авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:   || 2 | 3 |
-- [ Страница 1 ] --

Г Г Вахвахов

. РАБОТА

ВЕНТИЛЯТОРОВ

В СЕТИ

строииздат

РАБОТА

ВЕНТИЛЯТОРОВ

В СЕТИ

с

МОСКВА СТРОЙИЗДАТ 1975

УДК 697 953

Печатается по решению секции литературы по

инженерному оборудованию редакционного совета

Стройиздата от 23 ноября 1972 г.

Вахвахов Г. Г. Работа вентиляторов в сети. М.,

Стройиздат, 1975. 101 с.

В книге рассмотрена работа вентиляторов в сети, и в частности совместная их работа, регулирование, а также виброизоляция при монтаже.

Одновременно даны основные сведения о прин­ ципах действия, особенностях и аэродинамических характеристиках вентиляторов общего назначения, применяемых в системах вентиляции, кондициониро­ вания и аспирации.

Книга предназначена в качестве руководства для инженерно-технических работников, занимающихся проектированием вентиляционных систем.

Табл. 12, ил. 59, список лит.: 9 назв, BOOKS.PROEKTANT.ORG БИБЛИОТЕКА ЭЛЕКТРОННЫХ КОПИЙ КНИГ для проектировщиков и технических специалистов В 2 2 9 1 7 g Q47 (0°i)-7 5' ~ © Стройиэдат, ПРЕДИСЛОВИЕ От правильной работы вентиляционной системы зависит не толь­ ко здоровье людей, но также и эффективность их работы: высокая производительность труда и хорошее качество изготовляемых из­ делий. На многих современных производствах требуется создание устойчивого микроклимата, и его изменение сразу же сказывается на выпуске продукции.

Эффект работы вентиляционной системы прежде всего зависит от работы вентилятора, перемещающего воздух или иную газовую среду. Наблюдения за вентиляционными системами показали, что во многих случаях система работает неудовлетворительно не из-за низкого качества изготовления вентилятора, а вследствие недоста­ точно правильного его выбора, сделанного без учета особенностей работы вентилятора в сети.

В свою очередь, неправильно выбранный вентилятор зачастую эксплуатируется при более низком коэффициенте полезного дейст­ вия, что приводит к излишнему расходу электроэнергии. Если учесть, что вентиляторы общего назначения, т. е. те, которые при­ меняются в системах вентиляции, кондиционирования и аспирации, потребляют не менее 4% всей вырабатываемой в стране электроэнер­ гии, то необходимость правильного выбора вентилятора и обеспе­ чения его работы при надлежащем к. п. д. становится совершенно очевидной.

К сожалению, при проектировании вентиляционной системы не всегда уделяется достаточное внимание выбору типа и номера вен­ тиляторов, а также режима их работы, что особенно важно при со­ вместной работе вентиляторов и их регулировании.

Объясняется это тем, что указанные вопросы с недостаточной полнотой отражены в литературе.

Настоящая работа ставит целью помочь проектировщикам бо­ лее обоснованно подходить к выбору вентилятора и режима его работы, чему должно способствовать приведенное в книге большое число конкретных примеров по подбору вентиляторов для различ­ ных случаев их работы. В книге приведены также теоретические сведения по аэродинамике вентилятора, без которых трудно было бы понять основы их работы в сети.

В книге все единицы физических величин приняты по Между­ народной системе единиц (СИ). Соотношение единиц этой системы и единиц, подлежащих изъятию, приведено в конце книги.

Автор приносит благодарность кандидатам технических наук Т. А. Мелик-Аракеляну и И. О. Керстену за сделанные ими полез­ ные замечания и предложения, а также инж. И. Я. Хвощевскому, предоставившему материалы по разработанным им равночастотным виброизоляторам.

ОБОЗНАЧЕНИЯ р — плотность, кг/м.

Я — удельная газовая постоянная, Дж/(кг-К).

t — температура, °С Т — температура, К.

Р — давление, отсчитываемое от абсолютного нуля, кПа.

Рб — барометрическое давление, Па.

, Р т. Рд — соответственно полное, статическое и динамическое дав­ д С ления, отсчитываемые от абсолютного нуля, Па.

ДР, ДР — соответственно полное, статическое и динамическое дав­ СТ Д ления, отсчитываемые от барометрического давления, Па.

АР' — потери давления на сопротивление, Па.

Р — теоретическое полное давление, Па.

т D — диаметр колеса вентилятора по начальным кромкам x лопаток, м.

D — диаметр колеса вентилятора по внешним кромкам ло­ паток, м:

D[ = JDI/JDJ.

гол PI — У входа лопатки, град.

|3 — угол выхода лопатки, град, «х — скорость начала лопаток колеса, м/с.

« — скорость конца лопаток колеса, м/с.

v — скорость потока газа, м/с.

W\ — относительная скорость потока на входе в колесо, м/с.

w% — относительная скорость потока на выходе из колеса, м/с.

с — абсолютная скорость потока на входе в колесо, м/с.

г с — абсолютная скорость потока на выходе из колеса, м/с.

С\.и — проекция абсолютной скорости с на направление окруж­ х ной скорости Ui с и — проекция абсолютной скорости с на направление ок­ 2 ружной скорости «а Psv Pdv — соответственно полное, статическое и динамическое дав­ ления, создаваемые вентилятором, Па.

тр, ф, К — соответственно коэффициенты давления, подачи и по­ требляемой вентилятором мощности на валу колеса.

- п — частота вращения колеса вентилятора, м и н.

п — частота вращения колеса вентилятора на начальном - режиме, м и н.

л — быстроходность вентилятора.

у 3 Q — подача вентилятора, м /с, м /ч.

3 Q — подача вентилятора на начальном режиме, м /с, м /ч.

•ц — полный аэродинамический к. п. д. вентилятора.

г) — статический аэродинамический к. п. д. вентилятора.

ст N — мощность, потребляемая вентилятором на валу, кВт.

N — мощность, потребляемая вентилятором на валу на на­ чальном режиме, кВт.

A*y — установочная мощность электродвигателя, кВт.

Э — мощность, потребляемая вентилятором из электросети, кВт.

Э — мощность, потребляемая вентилятором из электросети на начальном режиме, кВт.

Tj — к. п. д. электродвигателя.

к п "Пэо — - - Д- электродвигателя на начальном режиме.

% — коэффициент трения.

/ — длина воздуховода, м.

Я — периметр поперечного сечения сети, м.

а /j — площадь поперечного сечения воздуховода, м.

v — скорость движения воздуха, м/с.

— коэффициент местного сопротивления.

а — коэффициент передачи виброизоляции.

2 — динамическая сила, передающаяся через виброизоля­ Д торы на поддерживающую конструкцию (перекрытие, пол), Н.

Z — возмущающая сила, воздействующая на изолируемую B установку, Н.

со — круговая частота вынужденных колебаний от возмуща­ - ющей силы, м и н.

co — круговая частота собственных колебаний установки, z - мин.

n — частота собственных вертикальных колебаний установ­ z ки, Гц.

а — амплитуда колебаний в точке над виброизолятором, см.

i? — нагрузка на виброизолятор, Н.

B i — вертикальная жесткость пружины, Н/см.

б — осадка пружины, см.

/ ' — частота шума, Гц.

i,p — уровень звуковой мощности, дБ.

б — изменение шума в зависимости от режима работы вен­ тилятора, дБ.

г — число клиновых ремней передачи от электродвигателя к вентилятору.

у\ — к. п. д. передачи от электродвигателя к вентилятору, а Глава I ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ ПО ФИЗИКЕ ВОЗДУХА, ДАВЛЕНИЯ, СОЗДАЮЩИЕСЯ В ЕГО ПОТОКЕ Состояние газа характеризуется плотностью, температурой, давлением и относительной влажностью.

Температура выражается или в Кельвинах, или в градусах Цель­ сия. Соотношение между ними определяется формулой Т - t + 273,15.

Под давлением подразумевают абсолютное его значение, отсчи­ тываемое от абсолютного вакуума. В практике вентиляции принято принимать значения давления, отсчитываемые от барометрического давления, причем при давлениях, больших барометрического, их называют избыточными, при меньших—разрежением.

Относительная влажность определяется отношением массы во­ дяных паров в каком-нибудь объеме к их массе в том же объеме при полном насыщении.

Связь между давлением, плотностью и абсолютной темпера­ турой устанавливается уравнением.

P/(gp) = RT, где g— ускорение свободного падения, м/с.

Для воздуха с абсолютной температурой 293 К и относительной влажностью 50% удельная газовая постоянная R =28S Дж/(кг-К).

n Удельная газовая постоянная представляет собой работу в 1 Дж, совершенную газом массой 1 кг, находящимся под постоянным дав­ лением, при нагревании его на 1 К.

Связь между плотностью и абсолютной температурой при неиз­ менном давлении выражается формулой p /pi = TJT, 2 а связь между плотностью и давлением при неизменной темпера­ туре — p /Pi = Р%1Рг При переменных значениях температуры и давления р _ РчТ 2 г Pi PiT ' В мировой практике принято все результаты аэродинамических испытаний и разработку аэродинамических характеристик венти­ ляторов для каталогов относить к нормальным (стандартным) баро­ метрическим условиям: барометрическое давление Р = 103,3 кПа, н температура t = 20° С (Т — 293 К), относительная влажность R н б 50%, удельная газовая постоянная R = 288 Дж/(кг- К). При этих n условиях плотность воздуха р = 1,2 кг/м. н Фактическая плотность воздуха при нестандартных значениях давления, влажности и температуры определяется по формуле Р (273 + 20) /? н РЕ 103,3 (273 + 0 Я В табл. 1 даны значения R/288 для различных температур при разной относительной влажности воздуха.

Таблица Значение R/288, Дж/(кг-К), при относительной влажности, % t. *с 20 50 0, 10 0,998 1, 20 0,998 1 1, 1, 30 0,999 1,004 1. 1, 40 1 1,01 1, 0, 50 1,003 1, 1,02 1, Как видим, для воздуха значение #/288 очень мало изменяется, и поэтому в расчетах вентиляционных сетей колебания влажности, как правило, не учитываются.

Значения удельной газовой постоянной для некоторых газов заметно отличаются от значений ее для воздуха:

Кислорода О а Азота N Водорода Н Окиси углерода СО Углекислого газа СО а Сильно перегретого пара Н 0 Метана СН Сернистого ангидрида S0 При перемещении таких газов необходимо учитывать это от­ личие.

Давления, возникающие в потоке движущегося воздуха, разде­ ляют на три вида: статическое, динамическое и полное.

