavora per aspirazione e scarica aria direttamente in atmosfera, allora solo una parte della pressione va a sopperire alle perdite idrauliche ad eccezione della pressione dinamica in uscita p.a.i. : p c =p-p a.i. .

Questo è il cosiddetto. pressione staticafan e dovrebbe essere preso in considerazione quando lo si seleziona per una data rete.

Dalla formula 6.1 segue che per i fan la caratteristica della rete è una parabola quadratica. Se gli imponiamo una caratteristica del ventilatore, allora il punto di intersezione dei grafici della caratteristica della rete e della caratteristica della pressione del ventilatore (di solito è chiamato punto operativo ) determina i parametri della modalità di funzionamento del ventilatore per questa rete (Fig. 6.2).

La caratteristica della rete è determinata in modo diverso per la rete che lavora su di essa. pompa . Se applichiamo l'equazione di Bernoulli (2.4) per l'impianto, il cui schema è riportato in fig. 6.3 e presumere che, come spesso accade nella pratica, P I \u003d P II \u003d P a , quindi sarà la pressione che deve essere creata dalla pompa H=H g +  H , cioè. la pressione della pompa viene utilizzata non solo per superare le perdite idrauliche ( H ), ma anche su risalita di liquido H g . Poiché le perdite idrauliche, come prima, sono proporzionali a D2 , la caratteristica della rete per l'unità di pompaggio sarà simile a:

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

Fig.6.2 Trovare il punto di lavoro per la Fig.6.2. 6.3 Schema del gruppo di pompaggio

fan

Ora questa parabola deve essere combinata con la caratteristica della pompa per determinare il punto di lavoro (Fig. 6.4).

Riso. 6.4 Trovare il punto di lavoro 6.5 Verso uno studio di sostenibilità

per la pompa a rete soffiante

Va notato che nelle impostazioni con aspiratori di fumo c'è anche una pressione gravitazionale associata alla differenza di densità del gas nel camino e dell'aria esterna pe il cosiddetto autotiraggio, che “aiuta” il ventilatore, e nel determinare le caratteristiche della rete, viene sottratto dalle perdite nel percorso del gas p \u003d kQ 2 - p e.

La combinazione delle caratteristiche della rete e del compressore consente anche di considerare l'importantissima questione della stabilità del funzionamento del sistema compressore-rete.

IN sistemi a rete soffiantepossono esserci cambiamenti periodici o casuali nelle modalità operative (ostacoli all'uscita della rete, fluttuazioni della velocità del motore, ecc.).

Se la modalità costante corrisponde al punto A (Fig. 6.5), quindi nel caso di un aumento dell'alimentazionela pressione del ventilatore diminuisce, UN la resistenza della rete aumenta. Ciò farà rallentare il flusso e riportare il regime al punto A. Qui, la tangente della pendenza della caratteristica della rete è maggiore della tangente della pendenza della caratteristica del soffiatore. Un tale sistema è stabile.

Al punto B questa condizione non è soddisfattae il regime è instabile. Con una tale combinazione di forme di caratteristiche del compressore e della rete, la rimozione delle eccitazioni non porta alla stabilità del regime e il sistema rimanevibrazioni spontaneeparametri. Tali auto-oscillazioni sono chiamate ondeggiare .

Il verificarsi di questo fenomeno nelle moderne installazioni ad alta velocità rappresenta un grande pericolo in termini di cedimento per fatica di macchine e condutture, pertanto il funzionamento in condizioni di sovratensione è inaccettabile.

Combinazione di compressori

La necessità di installare più soffianti che lavorano insieme può sorgere nei seguenti casi:

1) Le prestazioni o la pressione degli impianti durante il funzionamento richiedono cambiamenti bruschi significativi.

2) Un compressore non fornisce la modalità di funzionamento richiesta e non è possibile sostituirlo con uno grande.

3) È necessario aumentare l'affidabilità del funzionamento dell'impianto creando una certa riserva (non al cento per cento).

Funzionamento coerente dei compressori. Quando le soffianti vengono accese in serie, il flusso spostato prima passa attraverso la prima soffiante (nella direzione del flusso), quindi entra nella seconda soffiante, e così via. Di solito, cercano di includere non più di due compressori nel funzionamento sequenziale e l'opzione più ottimale è includere ventole identiche in funzione.

Sia la curva 1 la caratteristica del primo compressore e la curva 2 del secondo compressore (Fig. 7.1). Per costruire le caratteristiche complessive di un impianto composto da due soffianti in serie occorre tenere conto che in ogni particolare momento la fornitura di soffianti è la stessa Q 1 \u003d Q 2 , e la pressione totale è uguale alla somma delle pressioni di entrambi i compressori al flusso specificato P 1.2 = P 1 + P 2.

