Există o relație între masa și volumul de alimentare:

Măsura Pompa poate fi alimentată folosind diverse dispozitive:

Compresorul centrifugal este utilizat pe scară largă în motoarele de transport și avioane (GTE), în unități cu turbine cu gaz cu ciclu închis (CGTU), precum și în instalații staționare și pe motoarele cu turbină cu gaz pentru elicopter ca ultima treaptă a unui compresor centrifugal.

Când roata se rotește, aerul este forțat prin canalele formate de lame spre periferie. Se formează un vid în fața roții și aerul exterior curge continuu prin dispozitivul de admisie către roată. În rotor, fluxului este furnizată energie mecanică, sub influența căreia fluidul de lucru este comprimat în rotor (>), iar energia cinetică a fluxului în mișcare absolută crește (>). Din rotor gazul intră în difuzor, în care aria secțiunii transversale crește odată cu creșterea razei. Conform ecuației de continuitate, viteza curgerii scade treptat. În conformitate cu ecuația lui Bernoulli, energia cinetică din difuzor este convertită în energie de presiune.

Orez. 1. Schema de proiectare a tipurilor de rotoare:

a) - deschis; b) - întredeschis; c) - închis

Figura 1 prezintă diagrame ale modelelor aplicate ale rotoarelor compresoarelor centrifuge. Rotorul de tip deschis are palete separate montate pe o bucșă. Când se utilizează o supapă de tip deschis, apar pierderi de capăt crescute asociate cu fluxul de aer. Prin urmare, în ciuda simplității comparative a designului, acest tip de roată are o utilizare limitată. Rotoarele de tip închis oferă cea mai mare valoare a eficienței. Prezența unui disc de acoperire reduce pierderile la capăt. Cu toate acestea, acest tip de roată este structural mult mai complex decât altele și are o viteză de rotație periferică mai mică permisă de condițiile de rezistență. Până de curând, cel mai des era folosită tracțiunea de tip semi-deschis, combinând avantajele roților deschise (ușurință de fabricație) și închise (pierderi finale reduse).

Când se studiază procesul de lucru într-un compresor centrifugal, se utilizează conceptul de grad de reactivitate:

Triunghiurile de viteză pentru roți cu diferite grade de reactivitate sunt prezentate în Fig. 2.

Orez. 2. Triunghiuri de viteză ale compresoarelor centrifuge RK cu diferite grade de reactivitate:

a – lamele curbate împotriva rotației; b – lamele radiale; scapulele curbate în rotație

Pentru lamele localizate radial obţinem: şi . Triunghiul vitezei la ieșirea din RC în acest caz este prezentat în Fig. 2, b. De fapt,< 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 >, are loc o creștere semnificativă a debitului absolut și, în consecință, o scădere a gradului de reactivitate. Datorita scaderii gradului de reactivitate la rotile cu > acestea se numesc active. La cel mai mare coeficient de presiune teoretic și, prin urmare, la o presiune mai mare la o viteză periferică dată, RK c > au cea mai blândă curgere a caracteristicilor treptei, iar eficiența de funcționare a difuzorului cu lame este greu de asigurat din cauza nivelului ridicat. valoarea vitezei fluxului de aer incident pe paletele difuzorului.

Figura 3 arată dependența muncii teoretice generale de productivitate la diferite unghiuri ale lamei de ieșire:

Orez. 3. Dependența lucrării teoretice de ansamblu de productivitate la diferite unghiuri ale lamei de ieșire

2. SCHEMA SI DESCRIEREA STANDULUI

Testele sunt efectuate pe standul „Etapa compresorului centrifugal”, a cărui diagramă de proiectare este prezentată în Fig. 4.

Orez. 4. Schema standului „Etapa compresor centrifugal”:

1-dispozitiv de intrare; 2–rotor; 3–motor electric; 4–senzor tahometru; 5–accelerare; 6-paletă de ghidare radială inversă; Capacitate de 7 ieșiri

Rotorul 2 este antrenat de motorul electric 3. Aerul intră în compresor prin dispozitivul de admisie 1, a cărui parte de măsurare este realizată conform lemniscatei în conformitate cu GOST 27-64. Acest lucru creează un câmp uniform de viteză în fața compresorului. La ieșirea compresorului există un aparat cu lame radiale inversate 6, din care aerul curge în jurul motorului electric în rezervorul de ieșire 7, trecând apoi prin supapa de accelerație 5.

Schimbând viteza motorului electric și poziția supapei de accelerație, puteți seta modul de funcționare al compresorului în intervalul necesar de modificări ale parametrilor.

Orez. 5. Rotor compresor

Rotorul unui compresor radial centrifugal de tip semi-deschis are următorii parametri (Fig. 5):

Diametrul de intrare;

Diametrul de evacuare;

Înălțimea lamei la intrarea în roată;

Inaltimea lamei la iesirea din roata;

Unghiul de intrare a fluxului;

Unghiul de curgere care iese din rotor;

Număr de lame;

Grosimea lamei;

Raza de îndoire a lamei;

Raza cercului pe care se află centrele arcurilor de îndoire a lamei.

În timpul experimentului se măsoară următoarele:

căderea de presiune pe dispozitivul de măsurare la intrare

temperatura ambientala

presiunea totală de admisie a compresorului

temperatura aerului la ieșirea rotorului

temperatura aerului la ieşirea compresorului

presiune de curgere stagnantă la ieșirea compresorului

presiune statică la ieșirea compresorului

viteza rotorului

puterea curentului

Voltaj

3. LUCRĂRI DE LABORATOR Nr 1

CARACTERISTICI EXPERIMENTALE ALE UNEI ETAPĂ DE COMPRESOR CENTRIFUG

3.1.SCOPUL LUCRĂRII

Obţineţi experimental caracteristicile unei trepte de compresor centrifugal sub formă de dependenţe: , , , , .

3.2.INFORMAȚII GENERALE

Atunci când un compresor funcționează în orice sistem, din cauza modificărilor modurilor de funcționare ale sistemului, parametrii de la intrarea în compresor se modifică și proprietățile fluidului de lucru (aerul) se modifică. De exemplu, atunci când un compresor funcționează ca parte a unui motor de aeronavă, din cauza modificărilor de altitudine și viteză de zbor, parametrii de intrare se modifică: presiunea, temperatura, debitul fluidului de lucru, viteza de rotație, vâscozitatea aerului, conductivitatea termică și capacitatea acestuia de căldură. si, in consecinta, raportul capacitatilor termice. Pentru eficiență și gradul de creștere a presiunii totale, în cazul general, se pot scrie următoarele dependențe funcționale:

Dependențele date, care sunt numite caracteristici ale compresorului, sunt incomode pentru utilizare practică. Acest lucru se datorează faptului că și depind de multe variabile, ceea ce face ca reprezentarea lor grafică să fie aproape imposibilă.

În acest sens, construcția caracteristicilor se bazează pe prevederile teoriei similitudinii, care permite, prin introducerea unor parametri adimensionali sau criterii de similaritate, reducerea numărului de variabile care determină caracteristicile mașinilor cu lame.

Fenomenele sunt similare dacă se observă similitudine geometrică, cinematică și dinamică.

Dacă se studiază aceeași mașină, atunci modificările de dimensiuni datorate dilatației termice și deformațiilor elastice nu sunt luate în considerare și se presupune că se menține asemănarea geometrică.

Pentru a realiza similitudinea cinematică, este necesar ca asemănarea triunghiurilor de viteză să fie menținută, adică raportul dintre viteza circumferențială și viteza absolută în puncte similare ar fi același

Din teoria asemănării se știe că asemănarea gaz-dinamică în sisteme similare din punct de vedere geometric va fi satisfăcută dacă criteriile de asemănare sunt egale. Aplicând prevederile teoriei dimensionale sau luând în considerare ecuații care descriu fenomene în modurile originale și similare, se poate stabili că asemănarea gaz-dinamică este determinată de egalitatea următoarelor criterii:

exponent adiabatic;

Caracterizarea influenței compresibilității curgerii;

Caracterizarea relației dintre forțele inerțiale și forțele vâscoase în flux asupra naturii curgerii și a pierderilor prin frecare;

Caracterizarea influenței câmpului de forțe gravitaționale asupra curgerii;

Caracterizarea proprietăților fizice ale fluidului de lucru și independent de parametrii de curgere.

Dacă ținem cont de faptul că pentru gaz influența câmpului gravitațional este mică, pentru aer, iar în majoritatea cazurilor, mașinile cu lame funcționează într-o astfel de regiune (auto-similară) a modificărilor numărului, încât coeficienții de pierdere să nu se modifice odată cu modificările , atunci dependența funcțională (1) poate fi reprezentată sub următoarea formă:

Dacă în loc de numere folosim vitezele reduse asociate în mod unic cu acestea, iar în locul valorii funcției, obținem caracteristica compresorului prezentată sub formă de dependențe:

unde este viteza periferică redusă.