Статическое давление представляет собой давление газа, нахо­ дящегося в трубопроводе. Оно характеризует потенциальную энер­ гию потока и действует с одинаковой силой во все стороны.

Динамическое давление (называемое также скоростным) пред­ ставляет собой давление, оказываемое движущимся воздухом на поверхность, не параллельную движению потока, и характеризует кинетическую энергию потока.

При скорости v ^ 50 м/с динамическое давление определяется по формуле Р = рУ /2.

д При больших скоростях следует учитывать сжимаемость газа.

Полное давление определяется как сумма статического и дина­ мического давлений и представляет собой полную энергию движу­ щегося воздуха в рассматриваемом сечении трубопровода:

1 1 П СТ Т д Давление измеряется с помощью приемников давления и мано­ метров;

их показания дают разность между абсолютными давления­ ми и барометрическим. Эта разность считается положительной, если полное и статическое давления больше барометрического, и отри­ цательной, если эти давления меньше барометрического.

Г л а в а II. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О ВЕНТИЛЯТОРАХ 1. СУЩЕСТВУЮЩИЕ ВИДЫ ВЕНТИЛЯТОРОВ Вентилятором называется лопаточная машина, создающая мак­ симальное давление 15 кПа (по рекомендациям СЭВ — 30 кПа).

По направлению потока газа в колесе вентиляторы разделяются на следующие виды: а) радиальные (рис. 1);

б) осевые (рис. 2);

в) диаметральные (рис. 3);

г) диагональные — радиально-осевые (рис. 4).

В радиальном вентиляторе воздух, входя во входной патрубок корпуса в осевом направлении, отклоняется в колесе почти на 90° в радиальном направлении и после этого поступает в улитку кор­ пуса. В осевом вентиляторе воздух проходит корпус и колесо в од­ ном и том же направлении—вдоль оси вала вентилятора. В диа­ метральном вентиляторе воздух входит в радиальном направлении на лопатки колеса от периферии к центру, пересекает его примерно по диаметру и выходит через лопатки с противоположной стороны, отклоняясь при этом на некоторый угол. В диагональном вентиля­ торе воздух перемещается в колесе по диагонали между радиаль­ ным и осевым направлениями. Наиболее широко в вентиляционных системах используются радиальные и осевые вентиляторы.

Радиальные вентиляторы разделяются на три подвида по на­ правлению выхода лопаток рабочего колеса (рис. 5):

с лопатками, загнутыми назад по ходу вращения (f} C 90°);

с лопатками, радиально оканчивающимися (Р — 90°);

с лопатками, загнутыми вперед по ходу вращения (р 90°). Отметим, что начальный угол лопаток f} должен быть всегда x меньше 90°. Форма лопаток существенно влияет на аэродинамиче­ ские качества вентиляторов (подробнее об этом будет сказано ниже).

Весьма распространено условное разделение радиальных вен­ тиляторов по максимально создаваемому ими практическому дав­ лению на вентиляторы низкого, среднего и высокого давления.

Вентиляторы, создающие максимальные давления, или, вернее, максимальную разницу давлений до и после вентилятора 1000 Па, принято называть вентиляторами низкого давления, от 1000 до 3000 Па — среднего давления, свыше 3000 Па — высокого дав­ ления.

Распространенное в отечественной технической литературе название этих вентиляторов центробежными не точно определяет их по принципу на­ правления потока газа в колесе, и поэтому рекомендуется принять название радиальные, применяемое в зарубежной технической литературе и рекомен­ дуемое СЭВ.

Указанная система отсчета углов выхода лопаток колеса установлена с июля 1965 г. ГОСТ 10616—63;

до этого в СССР было принято вести отсчет углов в обратном порядке: лопатки, загнутые назад (р 90°), лопатки, е загнутые вперед (|3 90 ).

Рис 1 Радиаль- Рис 2. Осевой вен- Рис. 3. Диамет иый вентилятор тилятор ральный вентиля­ тор Рис. 4 Радиально- Рис 5. Лопатки радиального вентилятора осевой вентилятор а —загнутые назад, р 90°;

б—радиально оканчива­ ющиеся, р2=90°;

в —загнутые вперед, р 90° Следует указать, что такое разделение радиальных вентиляторов является совершенно необоснованным с научной точки зрения, так как любой вентилятор теоретически способен создать почти неогра­ ниченное давление, если установить ему соответствующую частоту вращения. В настоящее же время и практическое значение такого деления потеряло смысл, поскольку большинство выпускаемых про­ мышленностью вентиляторов являются одновременно вентиляторами и низкого и среднего давления.

Радиальные вентиляторы различаются также по конструктив­ ному исполнению колеса и корпуса: одностороннего всасывания (см. рис. 1), двустороннего всасывания, двухступенчатые и много­ ступенчатые.

У вентиляторов двустороннего всасывания воздух забирается с обеих сторон корпуса, а колесо составлено как бы из двух колес вентилятора одностороннего всасывания. Эти вентиляторы подают значительно большее количество воздуха, чем вентиляторы одно­ стороннего всасывания, при том же давлении, при одних и тех же диаметрах колес и одинаковых частотах их вращения.

У двухступенчатых и многоступенчатых вентиляторов на одном рабочем валу установлены последовательно два колеса или более с подачей воздуха из выходного патрубка первого колеса на вход следующего, что увеличивает конечное давление против конечного давления одноступенчатого вентилятора.

К радиальным следует отнести и так называемые дисковые вен­ тиляторы, у которых колесо вместо лопаток имеет ряд дисковых колец, расположенных на валу. Относительно узкие зазоры между кольцами служат каналами для прохода воздуха, перемещаемого от центра к периферии колеса за счет сил трения. Эти вентиляторы обладают меньшими возможностями в отношении создания дав­ ления и расхода воздуха, чем обычные радиальные, и имеют низкий к. п. д., но они являются менее шумными в работе и поэтому могут применяться в тех случаях, где предъявляются особые требования к шуму.

Осевые вентиляторы также имеют различные модификации.

В вентиляционных установках наиболее распространены осе­ вые вентиляторы с листовыми лопатками, вырезанными из метал­ лического листа и имеющими одну и ту же толщину по всей пло­ скости.

Значительно менее распространены осевые вентиляторы с так называемыми профильными лопатками, имеющими форму само­ летного крыла, или чечевицеобразными. Эти вентиляторы за счет большой прочности лопаток способны развивать большие давления, чем вентиляторы с листовыми лопатками.

Известны также осевые вентиляторы, у которых перед колесом или за ним устанавливают неподвижные лопатки. Такие неподвиж­ ные лопатки называют направляющим (если они установлены пе­ ред колесом) аппаратом осевого вентилятора или спрямляющим (если они установлены за колесом). Установка направляющих и спрямляющих аппаратов хотя и усложняет конструкцию осевых вентиляторов, но повышает их аэродинамические свойства.

Так же как и радиальные, осевые вентиляторы для повышения давления могут выполняться двух- или многоступенчатыми.

Вентиляторы классифицируются также и по направлению вра­ щения колеса. В нашей стране принято обозначать вентилято­ ром правого вращения тот, у которого колесо вращается по ча­ совой стрелке, если смотреть на него со стороны привода, и вентиля­ тором левого вращения тот, у которого колесо вращается против ча­ совой стрелки.

Следует сказать, что такое определение не является строгим, так как местоположение привода более или менее определенным бывает только у радиальных вентиляторов, что же касается осевых, то у них привод может быть по обе стороны от колеса при одном и том же направлении вращения. Поэтому правильнее определять направление вращения колеса не по расположению привода, а по местоположению стороны всасывания.

По рекомендации СЭВ предлагается называть: вентилятором и правого вращения тот, у которого колесо вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны всасывания, и вентилятором ле­ вого вращения тот, у которого колесо вращается против часовой стрелки.

2. МЕХАНИЗМ СОЗДАНИЯ ВЕНТИЛЯТОРОМ ДАВЛЕНИЯ.

УРАВНЕНИЕ ЭЙЛЕРА Давление, создаваемое вентилятором, вызывается передачей воздуху энергии от вращающегося колеса;

после рабочего колеса полное давление не увеличивается.

Теоретическое полное давление, развиваемое вентилятором (при отсутствии потерь), определяется по уравнению Эйлера, ле­ жащему в основе расчета всех видов вращающихся лопаточных ма­ шин: турбин, насосов, вентиляторов:

Р = р(и с — и с ). (1) т 2 2и 1 1и Скорости с и с (рис. 6) представляют собой скорости закручи­ 1и 2м вания потока.

Уравнение (1) показывает, что теоретическое давление вентиля­ тора зависит только от плотности перемещаемой среды, окружной скорости и скорости закручивания потока.

При отсутствии перед вентилятором каких-либо аппаратов, за­ кручивающих поток, скорость с равна нулю. В этом случае дав­ 1и ление следует определять по сокращенному уравнению Эйлера:

Р = рщс. (2) т 2и Для осевого вентилятора щ-=и = и, и поэтому уравнение Эй­ х лера примет вид:

P = pw(c — c ), (3) T 2u lu а при отсутствии закручивания потока перед вентилятором, т. е.

когда с = О, 1и г = рИС.

т 2ц Рис. 6. Треугольники скоростей на входе и вы­ ходе лопатки рабочего колеса радиального вен­ тилятора Уравнение (2) определяет разницу в аэродинамических свойст­ вах радиальных вентиляторов с лопатками разных видов. Из рис. следует, что при равных диаметрах колес и при одинаковой окруж­ ной скорости и скорость закручивания с у вентилятора с лопат­ 2 2а ками, загнутыми вперед, будет всегда больше по величине, чем у вентилятора с лопатками, загнутыми назад. Следовательно, вен­ тиляторы с лопатками, загнутыми вперед, будут создавать большие давления, чем вентиляторы с лопатками, загнутыми назад. Венти­ ляторы с радиально-оканчивающимися лопатками занимают в этом отношении промежуточное положение.

3. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЙ В ВОЗДУХОВОДЕ С ВЕНТИЛЯТОРОМ Для того чтобы определить, каким образом распределяются дав­ ления в вентиляционной сети, состоящей из всасывающего и нагне­ тательного воздуховодов, по которым с помощью вентилятора пере­ мещается воздух, строим эпюру давлений (рис. 7).

Воздух будет поступать во входное отверстие воздуховода, ко­ гда в сечении / — / установится статическое давление, меньшее ба­ рометрического;

разность давлений Р — Р / создает поток воз­ б ст духа с некоторой скоростью vj.