L'efficienza della connessione seriale dei compressori dipende in modo significativo dalla forma della caratteristica di rete. Dalla fig. 7.1 si può vedere che con una caratteristica di rete piatta (curva I), il guadagno di alimentazione è molto piccolo, o per niente. Allo stesso tempo, con una caratteristica ripida (curva II), questo guadagno è significativo.

Riso. 7.1 Caratteristiche delle soffianti, Fig. 7.2 Caratteristiche dei soffiatori,

funzionamento in serie funzionamento in parallelo

A funzionamento in parallelo dei compressori(Fig. 7.2) attraverso ciascuno dei compressori passa il proprio flusso. Allo stesso tempo, il sistema deve avere almeno una sezione attraverso la quale passa il flusso totale.

La caratteristica totale dell'installazione si basa sul fatto che la pressione in ciascuno dei rami è la stessa R 1 = R 2 = R 1.2 . Il flusso totale dell'impianto durante il funzionamento di due macchine è uguale alla somma delle alimentazioni di ciascuna delle soffianti Q 1,2 \u003d Q 1 + Q 2 . Contrariamente al caso del funzionamento sequenziale, in questo caso, con una caratteristica ripida della rete II, il funzionamento congiunto dei soffiatori è chiaramente inappropriato.

Se tracciamo una linea orizzontale attraverso il punto di intersezione della caratteristica della rete con la caratteristica totale dei soffiatori, si scopre che interseca la caratteristica del soffiatore 2 nell'area delle alimentazioni negative, il che significa il movimento del fluido in esso nella direzione opposta. Riguardo alla sezione della caratteristica, disegnata in Fig. 7.2 a sinistra dell'asse P da una linea tratteggiata, dicono che si trova nel secondo quadrante. Nel caso di funzionamento sequenziale, mostrato in Fig. 7.1, quando la caratteristica di rete I cambia nella direzione di diminuzione della resistenza di rete, il ventilatore 2 funziona a pressione negativa, o, in altre parole, fornisce resistenza che il ventilatore 1 deve superare. La sezione corrispondente della caratteristica, tracciata in Fig. .7.1 situata nel quadrante IV con linea tratteggiata.

La necessità delle caratteristiche dei soffianti nel II e IV quadrante nasce nella progettazione di impianti per il funzionamento congiunto e in alcuni altri casi riscontrati nella pratica.

Casi di caratteristiche fuori progetto della rete.

Nella pratica di progettazione e gestione della ventilazione, del riscaldamento e di altri sistemi, possono verificarsi casi in cui la caratteristica effettiva della rete differisce da quella calcolata.

a) la rete è calcolata con un margine di pressione eccessivo. In questo caso, la caratteristica della rete effettiva ha una forma più piatta (Fig. 7.3). Le prestazioni sono superiori alle aspettative Q>Q pag . Per determinare i valori di potenza ed efficienza appropriati. è necessario tracciare una linea verticale attraverso il punto di lavoro (ovvero il punto di intersezione tra la curva di pressione del compressore e le caratteristiche della rete) fino ad incrociare le curve N(Q) e (Q) . In tal modo, potrebbe risultare che N>N pag e c'è il pericolo di sovraccaricare il motore. Ciò è particolarmente vero per i ventilatori con pale curve in avanti, dove la curva di potenza aumenta in modo monotono. Lo stesso accade nel caso di una maggiore dispersione della rete.

b) la rete è calcolata con sottostima delle perdite. La caratteristica della rete è più ripida. Le prestazioni diventano inferiori a quelle calcolate, il che potrebbe essere inaccettabile dal punto di vista del sistema che svolge la sua funzione principale, ad esempio fornendo il necessario ricambio d'aria.

Riso. 7.3 Casi di caratteristica rete fuori progetto

Regolazione dei soffiatori.

Le prestazioni effettive del ventilatore possono differire da quelle calcolate a causa di cambiamenti nelle caratteristiche della rete. In alcuni casi, potrebbe essere necessario modificare le prestazioni effettive.

In alcuni casi, la necessità di modificare le prestazioni nasce a causa di cambiamenti nel processo tecnologico degli impianti che includono un compressore. Così, ad esempio, quando si riduce il carico delle caldaie, è necessario ridurre le prestazioni degli aspiratori fumi e dei soffiatori. Pertanto, i compressori devono avere i mezzi regolamento prestazione.

In linea di principio, tale regolazione può essere raggiunta:

1) modificare le caratteristiche della rete;

2) modifica delle caratteristiche del compressore;

3) variazione del numero di macchine funzionanti congiuntamente (parallele).

