КУРСОВОЙ ПРОЕКТ. Работа в сфере сервиса связана с различными рабочими позами, ходьбой, переносом грузовКУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели» на тему: «Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа» 140104. 900 414. 013 ПЗ
Студент Яков Д.В. Группа ЭН-390901 Преподаватель Колпаков А.С. Нормоконтролер
г. Екатеринбург 2011 г. Содержание:
1.Исходные данные……………………………3
2.Результаты расчета…………………………..4
3. Краткая характеристика центробежных вентиляторов……………………………………..…5
4. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора………………………………………….6
5.Механический расчет………………………..….17
6.Выбор привода вентилятора………………..….18 7.Список литературы…………………………..….20
1.Исходные данные. Таблица 1.
2.Результаты расчета. Таблица 2.
Центробежные вентиляторы относятся к категории нагнетателей, отличающихся наибольшим разнообразием конструктивных типов. Колеса вентиляторов могут иметь лопатки загнутые как вперед, так и назад относительно направления вращения колеса. Достаточно распространены вентиляторы с радиальными лопатками. При проектировании следует учитывать, что вентиляторы с лопатками назад более экономичны и менее шумны. КПД вентилятора растет с увеличением быстроходности и для колес конической формы с лопатками назад может достигать значения ~0,9. С учетом современных требований к энергосбережению при проектировании вентиляторных установок следует ориентироваться на конструкции вентиляторов, соответствующих отработанным аэродинамическим схемам Ц4-76, 0,55-40 и сходным с ними. Компоновочные решения определяют КПД вентиляторной установки. При моноблочном исполнении (колесо на валу электропривода) КПД имеет максимальное значение. Использование в конструкции ходовой части (колесо на собственном валу в подшипниках) снижает КПД приблизительно на 2 %. Клиноременная передача по сравнению с муфтой дополнительно снижает КПД еще минимум на 3 %. Проектные решения зависят от давления вентиляторов и их быстроходности. По развиваемому избыточному давлению воздушные вентиляторы общего назначения делятся на следующие группы: 1. вентиляторы высокого давления (до 1 кПа); 2. вентиляторы среднего давления (1¸3 кПа); 3. вентиляторы низкого давления (3¸12 кПа). Некоторые специализированные вентиляторы высокого давления могут развивать давление до 20 кПа. По быстроходности (удельному числу оборотов) вентиляторы общего назначения подразделяют на следующие категории: 1. быстроходные вентиляторы (11< n s<30); 2. вентиляторы средней быстроходности (30< n s<60); 3. быстроходные вентиляторы (60< n s<80). Конструктивные решения зависят от требуемой проектным заданием подачи. При больших подачах вентиляторы имеют колеса двустороннего всасывания. Предлагаемый расчет относится к категории конструктивных и выполняется методом последовательных приближений. Коэффициенты местных сопротивлений проточной части, коэффициенты изменения скорости и соотношения линейных размеров задаются в зависимости от проектного давления вентилятора с последующей проверкой. Критерием правильности выбора является соответствие расчетного давления вентилятора заданному значению.
4. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора. Для расчета задаются: 1. Отношением диаметров рабочего колеса
2. Отношением диаметров рабочего колеса на выходе и на входе газа:
Меньшие значения выбираются для вентиляторов высокого давления. 3. Коэффициентами потерь напора: а) на входе в рабочее колесо:
б) на лопатках рабочего колеса:
в) при повороте потока на рабочие лопатки:
г) в спиральном отводе (кожухе):
Меньшие значения x вх, x лоп, x пов, x к соответствуют вентиляторам низкого давления. 4. Выбираются коэффициенты изменения скорости: а) в спиральном отводе (кожухе)
б) на входе в рабочее колесо
в) в рабочих каналах
5. Вычисляется коэффициент потерь напора, приведенный к скорости потока за рабочим колесом:
6. Из условия минимума потерь давления в вентиляторе определяется коэффициент R в:
7. Находится угол потока на входе в рабочее колесо:
8. Вычисляется отношение скоростей
9. Определяется коэффициент теоретического напора из условия максимума гидравлического коэффициента полезного действия вентилятора:
10. Находится значение гидравлического к.п.д. вентилятора:
11. Определяется угол выхода потока из рабочего колеса, при оптимальном значении h Г:
12. Необходимая окружная скорость колеса на выходе газа:
где r [кг/м3] – плотность воздуха при условиях всасывания. 13. Определяется необходимое число оборотов рабочего колеса при наличии плавного входа газа в рабочее колесо
Здесь m 0=0,9¸1,0 – коэффициент заполнения сечения активным потоком. В первом приближении он может быть принят равным 1,0. Рабочее число оборотов приводного двигателя принимается из ряда значений частот, характерных для электроприводов вентиляторов: 2900; 1450; 960; 725. 14. Наружный диаметр рабочего колеса:
15. Входной диаметр рабочего колеса:
Если действительное отношение диаметров рабочего колеса
Элементы треугольника скоростей при входе газа на рабочие лопатки 16. Находится окружную скорость колеса на входе газа
17. Скорость газа на входе в рабочее колесо:
Скорость С 0 не должна превышать 50 м/с. 18. Скорость газа перед лопатками рабочего колеса:
19. Радиальная проекция скорости газа при входе на лопатки рабочего колеса:
20. Проекция входной скорости потока на направление окружной скорости принимается равной нулю для обеспечения максимума напора: С 1 u = 0. Поскольку С 1 r = 0, то a 1 = 900, то есть вход газа на рабочие лопатки радиальный. 21. Относительная скорость входа газа на рабочие лопатки: w 1 = По рассчитанным значениям С 1, U 1, w 1, a 1, b 1 строится треугольник скоростей при входе газа на рабочие лопатки. При правильном подсчете скоростей и углов треугольник должен замкнуться.
|
.
.
;
;
;
.
;
;
.
.
.
, град.
.
.
.
, град. 
, м/с.
, об/мин.
, мм.
, мм.
близко к принятому ранее, то уточнения в расчет не вносятся. Если значение 
получается больше 1м, то следует рассчитывать вентилятор с двухсторонним всасыванием. В этом случае в формулы следует подставлять половинную подачу 0,5 Q.
, м/с.
, м/с.
, м/с.
, м/с.
, м/с.