Напишем уравнение Бернулли для сечений а — а и / — /;

при этом примем, что сечение а — а расположено на большом расстоя­ нии от входа в трубу, поэтому скорость движения воздуха в сече­ нии можно принять равной нулю, т. е. v = 0: a P + pvl/2 = P + pvJ/2.

CTa CTl Полное давление = °п/ — Р та ^б PCTI PQ—Pp,i- = С Если же перейти к давлениям исчисляемым от линии бароме­ трического давления, то получим:

— ДР / = ДР /;

СТ Д ДР =-ДР + ДР = 0.

п/ ст/ д/ Потери давления при движении воздуха в прямолинейном воз­ духоводе прямо пропорциональны его длине:

ДР' = Р /, ТР где Р — удельные потери давления, Па/м.

тр Уравнение Бернулли для сечений /—/ и / / — / / примет вид:

Рст/ + Р 1 = Рст// + Рд// + А Р / - / /, А где АР'/_// — потери давления на участке между сечениями / — / и II — II, или — ДР + ДРд/ = - ДРст/7 + ДРд// + Д-Р/-Л • СТ/ иш IL Ш.

Рис 7 Эпюра распределения давлений в воздуховоде 00 — линия абсолютного вакуума, АА—линия барометрического давления, ББ — линия полного давления, ВВ — линия статического давления Но поскольку—ДР / = АРд/, получаем:

СТ — Д Р + АРд// = — А Р = - Л Р ;

_, СТ// П// / т. е. полное давление во всасывающем воздуховоде равно по абсо­ лютному значению потерям давления на участке от входа в воз­ духовод до рассматриваемого сечения.

По абсолютному значению полное давление А Р / / во всасы­ П вающем воздуховоде меньше статического А Р / / на значение ди­ СТ намического давления А Р /, а абсолютное значение полного дав­ Д/ ления Р // больше статического Р // на значение динамического п ст давления Р ц. л Распределение давлений в нагнетательном воздуховоде будем рассматривать с его конца, т. е. от выхода воздуха из трубы в ат­ мосферу.

Составляем уравнение Бернулли для сечений IV — IV и б — б:

РстЛ/+Рд/1/ = Р с т б + Р д б Н - ^ у,д где Р — потери давления на удар при выходе воздуха наружу;

уд Лгд ^ pvh /2;

АРст/v + АРд iv = АР б + АРд б + pvfv 12.

СТ Но поскольку Д Р б = 0;

ДР = 0 и ДР /у = pv] /2;

получа­ СТ Дб д v ем: Д Р / у = 0.

ст Уравнение Бернулли для сечений 77/ — / / / и IV— IV имеет вид:

РстШ + РдШ = + Л^У + hPhl-IV* PCTIV где АР'ш—iv — потери давления на участке между сечениями III —III я IV— IV.

ПОСКОЛЬКУ ДРстЛ' = 0, ДРстш + ДРд/я = A / V + bPhi-iv.

Отсюда ДРст/// = kPtfV + bPllI-IV — ДРд/7/.

Если нагнетательный воздуховод (см. рис. 7) имеет постоянную площадь сечения, равную площади сечения выхода из вентилятора, то ДРст/п •= АР///—/v • Следовательно, статическое давление в нагнетательном воздухо­ воде постоянного по площади сечения, равного площади сечения выхода из вентилятора, равно потерям давления в нем, без учета потерь давления на удар при выходе воздуха из сети, и полностью расходуется на их преодоление.

Полное давление ДРп/// = Д Р ш - л / + А Р т д т. е. оно равно сумме потерь давления на участке воздуховода, сле­ дующем за рассматриваемым сечением, и потерь давления на удар при выходе воздуха в атмосферу.

Полное давление в сечении выхода из нагнетательного воздухо­ вода равно динамическому давлению в этом сечении (потерям дав­ ления на удар), а статическое давление равно нулю.

Для воздуховодов постоянного сечения (см. рис. 7) статическое давление является отрицательной величиной (—АР ) для всасыва­ СТ ющего участка и положительной ( + Д Р ) для нагнетательного уча­ СТ стка. Однако в тех случаях, когда нагнетательный воздуховод рас­ ширяется в направлении движения воздуха (диффузор), в нем может оказаться отрицательное статическое давление, т. е. разрежение.

Рассмотрим этот случай на примере вентилятора с диффузо­ ром (рис. 8).

Напишем уравнение Бернулли для сечений / — / и 77 — 77:

АР + ДРд/ = ДРст// + АРд// + АР/'-// • СТ/ Но так как Р / / = 0, получаем:

ст ДР = ДР / + ДР/_// — ДР /. (4) СТ/ Д/ Д Рис. 8. Распределение давлений в диф­ фузоре при различной величине потерь давления в нем.-^я**" а — потери в диффузоре больше динамиче­ г ского давления вентилятора при Л^д.общ. ' Л Р 'йи (ЛРст. / — положительная величина);

б — потери в диффузоре меньше динамическо годавления вентилятора при Д^д.общ. &Pd j (ДРст./ --отрицательная величина);

АЛ — ли­ ния барометрического давления;

ББ — линия полного давления: ВВ — линия статического давления Величина А Р / + A P ' / _ в уравнении (4) представляет собой д/ 7/ величину общих потерь давления в диффузоре А Р ', включаю­ д-общ щую и потерю давления на удар при выходе воздуха из диффузора.

Поэтому уравнение (4) можно написать в следующем виде:

АРст/ АР;

, общ—АРд / Из этого следует, что в случае, когда общие потери давления в диффузоре меньше динамического давления вентилятора, стати­ ческое давление в сечении выходного отверстия вентилятора являет­ ся отрицательной величиной. При этом воздух движется из зоны меньших абсолютных статических давлений в зоны больших. Это объясняется тем, что абсолютное полное давление в этом случае боль­ ше барометрического. Если же потери давления в диффузоре больше динамического давления вентилятора, то статическое давление — положительно.

4. ДАВЛЕНИЯ, РАЗВИВАЕМЫЕ ВЕНТИЛЯТОРОМ, РАБОТАЮЩИМ В ВОЗДУХОВОДЕ Между сечениями 77 — II и III — III (см. рис. 7) расположен вентилятор, сообщающий потоку дополнительное полное давле­ ние P. v Уравнение Бернулли будет иметь следующий вид:

Рст // + А Р + P = Р + АР ш.

Д// v стШ д Если между вентилятором и диффузором имеется участок нагнетатель­ ного воздуховода, то отрицательное статическое давление возникнет не в се­ чении выходного отверстия вентилятора, а на этом участке.

Отсюда P = {РстШ + Д Р д ш ) — {Peril + ДРд// ) = Ри III — Pnll, v т. е. полное давление, создаваемое вентилятором, равно разности полного давления после вентилятора и полного давления до него, или, если отсчитывать от барометрического давления, полное дав­ ление вентилятора будет равно сумме абсолютных значений пол­ ных давлений до и после вентилятора:

Р = |ДР„//| + |ДР„///|.

в Статическим давлением вентилятора у нас в стране принято на­ зывать разность между полным давлением вентилятора и его дина­ мическим давлением на выходе (см. рис. 7):

Р« = Р - р 0 / 2 ;

в здесь v — средняя скорость на выходе из вентилятора, подсчи­ танная по его подаче и площади его выходного сечения.

В ряде других стран статическим давлением вентилятора назы­ вают разность между статическим давлением до и после вентилятора (см. рис. 7):

isv — Рст Ш "" Рст II »

Статическое давление, принятое за границей, больше статическо­ го давления, принятого в СССР, на значение динамического дав­ ления в воздуховоде перед вентилятором, т. е.

Pn = P + pv*/2, n где v — средняя скорость воздуха в воздуховоде перед вен­ тилятором.

Когда отсутствует всасывающая сеть и воздух засасывается вен­ тилятором непосредственно из окружающей среды (свободный вход), скорость У! = 0 и P = P'.

sv sv Динамическим давлением вентилятора, в отличие от принятого у нас P = P — P, в ряде стран называется разность динами­ dv v 8V ческих давлений после и до вентилятора:

P'dv=P IIl— Рд11 A 5. ПОНЯТИЕ ОБ АЭРОДИНАМИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКЕ, СХЕМЕ И ТИПЕ ВЕНТИЛЯТОРА Вентилятор, перемещая по сети воздуховодов определенный объем воздуха, преодолевает сопротивление этой сети своим давлением.

Поэтому для правильного выбора вентилятора необходимо знать его аэродинамические свойства, а именно, какие давление и пода­ чу он способен обеспечить.

Ранее было показано, что создаваемое вентилятором теорети­ ческое давление, согласно уравнению Эйлера (2), определяется ки нематикой потока, т. е. диаграммой скорости на лопатке. Но зна­ чение давления меняется также и при колебаниях расхода воздуха.

Зависимость давления от подачи воздуха у вентилятора Р = = f (Q) легко выявить, если произвести небольшое преобразование уравнения Эйлера.

Из диаграммы скоростей (см. рис. 6) имеем:

с = " + Щ cos (180° — р ), 2м 2 и уравнение Эйлера принимает вид:

w Р = ри [«а + 2 cos (180° — р )1 = т 2 = Р"2 + рщш cos (180° — р ). 2 а Это уравнение не имеет практического значения, но позволяет судить о характере кривой давления вентилятора.

Значения р, и, Р постоянны для вентилятора при установлен­ 2 ной частоте вращения колеса и при одной и той же среде. Относи­ тельную скорость w, согласно теории аэродинамики вентилятора, с большой степенью приближения можно принять пропорциональ­ ной объему протекающего воздуха.

Поэтому геометрическая зависимость теоретического давления Р от подачи воздуха Q представляет собой прямую линию, причем т в графике с координатами Q — Р эта прямая должна брать свое т начало не от нуля, а от точки на ординате Р, отстоящей от абсцис­ т сы Q на отрезок, по величине соответствующий ри\.

Направление этой прямой в координатах Q — Р будет зависеть т от формы лопаток колеса. Так, у вентиляторов с лопатками, загну Рис. 9. Характерные кривые дав­ ления и расходуемой мощности у радиальных вентиляторов 1, 1' — соответственно кривые давле­ ния и потребляемой мощности у вен­ тилятора с лопатками, загнутыми впе­ Рис. 10. Типичная аэродинамическая ха­ ред;

2, 2' — то же, с лопатками ра рактеристика радиального вентилятора !

диально оканчивающимися, 3, 3 — то при определенной частоте вращения же, с лопатками, загнутыми назад тыми вперед, с увеличением расхода воздуха w увеличивается, % cos (180°— р ) имеет положительное значение, теоретическое дав­ ление растет, и прямая линия поднимается вверх. У вентиляторов с лопатками радиально оканчивающимися эта прямая параллельна оси абсцисс и у вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, падает с увеличением Q.

Фактические же линии давления, в связи с потерями давления в колесе, видоизменяют свою форму, превращаются в кривые, меж­ ду которыми остается указанное выше отличие, свойственное раз­ личным формам лопаток. Типичные кривые давления и расходуемой мощности радиальных вентиляторов с лопатками указанных трех видов представлены на рис. 9.

Форма лопаток у колеса радиального вентилятора существенно влияет на характер кривой давления P = f (Q). У вентилятора v с лопатками, загнутыми вперед, при увеличении подачи возду­ ха давление (кривая 1) вначале увеличивается, а потом незначи­ тельно снижается;

у вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, с увеличением подачи давление падает значительно резче (кривая 3) и, наконец, вентилятор с лопатками радиально оканчи­ вающимися занимает в этом отношении промежуточное положение (кривая 2). Таким же образом отличаются друг от друга и кривые расходуемой мощности у вентиляторов с различными лопатками (см. рис. 9).

Кроме того, от вида лопаток зависит и к. п. д. радиальных вен­ тиляторов: вентиляторы с лопатками, загнутыми вперед, уступают по значению к. п. д. вентиляторам'с лопатками, загнутыми назад.

Это объясняется тем,что у первых наблюдаются большие потери дав­ ления в межлопаточных каналах из-з^а изменения направления по­ тока и еще большие гидравлические потери давления на выходе из колеса из-за больших абсолютных скоростей. Вентиляторы с лопат­ ками радиально оканчивающимися занимают и в этом отношении промежуточное положение.

Полная аэродинамическая характеристика радиального венти­ лятора (рис. 10) представляет собой совокупность кривых (полного давления P, статического давления P или динамического дав­ v sv ления P, расходуемой вентилятором мощности N, полного к. п. д.

dv ц и статического к. п. д. т) ) как функцию от подачи Q при определен­ ных диаметре колеса, частоте вращения и плотности перемещаемой среды.

Аэродинамические характеристики вентиляторов определяются при их аэродинамическом испытании на стендах;

расход воздуха на этих стендах изменяют путем дросселирования.

Почти во всех вентиляционных системах вентилятор, подавая в сеть какой-то объем воздуха при определенном давлении, работает в пределах своей характеристики, построенной в сетке положитель­ ных значений Qu P (I квадрант). Подача воздуха может иметь и от­ v рицательное значение, когда воздух протекает через вентилятор в обратном направлении. Такое положение может создаться в том случае, если давление на выходе из вентилятора больше давления, создаваемого вентилятором (последний является в этом случае со­ противлением).

Если давление на входе в вентилятор больше, чем на выходе, воздух движется в нормальном направлении (положительное зна­ чение), но с отрицательным давлением. Воздух движется через вен­ тилятор вследствие более высокого давления воздуха перед ним (вентилятор работает как турбина).

Для этих случаев характеристика вентилятора должна строиться также во II и IV квадрантах.

Как было сказано ранее, треугольники скоростей определяют кинематику потока в колесе вентилятора и его аэродинамические свойства. В свою очередь, треугольники скоростей определяются, в частности, геометрической формой лопаток.

Однако аэродинамические свойства вентилятора зависят не только от формы лопаток, но и от других геометрических факторов проточной части вентилятора (колеса и внутреннего пространства корпуса). При этом важны не абсолютные размеры, а их соотноше­ ния между собой.

Геометрическую конфигурацию проточной части вентилятора с установленным числом лопаток и с размерами, находящимися в оп­ ределенном соотношении друг с другом, принято называть аэро­ динамической схемой вентилятора, которая определяет в целом аэро­ динамическую характеристику.

Конкретная аэродинамическая характеристика (рис. 10) соот­ ветствует только тем вентиляторам, которые выполнены по оп­ ределенной аэродинамической схеме с равным диаметром колеса, имеющего одинаковую частоту вращения. Вентиляторы одной и той же аэродинамической схемы, но с различными диаметрами и часто­ тами вращения колеса имеют и разные аэродинамические харак­ теристики.

Вентиляторы разных размеров, выполненные по одной аэроди­ намической схеме, принято относить к одному типу. Вентиляторы одного типа и одних размеров относятся к одному типоразмеру.

6. ВИДЫ АЭРОДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЕНТИЛЯТОРОВ Аэродинамические характеристики вентиляторов можно разде­ лить на два вида:

индивидуальные, характеризующие аэродинамические качества одного вентилятора определенного размера;

безразмерные, характеризующие аэродинамические качества вентиляторов одного типа (одной аэродинамической схемы), но раз­ ных размеров и с различной частотой вращения колеса.

Для вентиляторов, применяемых для вентиляции помещений, аэродинамические характеристики составляются для воздуха нор­ мальных барометрических условий.

Индивидуальные аэродинамические характеристики составляют­ ся как для одного значения частоты вращения колеса, так и для все­ го практически применяемого диапазона частот. Строятся эти харак­ теристики в координатах: по оси абсцисс откладываются значения 3 производительности Q, м /ч или м /с, по оси ординат — давления P, Па или кПа, как установлено Международной системой единиц.

v Индивидуальные характеристики вентиляторов, составленные для нескольких частот вращения колеса, встречаются в каталогах в виде графиков, построенных в линейном (рис. 11) и в логарифмическом (рис. 12) масштабе.

Характеристика, составленная для нескольких частот (см. рис. И), внешне отличается от характеристики, составленной для одного значения частоты: вместо кривой P дана кривая P ;

sv dv отсутствует кривая T};

вместо одной кривой полного к. п. д. дана s совокупность идущих от центра координат параболических кривых, каждая из которых представляет собой местоположение одинаковых значений к.п. д. при различных частотах вращения;

вместо одной кривой мощности дано семейство кривых.

В каталогах, выпущенных после 1965 г., а также в большинстве зарубежных материалов аэродинамические характеристики при­ ведены в виде графиков, построенных в логарифмическом масштабе (см. рис. 12). На этих графиках не дается характеристика вентиля­ тора во всем диапазоне его, возможной подачи, а приводится только практически рекомендуемая рабочая область, ограниченная с обеих сторон прямыми линиями достаточно еще высоких к. п. д., обычно не ниже 0,75 максимального к. п. д.

Некоторые аэродинамические характеристики осевых вентиля­ торов в последнее время стали выполнять с линиями равных зна­ чений к. п. д., нанесенными на тот же график, где представлены кривые давлений (рис. 13). Такие характеристики составляют, как правило, для осевых вентиляторов с поворотными лопастями. Эти вентиляторы имеют различные кривые к. п. д. в зависимости от угла поворота лопастей, и нанесение их всех на один график создает трудно читаемый материал.

Безразмерные аэродинамические характеристики имеют иное назначение. Они очень удобны для сравнения аэродинамических качеств вентиляторов различных типов и необходимы при проекти­ ровании и испытании вентиляторов.

Эти характеристики строятся в координатах, где откладываются не конкретные значения производительности, давления и мощности, а их коэффициенты: по оси абсцисс — коэффициенты производи­ тельности;

по оси ординат—коэффициенты давления и мощности.

По рекомендации СЭВ, в нашей стране приняты обозначения и значения этих коэффициентов, отличающиеся от принятых в тех­ нической литературе до 1973 г. (табл. 2).

Аэродинамические характеристики, опубликованные до 1974 г., имеют единицу давления кгс/м по системе МКГСС.

Рис. 11 Типичная аэродина­ р ь,Па мическая характеристика ра­ диального вентилятора, по­ строенная в линейном мас­ штабе WOO --, J 8000 ПОо о Q,M /V то Рис. 12 Типичная аэродина­ мическая характеристика радиального вентилятора, 2 Я,1гысм /ч построенная в логариф 0,3 qv 0, ческом масштабе Рис 13 Типичная аэроди­ намическая характеристика осевого вентилятора с по­ воротными лопатками 60 И,м /с Удобство пользования этими коэффициентами заключается в том, что для вентиляторов одной аэродинамической схемы, но разных размеров и с различными частотами вращения колеса эти коэффи­ циенты являются величинами постоянными при работе вентилятора на одном и том же режиме;

другими словами, эти коэффициенты ха­ рактеризуют определенным образом тип и режим работы вентиля­ тора.

Как правило, при проектировании систем вентиляции не при­ ходится иметь дело с безразмерными аэродинамическими харак­ теристиками, поскольку обычно выбор вентиляторов производится из серийно изготовляемых, на которые имеются разработанные ин Таблица Применяемое обозначение Коэффициент с 1973 г.

до 1973 г у- о;

ри 77 #СТ. ри Давления ст " ~ ри ' Яд я ри Я д ~ ри ри - 102N 204N Мощности 3 pu jtD /4 3 pu jiD / - Q Q о Подачи 4 imD /4 * unD / П р и м е ч а н и е. t|) = 2tf;

"k = 2N\ p=Q.

дивидуальные характеристики. Но в некоторых случаях целесо­ образно применить вентилятор несерийного изготовления, и тогда может оказаться необходимым составление индивидуальной харак­ теристики по безразмерной.

Пример 1. Составить индивидуальные аэродинамические характеристики центробежного вентилятора Ц4-76 № 5 по безразмерной аэродинамической характеристике этого вентилятора (рис. 14, а).

Решение. Ограничиваемся расчетом на частоту вращения 1500, 2000 и - 2500 м и н, и характеристику составляем на сокращенную рабочую область вентилятора.

Выбираем расчетные точки / — 5 и выписываем для них значения ц, Ф и 15 (табл. 3).

J ю Ъ.1к • " J •—•}-$. п — \ \ — Г* А 1?

_ I •Щ - - 7& № ^ г/ & / т^ $/ / * —Ъ Ч^Ъэ '( V КУ I &\ woo /) и _2/ ^ - — * 7 Г - — / I I W0Q 4,м'/ч —- •f | / I t I!

0, Ру.Ла 3" /! F гооо 1J 2/ Рис. 14. К примеру N? " ^ & § \ V У \У ' 2, *\;

/у *У т О 2 Ч 5 6 7 8 9 Ц,тыс.м /ч Таблица л Расчетная точка г| ф 0, 0, 0, 0,8 0,175 0, 3 0,84 0,22 0, 4 0,8 0,27 0, 5 0,75 0,29 0, Фактические значения подачи воздуха, м /ч, и полного давления, Па, определяем по формулам:

Q = 3600(pujtD /4;

P„=TJ5pu /2.

Результаты расчета вписываем в табл. 4.

Та блица p,n а Q. м / ч | v п, и, Расчетная точка м/с мин 4 5 1 1 2 3 2 3 39 3850 4800 6 000 7 400 8 000 870 1500 850 52 5150 6400 8 000 9 900 10 600 1550 2000 1520 65 6400 8000 10 000 12 400 13 300 2400 2500 2350 По полученным результатам составляем индивидуальные аэродинами­ ческие характеристики, построенные в линейном (рис. 14, б) и логарифми­ ческом (рис. 14, в) масштабе.

Аналогичным образом можно построить кривые полного давления для любой частоты вращения и любого диапазона рабочей области вентилятора, а также кривые статического давления и расходуемой мощности.

7. ЗАКОНЫ ПОДОБИЯ ВЕНТИЛЯТОРОВ Законы подобия (или пропорциональности) вентиляторов уста­ навливают изменение аэродинамических параметров вентилятора (подачи Q, давлений P, P, P, к. п. д. ц и r\, расходуемой v sv dv s вентилятором мощности N) при изменении частоты вращения колеса п, диаметра колеса D и плотности перемещаемой среды р.

Формулы пересчета указанных параметров имеют следующий вид:

N, п Ру2 п (5) г N Qi Pvl «1 Dу 1± D = var;

-^~ (6) D J' D Qx Pvl x t Ру2 N2 Р Р2.

р = var;

(7) = N PJ Pvl Pi '' x Пересчет давлений Р и P производится аналогично пересчетуsv d давления P. При этом г\ = тц v На рис. 15 и 16 показано, как производится пересчет харак­ теристики вентилятора.

На рис. 15 стрелки указывают, как перемещается условная точ­ ка Л, соответствующая данным Q и P при увеличении частоты 1 vl вращения в 1,2 раза, а затем и диаметра колеса в 1,2 раза.

При повышении частоты вращения в 1,2 раза получаем точку Б (см. рис. 15) пересчетом:

Q = Qi—=Qi-l2;

р —D ( U±Y — р. V «l / Таким же образом пересчитываются и все остальные точки кри­ вой P, в результате чего получается новая кривая давления P, vl v для того же вентилятора, но с частотой вращения колеса, большей в 1,2 раза;

кривые мощности строятся аналогичным образом по со­ ответствующим формулам пересчета.

При увеличении в 1,2 раза диаметра колеса вентилятора полу­ чаем точку В пересчетом:

3 Q = Q i ( ^ - ) = Qri,2 ;

P 3 = P i ( ~z~ J = P \' 1 » V v v l 4 Hi S a, Q Q Z Рис. 15 Пересчет характеристики вен­ Рис, 16. Пересчет характеристики вен­ тилятора при изменении частоты вра­ тилятора при изменении плотности щения и диаметра рабочего колеса перемещаемой среды кривые давления и к п д венти­ кривые давления и к п д. венти­ лятора с колесом диаме1ром D при ча лятора при плотности среды pi;

— — — то { стоте вращения п • то же, с коле­ же, P2 = l,5 Pi и сом диаметром Z?i при частоте вращения «2=1,2 я — • — то же, с колесом диа - ь метром D = 1,2 i при частоте враще­ ния л.

Согласно этим формулам, значения к. п. д. численно не изменяются, а кривая к. п. д.

лишь передвигается соответст­ вующим образом вправо.

На рис. 16 показан пере­ счет характеристики вентилято­ ра при увеличении плотности перемещаемой среды в 1,5 раза.

Весьма полезно, по нашему мнению, несколько глубже рас­ Рис 17 Треугольники скоростей при смотреть подобие вентиляторов увеличении частоты вращения рабо­ и пересчет характеристик и, в чего колеса и сохранении того же ре­ частности, уяснить, как изме­ жима работы вентилятора няется кинематика протекающе­ го через колесо потока при изменении частоты вращения вен тилятора, диаметра колеса и плотности воздуха.

Воспользуемся снова диаграммой скоростей на выходе из колеса вентилятора (рис. 17).

Когда при изменении скорости колеса вентилятора « абсолют­ ные скорости потока с не меняют своего направления, т. е. (c )i 2 и ( ) совпадают по направлению, получаем полное подобие тре­ 2 угольников скоростей, в результате чего можно записать:

(си ) _ (ц ) _ (с ) 2 а а а 2ц а Wi («2)1 (c )i au Как было упомянуто, скорость w может быть принята пропор­ % циональной расходу воздуха Q, в этом случае имеем:

Qa ("2)2 „ п Qi («2)1 " Поскольку Р = р и с, получим:

т 2 2и (fir)2 _ P(«2)g(gau)a / J4.

= n (fir)i Р ("a)l (C u)i \l Гидравлический к. п. д. вентилятора т] PJP ;

поэтому при T *il = Л (fir) a Pv Iп Pvl \ « (PT)I QiPvi^i Q\Pvi^4 \ " В результате получены уже известные формулы (5) пересчета характеристик по частоте вращения.

Легко убедиться, что эти формулы справедливы только при ус­ ловии подобия треугольников скоростей на выходе потока из колеса.

Из формулы (5) имеем:

следовательно, точки А и Б (см. рис. 15) лежат на квадратичной параболе.

Таким образом, можно сделать вывод: когда у одного и того же вентилятора изменение подачи пропорционально изменению частоты вращения, то изменение давления пропорционально квадрату изме­ нения частоты вращения и подачи, а к. п. д. при этом остается преж­ ним. Это означает, что на графике с координатами Q — P изменение v давления P одного и того же вентилятора при изменении частоты v вращения происходит по параболе P = kQ\ (8) v где k — постоянная параболы.

Эта парабола одновременно является кривой равных значений к. п. д.

Работу вентилятора с переменными частотой вращения, расходом и давлением при сохранении подобия треугольников скоростей (когда Q /Q = п 1п и ц = const) называют «работой на одном 2 x ъ х и том же режиме».

Нетрудно показать, что формулы (6) справедливы также только для случая работы на одном и том же режиме, т. е. при подобии тре­ угольников скоростей.

Так, объемы воздуха пропорциональны произведениям скоро­ стей на площадь сечения. Поскольку площади F и F относятся x друг к другу как квадраты линейных размеров, имеем:

Q w Fy w /D у 2 = 9 = 2 Q wF w \DI x x x x x но wjw = uju = D%ID только при подобии треугольников, x x X следовательно QJQ = (DJD ). X X Далее:

Pvz (Р ) ^ р Ы ( с и ) /Р \ = т а 2 2 2 p Pvi ( i)i p(" )i(c u)i \ Di J 2 и опять только при подобии треугольников скоростей.

То же самое можно сказать и о формулах (7).

При изменении плотности воздуха отношение QJQ не меняется, X так как подача выражена не в кг/ч, а в м /ч, т. е. QjQ — 1. x Поскольку при одной и той же подаче частота вращения венти­ лятора и диаметр его колеса не изменяются, то (к ) == (и ), 2 2 2х c п (^2и)г — ( 2u)i ри подобии треугольников скоростей и P Pvl При одновременном изменении частоты вращения колеса, его диа­ метра и плотности перемещаемой среды формулы пересчета примут вид:

^ n \ f_D2 \з a Ui Ру2 p (9) ( Pvi Pi P Д N Pi Очень часто встречается необходимость увеличения подачи вентилятора при сохранении той же скорости за счет увеличе­ ния диаметра колеса.

Формулы пересчета характеристики при р = Pi примут в этом случае вид:

D = 1- ^-(* (10) l Qi ID J' P ' N, {D x vl x Эти формулы легко получить из формул (9), поскольку имеем JXD n nDj_ tii 2 Un -#- Ььл 60 откуда D,n 1.

Dn 1 Пример 2. Вентилятор, работая на какую-то сеть воздуховодов с частотой -1 вращения п\ = 870 м и н обеспечивает Q — 6200 м /ч при полном давле­ t нии P = 1300 Па. Какие будут подача Q и полное давление P вентиля­ vl 2 v - тора, если увеличить его частоту вращения до п = 1150 мин ? Решение.

^2 «2, ^8160 м /ч;

: ?1 «i' « 1150 N Hi. 1300 2250 Па.

)' Pwi~Pvl ^i П 1 J Пример 3. Вентилятор с колесом D = 400 мм, работая на какую-то сеть x - воздуховодов с частотой вращения % = 1800 м и н, обеспечивает Qi = — 3000 м /ч при полном давлении P = 800 Па. Какие будут подача Q и vl полное давление P „, если в той же сети воздуховодов вместо указанного вен­ тилятора будет работать вентилятор того же типа, но с колесом D = 500 мм;

- частота вращения в одном случае неизменная, т. е. n = ri\ = 1800 м и н, - во втором случае п = 1600 м и н, в третьем — колесо с D — 500 мм имеет 2 - ту же скорость, что и колесо с Dj_ = 400 мм, при п = 1800 м и н. х Решение.

- Случай I: n — 1800 м и н.

|"=ЫГ «-«•(ft-) =3000(—).5700 з/ч;

М - Случай II: п = 1600 м и н.

/• 1600 \ / 500 \ „, 2 I 1600 \ / 500 \ „ ПЛ = 800 - r — ж 960 Па.

V 1800 / \ 400 / Случай III: « = Ы]..

a 2 2 Q* / #» \ / A \ I 500 \ - — = 1;

Р = Рр1 = 800Па.

р P«7l 8. БЫСТРОХОДНОСТЬ ВЕНТИЛЯТОРОВ Для характеристики типа вентилятора, кроме коэффициентов подачи ф, давления г|э и мощности Я,, очень важен еще один кри­ терий — быстроходность вентилятора, определяемая по формуле :

5,5л 138 /1 i \ iy-= т^ =. (И) ]/|w /^VPT Поскольку быстроходность определяется через Q и Р то оче­ В) видно, что в каждой точке аэродинамической характеристики вен­ тилятор будет иметь свое значение быстроходности. Характерной принято считать быстроходность, соответствующую максимальному к. п. д.

Быстроходность вполне определенно характеризует область при­ менения вентилятора по режиму работы, так как дает соотношение 1 При давлениях в кгс/м и коэффициентах Я быстроходность п i/^Vf^ между подачей, давлением и частотой вращения или между коэф­ фициентами подачи и давления.

Из уравнения (11) следует, что чем больше отношение давления к подаче, тем меньшей будет быстроходность.


Ориентировочная градация вентиляторов по быстроходности и области их применения приведена в табл. 5.

Та блица Быстроход Вентиляторы ность Радиальные одноступенчатые и двухступенчатые с очень узким колесом для давлений 12 000—15 000 Па 6— Радиальные одноступенчатые с колесом небольшой ширины для давлений 10 000—12 000 Па 12— Радиальные односторонние с лопатками, загнутыми назад, для давлений до 2500—3000 Па 40— То же, с лопатками, загнутыми назад, для давлений до 2000 Па 60— 90— Радиальные двусторонние вентиляторы Осевые вентиляторы с листовыми сильно кручеными ло­ патками и со спрямляющим аппаратом для давлений до 1000 Па 150- Осевые вентиляторы с листовыми сильно кручеными лопат­ 200— ками для давлений до 600 Па Осевые вентиляторы с листовыми лопатками для давлений 300- до 300 Па, с профильными лопатками для давлений до 1000 Па По ГОСТ 5976—73 в обозначении радиальных вентиляторов по­ следние две цифры представляют собой величину быстроходности, что позволяет сразу же определить примерную область работы вен­ тилятора.

Быстроходность в значительной степени облегчает выбор необ­ ходимого по заданию типа вентилятора.

5000 Па Пример 4. Требуется подобрать вентилятор на Q = 3 м /с, P v 1 - при частоте вращения п = 1450 м и н - и п — 2900 м и н.

г Решение. По формуле (11) Ъ,Ъпл 5,5- 23,8.

п г /^y^Vsoo-o Наиболее близкими по быстроходности являются вентиляторы Ц7- и Ц5-25;

из них и следует сделать окончательный выбор по их индивидуальным аэродинамическим характеристикам.

- При скорости вращения 2900 м и н быстроходность я = 47,6. Наиболее у подходящим в данном случае будет вентилятор Ц13-50.

Г л а в а III. РАБОТА ВЕНТИЛЯТОРА В СЕТИ 1. ПОЛНОЕ ДАВЛЕНИЕ ВЕНТИЛЯТОРА, РАБОТАЮЩЕГО В СЕТИ Предположим, что вентилятор засасывает воздух из какого-то резервуара настолько большой величины, что статическое давление в нем Ро.вс (давление объема всасывания) можно считать все время постоянным, затем перемещает этот воздух по всасывающему участ­ ку сети воздуховодов и через нагнетательный участок выбрасывает его во второй резервуар, давление в котором Р. (давление объема 0 нг нагнетания) также является неизменным и притом отличным от Льве (РИС 18).

Составим уравнения Бернулли между соответствующими сече­ ниями.

Между сечениями / — I я II — II:

Р.в + pvf/2 = Р + pvh/2 + АРвс, 0 С ст// где АРвс — потери давления во всасывающем участке воздухо­ вода.

Полное давление в сечении / / — / / будет:

Ри = Pern + pvfi/2 = Р. + pvf/2- ДР^ = Р. - АР, 0 ЕС С 0 вс ВС так как vi = 0.

Между сечениями / / / — / / / и IV — IV:

Pi п = Рстш + pbhi /2 = Ро. + po/V/2 + АРнг, нг где pyfy/2= Р — динамическое давление воздуха на выходе из дс сети.

Таким образом, полное давление, развиваемое вентилятором, P - Plll-PlI = ( Л ь н г - Л ь в е ) + (АРвс + АРнг) + Рд.с v I лш Ж О Q, Q Q « e r Рис. 18. Схема работы вентилятора Рис. 19. Схема работы венти в сета лятора на разные вентиляцион­ ные сети Полное давление вентилятора расходуется на покрытие разно­ сти давлений в объемах нагнетания и всасывания, на преодоление потерь в сети воздуховодов и на создание динамического давления воздуха на выходе из сети воздуховодов (но не вентилятора).

В обычных вентиляционных системах, где давления в объемах всасывания и нагнетания одинаковы и соответствуют барометри­ ческому, последнее уравнение упрощается и принимает вид:

Р = АР '+Р., (12) У С Д С где АРс = АРвс + АРнг — общее сопротивление сети воздухо­ водов, т. е. полное давление вентилятора, работающего в вентиля­ ционной сети, расходуется на преодоление сопротивления этой сети и создание динамического давления воздуха на выходе из нее.

Пример 5. Подобрать вентилятор для подачи воздуха Q = 20 000 м /ч = из резервуара с постоянным давлением Ро.вс Ю00 Па в резервуар с посто­ янным давлением Р.нг = 1500 Па через сеть воздуховодов, сопротивление которых при данном расходе воздуха составляет Д Р = 700 Па;

площадь С сечения выхода из нагнетательного воздуховода в резервуар, куда нагнетает­ ся воздух, F = 0,9 X 0,9 = 0,81 м.

Решение. Скорость выхода воздуха из нагнетательного воздуховода Q 20000,„ v= = ^ 6, 9 м/с.

3600/ 3600-0, Динамическое давление в этом сечении 2 Рд.с = р о / 2 = 1, 2 - 6, 9 / 2 = 2 8, 5 ж 3 0 Па.

Вентилятор должен создавать давление ^ = ( Р о. н г — Р о. в с ) + А Р с + Р д. с = ( 1500-1000) + 700 + 30 = 1230 Па.

- Выбираем вентилятор Ц4-70 № 8 при п = 1150 м и н.

Если оба резервуара открыть, давление в них будет барометрическим, и вентилятор должен обеспечить давление Р „ = Д Р ' + Я. = 700+30 = 730 Па.

С Д С - Можно выбрать тот же вентилятор, но при п — 960 м и н.

В соответствии с характеристикой вентилятор способен пода­ вать различные объемы воздуха в пределах диапазона его кривой давления. Фактические производительность, давление, потребля­ емая мощность и к. п. д. вентилятора, работающего в сети, соответ­ ствуют точке пересечения кривой полного давления вентилятора с характеристикой этой сети;

эту точку принято называть рабочей точкой.

Характеристикой сети называется графически выраженная функ­ циональная зависимость между расходом воздуха, перемещаемого через эту сеть, и величиной ее сопротивления этому перемещению.

Зак. 1135 Рис 21 Схема работы венти­ Рис 20 Схема работы венти­ лятора на сеть при подаче воз­ лятора на сеть при перепаде духа в резервуар большого давлений объема аб —характеристика сети Сопротивление или, как его часто называют, потеря давления обычной вентиляционной сети воздуховодов определяется урав­ нением У ' = М — р — + 2р —.

С У ЬГ / 2 Нетрудно заметить, что для одной и той же сети воздуховодов все величины в этом уравнении, кроме скорости v, являются посто­ янными, и поэтому можно написать:

Характеристика сети или, как ее иногда называют, кривая сети в координатах Q — P является квадратичной параболой v Но такой же параболой является и кривая равных значений к. п.д вентилятора [см. уравнение (8)1.

Таким образом, на графиках с характеристикой вентилятора Б координатах Q — P линии к. п. д. (в виде квадра7ичных парабол v при линейном масштабе координат) или в виде прямых при логариф­ мическом масштабе координат совпадают с линиями характеристики обычной вентиляционной сети (кривыми сети). Например, на рис. рабочая точка вентилятора при изменении частоты вращения с п х на м перемещается из точки А в точку Б при одной и той же вели­ чине к. п. д., поскольку линии к. п. д. являются здесь также и ли­ ниями характеристики сети.

Следовательно, работа вентилятора в сети зависит не только от возможностей самого вентилятора, но также и от свойств сети, на которую он работает.

Вентилятор с частотой вращения п на сетях различного сопро­ х тивления, например сети 1 и 2 (см. рис. 19), будет подавать разные сбъемы воздуха и создавать различные давления (соответственно точки В и А).

Если вентиля гор можно использовать только на двух конкретных частотах вращения п± и п, то он, работая на сеть 2, будет обеспечи­ г вать подачу или Q при P (рабочая точка Л), или Q при P A vA r vF (рабочая точка Г).

При работе вентилятора на сеть непараболического характера перемещение рабочей точки при изменении частоты вращения вен­ тилятора будет идти не по параболе.

Например, при подаче воздуха в резервуар большого объема, где давление практически остается постоянным, при изменении ча­ стоты вращения вентилятора рабочая точка переместится по прямой, параллельной оси абсцисс, например из точки А в точку Б (рис. 20).

При перепаде давления между объемами всасывания и нагнета­ ния работа вентилятора на сеть графически выразится так, как по­ казано на рис. 21. Перепад давлений между указанными объемами Р — РО.ЕС обозначим через АР;

кривая равных перепадов о иг давлений представлена в виде прямой /;

кривая 2 представляет со­ бой сумму потерь в сети всасывания, нагнетания и динамического давления на выходе из сети, т. е. (АР ' -f- АРн ) + ^д.с» кривая РС Г 1 + 2 — суммарную характеристику сети и разницы в давлениях нагнетания и всасывания, а точка А является рабочей точкой вен­ тилятора.

2. СТАТИЧЕСКОЕ ДАВЛЕНИЕ ВЕНТИЛЯТОРА, РАБОТАЮЩЕГО В СЕТИ Рассмотрим, на что расходуется статическое давление вентиля­ тора, работающего в сети при отсутствии в ней объемов всасывания и нагнетания.

Известно, что == "v Psv~T~Pdp С другой стороны, известно также, что Р^АРс'+Рд.с Следовательно, Получаем выражение для статического давления вентилятора:

/^-ДРс-^-Рд.с). (13) Таким образом, статическое давление вентилятора, работающего в вентиляционной сети, расходуется на преодоление сопротивления сети за вычетом разности между динамическим давлением на выходе воздуха из вентилятора и динамическим давлением на выходе воз­ духа из сети.

Из уравнения (13) следует, что можно по-разному использовать статическое и динамическое давления вентилятора. Если площади 2* z сечения выходов из вентилятора и из сети равны, то P —Р dv дс и Р „ = АРс, т. е. статическое давление вентилятора полностью расходуется на преодоление потерь в сети, а его динамическое дав­ ление равно динамическому давлению на выходе из сети. Если же площадь сечения выхода из сети сделать больше площади сечения выхода из вентилятора, что достигается установкой диффузора, то часть динамического давления вентилятора можно использовать до­ полнительно на преодоление потерь в сети. В последнем случае вен­ тилятор при одном и том же полном давлении может преодолеть большее сопротивление сети;

необходимо только учитывать, что в сопротивление сети должно войти и сопротивление самого диффузора.

Роль статического давления вентилятора довольно значительна и при принятом в настоящее время способе подбора вентилятора по полному давлению об этом забывать не следует. Особенно большое значение это имеет при расчете вентиляционной сети, состоящей только из всасывающей ветви: подсчитывать сопротивление всасы­ вающей ветви и по этой величине подбирать вентилятор, забывая о динамическом давлении на выходе из вентилятора, которое, кста­ ти говоря, может быть весьма значительным, недопустимо.


Для подсчета динамического давления осевого вентилятора ско­ рость следует считать по ометаемой площади, равной площади обе­ чайки минус площадь втулки колеса вентилятора. Если диаметр втулки колеса в каталогах не указан, рекомендуется принимать его равным 50—60% диаметра колеса.

При наличии нагнетательной сети динамическое давление все­ гда учитывается, и поэтому роль статического давления просто не проявляется в явном виде. Если же вентиляционная система смон­ тирована без соответствия с ее расчетом, то значение статического давления вентилятора сразу обнаружится.

Пример 6. В а р и а н т I. Вентилятор № 12,5 должен иметь подачу Q = 60 000 м /ч воздуха;

потеря давления в сети Д Р — 1000 Па;

площадь С сечения выхода из сети равна площади сечения выхода из вентилятора: F — — 0,88 • 0,88 = 0,77 м.

Решение. Полное давление, создаваемое вентилятором, P = АРс + v + Рд.с Для определения динамического давления вычислим скорость воздуха, вытекающего из сети:

Q 60 v= ~ = =21,о м/с;

F 3600-0, Рд. = Р ^ = 2 / 2 1, 2. 2 1, 5 / 2 = 280Па.

с ри = Следовательно, P =, 1000 +280 =1280 Па.

v - Вентилятор должен иметь частоту вращения 800 м и н.

В а р и а н т II. Предположим, что появилась необходимость включить в сеть дополнительное сопротивление с потерей давления 70 Па, т. е. сопротив­ ление сети становится равным 1070 Па. Как осуществить это, не меняя венти­ лятора и частоты его вращения?

Решение. Полное Давление, создаваемое вентилятором, остается преж _ 1280 Па. Потерю давления в диффузоре принимаем: Л Р = 30 Па. Д Динамическое давление воздуха на выходе из сети р р _ Д Р с — Д Р д = 1280—1070 — 3 0 = 180 Па.

д-с== Такое динамическое давление может быть получено только при скорости = У 2 Р д. / Р = У2-180/1,2 = 17,4 л / с.

01 с Площадь сечения выхода из сети (диффузора) должна быть:

Q 60 000 п f —= ^0,98 ж.

1= 3600-17, Vl Таким образом, установка диффузора с площадью сечения выхода 0,98 м позволяет вентилятору преодолеть повышенное сопротивление сети.

В а р и а н т III. Допустим, что при монтаже вентиляционной системы по варианту II допущена ошибка — не поставлен диффузор.

Решение. Динамическое давление на выходе из сети будет равно динами­ ческому давлению вентилятора:

Р. = Р ^ = 280Па.

д с Полное давление, создаваемое вентилятором, P = APc + Р д. с = 1070 + 280 = 1350 Па.

v - Давления выбранного вентилятора при частоте вращения 800 м и н не достаточно.

3. НЕКОТОРЫЕ ХАРАКТЕРНЫЕ СЛУЧАИ РАБОТЫ ВЕНТИЛЯТОРОВ В СЕТИ Для более ясного и правильного представления об особенностях работы вентиляторов в сети весьма полезно рассмотреть некоторые характерные случаи такой работы и для сравнения — работу венти­ лятора без сети.

Пример 7. Вентилятор работает без сети. Рассматриваем три случая: без диффузора, с диффузором, общая потеря давлений в котором меньше динами­ ческого давления вентилятора, и с диффузором, общая потеря давлений в ко­ тором больше динамического давления вентилятора. Динамическое давление вентилятора P = 150 Па.

dv Нас интересует, как влияют указанные различия на значение полного давления вентилятора, поскольку последнее является одним из двух главных факторов, по которым выбираются вентилятор и условия его работы.

I. В е н т и л я т о р б е з д и ф ф у з о р а. Поскольку вентилятор ра­ ботает без сети воздуховодов и без диффузора, уравнение (12) примет вид:

= l P ~ Pdv 150 Па*;

статическое давление P = 0;

режим вентилятора v sv соответствует рабочей точке А на характеристике вентилятора (рис. 22).

На эпюре давлений с линией барометрического давления а б полное давление изображено столбиком Р **.

Верхний индекс в обозначении Р показывает, к какому случаю отно­ сится расчет.

Масштаб во внимание не принимается, поскольку нас интересуют не конкретные цифровые результаты, а общий принцип.

II. В е н т и л я т о р с д и ф ф у з о р о м, о б щ и е п о т е р и д а в ­ ления в котором меньше динамического давления на в ы х о д е из в е н т и л я т о р а (АРд общ Pdv) • Принимаем поте­ рю давления в диффузоре АРд = 30 Па, динамическое давление на вы­ ходе из диффузора Рд = 50 Па, а динамическое давление на выходе из l вентилятора, как и ранее, P J = 150 Па. Определяем статическое давление v на выходе из вентилятора по уравнению (4)*:

Р /5 1 Д Р 5 0 30 15 : " = дд+ ~^= + - 0 -- Па.

д Полное давление вычисляем по уравнению (12) 1 ] Р ^ Л Р + Р д = 30 + 50 = 80Па. д д То же получим, определяя полное давление из формулы pl p pl v = l\+ dv = - 7 0 + 150-80 Па.

При отсутствии всасывающего воздуховода Р = РЦ. СТ На эпюре эти давления изображены столбиками (см. рис. 22);

на харак­ теристике режим работы вентилятора соответствует рабочей точке Б. По­ дача вентилятора увеличивается по сравнению с первым случаем, когда диф­ фузор отсутствует, и возможно увеличение потребляемой мощности.

Для того чтобы вентилятор с таким диффузором подавал тот же объем воздуха, что и вентилятор без диффузора, нужно чтобы его рабочей точкой была точка В. Это возможно, если дать ему меньшую частоту вращения, чем частота вращения вентилятора без диффузора.

III. В е н т и л я т о р с д и ф ф у з о р о м, о б щ а я п о т е р я д а в ­ ления в котором большединамического давления на выходе из вентилятора (АРд общ.Рсг ). Принимаем:

У !

А Р = 200Па;

Р д = 50 Па;

Р^ =150Па.

д Д Статическое давление вентилятора 1 п рЦ = Р + Д Р - Р ^ = 50+200— 150= 100 Па.

д Д Рис. 22 Характеристика и эпюры давлений вентилятора, работающего без сеги воздуховодов (к примеру 7) / — без диффузора, II —с диффузором при ДР'д общРсгг, III — то же, np.i &Р' д общРйи * Здесь и далее для упрощения буква А в формулах опускается, за исключением обозначения потерь давления.

Полное давление п Р ^ = Д Р д + Р ^ = 200 + 50 = 250Па.

На характеристике режим работы вентилятора соответствует рабочей точке Г. В этом случае подача вентилятора уменьшается по сравнению с по­ дачей вентилятора без диффузора.

Для получения одной и той же подачи вентилятор с диффу­ зором, у которого общая потеря давления больше его динамического дав­ ления', должен иметь большую частоту вращения, чем вентилятор без диффу­ зора (рабочая точка Д).

Пример 8. Вентилятор работает только на всасывающую сеть. Потеря давления в сети ДРвс = 200 Па;

динамическое давление вентилятора P^ ~ v = 150 Па (рис. 23).

I. В е н т и л я т о р б е з д и ф ф у з о р а. Согласно уравнению (12) полное давление вентилятора P J = A P B + P J = 2 0 0 + 150 = 350 Па, C так как в данном случае Р„_ = Р^- с Режим работы вентилятора на характеристике определяется точкой А, а полное давление — участком АЕ.

II. В е н т и л я т о р с д и ф ф у з о р о м. Принимаем динамическое II 50 ria, потеря давления в нем давление на выходе из диффузора Рд-д ДРд = 30 Па.

По формуле (4) определяем статическое давление на выходе из вентиля­ тора:

РЙ = Р ^ + А Р ;

- Р ? = 5 0 + 3 0 - 1 5 0 = - 7 0 П а.

д и Полное давление определяем по формуле (12):

ll P = Д Р ^ + ДРд + Р** =200 + 3 0 + 5 0 = 280 Па.

v Д Статическое давление вентилятора э У = 280-150=130Па.

Г SV I о Проведенный расчет позволяет сделать вывод, что вследствие примене­ ния диффузора режим работы вентилятора изменится (рабочей будет точка Б вместо точки Л), требуемое полное давление получится меньшим, чем увен ^ис. 23. Характеристика и эпюры давлений вентилятора, работающего только на всасывающую сеть (к примеру 8) 1 — без диффузора;

/ / — с диффузором l l тилятора без диффузора (P J = 280 Па, a P = 350 Па), но одновремен­ v но увеличится подача.

Аналогичную картину дает и эпюра давлений. Следовательно, можно р принять меньшую частоту вращения вентилятора с кривой давления.

Если же к вентилятору, работа которого рассчитана на преодоление со­ противления сети без диффузора, присоединить диффузор, не изменяя при этом частоту вращения вентилятора, то его рабочей точкой будет точка Б, расход воздуха увеличится и может вызвать повышение потребляемой мощности.

Пример 9. Вентилятор работает только на нагнетательную сеть сопротив­ лением ДРнг = 200 Па;

динамическое давление вентилятора Pa = 150 Па v (рис. 24).

I. В е н т и л я т о р без д и ф ф у з о р а.

Р = Д Р н + Я ^ = 2 0 0 + 1 5 0 = 3 5 0 Па;

о Г о p P P 350 50 200 Па sv = l~ dv = —* = • Режим соответствует рабочей точке А.

Далее рассмотрим дополнительно два случая работы вентилятора с диф­ фузором.

Принимаем Р = 50 Па;

ДЯд = 30 Па;

сопротивления участков Д-Д с постоянным по длине сечением —1—2 (II случай) и 2—3 (III случай) — рав­ ны между собой (ДРнг = 200 Па).

II. В е н т и л я т о р с д и ф ф у з о р о м в к о н ц е воздухо­ в о д а. Согласно уравнению (4) имеем:

р "т.2 = ^ " д + ^ - Я ^ = 50 + 3 0 ~ 1 5 0 = - 7 0 П а, д Полное давление вентилятора д ДР / 200 3 5 ^"= ^нг+ д + "д = + 0 + 0 = 80Па.

Статическое давление вентилятора РЦ = р[ - Pj[, = 280—150 = 130 Па.

Рабочей является точка Б.

III. В е н т и л я т о р с д и ф ф у з о р о м, установленным н е п о с р е д с т в е н н о з а н и м. Составим уравнение Бернулли для сечений 2 и 3:

I Л „ Ш Рис. 24. Характеристика и эпюры давлений вентилятора, работающего только на нагнетательную сеть (к примеру 9) I — без диффузора;

Я — с диффузором в конце воздуховода;

Ш — то же, после венти­ лятора ptll ipIII_pIII IpHI IAD' / / _ г гаг ст.2Т~ д.2 ' с т. З ~1~ д.3~ нг' pl и 0;

но Рд.2 = ]l ^ет!з == следовательно, рЦ\ = АРнг = 200 Па.

A Полное давление вентилятора / » ! = / » = 280 Па.

Статическое давление вентилятора рШ^рШ-рПГ^ _ па.

280 150 = 1 3 Рабочей является та же точка Б.

При установке диффузоров вентилятор может иметь меньшее полное дав­ ление, а значит, и более низкую скорость, т. е. выводы, сделанные в примере 7, полностью справедливы и для настоящего примера. Кроме того, можно до­ бавить, что полное давление вентилятора не зависит от места установки диф­ фузора, если сопротивления той части воздуховодов, которые имеют по­ стоянную площадь сечения, одинаковы. Обычно диффузор располагают сразу же за вентилятором, так как в этом случае нагнетательный воздуховод имеет большую площадь сечения и. следовательно, меньшее сопротивление.

Из приведенных примеров можно сделать следующие выводы:

режим работы вентилятора и его полное давление не зависят от того, какой является сеть воздуховодов—всасывающей или на­ гнетательной;

установка диффузора, общее сопротивление которого меньше динамического давления вентилятора, понижает требуемое полное давление вентилятора и расходуемую им мощность.

4. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ВЕНТИЛЯТОРОВ В СЕТИ При устройстве вентиляции очень часто устанавливают несколь­ ко вентиляторов, которые не только преодолевают индивидуальные сопротивления своих участков сети, но и работают одновременно на одну общую сеть.

Вентиляторы могут работать параллельно, последовательно одновременно параллельно и последовательно. Для совместной ра­ боты может быть принято любое число вентиляторов.

Параллельную работу и одновременно параллельную и последо­ вательную можно осуществлять в различных вариантах по взаим­ ному расположению вентиляторов (рис. 25).

Для правильного выбора режимов работы каждого из совмест­ но работающих вентиляторов нужно уметь строить результирующую или суммарную характеристику всех вентиляторов.

Схема параллельной работы двух и более вентиляторов рекомен­ дуется для увеличения подачи воздуха.

Построение суммарной кривой давления двух одинаковых па­ раллельно работающих вентиляторов показано на рис. 26. Абс­ циссы, представляющие собой расход каждого вентилятора, скла­ дываются при каждом значении давления.

tfj а) i ^ Ли^и».^».»,,)^,, | „„ -8= — в) *- 3 сЬ =Ь Дроссель —J-* '+ оо Рис 25 Схемы совместной работы вентиляторов а — параллельная б — последовательная;

в — одновременно параллельная и последова тельная Подача обоих вентиляторов QA соответствует пересечению кривой сети (например, сети 2) с суммарной кривой давления, т. е, рабочей точке А. Оба вентилятора создают одинаковые давления P По­ VA дача каждого вентилятора соответствует точке Б, т. е. QB = 0,5 QA.

4rt Рис. 26 Суммарная характери­ стика двух одинаковых венти­ ляторов, работающих парал­ лельно К. п. д. обоих вентиляторов равен к. п. д. каждого из них, но кривая его «растягивается» вдоль абсциссы таким образом, что каж­ дая точка кривой для одного вентилятора передвигается горизон­ тально на удвоенную абсциссу.

Если при работе на какую-то сеть один вентилятор отключить, то второй будет подавать расход воздуха QB, Т. е. больше, чем он подавал при совместной работе. Это обстоятельство следует Рис 27. Суммарная характери­ стика двух разных вентилято­ ров / и 2, работающих парал­ лельно учитывать, так как при этом возможно увеличение расходуемой мощности.

В частном случае, когда вентиляторы имеют резко выраженную седлообраз­ ную характеристику, рас­ смотренное построение для участка седла не будет правильным. На этом участке в результате не • устойчивости работы вентилятора неизвестно как располагается кривая давления [11.

Эффективность параллельной работы вентиляторов зависит в ос­ новном от характера кривой сети. При работе на сеть 1 (см. рис. 26) установка второго вентилятора почти ничего не даст, при работе же на сеть 2 подача двух вентиляторов уже значительно превышает подачу одного.

Построение суммарной характеристики для двух вентиляторов с неодинаковыми характеристиками в принципе ничем не отличается от построения для двух одинаковых по характеристике вентилято Рис. 28. Характеристики венти­ лятора / или 2 и сети при оди­ наковых участках ав и бв и одинаковых вентиляторах, ра­ ботающих параллельно Рис 29. Суммарная характерно шка двух одинаковых вентиляторов 1, 2, работа­ 1 — характеристика БРнгилятора.

то же, отнесенная к точке в, ющих параллельно каждый на своем Ml — характеристика сети ав или бв участке сети ров. Но существует некоторое обстоятельство, лучше всего поясня­ емое примером работы вентиляторов на общую камеру (рис. 27).

При режимах работы вентиляторов, соответствующих участку ЛБ, оба вентилятора имеют положительную подачу и, следователь­ но, подают воздух совместно в общую сеть.

Если режим работы соответствует рабочей точке Б, то вентиля­ тор 2 подает воздух в объеме, соответствующем отрезку d, a вентилятор 1 воздух не подает. При режимах работы на отрезке БВ вентилятор 2 имеет положительную подачу, а вентилятор 1 — от­ рицательную, т. е. воздух в нем движется в обратном направлении.

Вентилятор 2 подает воздух не только в общую сеть, но и в вентиля­ тор /, преодолевая его давление, в результате чего в общую сеть подается меньше воздуха, чем подавал бы вентилятор 2, рабо­ тая один.

Обычно вентиляторы присоединяются к общей сети с помощью вспомогательных участков воздуховодов, сопротивление которых следует учитывать (рис. 28, участки ав и бе). В этом случае нанесение общей характеристики сети на суммарную характеристику самих вентиляторов будет неправильным, так как сеть становится общей только начиная с точки соединения воздуховодов (точка в).

Поэтому сначала следует определить характеристику каждого вентилятора, отнесенную к точке соединения (кривую / / ), вычи­ танием из ординаты характеристики вентилятора (кривая /), орди­ нат характеристики участка ав или бв (кривая / / / ), затем путем сложения абсцисс кривой / / построить суммарную характеристику обоих вентиляторов. Пример такого построения характеристик приведен на рис. 29.

Два одинаковых по характеристике вентилятора работают каж­ дый на своем участке, сопротивления которых одинаковы между собой, а затем, начиная с точки в, совместно перемещают воздух по общему участку вг.

Линией / / изображена кривая давления вентиляторов Р и в P. Кривая P — АРд я P — АРбе (линия / / / ) представляет v2 vl в v собой кривую давления каждого вентилятора, отнесенную к точке пересечения в;

получена она вычитанием ординат характеристики участка ав или бв (линия /) из ординат индивидуальной кривой дав­ ления вентилятора.

Суммарная характеристика (P — АРае) + ( Р — АРб ) (ли­ vl и2 в ния IV) получается сложением абсцисс индивидуальных кривых, отнесенных к точке в.

На участке сети вг оба вентилятора работают совместно. Поэто­ му в точку в каждый из них должен подать половину общего расхода воздуха, причем с одинаковым давлением, как это следует из самого принципа построения суммарных характеристик. В ином случае, т. е. если вентиляторы подают в точку в воздух с различным дав­ лением, может наблюдаться перетекание части воздуха обратно в вентилятор с меньшим давлением. Значение давления, созданного вентиляторами в точке в, должно быть достаточным, чтобы преодо леть сопротивление общего участка сети вг и создать, кроме того, динамическое давление воздуха на выходе из этого участка. На рис. 29 этому соответствует рабочая точка А, являющаяся точкой пересечения суммарной кривой (линия IV) и кривой участка сети вг (линия V).

Определение режима работы каждого вентилятора проводится построением, противоположным построению суммарной характе­ ристики. Проводим горизонтальную прямую от точки А до кривой /77. Полученная точка К не соответствует рабочей точке вентиля­ тора, так как кривая не представляет собой характеристики самого вентилятора. Для получения режима работы непосредственно самих вентиляторов следует восставить перпендикуляр из точки К до пересечения с кривой П. Точка Л (А ) и будет искомой рабочей г точкой.

Заметим, что полное давление каждого вентилятора где первый член представляет собой сопротивление участка вг плюс динамическое давление на выходе воздуха из этого участка (точка г) при расходе воздуха QA, а второй член — сопротивление участка ав или бв.

При проектировании вентиляционных систем, обычно осущест­ вляют параллельную работу вентиляторов, когда индивидуальные участки сети каждого вентилятора одинаковы по сопротивлению и вентиляторы работают на одинаковом режиме. Но весьма часто индивидуальные участки по технологическим или другим причи­ нам должны быть различными по протяженности и по сопротивле­ нию. В этом случае режимы параллельно работающих вентиляторов также должны быть различными. Поэтому имеет смысл рассмотреть случаи параллельной работы вентиляторов, неодинаковых по своим рабочим режимам.

На рис. 30 приведен пример, когда три различных по своей ха­ рактеристике вентилятора работают совместно на общую сеть гд и преодолевают, кроме того, индивидуальные сопротивления своих участков.

Построение суммарной характеристики производится обычным способом: наносим кривые давления вентиляторов P (линия I),vl P (линия III), P (линия V), затем кривые давления, отнесенные v2 v к точке г, — кривые P — A (линия II), Р — АР' (ли­ PL vl и2 бг ния IV) и P — АРег (линия VI). Сложение их абсцисс дает сум­ v марную кривую давления трех вентиляторов (P — APL) + vl + ( Р — кР' ) + (P — &Рвг) (линия VII), которые, начи о2 бг v ная с точки г, уже совместно преодолевают сопротивление участка гд, должны подать в эту точку свои объемы воздуха с одинаковым Давлением, достаточным для преодоления сопротивления участка гд, и создать, кроме того, нужное динамическое давление воздуха на выходе из сети. Режим работы трех вентиляторов определится точкой А — пересечением суммарной характеристики (линия VII с кривой участка гд (линия VIII).



Pages:   || 2 | 3 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.