Nel primo caso, viene applicato un cambiamento nella resistenza della rete utilizzando i cosiddetti dispositivi di strozzamento ("strozzamento"). Nelle unità di pompaggio, si tratta generalmente di valvole a saracinesca (valvole), serrande di ventilatori, valvole a saracinesca, valvole a farfalla. Come verrà mostrato di seguito, questo è il metodo di regolazione meno economico, ma, sfortunatamente, è il più comune nella pratica (soprattutto per le pompe) per la sua semplicità.

In alcuni casi, a seconda della forma della curva di potenza, il suo utilizzo è generalmente inaccettabile. Stiamo parlando di compressori la cui curva di potenza sta cadendo in un certo intervallo, ad es. . Tuttavia, nei casi in cui il throttling è anche estremamente antieconomico.

Riso. 8.1 Controllo della strozzatura

Sulla fig. 8.1 la caratteristica iniziale I corrisponde al punto di lavoro R 1 , Q 1 . Come risultato del throttling (aumento della resistenza della rete), la caratteristica della rete assume la forma II e le coordinate del punto operativo P2, D2 . Allo stesso tempo, la pressione R dr \u003d R 2 -R 1 si perde nel dispositivo dell'acceleratore, ad es. solo la pressione viene utilizzata per superare le perdite nella rete di condotte I Rc1 . Pertanto, l'efficienza installazione (ventilatore + acceleratore) sarà:

ed efficienza ventilatore allo spettacolo D2:

Poi:

Considerando che il valore R dr / R 2 spesso supera il 50%, allora diventa evidente la bassa efficienza del metodo di regolazione considerato.

Al contrario del throttling, il modo più economico per regolarevariazione della velocità di rotazionegirante, perché se la caratteristica della rete passa per l'origine, in questo caso si conserva la similitudine dei triangoli di velocità e quindi si conserva il valore del rendimento. Se, ad esempio, l'efficienza era nella regione del valore massimo, allora rimarrà altrettanto alto quando cambia la velocità di rotazione della girante del soffiatore (questo vale, come già accennato, per l'intervallo autosimilare del numero Rif ). In questo caso, però, parte dell'energia viene persa nei dispositivi di regolazione della velocità di rotazione stessa.

Di norma, nei compressori, come azionamento vengono utilizzati motori CA con rotore a gabbia di scoiattolo, che praticamente non possono essere controllati economicamente. Tuttavia, esistono tali motori con un numero variabile di coppie di poli a due velocità . Sono loro che dovrebbero essere tentati di ordinare se è necessario regolare i compressori.

All'estero, per l'azionamento di pompe e ventilatori, vengono sempre più utilizzati azionamenti elettrici con regolazione di frequenza tramite convertitori a semiconduttore (tiristori).

Un modo economico e molto economico per modificare la velocità di rotazione delle giranti dei soffiatori è l'uso di pulegge di trasmissione a cinghia sostituibili. Ciò è utile se la velocità di avanzamento cambia di rado, ad esempio durante la regolazione stagionale.

Molto più economico dello strozzamento è la regolazione modificando le caratteristiche del compressore che utilizzapalette guida. L'azione delle palette direttrici è quella di modificare il momento della quantità di moto c 1u r all'ingresso della girante. Tuttavia, la pressione teorica P t \u003d  c 2u r 2  -  c 1u r 1  diminuisce se la vortice del flusso è diretta verso la rotazione della girante ( c1u >0 ). Ci si potrebbe aspettare che a c 1u<0 (torsione contro la rotazione della ruota) la pressione aumenterà, tuttavia, ciò non si verifica effettivamente. Pertanto, viene applicata solo la "down regulation", ovvero c 1u >0 .

Fig.8.2 Aletta di guida assiale Fig.8.3 Aletta di guida semplificata

Tipicamente applicatopalette di guida assiali(Fig. 8.2), che sono un sistema di lame piane che ruotano su assi passanti per i fori dell'alloggiamento. Le pale ruotano contemporaneamente agli stessi angoli e, deviando il flusso, creano la sua torsione.

Sono note palette di guida semplificate, le cui pale sono installate parallelamente l'una all'altra nelle scatole di ingresso dei ventilatori (Fig. 8.3).

8.1 Selezione dei ventilatori

Come risultato del calcolo della rete di ventilazione, viene determinata la modalità di funzionamento del ventilatore ( pQ ), quindi dovresti scegliere un ventilatore che fornisca questa modalità nel modo più economico.

La designazione dei tipi di ventilatori radiali (centrifughi) contiene:

La lettera B, che significa "ventaglio";

La lettera C, che significa "centrifuga" ("radiale");

Un numero pari a cinque volte il coefficiente di pressione in modalità nominale;

Un numero pari alla velocità del ventilatore in modalità nominale.

La modalità nominale è la modalità del ventilatore alla quale viene raggiunto il massimo valore di efficienza.

Attualmente vengono prodotti i ventilatori V.Ts4-75, V.Ts4-76, V.Ts14-46, V.Ts10-28, ecc.

I ventilatori sono prodotti in vari modelli a seconda delle proprietà fisiche del mezzo trasportato. Ventilatori in esecuzione standardventilatori per uso genericoprogettato per muovere aria e altre miscele di gas non aggressive con una temperatura non superiore a 80 C, non contenente polvere e altre impurità solide in quantità superiore a 100 mg/m 3 o materiali appiccicosi e fibrosi.

Se queste condizioni non sono soddisfatte, vengono utilizzati i ventilatoriscopo speciale. Questi includono:

Ventilatori resistenti alla corrosione che possono spostare miscele di gas aggressive;

I ventilatori antiscintilla sono utilizzati per spostare miscele di gas esplosivi. Questi ventilatori sono dotati di motori elettrici antideflagranti e gli alloggiamenti e le giranti di tali ventilatori sono spesso realizzati in alluminio;

Ventilatori per la movimentazione di miscele polvere-gas-aria contenenti impurità solide fino a 1000 g/m 3 . La parte di flusso dei ventilatori per polveri è realizzata in modo tale da ridurre l'usura abrasiva delle parti del ventilatore, nonché da prevenire la possibilità che la polvere si attacchi. La loro designazione contiene la lettera P ("polverosa") V.TsP6-45, V.TsP7-40, ecc.

Le caratteristiche di progettazione di tutti i suddetti fan saranno descritte di seguito.

Per i sistemi di ventilazione che richiedono basse pressioni con prestazioni significative, è consigliabile selezionare ventilatori non radiali, ma assiali. Per la ventilazione industriale generale, i ventilatori assiali dei seguenti tipi V.O-06-300 e V.O2.3-130 sono i più utilizzati.

I ventilatori di ogni tipo sono prodotti con giranti di diametro standard, formando una gamma di diametri o una gamma di dimensioni standard. Questa gamma comprende: 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600 mm. Il ventaglio di ciascuno di questi diametri è solitamente indicato da un "numero" dalla dimensione del diametro espressa in decimetri, ad es. fila di numeri: n. 2, 2.5, 3.15, 4, ecc.

La scelta del numero di ventilatori e della velocità di rotazione inizia in base alle caratteristiche riassuntive (Fig. 5.3). In questo caso, viene presa la curva più vicina al punto. pQ , ottenuto secondo il calcolo del sistema di ventilazione. Inoltre, viene specificata la modalità operativa, in base a dove si trova la caratteristica della rete (in base ai dati calcolati pQ ) attraverserà la curva accettata del grafico di riepilogo.

È chiaro che quanto più vicini sono i valori vicini dei diametri delle giranti, tanto più accuratamente è possibile selezionare un ventilatore per un determinato compito e garantire questo compito con la massima efficienza. Pertanto, le fabbriche producono ventilatori con diametri intermedi: inferiori e superiori ai valori nominali sopra indicati del 5 o 10%.

Ciascuna delle curve del grafico di riepilogo presentato nella Figura 5.3 ha una designazione che contiene le seguenti informazioni:

1. Simbolo del tipo di ventilatore. Ad esempio, per i fan V.Ts4-75 la lettera E.

2. Designazione del diametro della girante: 090 a D=0.9D nome ; 095 a D=0.95D nom ; 100 a D=D nom ecc.

3. Il numero di serie della caratteristica di funzionamento corrispondente alla velocità di rotazione per un determinato ventilatore, indicato da un numero arabo.

4. In alcuni casi, questo ventilatore ad una data velocità di rotazione può essere dotato di motori di diversa potenza per diverse sezioni della caratteristica. L'indice di potere è indicato con una lettera maiuscola (a, b, ecc.).

Se, ad esempio, il simbolo della caratteristica è E3.15.105-1a, allora stiamo parlando di un ventilatore V.Ts4-75 n. 3.15 con un diametro della girante di 1.05D nom , con velocità di rotazione n=1365 rpm, con motore da 0,25 kW.

La decisione finale sulla scelta di un ventilatore (con la specifica di tutti i suoi parametri alimentazione, pressione sviluppata, efficienza, potenza) viene presa in base alle caratteristiche individuali di questo ventilatore. I parametri del motore sono generalmente riportati nella tabella allegata alla caratteristica.

Si tenga presente che si consiglia l'utilizzo di ventilatori con i seguenti valori di efficienza reale: f  0,85  max . Viene comunemente chiamato l'intervallo di modalità di funzionamento del ventilatore in cui viene soddisfatta la condizione specificatacaratteristiche dell'area di lavoro fan.

Le caratteristiche riassuntive e individuali sono fornite per le condizioni di funzionamento del ventilatore corrispondenti alle normali condizioni atmosferiche: pressione barometrica 101,3 kPa (760 mm Hg), temperatura 20 C, densità dell'aria 1,2 kg/m 3 .

Per altre condizioni atmosferiche, la pressione deve essere convertita nella densità effettiva dalla formula 5.3. In cui:

dove dentro pressione barometrica effettiva (mm Hg); t temperatura in  С;  0 \u003d 1,2 kg / m 3.

Progettazione di soffianti centrifughe

PROGETTAZIONE DEI VENTILATORI

I ventilatori radiali di piccole dimensioni (fino al n. 10) sono costituiti dai seguenti componenti principali (Fig. 9.1): girante 1 montata sull'albero motore 5, carcassa 2, tubo di aspirazione 3 e telaio 4. Per i ventilatori di grande numero, il la girante poggia su un proprio albero, fissato su cuscinetti e collegato al motore elettrico tramite giunto o trasmissione a cinghia (Fig. 9.2)

Riso. 9.1 Design del ventilatore radiale 9.2 Schemi costruttivi ventilatore-

Nuovi impianti

Le giranti dei ventilatori V.Ts4-75 hanno 8 pale a foglia curva all'indietro, le ventole V.Ts14-46 hanno 32 pale a pale avanti. Le lame 1.1 sono fissate da un lato al disco posteriore 1.2, dall'altro a quello anteriore 1.3. Il disco posteriore è montato su un mozzo 1.4 seduto sull'albero.

Il corpo è una struttura in lamiera d'acciaio saldata costituita da un guscio a spirale e pareti laterali piatte. Il muro a spirale viene disegnato utilizzando il metodo "designer square" (Fig. 9.3). Ecco il lato della piazza UN pari a 1/4 dell'"apertura" del corpo UN . Quest'ultimo è di solito LA=0.6D 2 .

Riso. 9.3 Corpo a voluta 9.4 Ventola polvere V.TsP-6-45-8

Anche il tubo di derivazione di ingresso è realizzato mediante saldatura da lamiera d'acciaio e ha una forma conica nei ventilatori V.Ts4-75. Il letto ha una struttura saldata in lamiera e angolare d'acciaio.

Esistono diversi schemi per collegare un ventilatore a un motore elettrico: questi sono i cosiddettidisegni(figura 9.2).

Nella versione costruttiva 1 vengono prodotti tutti i ventilatori V.Ts4-75 fino al n. 10 incluso. Taglie più grandi, da 12,5 più spesso nella 6a versione. Fan V.Ts14-46 - nella prima versione.

I ventilatori della 5a e 7a versione sono ventilatori a doppia aspirazione, che si distinguono per flussi significativamente più elevati rispetto ai ventilatori di altre versioni.

I ventilatori sono classificati in base al senso di rotazione.rotazione destra(la girante ruota in senso orario se vista dal lato di aspirazione) e rotazione sinistra (la ruota gira in senso antiorario).

Viene determinata la posizione del tubo di scarico del ventilatoreposizione del corpo. La posizione dell'alloggiamento è indicata dall'angolo misurato dalla direzione "verticalmente verso l'alto" nella direzione di rotazione della girante (se vista dal lato del tubo di aspirazione). Valori regolari 0 , 90  , 180  , 270  ; meno comune 45 , 135  , 215  ecc.

I ventilatori per polveri più utilizzati sono prodotti in due tipi: TsP6-45 e TsP7-40. I ventilatori TsP6-45 hanno giranti con 8 pale piatte disposte radialmente (Fig. 9.4). Mancano i dischi anteriore e posteriore. Queste caratteristiche progettuali sono associate alla necessità di evitare che la polvere si depositi e si attacchi alla superficie delle parti della girante.

Nel disegno ventole resistenti alla corrosioneutilizzato: acciaio inossidabile, leghe di titanio, plastica.

COME ventilatori a sicurezza intrinsecavengono utilizzati ventilatori realizzati in leghe di alluminio e metalli dissimili. Questi ultimi sono realizzati in acciaio al carbonio ordinario, ad eccezione del tubo di ingresso, la cui parte rivolta verso la ruota è in ottone, che elimina la scintilla quando parti di una ruota rotante toccano la superficie fissa del tubo.

Per l'installazione direttamente sui tetti degli edifici, vengono utilizzativentilatori da tetto; molto spesso vengono utilizzati senza una rete di condotti dell'aria per fornire una ventilazione generale di scarico. Lo schema del torrino radiale è riportato in fig. 9.5, dove 1 è la girante, 2 è il motore, 3 è l'alloggiamento.

Riso. 9.5 Tetto radiale fig. 9.6 Pompa centrifuga tipo K

fan

PROGETTAZIONE POMPE

Il tipo più comune di pompa centrifuga è la pompa ad aspirazione assiale monostadio. Sulla fig. 9.6 mostra una pompa di tipo K (console). Qui 1 è il coperchio dell'alloggiamento, 2 è l'alloggiamento, 3 è la guarnizione frontale. La girante 4 si trova sull'albero 9 ed è fissata con un dado 5. Il gruppo di tenuta comprende una baderna 6, che viene premuta dal coperchio 8, un manicotto 7 serve a proteggere l'albero dall'usura. nei cuscinetti volventi 11.

Le pompe sono utilizzate nei sistemi di fornitura di calore:

1) SE per acqua surriscaldata con temperature 120 e 180 .

2) Doppia aspirazione SD per acqua surriscaldata con gli stessi parametri.

3) D con mandata su entrambi i lati (bifacciale);

4) K e KM a sbalzo monostadio con albero orizzontale;

5) Condensato Ks, KsD, KsV, KsVD (con temperature fino a 120 ).

La girante è in ghisa o, in casi particolari, in bronzo.

L'alloggiamento della pompa viene utilizzato per fornire e scaricare il flusso dalla girante, convertire l'energia cinetica in energia potenziale e anche per combinare tutte le parti fisse della pompa in un'unità comune: lo statore.

Per percepire i carichi radiali e assiali agenti sul rotore si utilizzano cuscinetti volventi o radenti.

Nei punti in cui l'albero esce dall'alloggiamento, sono installate guarnizioni, solitamente del tipo a premistoppa. L'azione della tenuta del premistoppa è che la baderna compressa dal manicotto viene distribuita ai lati e premuta contro la superficie mobile dell'albero. In questo modo si ottiene una tenuta tra l'albero rotante e l'alloggiamento fisso.

In base al numero di giranti, le pompe possono essere monostadio e multistadio. Secondo la posizione dell'albero - verticale e orizzontale. Su appuntamento per acqua (fredda, calda, pulita o con impurità), per liquidi chimici, liquidi viscosi.

Lotta contro le forze assiali nelle pompe centrifughe.

Le forze assiali si generano nelle soffianti centrifughe come conseguenza della presenza di pressioni di diversa entità e direzione che agiscono sulle giranti dal lato anteriore (fronte aspirazione) e posteriore. Inoltre, la forza assiale risulta dall'azione dinamica del flusso che entra nella girante. Nelle grandi pompe centrifughe multistadio, le forze assiali possono raggiungere diverse decine di tonnellate.

Un modo per ridurre la forza assiale èequalizzazione della pressionesu entrambi i lati della girante. Ciò può essere ottenuto mediante perforazionemolteplici forinel disco posteriore della girante in prossimità del mozzo, oppure con l'ausilio di apposititubi di collegamento, collegando la zona a bassa pressione (ingresso alla girante) e la zona ad alta pressione (dietro la girante). Lo svantaggio di questo metodo è la riduzione dell'efficienza volumetrica. pompa a causa del trabocco di parte del flusso attraverso i fori (o tubi).

Un altro modo è usaredisco di scarico (tacco idraulico).

Il design più razionale delle pompe centrifughe, in cui la pressione assiale è quasi impercettibile, è il design delle pompedoppia aspirazione(tipo D). L'alimentazione del flusso alle ruote bilaterali avviene da due lati e le forze assiali si compensano reciprocamente. Solitamente si tratta di pompe con corpo diviso orizzontalmente, e il tubo di mandata si trova nella parte inferiore, il che consente di riparare la pompa con il corpo superiore rimosso senza scollegare le tubazioni. Inoltre, la guarnizione è stata rinforzata.

Le giranti di tutte le pompe hanno pale curve all'indietro..

Aero-idrodinamica ed elementi strutturali dei compressori assiali.

Per considerare il funzionamento dei compressori assiali, viene utilizzata la teoria dei reticoli a profilo piatto. Se una sezione cilindrica con un raggio R e poi dispiegarlo su un piano, si ottiene il cosiddetto reticolo piatto di profili. I principali parametri geometrici del reticolo: T - passo delle lame pari alla distanza tra punti simili di profili adiacenti (Fig. 10.2); b - accordo di profilo;  - angolo della lama. Ciascuno dei profili è inoltre caratterizzato da uno spessore Con , e la freccia di deviazione F . I calcoli utilizzano valori relativi: c=c/b e f=f/b , così come la densità del reticolo \u003d b / t.

Tutte le dimensioni relative si ottengono dividendo la dimensione per la corda della lama.

Riso. 10.1 Schema del compressore assiale 10.2 Reticolo di profili assiali

Compressore

La Figura 10.2 mostra anche i triangoli di velocità all'ingresso e all'uscita dell'array di profili aerodinamici: tu 1 ; w1; c 1 - rispettivamente, velocità portatile, relativa e assoluta all'ingresso e tu 2 ; w2; c 2 - all'uscita, w cfr. - media geometrica della velocità relativa nel reticolo: w cfr. =(w 1 + w 2 )/2 .

Se disegni un contorno chiuso attorno al profilo S (Fig.10.2) e denotato con angolo tra velocità w e tangente al contorno, quindi per determinare la velocità di circolazione G è necessario calcolare l'integrale (Fig. 10.3)

O attraverso le componenti tangenziali della velocità relativa all'ingresso w 1u e uscita w 2u circolazione per l'intero sistema di palette della girante:

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

Ma dall'equazione di Eulero (3.4), che si applica ugualmente alle macchine centrifughe e assiali

w 2u -w 1u \u003d p t /  u

poiché per un compressore assiale u 2 \u003du 1 \u003d u; w 1u -w 2u =ñ 2u -ñ 1u .

Così,

P t \u003d rG a u / t.

Oppure, andando a quantità adimensionali:

 t \u003d 2G a,

dove  t =P t /  u 2 /2; G a \u003d G a / ut.

Calcolo di G a e le caratteristiche aerodinamiche teoriche di un compressore assiale per determinati parametri geometrici sono descritte nel libro di I.V. Brusilovsky "Calcolo aerodinamico dei ventilatori assiali".

La quantità di circolazione consente di calcolare la forza di portanza del profilo alare, cioè componente della forza agente dal lato del flusso sul profilo nella direzione perpendicolare al vettore w cfr (fig.) usando il noto teorema di N.E. Zhukovsky:

R y \u003d  w cf G

Quando si passa dalla pressione teorica P t a p È inoltre necessario tenere conto delle perdite di carico negli elementi del percorso del flusso: p=P t -  P .

Le perdite nel percorso del flusso sono associate, da un lato, al flusso attorno al sistema di pale (perdite di profilo), dall'altro, all'attrito sulle superfici cilindriche dell'alloggiamento e della boccola della girante, nonché a traboccamenti di fluido attraverso gli spazi tra le estremità delle lame e l'alloggiamento (secondario). Nel calcolo, l'entità delle perdite può essere determinata dai dati sperimentali forniti, ad esempio, nel suddetto libro di I.V.Brusilovsky.

Attualmente i ventilatori assiali per uso industriale generico con pale a balestra sono prodotti secondo due schemi aerodinamici: V.06-300 e V.2.3-130.

La girante del ventilatore B.06-300 è costituita da una camicia cilindrica con tre pale in lamiera saldata. L'angolo della scapola è =22 sul raggio medio.

A differenza di questi, i ventilatori B.2.3-130 hanno, oltre alla girante, una paletta di direzione dell'uscita. La girante ha 12 pale in lamiera con un angolo =36.

Un certo numero di dimensioni standard di queste ventole include numeri da 4 a 10.

15.1. Portata, prevalenza e potenza della pompa

Il funzionamento della pompa è caratterizzato da portata, pressione, consumo energetico, potenza utile, efficienza e velocità.

alimentazione della pompa chiamato la quantità di fluido fornita dalla pompa per unità di tempo, o la portata del fluido attraverso il tubo di pressione, solitamente indicata dalla lettera latina Q.

testa della pompa è la differenza tra le energie del peso del liquido nella sezione trasversale del flusso nel tubo di mandata (dopo la pompa) e nel tubo di aspirazione (prima della pompa), in relazione al peso del liquido, cioè l'energia di un'unità di peso di un liquido, solitamente indicata dalla lettera latina H. La prevalenza della pompa è uguale alla differenza tra la prevalenza totale del liquido dopo la pompa e prima della pompa

dove gli indici "n" e "sun" indicano le linee di pressione e di aspirazione. La prevalenza è espressa in unità della colonna di fluido in movimento.

Potenza assorbita dalla pompa è chiamata l'energia fornita alla pompa dal motore per unità di tempo, indicata N D .

Potenza netta della pompa oppure la potenza sviluppata dalla pompa è l'energia che la pompa comunica all'intero flusso di fluido nell'unità di tempo, indicata con -Np.

In un'unità di tempo, un liquido che pesaG f = ( Qρ )* G . Ogni unità di questo peso guadagna energia nella quantitàH ( M).

Questa energia o potenza utile della pompa è uguale a

N n = QρgH = QP (15.2),

dove perché P = ρgH .

Potenza assorbita dalla pompa N D più potenza utilizzabile N P alle perdite della pompa. Queste perdite di potenza sono stimate dall'efficienza della pompa.

L'efficienza della pompa è il rapporto tra la potenza utile della pompa e la potenza del motore consumata dalla pompa :

η= N P/ N D. (15.3)

Se il rendimento è noto, è possibile determinare la potenza assorbita dalla pompa N d = QρgH / η (15.4)

Il valore di potenza è espresso nel sistema Civwatt, nel sistema tecnico delle unità in kGm/s.

15.2 Flusso di lavoro della pompa a palette

Il momento delle forze di resistenza relative all'asse contrasta la rotazione della girante, quindi le pale sono profilate, tenendo conto della quantità di avanzamento, della frequenza di rotazione e della direzione del movimento del fluido.

Superando il momento, la girante funziona. La parte principale, portata alla ruota dell'energia, viene trasferita al liquido e parte dell'energia viene persa quando si superano le resistenze.

Se il sistema di coordinate fisse è associato all'alloggiamento della pompa e il sistema di coordinate mobili alla girante, allora la traiettoria del moto assoluto delle particelle sarà la somma della rotazione (moto traslatorio) della girante e del moto relativo nel sistema mobile lungo le lame.

La velocità assoluta è uguale alla somma vettoriale della velocità di traslazione U - la velocità di rotazione della particella con la girante e la relativa velocità W movimento lungo la lama rispetto al sistema di coordinate mobili associato alla ruota rotante.

Sulla fig. 15.2, la linea tratteggiata mostra la traiettoria della particella dall'ingresso all'uscita dalla pompa in moto relativo - AB, le traiettorie del movimento portatile coincidono con i cerchi sui raggi della ruota, ad esempio, sul raggi R 1 e R 2. Traiettorie delle particelle in moto assoluto dall'ingresso della pompa all'uscita - AC Il moto del sistema mobile è relativo, nel sistema mobile è portatile.

Paralleli di velocità per entrare e uscire dalla girante:

(15.5)

Somma velocità relativa W e portatile U darà velocità assoluta v .

Paralleli di velocità in fig. 15.2 mostrano che il momento della velocità delle particelle di fluido all'uscita della girante è maggiore che all'ingresso:

v 2 Cosa 2 R 2 > v 1 Cosa 1 R 1

Pertanto, quando si passa attraverso la ruota momento di slancio aumenta. L'aumento del momento della quantità di moto è causato dal momento delle forze con cui la girante agisce sul liquido in essa contenuto.

Per un moto costante di un liquido, la differenza dei momenti della quantità di moto del liquido che esce dal canale ed entra in esso per unità di tempo è uguale al momento delle forze esterne con cui la girante agisce sul liquido.

Il momento delle forze con cui la girante agisce sul liquido è pari a:

M = Q ρ( v 2 Cosa 2 R 2 - v 1 Cosa 1 R 1 ), dove Q è il flusso di fluido attraverso la girante.

Moltiplica entrambi i lati di questa equazione per la velocità angolare della girante ω.

M ω= Q ρ( v 2 Cosa 2 R 2 ω - v 1 Cosa 1 R 1 ω),

Lavoro M ω si chiama potenza idraulica, ovvero il lavoro che la girante produce nell'unità di tempo, agendo sul liquido in essa contenuto.

È noto dall'equazione di Bernoulli che l'energia specifica , trasferito all'unità di peso del liquido si chiama battente. Nell'equazione di Bernoulli, la fonte di energia per il movimento fluido era la differenza di testa.

Quando si utilizza una pompa, l'energia o la pressione viene trasferita al liquido dalla girante della pompa.

Pressione teorica della girante - H T chiamata energia specifica , trasmesso al peso unitario del liquido dalla girante della pompa.

N =M ω = H T * Q ρ G

Dato che tu 1 = R 1 ω - velocità portatile (circonferenziale) della girante all'ingresso e tu 2 = R 2 ω - la velocità della girante in uscita e che le proiezioni dei vettori delle velocità assolute sulla direzione della velocità di traslazione (perpendicolari ai raggi R1 e R2) siano uguali v tu 2 = v 2 Cosa 2 E v tu 1 = v 1 Cosa 1 , Dove v tu 2 E v tu 1 , otteniamo il carico teorico nella forma

H T * Q ρ G = Q ρ( v 2 Cosa 2 R 2 ω - v 1 Cosa 1 R 1 ω), Dove

(15.6)

Testa della pompa effettiva
inferiore al salto teorico, poiché in esso sono presi i valori reali di velocità e pressioni.

Le pompe a palette sono monostadio e multistadio. Nelle pompe monostadio, il liquido passa attraverso la girante una volta (vedi Fig. 15.1). La prevalenza di tali pompe a una data velocità è limitata. Per aumentare la pressione vengono utilizzate pompe multistadio, che hanno più giranti collegate in serie, montate su un albero. La prevalenza della pompa aumenta in proporzione al numero di ruote.