Caracteristicile (3) sunt valabile pentru întreaga familie de compresoare similare geometric și sunt convenabile de utilizat, de exemplu, pentru a determina dimensiunile și parametrii unui compresor nou pentru care sunt cunoscute caracteristicile modelului său similar geometric.

Pentru compresoarele de anumite dimensiuni, este mai convenabil să se utilizeze caracteristicile compresorului în care, în loc de și, sunt utilizați parametri complecși asociați în mod unic cu acestea - numiți, respectiv, debit redus și viteză de rotație redusă. Utilizarea acestor parametri pare mai convenabilă, deoarece ei sunt direct legați de parametri atât de importanți ai compresorului, cum ar fi debitul de aer, viteza de rotație și parametrii de aer la admisia compresorului și .

Și valoarea temperaturii și presiunii în condiții standard la admisia compresorului,

Se numește debit redus și din moment ce corespunde unei anumite valori, atunci poate fi considerat ca un parametru de similaritate.

Din condiție putem scrie pentru două moduri similare:

Numit numărul redus de revoluții.

Caracteristicile compresorului reprezentate ca dependențe:

sunt numite caracteristici universale și permit, în aceleași condiții de admisie, compararea parametrilor diferitelor compresoare.

Orez. 6. Caracteristicile tipice ale compresorului

Caracteristicile compresorului sub formă de dependențe determinate de relația (4) sunt prezentate în Fig. 6. O caracteristică importantă a caracteristicilor compresorului este prezența unei limite de funcționare stabile, numită limita pompei. La stânga acestei limite, din cauza unei scăderi accentuate a parametrilor și a creșterii sarcinilor dinamice, funcționarea compresorului este inacceptabilă. În dreapta este zona modurilor stabile care sunt utilizate atunci când funcționează un compresor ca parte a unui motor cu turbină cu gaz. O astfel de caracteristică este de obicei marcată sub formă de linii topografice.

În condiții de funcționare date, treapta centrifugă are o productivitate de , iar munca teoretică generală este determinată de ecuația (fabrica de celuloză și hârtie cu< ):

Dependența muncii de productivitate (fluxul de aer) este simplă. Panta liniei drepte este determinată de unghiul de ieșire al palelor rotorului. În Fig. 7. linia dreaptă reprezintă caracteristica teoretică a treptei centrifuge cu unghiurile de ieșire ale palelor rotorului< . 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.

Orez. 7. Caracteristicile etapei centrifuge:

1-pierderi de capăt; 2–pierderi secundare; Pierderi cu 3 profiluri

3.3 PROCEDURA EXPERIMENTALA

3.3.1. Familiarizați-vă cu configurația experimentală și cu echipamentul de măsurare necesar.

3.3.2. Pregătiți formulare pentru tabelele parametrilor măsurați.

3.3.3. Activați instalarea.

3.3.4. Setați turația specificată a rotorului compresorului folosind butonul de control al vitezei. Menține regimul.

3.3.5. Închizând accelerația, măsurați parametrii treptei compresorului în puncte intermediare (6 - 7 puncte), menținând în același timp viteza de rotație dată și menținând setarea în fiecare mod înainte de măsurarea parametrilor.

3.3.6. Introduceți rezultatele măsurătorii în tabel (vezi tabelul 1).

3.3.7. Opriți instalarea.

tabelul 1

Rezultatele măsurătorilor

3.4.PROCESAREA DATELOR EXPERIMENTALE

3.4.1. Conversia valorilor obținute de , și la Pa se realizează ținând cont de următoarele relații:

3.4.2. Determinarea debitului de aer:

Din ecuația lui Bernoulli:

unde este pierderea de presiune în dispozitivul de admisie.

Ca o primă aproximare, presupunem că , și - din cauza vitezelor mici în dispozitivul de intrare.

Valoarea absolută a vitezei la intrarea în roată:

Temperatura statică pe tur la intrarea roții:

unde este capacitatea termică,

Densitatea fluxului la intrarea roții:

Cunoscând densitatea fluxului, precizăm valoarea vitezei:

Debitul de aer este determinat din ecuația de continuitate:

unde este aria secțiunii transversale de admisie a compresorului.

Unde este diametrul secțiunii de admisie.

3.4.3. Pierderea de presiune în dispozitivul de admisie:

unde (proiectarea dispozitivului de intrare) este coeficientul de rezistență la frecare.

3.4.4. Presiunea de curgere întârziată la intrarea roții:

3.4.5. Presiune statică la intrarea roții:

3.4.6. Lucrările specifice cu schimburi de căldură nesemnificative cu mediul înconjurător pot fi determinate de diferența de temperaturi totale la intrarea și la ieșirea compresorului:

3.4.7. Munca depusă la rotirea roții pentru fiecare kilogram de masă de aer:

unde este lucrul de frecare dintre disc și gaz, .

3.4.8. Puterea compresorului:

3.4.9. Puterea motorului:

Puterea unui motor electric poate fi definită și ca:

unde este puterea cheltuită pentru încălzirea aerului de răcire a motorului electric.

3.4.10. Viteza periferică la ieșirea roții:

3.4.11. Componenta vitezei circumferențiale la ieșirea de pe roata unui compresor centrifugal:

3.4.12. Zona de evacuare a roții:

Număr de lame;

3.4.13. Densitatea debitului stagnat la ieșirea rotorului:

3.4.14. Componenta radială a vitezei curgerii la ieșirea roții:

Ca o primă aproximare, presupunem că Din ecuația de continuitate:

3.4.15. Valoarea absolută a vitezei la ieșirea din roată:

3.4.16. Temperatura statică a aerului la ieșirea roții:

3.4.17. Presiune statică la ieșirea roții:

3.4.18. Densitatea fluxului la ieșirea roții:

3.4.19. Clarificăm valoarea vitezei la ieșirea din roată:

3.4.20. Pierderi de presiune la ieșirea din instalație:

3.4.21. Presiunea de curgere întârziată la ieșirea roții compresorului centrifugal:

3.4.22. Raport presiune compresor:

3.4.23. Funcționarea compresorului adiabatic:

3.4.24. Eficiența compresorului adiabatic:

3.4.25. Debitele și vitezele de rotație reduse la condițiile atmosferice standard

3.4.26. Introduceți rezultatele calculului în tabel (vezi Tabelul 2).

masa 2

Rezultatele calculului

3.4.27. Construiți caracteristici sub formă de dependențe: , , , , .

3.4.28. A trage concluzii.

3.5 CERINȚE PENTRU RAPORT

4. LUCRĂRI DE LABORATOR Nr 2

CINEMATICA DEBITULUI LA INTRAREA LA ROATA UNUI COMPRESOR CENTRIFUG

4.1.SCOPUL LUCRĂRII

Studiul cinematicii debitului la intrarea pe roata a unui compresor centrifugal în modurile de funcționare proiectate și neproiectate.

4.2.INFORMAȚII GENERALE

Viteza absolută la intrarea în rotor este egală cu . Viteza periferică la această rază este . Gazul are o viteză relativă în raport cu roata. Direcția și mărimea sunt definite ca suma vectorială a vitezei relative și a vitezei circumferențiale.

Dacă rotorul unui compresor centrifugal este de tip radial, atunci triunghiul vitezei de la intrare este construit într-un plan perpendicular pe axa de rotație.

Pentru a obține o intrare fără șocuri în roată, unghiul de înclinare al lamelor roții trebuie să fie egal cu unghiul de intrare a fluxului pe palete. Pentru a reduce pierderile de energie asociate cu condițiile de intrare a fluxului în șirul paletelor de lucru și de ghidare, acestea încearcă să asigure fluxul în jurul profilelor matricei cu un unghi optim de atac, de obicei apropiat de starea așa-numitei intrări fără șoc, adică . Acest lucru poate fi realizat în două moduri: primul este direcționarea marginilor de intrare ale palelor roții în direcția de rotație a roții în absența unei palete de ghidare de admisie. La roțile axiale de tip semideschis, acest lucru se realizează prin îndoirea adecvată a marginilor de ieșire ale lamelor și realizarea acestor margini curbate adesea separat de restul discului cu lame sub forma unei așa-numite șipci. A doua metodă este o combinație a unei șipci (dar cu o îndoire mai mică a lamelor) cu instalarea unui FNA (paletă de ghidare fixă), care răsucește fluxul în direcția de rotație a roții. Condițiile în care , pot fi realizate și în alte moduri, de exemplu, prin instalarea doar a unei pompe de joasă presiune cu turbion pozitiv al debitului, în absența unei lamele; o combinație între o șipcă și o pompă de joasă presiune cu un turbion negativ al debitului. Aceste metode sunt caracterizate prin viteze relativ mari sau și numerele corespunzătoare și .

Modul de proiectare este singurul mod de funcționare al compresorului pentru care se efectuează un calcul gaz-dinamic și se determină principalele dimensiuni geometrice ale etapei, unghiurile palelor, densitatea grilei etc. Modul de proiectare se caracterizează prin faptul că numai în acest mod aparatul cu lame corespunde cel mai bine cinematicii fluxului, adică asigură un flux continuu în jurul palelor rotorului și paletelor de ghidare ale treptelor compresorului. Cu toate acestea, în timpul funcționării, de cele mai multe ori compresorul funcționează în condiții diferite de modul de proiectare sau, așa cum se spune de obicei, în moduri neproiectate (Fig. 8.)

Orez. 8. Triunghiuri de viteză la intrarea în treapta compresorului centrifugal în modurile de funcționare proiectate și în afara proiectării

Cu o scădere a debitului de gaz la o viteză constantă a rotorului, se remarcă și instabilitatea funcționării compresorului, asociată cu o schimbare a naturii debitului în jurul grilelor rotorului și canalelor difuzoare fixe. Când curge în jurul unei lame la un anumit unghi de atac >0, are loc o separare vizibilă a stratului limită. Acest lucru nu se întâmplă în întreaga rețea în același timp, ci într-unul dintre canalele sale. Perturbarea rezultată duce la blocarea acestui canal și la răspândirea fluxului pe ambele părți. Pe o parte a canalului unghiurile de atac cresc, pe cealaltă scad. O creștere a unghiurilor de atac duce la întreruperea fluxului în partea de evacuare a palelor roții. În acest caz, se formează zone de separare rotative. Viteza unghiulară de rotație a acestora este de 2-3 ori mai mică decât viteza unghiulară a roții. Acest flux se numește blocaj rotativ. O scădere suplimentară a fluxului de gaz prin treapta compresorului este asociată cu fenomene de blocare crescute și inițierea vibrațiilor.

Pe măsură ce debitul crește dincolo de unghiul de proiectare, unghiul de atac scade și devine negativ datorită creșterii componentei radiale a vitezei. Acest lucru duce la întreruperi ale curgerii de pe suprafața concavă a profilului, o creștere bruscă a pierderilor și „blocarea” compresorului. Trebuie remarcat faptul că la compresoarele centrifuge cu difuzoare cu pale, „blocarea” este determinată, de regulă, de regimul de curgere din jurul palelor difuzorului, reducând semnificativ intervalul de funcționare stabilă a compresorului în ceea ce privește debitul.

4.3.PROCESAREA DATELOR EXPERIMENTALE

4.3.1. Prelucrarea datelor experimentale se realizează pe baza datelor experimentale obținute în munca de laborator nr. 1.

4.3.2. Valoarea absolută a vitezei de curgere la intrarea în roata unui compresor centrifugal este luată din lucrarea de laborator nr. 1.

Din moment ce (intrare axială în roată).

4.3.3. Viteza periferică la intrarea roții:

unde este diametrul admisiei fluxului în roată,

Diametrul fluxului de ieșire din roată,

4.3.4. Unghiul de intrare al curgerii în roată:

4.3.5. Unghiul de atac:

unde este unghiul geometric de intrare a fluxului în roată.

4.3.6. Valoarea relativă a vitezei curgerii la intrarea roții:

4.3.7. Valoarea absolută a vitezei de curgere la intrarea roții la modul optim de funcționare (de proiectare) a compresorului:

4.3.8. Valoarea relativă a vitezei de curgere la intrarea roții la modul optim de funcționare (de proiectare) a compresorului:

4.3.9. Introduceți rezultatele calculului în tabel (vezi Tabelul 3).

Tabelul 3

Rezultatele calculului

4.3.10. Pe hârtie milimetrică, desenați triunghiuri de viteze la intrarea în roata unui compresor centrifugal, construiți o relație.

4.3.11. A trage concluzii.

4.4.CERINȚE DE RAPORT

Experimentul se desfășoară în subgrupe de 6 persoane. Fiecare elev din subgrup are un calcul detaliat al unui debit. Raportul trebuie să conțină următoarele părți:

5. LUCRĂRI DE LABORATOR Nr 3

CINEMATICA DEBITULUI LA IEȘIRE DE PE ROATA UNUI COMPRESOR CENTRIFUG

5.1.SCOPUL LUCRĂRII

Studiul cinematicii curgerii la ieșirea unei roți de compresor centrifugal.

5.2.INFORMAȚII GENERALE

Studiul cinematicii fluxului de ieșire se reduce la construirea unui triunghi de viteză pentru diferite moduri de funcționare. Triunghiul vitezei, cu geometria roții și frecvența de rotație cunoscute, poate fi construit dacă sunt cunoscute componenta radială și componenta circumferențială a vitezei absolute la ieșirea roții.

Dacă presupunem că partea de curgere a rotorului constă dintr-un număr infinit de canale formate dintr-un număr infinit de pale de grosime zero, atunci direcția de curgere va corespunde complet profilului paletelor. Gazul va ieși din rotor cu o viteză relativă la un unghi egal cu unghiul de înclinare al paletei pe măsură ce iese din rotor.

Munca petrecută la rotirea roții pentru fiecare kilogram de masă de aer, conform ecuației lui Euler (fără a lua în considerare frecarea suprafețelor laterale ale discului roții), este determinată de formula:

iar pentru intrarea axială în roată:

Aici valoarea depinde de numărul și lungimea lamelor. Cu un număr finit de lame scade. Când se ia în considerare mișcarea gazului într-un rotor cu un număr infinit de pale, se presupune că toate liniile de curgere au aceeași formă, iar paletele sunt segmente de linii de curent. Rezultă că viteza la orice rază a rotorului este constantă pe toată circumferința. Cu toate acestea, pentru a transfera energie de la paletele rotorului în flux, este necesară o diferență de presiune între ambele părți ale paletei, care este posibilă numai dacă există o diferență de viteză pe aceste părți. Astfel, spre deosebire de teoria jetului, viteza de mișcare nu este constantă în jurul circumferinței și se modifică periodic, deoarece în fiecare canal limitat de două lame adiacente, modelul de curgere ar trebui să fie același. În canalul unei roți rotative cu un număr finit de lame, datorită accelerației Coriolis, vitezele relative pe un arc de o rază dată variază liniar în funcție de unghiul polar. Ca urmare, în partea din față a lamelor viteza este mai mică și presiunea este mai mare, iar în partea din spate - invers (Fig. 9).

Orez. 9. Modificarea vitezei și presiunii în canalul unui compresor centrifugal

Cu cât numărul de lame este mai mic, cu atât este mai mare diferența de viteză la pereții din față și din spate ai lamelor. Apariția unei componente circumferențiale suplimentare poate fi explicată prin luarea în considerare a procesului de egalizare a vitezei la ieșirea din roată, unde curgerea curge liber, fără influența forțelor externe. Când vitezele sunt egalizate, jeturile cu viteze mai mari își reduc viteza la o anumită valoare medie, iar jeturile cu viteze mai mici o cresc până la această valoare medie. Ca urmare a acestui fapt, la periferie are loc o oarecare mișcare a maselor de aer în direcția opusă rotației roții, în urma căreia apare o anumită componentă circumferențială. Datorită prezenței, capul teoretic, sau lucrul, transmis de 1 kg de aer care trece prin roată este redus și, prin urmare, redus. Reducerea componentei circumferențiale este de obicei luată în considerare folosind coeficient. Coeficientul (numit de obicei coeficientul de reducere a energiei transmise) bazat pe studii teoretice și experimentale pentru lamele radiale poate fi determinat folosind formula Kazanjan:

unde este diametrul mediu al secțiunii de admisie a roții.

Conform formulei Stodolla, coeficientul este egal cu

Valoarea medie a coeficientului fluctuează în interiorul

Triunghiul vitezei la ieșirea din roata unui compresor centrifugal este prezentat în Fig. 10.

Orez. 10. Triunghiul vitezei la ieșirea unei trepte de compresor centrifugal

5.3.PROCESAREA DATELOR EXPERIMENTALE

5.3.1. Prelucrarea datelor experimentale se realizează pe baza datelor experimentale obținute în munca de laborator nr. 1.

5.3.2. Componenta vitezei circumferențiale la ieșirea roții:

unde este munca cheltuită la rotirea roții pentru fiecare kilogram de masă de aer;

Viteza periferică la ieșirea roții.

5.3.3. Zona de evacuare a roții:

unde este grosimea lamei la ieșirea din roată;

Număr de lame;

Înălțimea lamei la ieșirea din roată.

5.3.4. Densitatea debitului stagnat la ieșirea rotorului:

5.3.5. Componenta radială a vitezei curgerii la ieșirea roții:

Ca o primă aproximare, presupunem că . Din ecuația de continuitate:

5.3.6. Valoarea absolută a vitezei curgerii la ieșirea roții:

5.3.7. Temperatura statică a aerului la ieșirea roții:

5.3.8. Presiune statică la ieșirea roții:

5.3.9. Densitatea fluxului la ieșirea roții:

5.3.10. Clarificăm valoarea vitezei la ieșirea din roată:

5.3.11. Valoarea relativă a vitezei la ieșirea din roată:

5.3.12. Unghiul de curgere care iese din roată:

5.3.13. Unghiul de curgere care iese din roată în mișcare absolută:

5.3.14. Unghiul de debit:

unde este unghiul geometric al curgerii de ieșire din roata compresorului centrifugal.

5.3.15. Factorul de reducere a energiei transmise:

unde este componenta vitezei circumferenţiale la ieşirea roţii cu un număr infinit de pale.

Conform formulei Stodolla, coeficientul este determinat ca:

5.3.16. Valoarea absolută a vitezei la ieșirea roții cu un număr infinit de lame:

5.3.17. Valoarea relativă a vitezei la ieșirea roții cu un număr infinit de lame:

5.3.18. Unghiul geometric al curgerii care iese din roată în mișcare absolută:

5.3.19. Introduceți rezultatele calculului în tabel (vezi Tabelul 4).

Tabelul 4

Rezultatele calculului

5.3.20. Pe hârtie milimetrică, desenați triunghiuri de viteze la ieșirea roții compresorului centrifugal, construiți o relație.

5.3.21. A trage concluzii.

5.4 CERINȚE PENTRU RAPORT

Experimentul se desfășoară în subgrupe de 6 persoane. Fiecare elev din subgrup are un calcul detaliat al unui debit. Raportul trebuie să conțină următoarele părți:

Bibliografie

1. Kholshchevnikov K.V., Emin O.N., Mitrokhin V.T., Teoria și calculul mașinilor cu pale de avioane: un manual pentru studenții universitari, specializați în „Motoare de aeronave”. Ed. a II-a, revizuită. şi suplimentare - M.: Mashinostroenie, 1986. 432 p., ill.

2. Den G. N. Proiectarea părții debit a compresoarelor centrifuge: Calcule termogasdinamice. – L: Inginerie mecanică. Leningr. departament, 1980. – 232 p., ill.

3. Cherkassky V. M. Pompe. Fani. Compresoare. Manual pentru specialitățile de inginerie termică la universități. M., „Energie”, 1977

4. Seleznev K.P. Podobuev Yu.S. Teoria și calculul turbocompresoarelor-L: Inginerie mecanică, 1968.-408 p., ill.

Funcționarea supraalimentatorului în rețea.

Caracteristicile supraalimentatorului determină întregul set de moduri de funcționare posibile ale supraalimentatorului. Dar, dacă supraalimentatorul este conectat la rețea, atunci modul său de funcționare specific (valorile parametrilor p-Q ) este determinată și de caracteristicile rețelei. Acesta din urmă reprezintă dependența pierderilor de presiune din rețea de debit. Modul de funcționare al sistemului de supraalimentare-rețea este determinat de egalitatea presiunii (presiunii) creată de compresor cu rezistența rețelei.

Pierderile de presiune în rețea sunt egale cu pierderile totale prin frecare (pierderi pe lungime l ) și rezistența locală (cu coeficienți ) în toate elementele sale:

Dar, deoarece c=Q/F (vezi ecuația 2.1*) p = kQ 2 , (6.1)

unde k unele constante pentru o anumită rețea.

Să considerăm cea mai simplă rețea de ventilație, constând dintr-o secțiune dintr-un canal de aer cu secțiune transversală constantă la intrarea ventilatorului și o secțiune la ieșire (Fig. 6.1). Presiune totală P p (exces ) la intrarea în sistem din atmosferă este egal cu 0 și mai departe de-a lungul mișcării aerului scade cu valoarea pierderilor. Această cădere de presiune este proporțională cu lungimea conductei p  l , adică Diagrama presiunilor totale este o linie dreaptă înclinată. Presiune dinamică P d constanta (c=const ). Prin urmare, diagrama presiunilor statice P c =P p -P d paralel cu diagrama presiunii totale.

Fig. 6.1 Diagrame de presiune în cea mai simplă rețea de ventilație

În ventilator, presiunea totală crește cu p (presiunea ventilatorului), devine pozitivă și apoi, din cauza prezenței pierderilor, scade proporțional cu lungimea. ÎN secțiune transversală de ieșire în atmosferă, presiunea totală este egală cu presiunea dinamică, iar presiunea statică este egală cu 0.

Din examinarea diagramelor rezultă că presiunea ventilatorului este egală cu pierderea de presiune în conductele de aer plus presiunea dinamică la ieșire. Cu toate acestea, aceasta din urmă poate fi clasificată și ca o pierdere, deoarece energia cinetică corespunzătoare este disipată iremediabil în atmosferă.

Dacă ventilatorul funcționează pe aspirație și eliberează aer direct în atmosferă, atunci doar o parte din presiune este utilizată pentru a depăși pierderile hidraulice, cu excepția presiunii dinamice la ieșire. p d.v. : p c =p-p d.v. .

Acesta este așa-numitul presiune staticaventilator și acest lucru ar trebui luat în considerare atunci când îl selectați pentru o anumită rețea.

Din formula 6.1 rezultă că pentru ventilatoare caracteristica rețelei este o parabolă pătratică. Dacă suprapunem caracteristica ventilatorului, atunci punctul de intersecție a graficelor caracteristicii rețelei și caracteristica de presiune a ventilatorului (se numește de obicei punct de operare ) determină parametrii modului de funcționare a ventilatorului pentru o anumită rețea (Fig. 6.2).

Caracteristicile rețelei sunt determinate diferit pentru cei care lucrează la ea. pompa . Dacă aplicăm ecuația Bernoulli (2.4) instalației, a cărei diagramă este prezentată în Fig. 6.3 și presupunem că, așa cum se întâmplă cel mai adesea în practică, P I =P II =P a , atunci presiunea pe care trebuie să o creeze pompa va fi H=H g +  H , adică presiunea pompei este folosită nu numai pentru a depăși pierderile hidraulice ( H ), dar și pe ridicarea lichidului la înălțime H g . Deoarece pierderile hidraulice, ca și înainte, sunt proporționaleÎ 2 , caracteristica rețelei pentru unitatea de pompare va arăta astfel:

H=Hg + kQ2, (Hg =z2-z1).

Fig.6.2 Găsirea punctului de operare pentru Fig. 6.3 Schema de instalare a pompei

ventilator

Acum această parabolă trebuie combinată cu caracteristica pompei pentru a determina punctul de funcționare (Fig. 6.4).

Orez. 6.4 Găsirea punctului de operare Fig. 6.5 Către cercetarea stabilității

pentru pompa sistemului de supraalimentare-rețea

De reţinut că în instalaţiile cu aspiratoare de fum Există, de asemenea, presiune gravitațională asociată cu diferența dintre densitățile gazului din coș și aerul exterior. p e așa-numitul tiraj gravitațional, care „ajută” ventilatorul, iar la determinarea caracteristicilor rețelei se scade din pierderile pe calea gazului p = kQ 2 - p e .

Combinarea caracteristicilor rețelei și a supraalimentatorului ne permite, de asemenea, să luăm în considerare problema foarte importantă a stabilității funcționării sistemului de supraalimentare-rețea.

ÎN sisteme de rețea suflantePot apărea modificări periodice sau aleatorii ale modurilor de funcționare (obstacole la ieșirea din rețea, fluctuații ale turației motorului etc.).

Dacă modul constant corespunde punctului A (Fig. 6.5), atunci în cazul unei creșteri a furajuluipresiunea compresorului scade, A rezistența rețelei crește. Acest lucru va face ca fluxul să încetinească și modul să revină la punctul A. Aici, panta caracteristicii rețelei este mai mare decât panta caracteristicii supraalimentatorului. Un astfel de sistem este stabil.

La punctul B această condiție nu este îndeplinităiar regimul este instabil. Cu această combinație de forme de caracteristici ale supraalimentatorului și rețelei, eliminarea excitațiilor nu duce la stabilitatea regimului, iar sistemul rămânevibratii spontaneparametrii. Astfel de auto-oscilații se numesc crescând

Apariția acestui fenomen în instalațiile moderne de mare viteză prezintă un mare pericol din punct de vedere al distrugerii prin oboseală a mașinilor și conductelor și, prin urmare, funcționarea în condiții de supratensiune este inacceptabilă.

