книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы

д т ___

QCMPCM_______

# о

1000 +

d

740

1 0 0 0 + 1 0 2

Y= 0,289-

804

0,289 273 + 1 6 0

804

= 0,78 кГ/м2.

----

Т^7+1°2

Кос.г

1*34

По формуле (6-10)

0,78

Y

87 500 м2/ч.

Qo = Q - ^ =

150 О00- f - 3 4 =

Пример 6-2. Дана характеристика центробежного вентилятора при числе оборо­

тов в минуту /н = 1100. Построить характеристику

этого вентилятора при «2 =

= 1 400 об/мин.

yi= Y2 ;

Ли = £ 22. Для

пересчета

используем формулы пропор­

Решение. Имеем:

циональности (см. табл. 3-1):

О

О

” 2

Q,=Q. 77-; а

= а -~2".

1

пх

Qx

м2/ч

2 000

3 000

4 000

5 000

6 000

7 000

8 000

9 000

10 000

Рг

кГ/м2

240

245

250

250

245

235

225

205

190

т]

0,45

0,52

0,555

0,57

0,57

0,555

0,52

0,475

0,44

Пересчитав производительность и давление по формулам пропорциональности,

получим:

Q2 м2/ч .

2 800

4 200

5 600

7 000

8 400

9 800

112 000

12 600

14 000

р2

кГ/м2

470

480

490

490

480

460

440

402

372

т]

0,45

0,52

0,555

0,57

0,57

0,555

0,52

0,475

0,44

Характеристики приведены на рис. 6-34.

№ 8

подает

при

« =

Пример 6-3.

Центробежный

пылевой вентилятор ЦП7-40

= 1 450

об/мин воздух в

количестве

Q= 14 000

м2/ч.

Определить

расход мощности

на

вентилятор при регулировании его изменением

числа

оборотов и дросселем

до

Qpcr=

= 10 000 м*/ч.

По характеристике вентилятора на

рис.

6-35

при

«=1 450

об/мин

Р е ш е н и е .

т|=0,565; р=280 кГ/м2 (точка Л).

Расход мощности при начальных условиях

N ~

Q p _

! 14 000-280

_

102т)

3 600-102-0,565

”

18,9;/Сб,?2,

Tjper = 7J = 0,565;

«per =

Qper

10 000

« ~Q— = 1 450

1 4 Q Q Q = 1 035 об/мин\

Л ?рег\2

/ 1 035 \ 2

„

„

PPCV = p ^

n j

=-- 280 Г "î-4 5 Q )

— 143 кГ/м

;

10 000-143

#ne г —

= 6,92 кет.

тилятора для условий:

ж3/ч,

давление р=200

кГ/м2; у=1,2 кГ/м3.

производительность Q= 40 000

Р е ш е н и е . Секундная производительность

40 000

— 11*1 м*/сек.

QCCH — 3 600

Принимаем вентилятор с коэффициентом давления р=0,7. Окружную скорость

определяем по формуле (3-100):

Л /

Р

1 /

200

“ » =

V

0 7 1 2 2 . 0 ,7 = 4 8 ’3 л ,/ с е к -

Приведенный диаметр входа (с учетом

загромождения

входного сечения

втулкой)

D\uv= V ° о - rfgTопределяем

из условия минимума потерь

в рабочем колзсе

[Л.51]

А // — £тх

су P +

ÇI.OB

су Р +

^лОп

о

Р*

Коэффициенты потерь

принимают:

на

входе

£вх=0,1-4-0,5, при повороте потока

к рабочим лопаткам £ пов= 0,2ч -0,3

и на лопатках £Лоп = 0,2-7-0,4.

Скорости в вентиляторе определяются из уравнений:

4Qcei<

С о = ^

4

где р.0 — коэффициент поджатия потока

на входе;

R

£вх +

£пОВ +

£ЛОп

= 3 . 2 5 ] / -

Примем ÇBX = 0,4; £гОв =

0,2; ?лоп = 0,3;

kQ=

1, (c,'=src0)-

Тогда получим:

R =

3,25

0 , 4 + 0 , 2 + 0 , 3

0 ,3

3,90.

Ог

лОгп .

DT” m и

=

п = 84

(6-!4>

п = 84

48,3

у

1,0

735 об/мин.

3 , 9 4 , 3

)

11,1

Принимаем

угол

атаки

/ =

7°40'

и угол

отставания (предварительно) о = 4°.

Тогда лопаточные углы будут:

01Л = Pi +

i

=

22°20' +

7°40' = 30°;

Р2 л = Р 2 +

а = 69° +

4° =

730.

Средний угол лопатки

Ргл+

= ~3 0 + 7 3

=51О30^

Число лопаток [см. формулу (3-34)]

2 =

6 .

5

sin Рл.(Ред =

6.5--|-' ^ ^ |

sin 51°30' = 34,7.

Принимаем 36 лопаток.

Рис. 6-36. Схема колеса вентилятора

(к при­

меру 6-4).