Supraalimentatoarele lucrează împreună

Necesitatea de a instala mai multe supraalimentatoare care lucrează împreună poate apărea în următoarele cazuri:

1) Productivitatea sau presiunea instalațiilor în timpul funcționării necesită schimbări bruște semnificative.

2) Un supraalimentator nu oferă modul de funcționare necesar, iar înlocuirea cu unul mai mare este imposibilă.

3) Este necesară creșterea fiabilității în funcționare a instalației prin crearea unei anumite rezerve (nu sută la sută).

Funcționarea secvenţială a supraalimentatoarelor. Când supraalimentatoarele sunt pornite în serie, fluxul deplasat trece mai întâi prin primul compresor (în direcția fluxului), apoi intră în admisia celui de-al doilea etc. De obicei, încearcă să includă nu mai mult de două suflante în funcționare secvențială, iar cea mai optimă opțiune este să includă ventilatoare identice în funcțiune.

Fie curba 1 caracteristica primului compresor, iar curba 2 a celui de-al doilea compresor (Fig. 7.1). Pentru a construi o caracteristică rezumată a unei instalații constând din două supraalimentatoare care funcționează secvențial, este necesar să se țină cont de faptul că în fiecare moment specific de timp alimentarea supraalimentatoarelor este aceeași Q 1 = Q 2 , iar presiunea totală este egală cu suma presiunilor ambelor suflante la debitul specificat P 1,2 = P 1 + P 2.

Eficiența unei conexiuni în serie de suflante depinde în mod semnificativ de forma caracteristicii rețelei. Din fig. 7.1 se poate observa că cu o caracteristică de rețea plată (curba I), câștigul în ofertă este foarte mic sau absent cu totul. În același timp, cu o caracteristică abruptă (curba II) acest câștig este semnificativ.

Orez. 7.1 Caracteristicile supraalimentatoarelor, Fig. 7.2 Caracteristicile supraalimentatoarelor,

lucrul în serie lucrând în paralel

La funcționarea paralelă a suflantelor(Fig. 7.2) fiecare dintre supraalimentare are propriul debit. În acest caz, sistemul trebuie să aibă cel puțin o secțiune prin care trece fluxul general.

Caracteristicile generale ale instalației se bazează pe faptul că presiunea în fiecare dintre ramuri este aceeași P 1 = P 2 = P 1.2 . Debitul total al instalației atunci când două mașini funcționează este egal cu suma debitelor fiecăruia dintre supraalimentații. Q 1,2 = Q 1 + Q 2 . Spre deosebire de cazul funcționării secvențiale, în acest caz, cu o caracteristică abruptă a rețelei II, funcționarea în comun a supraalimentatoarelor este vădit nepotrivită.

Dacă trasăm o linie dreaptă orizontală prin punctul de intersecție a caracteristicii rețelei cu caracteristica totală a supraalimentatoarelor, se dovedește că aceasta va intersecta caracteristica supraalimentatorului 2 în regiunea fluxurilor negative, ceea ce înseamnă că fluidul se mișcă în ea. în sens invers. Secțiunea caracteristică desenată în Fig. 7.2 la stânga axei P printr-o linie punctată se spune că este situată în al doilea cadran. În cazul funcţionării secvenţiale, prezentate în Fig. 7.1, când caracteristica reţelei I se modifică în direcţia de scădere a rezistenţei reţelei, supraalimentatorul 2 funcţionează la presiune negativă sau, cu alte cuvinte, asigură rezistenţa pe care compresorul 1 trebuie să o depăşească. secțiunea corespunzătoare a caracteristicii prezentate în Fig. .7.1 este situată în cadranul IV cu o linie punctată.

Necesitatea caracteristicilor supraalimentatoarelor din cadranele II și IV apare la proiectarea instalațiilor pentru funcționare în comun și în alte cazuri întâlnite în practică.

Cazuri de caracteristici neproiectate ale rețelei.

În practica de proiectare și exploatare a sistemelor de ventilație, încălzire și alte sisteme, pot apărea cazuri când caracteristicile reale ale rețelei diferă de cele calculate.

a) rețeaua este proiectată cu rezervă de exces de presiune. În acest caz, caracteristica reală a rețelei are o formă mai plată (Fig. 7.3). Productivitatea se dovedește a fi mai mare decât cea calculată Q>Q p . Pentru a determina valorile de putere și eficiență corespunzătoare. este necesar să se traseze o linie verticală prin punctul de funcționare (adică punctul de intersecție al curbei de presiune a supraalimentatorului și caracteristicile rețelei) până când se intersectează cu curbele. N(Q) și  (Q) . În acest caz, se poate dovedi că N>N p și există pericolul de supraîncărcare a motorului. Acest lucru este valabil mai ales pentru ventilatoarele cu palete curbate înainte, a căror curbă de putere crește monoton. Același lucru se întâmplă în cazul unei scurgeri de rețea crescute.

b) rețeaua este proiectată cu subestimarea pierderilor. Caracterizarea rețelei este mai abruptă. Performanța devine mai mică decât cea calculată, ceea ce poate fi inacceptabil din punctul de vedere al sistemului care își îndeplinește funcția principală, de exemplu, asigurarea schimbului de aer necesar.

Orez. 7.3 Cazuri de caracteristici neproiectate ale rețelei

Reglementarea supraalimentatoarelor.

Performanța reală a suflantei poate diferi de cea calculată din cauza modificărilor caracteristicilor rețelei. În unele cazuri, poate fi necesară modificarea performanței reale.

In unele cazuri, necesitatea schimbarii performantelor apare din cauza modificarilor in procesul tehnologic al instalatiilor care includ supraalimentatorul. De exemplu, atunci când sarcina asupra cazanelor scade, este necesar să se reducă performanța extractoarelor de fum și a ventilatoarelor. Prin urmare, supraalimentatoarele trebuie să aibă mijloace regulament productivitate.

În principiu, o astfel de reglementare poate fi realizată:

1) modificarea caracteristicilor rețelei;

2) modificarea caracteristicilor supraalimentatorului;

3) modificarea numărului de mașini de lucru în comun (paralel).

În primul caz, se aplică o modificare a rezistenței rețelei folosind așa-numitele dispozitive de throttling („stropit"). În instalațiile de pompare acestea sunt de obicei robinete cu gură, în instalațiile de ventilatoare - clapete, clapete, șocuri. După cum se va arăta mai jos, aceasta este cea mai puțin economică metodă de control, dar, din păcate, este cea mai comună în practică (în special pentru pompe) datorită simplității sale.

În unele cazuri, în funcție de forma curbei de putere, utilizarea acesteia este în general inacceptabilă. Vorbim despre supraalimentatoare a căror curbă de putere scade într-un anumit interval, adică. . Cu toate acestea, în acele cazuri în care accelerarea este, de asemenea, extrem de neeconomică.

Orez. 8.1 Reglarea prin throttling

În fig. 8.1 caracteristica initiala I corespunde punctului de functionare P 1, Q 1 . Ca urmare a throttlingului (creșterea rezistenței rețelei), caracteristica rețelei ia forma II, iar coordonatele punctului de operare P 2, Q 2 . În același timp, presiunea P dr =P 2 -P 1 se pierde în dispozitivul de accelerație, adică Pentru a depăși pierderile în rețeaua de conducte I se folosește numai presiune R c1 . Prin urmare, eficiență instalarea (ventilator + accelerație) va fi:

si eficienta ventilator la spectacolÎ2:

Apoi:

Dacă luăm în considerare că valoarea R dr /R 2 depășește adesea 50%, atunci eficiența scăzută a metodei de control luate în considerare devine evidentă.

Spre deosebire de throttling, cea mai economică metodă de reglareschimbarea vitezei de rotațierotor, deoarece dacă caracteristica rețelei trece prin originea coordonatelor, în acest caz se păstrează asemănarea triunghiurilor de viteză și astfel se păstrează valoarea eficienței. Dacă, de exemplu, eficiența a fost în regiunea valorii maxime, atunci va rămâne la fel de mare atunci când se schimbă viteza de rotație a rotorului supraalimentatorului (acest lucru se aplică, după cum sa menționat deja, intervalului auto-similar al numărului). Re ). În acest caz, totuși, o parte din energie se pierde în dispozitivele de reglare a vitezei de rotație în sine.

De regulă, suflantele sunt acționate de motoare electrice de curent alternativ cu un rotor cu colivie, care sunt practic imposibil de reglementat economic. Cu toate acestea, există motoare cu un număr variabil de perechi de poli cu două viteze . Acestea sunt cele pe care ar trebui să încercați să le comandați dacă trebuie să reglați supraalimentatoarele.

În străinătate, acţionarea electrică cu reglare a frecvenţei utilizând convertoare semiconductoare (tiristoare) sunt din ce în ce mai folosite pentru a acţiona pompele şi ventilatoarele.

O modalitate accesibilă și foarte economică de a schimba viteza de rotație a rotoarelor de supraalimentare este utilizarea scripetelor de curele înlocuibile. Acest lucru este recomandabil atunci când aprovizionarea se schimbă rar, de exemplu, cu reglementări sezoniere.

Mult mai economică decât accelerarea este reglarea prin modificarea caracteristicilor utilizării supraalimentatoruluipalete de ghidare. Acțiunea paletelor de ghidare este de a modifica momentul unghiular c 1u r la intrarea în rotor. În același timp, presiunea teoretică P t =  c 2u r 2  -  c 1u r 1  scade dacă turbionarea fluxului este direcționată în sensul de rotație al rotorului ( c 1u >0 ). S-ar aștepta ca atunci când c 1u<0 (rasucirea impotriva rotatiei rotii) presiunea va creste, insa in realitate acest lucru nu se intampla. Prin urmare, se aplică doar „reglementarea descendentă”, adică. c 1u >0 .

Fig.8.2 Paleta de ghidare axială Fig.8.3 Paleta de ghidare simplificată

Folosit de obiceipalete de ghidare axiale(Fig. 8.2), care sunt un sistem de lame plate care se rotesc pe axe care trec prin găurile din corp. Lamele se rotesc simultan la unghiuri egale și, deviând fluxul, creează răsucirea acestuia.

Sunt cunoscute palete de ghidare simplificate, ale căror pale sunt instalate paralel între ele în cutiile de admisie a ventilatorului (Fig. 8.3).

8.1 Selectarea fanilor

Ca rezultat al calculului rețelei de ventilație, se determină modul de funcționare a ventilatorului ( p-Q ), și apoi ar trebui să selectați un ventilator care oferă acest mod cel mai economic.

Denumirea tipurilor de ventilatoare radiale (centrifuge) conține:

Litera B, care înseamnă „ventilator”;

Litera C, care înseamnă „centrifugă” („radial”);

Un număr egal cu de cinci ori coeficientul de presiune la modul nominal;

Un număr egal cu viteza ventilatorului în modul nominal.

Modul nominal este modul ventilator la care se atinge valoarea maximă a eficienței.

În prezent se produc ventilatoare V.Ts4-75, V.Ts4-76, V.Ts14-46, V.Ts10-28 și altele.

Ventilatoarele sunt fabricate în diferite modele, în funcție de proprietățile fizice ale mediului în mișcare. Ventilatoare standardventilatoare de uz generalsunt destinate mișcării aerului și a altor amestecuri de gaze neagresive cu o temperatură care nu depășește 80 C, care nu conține praf și alte impurități solide în cantitate mai mare de 100 mg/m 3 sau materiale lipicioase și fibroase.

Dacă aceste condiții nu sunt îndeplinite, utilizați ventilatoaremotiv special. Acestea includ:

Ventilatoare rezistente la coroziune care pot muta amestecuri agresive de gaze;

Ventilatoarele rezistente la scântei sunt folosite pentru a muta amestecurile de gaze explozive. Aceste ventilatoare sunt echipate cu motoare electrice rezistente la explozie, iar carcasele și rotoarele acestor ventilatoare sunt cel mai adesea din aluminiu;

Ventilatoare de praf pentru deplasarea amestecurilor de praf-gaz-aer care conțin impurități solide de până la 1000 g/m 3 . Partea de curgere a ventilatoarelor de praf este proiectată astfel încât să reducă uzura abrazivă a pieselor ventilatorului, precum și să prevină posibilitatea aderenței prafului. Denumirea lor conține litera P („praf”) V.TsP6-45, V.TsP7-40 etc.

Caracteristicile de design ale tuturor ventilatoarelor enumerate mai sus vor fi descrise mai jos.

Pentru sistemele de ventilație care necesită presiuni scăzute cu performanțe semnificative, este recomandabil să selectați ventilatoare axiale mai degrabă decât radiale. Pentru ventilația industrială generală, sunt cele mai utilizate următoarele tipuri de ventilatoare axiale: V.O-06-300 și V.O2.3-130.

Ventilatoarele de fiecare tip sunt fabricate cu diametre standard ale rotorului, formând o gamă de diametre sau o gamă de dimensiuni standard. Această gamă include: 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600 mm. Ventilatorul fiecăruia dintre aceste diametre este de obicei desemnat printr-un „număr” prin valoarea diametrului exprimată în decimetri, adică un număr de numere: nr. 2, 2,5, 3,15, 4 etc.

Alegerea numărului de ventilator și a vitezei de rotație începe în funcție de caracteristicile rezumate (Fig. 5.3). În acest caz, curba cea mai apropiată de punct este acceptată p-Q , obtinut din datele de calcul ale sistemului de ventilatie. În continuare, modul de funcționare este specificat în funcție de locul în care se află caracteristica rețelei (conform datelor calculate p-Q ) va intersecta curba acceptată a graficului rezumativ.

Este clar că, cu cât valorile învecinate ale diametrelor rotoarelor sunt mai apropiate, cu atât puteți selecta mai precis un ventilator pentru o anumită sarcină și puteți oferi această sarcină cu cea mai mare eficiență. Prin urmare, fabricile produc ventilatoare cu diametre intermediare: cu 5 sau 10% mai mici și mai mari decât valorile nominale de mai sus.

Fiecare dintre curbele graficului rezumat prezentat în Fig. 5.3 are o denumire care conține următoarele informații:

1. Denumirea tipului de ventilator. De exemplu, pentru fani V.Ts4-75 litera E.

2. Simbol pentru diametrul rotorului: 090 la D=0,9D nom ; 095 la D=0,95D nom; 100 la D=D nom etc.

3. Numărul de serie al caracteristicii de funcționare corespunzător vitezei de rotație pentru un anumit ventilator, indicat cu cifre arabe.

4. În unele cazuri, un anumit ventilator la o anumită viteză de rotație poate fi echipat cu motoare de putere diferită pentru diferite secțiuni ale caracteristicii. Indicele de putere este indicat printr-o literă mare (a, b etc.).

Dacă, de exemplu, simbolul caracteristicii este E3.15.105-1a, atunci vorbim despre ventilatorul V.Ts4-75 No. 3.15 cu un diametru rotor de 1,05D nom , cu viteza de rotatie n=1365 rpm, cu un motor de 0,25 kW.

Decizia finală cu privire la alegerea ventilatorului (cu specificarea tuturor parametrilor acestuia - debit, presiune dezvoltată, eficiență, putere) se ia folosind caracteristicile individuale ale acestui ventilator. Parametrii motorului sunt de obicei dați în tabelul atașat la caracteristici.

Trebuie avut în vedere faptul că se recomandă utilizarea ventilatoarelor cu următoarele valori efective de eficiență: f  0,85  max . Gama de moduri de funcționare a ventilatorului în care este îndeplinită condiția specificată este de obicei numităcaracteristicile zonei de lucru ventilator

Rezumatul și caracteristicile individuale sunt date pentru condițiile de funcționare a ventilatorului corespunzătoare condițiilor atmosferice normale: presiune barometrică 101,3 kPa (760 mmHg), temperatură 20 C, densitatea aerului 1,2 kg/m 3 .

Pentru alte condiții atmosferice, presiunea trebuie convertită la densitatea reală conform formulei 5.3. în care:

unde in presiunea barometrică reală (mmHg); t temperatura în  C;  0 =1,2 kg/m 3.

Proiectare suflante centrifuge

DESIGN VENTILATOR

Ventilatoarele radiale de dimensiuni standard mici (până la nr. 10) constau din următoarele unități principale (Fig. 9.1): rotorul 1 montat pe arborele motorului electric 5, carcasa 2, conducta de admisie 3 și cadru 4. Pentru ventilatoarele mari, rotorul se așează pe propriul arbore, montat în rulmenți și conectat la motorul electric printr-un cuplaj sau curea de transmisie (Fig. 9.2)

Orez. 9.1 Proiectarea unui ventilator radial Fig. 9.2 Diagrame de proiectare a ventilatoarelor

Instalatii noi

Rotoarele ventilatoarelor V.Ts4-75 au 8 lame de frunze curbate înapoi, în timp ce ventilatoarele V.Ts14-46 au 32 de pale curbate înainte. Lamele 1.1 sunt atașate pe o parte pe discul din spate 1.2, pe de altă parte pe partea din față 1.3. Discul din spate este montat pe un butuc de 1.4 asezat pe arbore.

Corpul este o structură din tablă de oțel sudată constând dintr-o carcasă spiralată și pereți laterali plati. Peretele în spirală este desenat folosind metoda „pătrat de proiectare” (Fig. 9.3). Aici este latura pătratului A egal cu 1/4 din „deschiderea” corpului A . Acesta din urmă este de obicei A=0,6D2.

Orez. 9.3 Carcasa volutei Fig. 9.4 Ventilator de praf V.TsP-6-45-8

Conducta de admisie este realizata si prin sudare din tabla de otel iar in ventilatoarele V.Ts4-75 are forma conica. Cadrul are o structură sudată din tablă și colț de oțel.

Există mai multe scheme diferite pentru conectarea unui ventilator la un motor electric - acestea sunt așa-numiteledesene(Fig. 9.2).

Toate ventilatoarele V.Ts4-75 până la nr. 10 inclusiv sunt fabricate în versiunea de design 1. Dimensiuni standard mari, începând cu numerele 12,5 cel mai adesea în versiunea a 6-a. Ventilatoare V.Ts14-46 - în prima versiune.

Ventilatoarele modelelor 5 și 7 sunt ventilatoare cu aspirație dublă, caracterizate prin debite semnificativ mai mari decât ventilatoarele din alte modele.

Ventilatoarele sunt clasificate în funcție de sensul de rotațierotatie dreapta(rotorul se rotește în sensul acelor de ceasornic când este privit din partea de aspirație) și rotatie la stanga (roata se rotește în sens invers acelor de ceasornic).

Este determinată locația conductei de evacuare a ventilatoruluipozitia corpului. Poziția carcasei este indicată de unghiul măsurat din direcția „vertical în sus” în direcția de rotație a rotorului (dacă priviți carcasa din partea laterală a conductei de aspirație). Valori normale 0, 90, 180, 270 ; mai puțin obișnuit 45, 135, 215 etc.

Cele mai utilizate ventilatoare de praf sunt fabricate în două tipuri: TsP6-45 și TsP7-40. Ventilatoarele TsP6-45 au rotoare cu 8 pale plate dispuse radial (Fig. 9.4). Discurile din față și din spate lipsesc. Aceste caracteristici de proiectare sunt asociate cu necesitatea de a preveni depunerea prafului și aderarea la suprafața pieselor rotorului.

În proiectare ventilatoare rezistente la coroziuneutilizate: oțel inoxidabil, aliaje de titan, materiale plastice.

La fel de ventilatoare rezistente la scânteiSe folosesc ventilatoare din aliaje de aluminiu și metale diferite. Acestea din urmă sunt fabricate din oțel carbon obișnuit, cu excepția țevii de admisie, a cărei parte îndreptată spre roată este din alamă, care elimină scânteile atunci când părțile roții rotative ating suprafața staționară a țevii.

Pentru instalarea direct pe acoperișurile clădirilor se folosescventilatoare de acoperiș; Cel mai adesea sunt folosite fără o rețea de conducte de aer pentru a asigura ventilația generală de evacuare. Diagrama unui ventilator radial de acoperiș este prezentată în Fig. 9.5, unde 1 este rotorul, 2 este motorul, 3 este carcasa.

Orez. 9.5 Acoperiș radial Fig. 9.6 Pompă centrifugă tip K

ventilator

DESIGN POMPĂ

Cel mai comun tip de pompe centrifuge sunt pompele cu o singură treaptă, cu aspirație finală. În fig. Figura 9.6 prezintă o pompă de tip K (consolă). Aici 1 este capacul carcasei, 2 este carcasa, 3 este etanșarea frontală. Rotorul 4 se așează pe arborele 9 și este fixat cu o piuliță 5. Ansamblul de etanșare include o garnitură de etanșare 6, care este presată de un capac 8, un manșon 7 servește pentru a proteja arborele de uzură.Arborele 9 este instalat în rulmenți 11.

Următoarele pompe sunt utilizate în sistemele de alimentare cu căldură:

1) SE pentru apă supraîncălzită la temperaturi de 120 și 180 .

2) Aspirație SD cu două fețe pentru apă supraîncălzită cu aceiași parametri.

3) D cu alimentare cu flux bidirecțional (față dublă);

4) Consola K și KM cu o singură treaptă cu un arbore orizontal;

5) Condens Ks, KsD, KsV, KsVD (cu temperaturi de până la 120 ).

Rotorul este o turnare din fontă sau, în cazuri speciale, din bronz.

Carcasa pompei servește la furnizarea și eliminarea debitului din roată, pentru a converti energia cinetică în energie potențială și, de asemenea, pentru a combina toate părțile staționare ale pompei într-o singură unitate comună - statorul.

Pentru a absorbi sarcinile radiale și axiale care acționează asupra rotorului, se folosesc rulmenți de rulare sau alunecare.

Acolo unde arborele iese din carcasă, sunt instalate garnituri, de obicei de tip cutie de presa. Acțiunea etanșării cutiei de presa este aceea că garnitura, comprimată de manșon, se extinde în lateral și este presată pe suprafața mobilă a arborelui. Se realizează astfel o etanșare între arborele rotativ și carcasa staționară.

În funcție de numărul de rotoare, pompele pot fi cu o singură treaptă sau cu mai multe trepte. În funcție de poziția arborelui - vertical și orizontal. După destinație pentru apă (rece, fierbinte, curată sau cu impurități), pentru substanțe chimice lichide, lichide vâscoase.

Combaterea forțelor axiale în pompele centrifuge.

Forțele axiale apar în supraalimentatoarele centrifuge ca urmare a prezenței unor presiuni de amplitudine și direcție diferite care acționează asupra rotoarelor din față (cu fața la aspirație) și din spate. În plus, forța axială apare ca urmare a acțiunii dinamice a fluxului care intră în rotor. La pompele centrifuge cu mai multe etape mari, forțele axiale pot atinge câteva zeci de tone.

O modalitate de a reduce forța axială este săegalizarea presiuniipe ambele părți ale rotorului. Acest lucru se poate realiza prin găuriremai multe orificiiîn discul din spate al rotorului lângă butuc, sau folosind specialtuburi de legătură, conectând zona de joasă presiune (admisia la roată) și zona de înaltă presiune (în spatele rotorului). Dezavantajul acestei metode este reducerea randamentului volumetric. pompa datorita curgerii unei parti din debit prin gauri (sau tuburi).

O altă modalitate este de a folosidescarcarea discului (calcaiul hidraulic).

Designul cel mai rațional al pompelor centrifuge, în care presiunea axială este aproape imperceptibilă, este proiectarea pompelor.dubla aspiratie(tip D). Debitul este furnizat roților cu două fețe din ambele părți, iar forțele axiale sunt compensate reciproc. De obicei, acestea sunt pompe cu o despicare orizontală a carcasei, iar conducta de evacuare este situată în partea inferioară, ceea ce face posibilă repararea pompei cu partea superioară a carcasei îndepărtată fără a deconecta conductele. În plus, sigiliul a fost întărit.

Rotoarele tuturor pompelor au palete curbate înapoi.

Aerohidrodinamica și elementele structurale ale supraalimentatoarelor axiale.

Pentru a lua în considerare funcționarea supraalimentatoarelor axiale, se utilizează teoria rețelelor cu profil plat. Dacă prin sistemul de lame al unui compresor axial (Fig. 10.1) desenăm o secțiune cilindrică cu o rază r și apoi desfășurați-l pe un plan, obțineți o așa-numită rețea plată de profile. Parametrii geometrici de bază ai rețelei: t - pasul lamei egal cu distanța dintre punctele similare ale profilelor adiacente (Fig. 10.2); b - coarda de profil;  - unghi de instalare a lamei. Fiecare dintre profile este caracterizat de o grosime Cu , și săgeata de deviere f . Valorile relative sunt utilizate în calcule: c=c/b și f=f/b , precum și densitatea rețelei =b/t.

Toate dimensiunile relative se obțin prin împărțirea mărimii la valoarea coardei lamei.

Orez. 10.1 Diagrama supraalimentatorului axial Fig. 10.2 Rețeaua profilelor axiale

Supraalimentator

Figura 10.2 prezintă, de asemenea, triunghiurile de viteză la intrarea și la ieșirea matricei de profil: u 1 ; w 1; c 1 - respectiv viteze portabile, relative si absolute la intrare si u 2 ; w2; c 2 - la ieșire, w avg. - viteza relativă medie geometrică în rețea: w avg. =(w1 +w2)/2.

Dacă desenați un contur închis în jurul profilului S (Fig. 10.2) și notat cu unghiul dintre viteza w și tangentă la contur, apoi pentru a determina viteza de circulație G este necesar să se calculeze integrala (Fig. 10.3)

Sau prin componentele tangenţiale ale vitezei relative la intrare w 1u și ieșire w 2u circulație pentru întregul sistem de palete rotorului:

Г к =(w 2u -w 1u)t.

Dar din ecuația lui Euler (3.4), care se aplică în mod egal mașinilor centrifuge și axiale

w 2u -w 1u =р t /  u

deoarece pentru un supraalimentator axial u 2 =u 1 =u ; w 1u -w 2u =с 2u -с 1u.

Prin urmare,

Р t =rГ к u/t.

Sau, trecând la mărimi fără dimensiune:

 t =2G k,

unde  t =P t /  u 2 /2; G k = G k /ut.

Calculul valorilor lui G k iar caracteristicile aerodinamice teoretice ale unui compresor axial pentru parametri geometrici dați sunt prezentate în cartea lui I.V. Brusilovsky „Calcul aerodinamic al ventilatoarelor axiale”.

Cantitatea de circulație face posibilă calcularea forței de ridicare a profilului, adică componentă a forţei care acţionează din curgere asupra profilului în direcţia perpendiculară pe vector w avg (fig.) folosind binecunoscuta teoremă a lui N.E. Jukovski:

P y =  w avg G

La trecerea de la presiunea teoretică P t la p De asemenea, este necesar să se țină cont de pierderea de presiune în elementele părții de curgere: p=P t -  P .

Pierderile în partea de curgere sunt asociate, pe de o parte, cu curgerea în jurul sistemului de palete (pierderi de profil), pe de altă parte, cu frecarea pe suprafețele cilindrice ale carcasei și bucșei rotorului, precum și cu curgerile de fluid prin golurile dintre capetele lamelor și carcasă (secundar). La calcul, valoarea pierderilor poate fi determinată din datele experimentale date, de exemplu, în cartea menționată mai sus a lui I.V. Brusilovsky.

În prezent, ventilatoarele axiale de uz industrial general cu palete din tablă sunt produse după două modele aerodinamice: V.06-300 și V.2.3-130.

Rotorul ventilatorului V.06-300 este format dintr-un manșon cilindric cu trei pale din tablă sudate. Unghiul lamei este =22  la raza medie.

Spre deosebire de aceasta, ventilatoarele V.2.3-130 au, pe langa rotor, un indreptator de iesire. Rotorul are 12 lame de foi cu un unghi =36  .

Gama de dimensiuni standard ale acestor ventilatoare include numere de la 4 la 10.

15.1. Debit, presiune și puterea pompei

Funcționarea unei pompe se caracterizează prin debitul, presiunea, consumul de energie, puterea netă, eficiența și viteza de rotație.

Livrare cu pompa este cantitatea de lichid furnizată de pompă pe unitatea de timp sau debitul de lichid prin conducta de presiune, de obicei notat cu litera latină Q.

Capul pompei este diferența de energie dintre greutatea lichidului în secțiunea de curgere în conducta de presiune (după pompă) și în conducta de aspirație (înainte de pompă), raportată la greutatea lichidului, adică. energie pe unitatea de greutate a lichidului, de obicei notat cu litera latină H. Presiunea pompei este egală cu diferența dintre presiunea totală a lichidului după pompă și înaintea pompei

unde indicii „n” și „vs” indică liniile de presiune și aspirație. Capul este exprimat în unități dintr-o coloană de fluid deplasată.

Consumul de energie al pompei este energia furnizată pompei de la motor pe unitatea de timp, notată N d .

Putere utilă a pompei sau puterea dezvoltată de pompă este energia pe care pompa o imprimă întregului debit de fluid pe unitatea de timp, notată -Np.

Într-o unitate de timp, cântărirea unui lichidG f = ( Qρ )* g . Fiecare unitate a acestei greutăți dobândește energie în cantitateN ( m).

Această energie sau putere utilă a pompei este egală cu

N n = QρgH = QP (15.2),

unde pentru că P = ρgH .

Consumul de energie al pompei N d mai multa putere utilizabila N P asupra cantității de pierderi din pompă. Aceste pierderi de putere sunt măsurate prin randamentul pompei.

Eficiența pompei este raportul dintre puterea utilă a pompei și puterea motorului consumată de pompă :

η= N P/ N d. (15.3)

Dacă eficiența este cunoscută, se poate determina consumul de energie al pompei N d = QρgH / η (15.4)

Mărimea puterii este exprimată în sistemul SIvwatts, în sistemul tehnic de unități în kGm/s.

15.2 Procesul de lucru al pompei cu palete

Momentul forțelor de rezistență față de axă contracarează rotația rotorului, astfel încât paletele sunt profilate, ținând cont de cantitatea de curgere, viteza de rotație și direcția de mișcare a fluidului.

Depășind momentul, rotorul funcționează. Cea mai mare parte a energiei furnizate roții este transferată în lichid, iar o parte din energie se pierde la depășirea rezistenței.

Dacă sistemul de coordonate fix este asociat cu corpul pompei, iar sistemul de coordonate în mișcare cu rotorul, atunci traiectoria mișcării absolute a particulelor va consta din rotația (mișcarea transferabilă) a rotorului și mișcarea relativă în mișcare. sistem de-a lungul lamelor.

Viteza absolută este egală cu suma vectorială a vitezei portabile U - viteza de rotație a particulei cu rotorul și viteza relativă W mișcarea de-a lungul lamei în raport cu un sistem de coordonate în mișcare asociat cu o roată rotativă.

În fig. 15.2, linia punctată liniuță arată traiectoria unei particule de la intrarea la ieșirea din pompă în mișcare relativă - AB, traiectoriile mișcării portabile coincid cu cercurile de pe razele roții, de exemplu la razele R 1 și R2. Traiectoriile particulelor în mișcare absolută de la intrarea în pompă până la ieșire sunt AC.Mișcarea unui sistem în mișcare este relativă, într-un sistem în mișcare este portabilă.

Paralelograme de viteze pentru intrarea și ieșirea din rotor:

(15.5)

Suma vitezei relative W și portabil U va da viteza absolută V .

Paralelogramele vitezelor din fig. 15.2 arată că momentul vitezei unei particule lichide la ieșirea din rotor este mai mare decât la intrare:

V 2 Cosα 2 R 2 > V 1 Cosα 1 R 1

Prin urmare, la trecerea prin roată impuls unghiular crește. Creșterea momentului unghiular este cauzată de momentul forței cu care rotorul acționează asupra fluidului conținut în acesta.

Pentru mișcarea constantă a fluidului, diferența momentului de impuls al fluidului care părăsește canalul și intră în el pe unitatea de timp este egală cu momentul forțelor externe cu care rotorul acționează asupra fluidului.

Momentul de forță cu care rotorul acționează asupra fluidului este egal cu:

M = Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 - V 1 Cosα 1 R 1 ), unde Q este fluxul de fluid prin rotor.

Să înmulțim ambele părți ale acestei ecuații cu viteza unghiulară a rotorului ω.

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

Muncă M ω se numește putere hidraulică, sau lucrul pe care rotorul îl produce pe unitatea de timp, acționând asupra lichidului din acesta.

Din ecuația lui Bernoulli se știe că energia specifică , transferat la o unitate de greutate a unui lichid se numește presiune. În ecuația lui Bernoulli, sursa de energie pentru mișcarea fluidului a fost diferența de presiune.

Când se utilizează o pompă, energia sau presiunea este transferată fluidului de către rotorul pompei.

Presiunea teoretică a rotorului - N T numită energie specifică , transmisă pe unitatea de greutate de lichid de către rotorul pompei.

N =M ω = H T * Q ρ g

Având în vedere că u 1 = R 1 ω - viteza portabila (periferica) a rotorului la intrare si u 2 = R 2 ω - turația rotorului la ieșire și că proiecțiile vectorilor viteză absolută pe direcția vitezei de transfer (perpendiculară pe razele R1 și R2) sunt egale V u 2 = V 2 Cosα 2 Și V u 1 = V 1 Cosα 1 , Unde V u 2 Și V u 1 , obținem presiunea teoretică în formă

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

(15.6)

Capul real al pompei
mai mică decât presiunea teoretică deoarece conține valori reale ale vitezelor și presiunilor.

Pompele cu palete sunt disponibile în tipuri cu o singură treaptă și cu mai multe trepte. În pompele cu o singură treaptă, fluidul trece prin rotor o dată (vezi Fig. 15.1). Presiunea unor astfel de pompe la o viteză dată este limitată. Pentru cresterea presiunii se folosesc pompe multietajate, care au mai multe rotoare conectate in serie, montate pe un singur arbore. Presiunea pompei crește proporțional cu numărul de roți.