Уточним

угол отставания

потока по формуле (3-33):

cos р2Л =

р

=

2-0,68

=

0,309; Р2Л =

72°; а = 3°.

cos (J2 — k

cos 69° — ■ Q 77

Ширина лопатки:

р.2= 1 , 0

на входе

при р.1 =

1

p-о

\

k\

1

м\

=

---- 1 • 1 • 1,03-0,97 = 0,25

на выходе при Æc = 1,0

Ьг=К ^--=г-=0.2Б .1.

1

=0,187.

р<2

Tîlkc

1,34-1,0

Радиус изгиба лопаток

( и» - 1 ) / ? 1

-

(1.34г — 1)-0,485

т— 2(/KCOsPj,n— cosp,„)

2 (1.34 cos 72° — cos 30°)

и , 4 Л Л *

Радиус окружности центров

'■ц =

fii j / "

m2+

— 2m

cos Р2Л=

,

/0 ,4 2 5 4 2

ÔT425

.cos72“ =

0,88 м.

ЬИ * +

(ô Â 8 5 j

- 2 - 1 . 3 4 . r

a

на участке 3—4 будет:

cvTz-\- А - ^ — С р Т ^ А ~ ,

(7-7)

Отсюда следует:

—

= 11

+

Щ

1 - 4

(7-8)

I

-

т.

*:

ZgCpTз

Для безлопаточного отвода можно полагать

£±

D

и поэтому

д4

с3

L L

Ас\

1+ 2gCpTз

(7-9)

Тз

П

n^î

Р*= Рз

(7-10)

сжатие от начального

состояния с параметрами

р и Т х до конечного

с параметрами р2 72а изобразится изоэнтропой Η2

(рис. 7-2).

Удельная работа

процесса при изоэнтропном

сжатии будет:

A L ^ j ^ - A R i T ^ - T , ) .

(7-11)

АЬл= Ср(Т2л T\)=i2a i\.

(7-1 la)

ALn= тг=Т A R ( T \ - T t).

(7-12)

близить процесс сжатия к изоэнтропному.

кТ

Если отводить в ступени еще боль-

шее количество тепла, то процесс сжатия

будет

протекать по

политропе

1—2" с тг

n< k и работа

цикла

представится пло-£а-

щадыо 5—1—2"—3—4—5. Этим доказы-

а

вается выгодность применения охлажде­

ния в центробежных компрессорах.

в) И з о э н т р о п н ы й к. п. д.

Газовое трение в

проточной

полости

компрессора увеличивает работу цикла

(рис. 7-2). Поэтому из ряда машин, в ко­

торых проявляется газовое трение, более

экономичной является

условная

машина,

Рис. 7-2. Термодинамический про­

сжимающая газ по изоэнтропе.

компрес­

цесс ступени центробежного ком­

В

ступенях

центробежных

прессора.

соров

трудно

осуществить интенсивно

ходимой для

сжатия газа

в e= /b/Pi

раз

и увеличения скорости его от

с\ до <?2, к работе, действительно затраченной для этой цели:

с2— с2

с 1>( Г 2а — Т\) +

С2

С\

_т*

А

2£

I

1

*Ча:

I

(7-13)

ср(Т2

Т +

А■ 2g

где Т*и Т*2

и Г*га — абсолютные температуры заторможенного потока.

Приближенно можно считать С\ =

с 2, поэтому

Tîa

Т\

Г2

Т1 •

Учитывая основные уравнения изоэнтропного и политропного про­

цессов, можно записать:

/г-1

7]a=

~^Zï

*

(7-14)

— 1

г) И з о т е р мный

к. п. д.

Т)из =

2

0

(7-15)

Со— С]

/

И

зываются многоступенчатыми.

у

/

J

у

Для

повышения экономичности

h

1

многоступенчатых

компрессоров

при­

1

x l r p y m a 3 S ]

! Группа 2

J %

меняют охлаждение. Здесь возможны

у / '

! /

1 1

три варианта.

1/

у Г

1 /

1

а)

1 Группа 1

T± ] L

1.

к о м п р е с с о р а п о д а ч е й в о д ы

и

в с п е ц и а л ь н о в ы п о л н е н н ы е

т;

Pi

s п о л о с т и в о т л и в к е к о р п у с а .

Добиться

таким

способом эффектив­

Рис. 7-3. зГ-диаграмма

компрессора

ного охлаждения

и значительно

при­

в компрессоре в целом становится более экономичным.

б)

О х л а ж д е н и е г а з а в о х л а д и т е л я х , у с т а н а в л и в а е ­

мых

м е ж д у

о т д е л ь н ы м и г р у п п а м и

с т у п е н е й .

В этом слу­

чае

газовый

поток, пройдя

группу ступеней, выводится

из

корпуса

в промежуточный охладитель,

где снижается

его температура

при по­

в)

К о м б и н и р о в а н н о е

( в н у т р е н н е е

и в ы н о с н о е )

о х л а ж д е н и е газа . Этот способ

охлаждения дает

большую эко­

номию в приводной энергии, но конструкция сложна и компрессор полу­

чается дорогим.

7-3. МОЩНОСТЬ НА ВАЛУ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА

Пользуясь изоэнтропным к. п. д., можно по формуле

(7-11) опреде­

лить внутреннюю работу ступени: