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:     | 1 | 2 ||

«Г Г Вахвахов. РАБОТА ВЕНТИЛЯТОРОВ В СЕТИ строииздат РАБОТА ВЕНТИЛЯТОРОВ В СЕТИ с ...»

-- [ Страница 3 ] --

а) чем больше разность между частотой вынужденных колеба­ ний и частотой собственных колебаний установки, тем эффективнее виброизоляция, т. е. меньше динамическая сила, передающаяся на поддерживающую конструкцию;

б) если отсутствует виброизоляция и установка закрепляется непосредственно на перекрытии, то частота собственных колебаний приближается к бесконечности, отношение о) /со стремится к нулю 0 г и динамическая сила передается на перекрытие полностью;

в) если частоты вынужденных и собственных колебаний равны между собой, то динамическая сила может во много раз превысить возмущающую;

этот случай называется резонансом.

В результате неточного изготовления в заводских условиях колес, грубой их посадки на вал и неточности сборки при относительно высоких скоростях вращения возникают значительные вибрации как элементов конструкции, так и всего вентилятора. Уменьшение этих вибраций и передачи их на элементы конструкции «внутри»

вентилятора является обязанностью конструкторов и изготовителей вентилятора. Что же касается снижения вибраций, передаваемых от вентилятора фундаменту, то это полностью должно входить в ком­ петенцию тех, кто проектирует установку вентилятора в целом и мон­ тирует ее.

В подавляющем большинстве случаев для вентиляционных уста­ новок нет необходимости устраивать усиленные фундаменты, по­ скольку применение виброизоляторов более эффективно.

Для вентиляционных установок можно принимать не круговые частоты колебаний, а вертикальные. С учетом того, что частота вы­ нужденных колебаний равна частоте вращения колеса вентилятора, формулу (23) можно переписать в следующем виде:

a = Jk = !. (24) V 60%;

Как правило, коэффициент передачи получается уже вполне при емлемым, если отношение -^— ^ 4. Если -^— = 4, передающаяся на поддерживающую конструкцию динамическая сила Z становит­ H - ся меньше возмущающей Z в 15 раз. Если п ;

500 мин, допу­ B скается я г ^ 3.

?— Виброизоляторы бывают резиновые и пружинные;

последние бо­ лее надежны, долговечны и менее чувствительны к температуре ок­ ружающей среды. Поэтому для вентиляторов обычно применяют пру­ жинные виброизоляторы — неравночастотные и равночастотные.

Неравночастотные виброизоляторы не обеспечивают постоянства частоты собственных колебаний виброизолируемой установки при изменении нагрузки, равночастотные сохраняют эту частоту в широком диапазоне нагружения.

При применении неравночастотных виброизоляторов обязатель­ ным условием является равномерное распределение нагрузки на них. Для этого необходимо знать расположение в плане центра тя­ жести установки, что несколько усложняет проектирование вибро­ изоляции.

Неравночастотные пружинные виброизоляторы типа ДО* с ци­ линдрической пружиной представлены на рис. 56. Выбор виброизо­ ляторов типа ДО для вентиляторных установок можно производить по табл. 6. Размеры этих виброизоляторов приведены в табл. 7.

Равночастотные виброизоляторы имеют ряд преимуществ перед неравночастотными. Они не требуют создания столь большой номен­ клатуры, как неравночастотные, поскольку сохраняют равночастот ность в значительно более широком диапазоне нагружения. При их * Виброизоляторы типа ДО разработаны в ГПИ Сантехпроект (инж.

М. И. Кодкинд) и изготовляются Московским вентиляторным заводом и за­ водом «Сантехмонтаж» треста Сантехдеталг,, / — пружина;

2 — шайба нижняя;

3 — шайба верхняя;

4—• болт;

5 — гайки стопорные;

6 — основание пружины;

7 — прокладка звукоизоли­ рующая, 8 — шайба;

9 — станина вентилятора применении нет необходимости определять центр тяжести установ­ ки и точно их размещать относительно этого центра.

Эти виброизоляторы могут иметь различную геометрическую форму: если шаг пружины постоянный, то профиль ее будет логариф­ мическим;

цилиндрическая пружина должна иметь переменный шаг навивки.

Равночастотные виброизоляторы типа ВИ с цилиндрической пру­ жиной представлены на рис. 57. Основание виброизолируемой маши 6G Таблица Частота соб Осадка пружины Нагрузка на один виброизолятор, Н Вертикальная под нагрузкой, см жесткость вертикаль­ Марка пружины, ных колебаний минималь­ макси­ Н/см предель­ установки при рабочей ная мальная рабочей ной н а г р у з к е, Гц Д038 3, 124 44,8 2, Д039 223 278 61 3,6 4,5 2, ДО40 346 432 81 4,17 5,2 2, Д041 550 687 124 4,34 5,4 2, Д042 960 1200 165 5,72 7,2 2, Д043 1680 2100 295 5,72 7,2 2, Д044 2430 3037 355 6,65 8,3 1, Д045 3800 4750 440 8,45 10,6 1, ны (вентилятора) зажимается между гайками, что позволяет уста­ навливать машину на различной высоте от пола. Это, в свою очередь, дает возможность выдержать горизонтальность основания машины при различных величинах осадки пружины, установленной под ма­ шину, и, следовательно, не определять точно центр тяжести уста­ новки. Выбор равночастотных виброизоляторов типа ВИ можно производить по табл. 8. Размеры приведены в табл. 9.

В связи с достаточно большим диапазоном нагрузки на равно частотные виброизоляторы весьма различной может быть и осадка пружины:

6 = 6 (1п-|?. + l ), (25) г где б — осадка пружины под наименьшей нагрузкой;

х Rz — минимальная нагрузка на виброизолятор.

Таблица и З а з м е р ы, мм о ки 03 •и витко Марк рабоч Числ Масс н Б А 5 d d.

О d D CP s l t 5 3 30 12 8, Д038 72 100 70 2 6, 60 0, Д039 92,5 80 70 2 5 4 40 12 8,5 6,5 0, по ДО40 113 130 100 90 3 10 5 50 12 8,5 6,5 0, Д041 129 130 100 90 3 10 6 54 14 10,5 6,5 1, Д042 170 150 120 ПО 3 10 8 72 14 10,5 6,5 1, Д043 192 160 130 120 3 10 10 80 14 10,5 6,5 2, Д044 226 180 150 140 3 10 12 96 14 10,5 6,5 3, Д045 281 220 180 170 3 10 15 120 16 12,5 6,5 6, Таблица Частота соб­ Н а г р у з к а на один вибршзолятор, ственных ко­ Н Осадка пружины лебаний уста­ под наименьшей Марка новки при рабочей н а г р у з к о й, см минимальная максимальная нагрузке, Гц ВИ-25 42 1, 150 ВИ-26 125 2, 400 ВИ-27 400 3, 1400 2, ВИ-28 1160 4,71 2, Таблица Размеры, мм Марка н А Б В L d d, ^ср d ВИ-25 70 90 60 86 35 3 7 М 144, ВИ-26 110 140 144 90 222 5 М ВИ-27 140 180 120 296 84 8 М ВИ-28 290 210 418 156 16 М в Для вычисления In можно воспользоваться рис. 58.

ъ *в В большинстве случаев требуется найти значение динамической силы Л, передающейся через виброизоляторы на поддерживающую д конструкцию. Определить ее из уравнения (24) практически невоз­ можно, так как возмущающая сила Z почти не поддается вычисле­ B нию. Поэтому динамическую силу Z вычисляют как произведение a амплитуды колебания над виброизолятором а и вертикальной жест­ кости пружины i:

Z^ = ai. (26) Амплитуды колебаний а легче всего определить непосредствен­ ным замером с помощью виброметра, но это возможно только на уже смонтированной установке. Значение же возмущающей силы жела­ тельно знать при проектировании установки. Поэтому значения ам­ плитуд колебания вентиляторных установок принимают по времен­ ным нормам допустимой неуравновешенности. Согласно этим нормам, все выпускаемые отечественной промышленностью вентиляторы и вентиляционные агрегаты должны быть так динамически отбаланси­ рованы, чтобы амплитуды колебаний не превышали указанных в нор­ мах значений (рис. 59).

Весьма важно отметить, что по обследованиям ГПИ Сантехпроект и ВНИИкондвентмаш, проведенным в 1968 г., примерно 80—85% всех вентиляционных установок удовлетворяют требованиям ука­ занных норм.

При расчете неравночастотных виброизоляторов типа ДО верти­ кальную жесткость пружины i следует брать из табл. 6. Вертикаль 5»

зоо 290 "| Рис. 59. График допустимых (нормативных) амплитуд коле­ бании гд !ц / — нормативные заводские ампли­ туды колебаний, / / — нормативные эксплуатационные амплитуды коле­ баний 1 III 111 \ \щ\ \ 1W ГУ 11IV.

ПК V 1 IN V [р 1 V.

\ V SO \ V \ '' SO '"« W tT JJJJJili ' II 5 10 1S 20 25 30 35 НО 45 Частота колебаний, Гц 0 300 600 900 1200 1500 1800 2100 ?Ш Ш Частота, вращвни/, ^ин' ную жесткость пружины равночастотных виброизоляторов можно вычислять по формуле i^Rjbi (27) В соответствии с изложенным определять динамические силы, передающиеся через виброизоляторы на основание (фундамент, перекрытие), нужно следующим образом.

Д л я неравночастотных виброизоляторов:

1. Подбирается число и размер виброизоляторов, исходя из до­ пустимой нагрузки на один виброизолятор (табл. 6) и принимаемого коэффициента передачи п/(60п ). г 2. Определяются передающиеся через виброизолятор на основа­ ние динамические силы. Для этого сначала по рис. 59 определяем амплитуду а, соответствующую наименьшей частоте вращения вен тилятора и электродвигателя (чем меньше я, тем больше а). Затем по формуле (26) вычисляем динамическую силу;

вертикальную жесткость пружины i определяем из табл. 6.

Для равночастотных виброизоляторов:

1. Так же как и для неравночастотных, подбирается число и раз­ мер виброизоляторов, исходя из принятой нагрузки на один вибро­ изолятор (табл. 8) и принимаемого коэффициента передачи /z/(60/z ).

z 2. Осадка пружины вычисляется по формуле (25);

значения Я'ъЯ Ь — берем из табл. 8;

In -S определяем по рис. 58.

х дв 3. Вычисляется по формуле (27) вертикальная жесткость пру­ жины.

4. Так же как и для неравночастотных, определяются передаю­ щиеся через виброизоляторы на основание динамические силы.

При проектировании виброизоляции необходимо придерживаться следующих общих правил:

а) расстояния между виброизоляторами в плане должны прини­ маться возможно меньшими, так как при этом понижается частота собственных колебаний установки;

однако при этом необходимо обес­ печивать достаточную статическую устойчивость против опрокиды­ вания от случайных горизонтальных нагрузок;

б) конструкция рамы вентилятора должна позволять передви­ гать виброизоляторы для регулирования их положения;

в) вентилятор должен присоединяться к воздуховодам с помощью гибких вставок.

Пример 21. Следует подобрать виброизоляторы под вентиляционный аг­ регат Ц4-76 № 12,5 и определить передающиеся на перекрытие динамические силы. Частота вращения вентилятора 570 мин", электродвигателя — - 1460 м и н. Масса вентиляционного агрегата составляет 1400 кг и создает таким образом нагрузку на виброизоляторы 14 000 Н.

Решение. В а р и а н т I. Приняты неравночастотные виброизоляторы типа ДО. Можно выбрать четыре виброизолятора и больше. Выбираем сна­ чала восемь. Нагрузка на один виброизолятор составит: ^ = 14 000 : 8 = в = 1750 Н. При такой нагрузке следует выбрать виброизоляторы Д043, ча­ стота собственных колебаний которых равна 2,08 Гц.

п = В этом случае — ^ 7 Г 7 — Q ~ 4, 6 5 (принималась частота враще­ ния вентилятора как более низкая).

Допустимо, но пробуем найти лучшее решение.

Выбираем четыре виброизолятора;

R = 14 000 : 4 = 3500 Н. Сле­ B дует принять виброизоляторы Д045.

п В этом случае = — ж 5,4, что значительно лучше.

60n 60-1, z Итак, выбираем четыре виброизолятора Д045. Осадка пружины будет около 8 см.

Определяем динамические силы, передающиеся на перекрытие. По рис. - частоте вращения 570 м и н соответствует амплитуда а = 260 мкм = 0,026 см;

- частоте вращения 1460 м и н — амплитуда а = 105 мкм = 0,0105 см.

Динамические силы, передающиеся через один виброизолятор на пере­ крытие, будут: Z = ai = 0,026 • 4 4 0 = 11,5 Н при частоте вращения 90 м и н -.

Динамическая сила, передающаяся от электродвигателя, будет меньше.

В а р и а н т II. Приняты равночастотные виброизоляторы типа ВИ.

Выбираем четыре виброизолятора ВИ-28. В этом случае (см. табл. 8) п = -»4,1 60n 60-2, z Осадка пружины будет:

о/ #в \ /' 3500 \ Вертикальная жесткость пружины 3 5 0 • Я* 7ЛЛТ-Т/ i = —— = = 740 Н/см - Z = ai — 0,026-740— 19,2 Н при частоте вращения 570 мин »

n 2. ШУМ ОТ ВЕНТИЛЯТОРОВ И СПОСОБЫ ЕГО СНИЖЕНИЯ Вентиляторы создают шум двоякого рода: аэродинамический и механический.

Аэродинамический шум возникает от образующихся внутри вен­ тилятора срыва потока с лопаток, вихрей, пульсаций, а также от ви­ брации элементов колеса и корпуса. Основная частота шума от неоднородности потока равна произведению числа лопаток z и час­ тоты вращения колеса в секунду: /' = /гг/60-1. Этот шум передается по всасывающему и нагнетательному воздуховодам в помещения забора и выпуска воздуха, а затем в какой-то степени через стенки корпуса в помещение, где установлен вентилятор.

Механический шум возникает от электродвигателя, вибрации станины и корпуса и, если есть клиноременная передача, от вращения подшипников и ремней. Этот шум передается главным образом в по­ мещение, где установлен вентилятор.

Звуковая мощность механического шума при увеличении ско­ рости вентилятора растет значительно медленнее, чем мощность аэро­ динамического шума. Экспериментальные исследования [6] пока­ зали, что при скоростях 25 м/с преобладает механический шум, при больших скоростях — аэродинамический.

В результате более поздних исследований [7] было определено, что при скоростях до 25 м/с мощность вихревого (аэродинамическо­ го) шума пропорциональна скорости в четвертой степени (L ' « ), — p при больших скоростях — скорости в шестой степени (L ~ и ). p Аэродинамический шум в значительной степени зависит от типа вентилятора, режима его работы, а также от его конструкции, что подтверждается формулой общего уровня звуковой мощности шума, которой рекомендуется пользоваться для расчетов [8]:

^.общ = + 25 (lgP —l)4-101gQ + 6, (28) Р y где L — критерий шумности, зависящий от типа вентилятора и оп­ ределяемый по табл. 10 [8].

Таблица Критерий шумности вентилятора Сторона Ц9-55, осевого Ц4-70, ввд Ц13-50 осевого К Ц9-57 МЦ Ц4- 48 46 Нагнетания... 44,5 47, 40 Всасывания... 40 38 43, При режиме максимального к. п. д. изменение шума вентилятора в зависимости от режима его работы 6 = 0, а при режиме, откло­ няющемся от максимального, но не более чем на 20%, рекомендуется принимать б = 2 дБ.

Конструкция колеса и корпуса вентиляторов влияет не только на аэродинамический шум, но и на механический. Известно, например, что литые колеса и массивный корпус, уменьшая вибрации этих де­ талей, частично понижают аэродинамический шум и в меньшей сте­ пени создают механический.

Звуковая мощность пластмассовых вентиляторов меньше зву­ ковой мощности стальных примерно на 2—5 дБ.

Очень эффективна облицовка внутренней поверхности корпуса вентилятора слоем ультратонкого стекловолокна (толщиной около 100 мм), покрытого стеклотканью (например, марки Э-01) и перфо­ рированным металлическим листом (отверстия диаметром 5—6 мм с шагом 10—12 мм). Экспериментальные исследования показали, что такая облицовка приводит к понижению шума примерно на 6—10 дБ. При применении облицовки необходимо учитывать, что она понижает также кривые давления и к. п. д. вентилятора в пределах 5—7% на оптимальном режиме.

Подшипники скольжения создают шум, меньший, чем подшипни­ ки качения, примерно на 2—3 дБ.

Существенно влияет на создаваемый вентиляторами шум каче­ ство изготовления. Это естественно, так как неровности материала, наличие острых кромок деталей, некачественная сварка и биение колеса приводят к увеличению вихреобразования и вибрации.

В частности, всегда было известно, что качество балансировки колеса влияет на уровень создаваемого вентилятором шума. Испы­ тания, проведенные в 1967 г. совместно институтами НИИстройфи зики и НИИсантехники, выявили, что некачественная балансиров­ ка сказывается и на механическом и на аэродинамическом шуме, проходящем в воздуховод. Особо это становится заметным при низких частотах вращения.

Испытания вентилятора Ц4-70 № 6 при скорости колеса 21 м/с показали, что при увеличении дисбаланса с 50 г • мм до 2250 г • мм шум вокруг вентилятора увеличивается на 6—10 дБ, а в линии нагнета­ ния— на 10—12 дБ. Заметное увеличение шума начиналось с дис­ баланса 750 г-мм. При статической балансировке остаточный дисба­ ланс у колес вентиляторов Ц4-70 № 6 составлял от 1000 до 1800 г-мм.

Поэтому требование о необходимости проведения динамической балансировки важно не только для увеличения долговечности работы подшипников, но и для улучшения акустических качеств вентиляторов.

Вентиляторы относятся к категории машин, создающих значи­ тельный шум, в некоторых случаях доходящий до 100 дБ. Поэтому при проектировании вентиляции на это приходится обращать особое внимание. Первым долгом необходимо стремиться к получению наи­ меньшего шума в самом источнике, т. е. в вентиляторе. Следователь­ но, нужно выбирать машины с меньшей по возможности частотой вращения. Несмотря на то что эти вентиляторы имеют большие раз­ меры и, значит, они более шумные, конечный положительный эффект все же достигается, так как звуковая мощность L ~ иЮ.

p При применении серийно изготовляемых вентиляторов опреде­ ленного типа выбор их частоты вращения является по существу един­ ственной возможностью для проектировщика регламентировать в какой-то степени шум в самом его источнике. Если это является недостаточным, следует принимать меры к его снижению;

а именно, снижать до минимума вибрацию вентилятора установкой его на виброизоляторах, применять гибкие вставки между вентилятором и воздуховодами, применять упругие прокладки в местах прохода воздуховодов через стены и, наконец, как самое главное, устанав­ ливать шумоглушители [9].

Необходимо также учесть, что регулирующие устройства, рас­ положенные внутри воздуховодов, создают дополнительный шум, и в особенности те, которые отжимают поток к стенке (поворотный дроссель, шибер). Экспериментальные исследования [7] показали, что такие устройства могут вызвать дополнительный шум в 7—10 дБ.

Регулирующие устройства с центральным расположением отверстий для прохода воздуха, например шайбы, в этом отношении выгоднее.

В тех случаях, когда оборудование изготовляется по заказу, вентиляторы можно выполнить малошумными, для чего применяют подшипники скольжения вместо подшипников качения, тщательно балансируют колеса, обеспечивают жесткую конструкцию колеса, корпуса и станины, облицовывают внутреннюю поверхность корпуса вентилятора слоем звукопоглотителя из ультратонкого стекловолок­ на с перфорированным стальным листом и применяют малошумные электродвигатели, 3. ВЫБОР ВЕНТИЛЯТОРОВ И ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ ДЛЯ ИХ ПРИВОДА Многообразие условий установки и эксплуатации вентиляторов в вентиляционных системах осложняет выработку каких-либо стан­ дартных положений, но некоторые общие рекомендации могут быть даны.

Прежде всего нужно сказать о целесообразности применения в не­ которых случаях радиальных вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед. Эти вентиляторы, как известно, используются не только для создания высоких давлений — 8000 Па и выше, но и для работы при давлениях 2000—2500 Па, хотя при таких давлениях с успехом при­ меняются вентиляторы с лопатками, загнутыми назад, имеющие зна­ чительно более высокий к. п. д., чем вентиляторы с лопатками, за­ гнутыми вперед. В связи с этим существует мнение о нецелесообраз­ ности применения и изготовления последних. На наш взгляд, сле­ дует внимательно разобраться в достоинствах и недостатках венти­ ляторов обоих типов.

Значения к. п. д. у вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, в среднем бывают от 0,77 до 0,85, а у вентиляторов с лопатками, за­ гнутыми вперед, — от 0,60 до 0,65, максимум до 0,70. В эксплуата­ ции при применении вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, это выражается экономией электроэнергии примерно в размере 20%, что является весьма существенным.

Другим весьма важным достоинством вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, является характер их кривых давления и мощ­ ности, о чем было упомянуто в п. 10 главы III. Добавим к этому, что, поскольку с увеличением расхода воздуха потребляемая мощность сначала повышается в незначительной степени, а затем даже начи­ нает понижаться, для этих вентиляторов не опасны случайные пере­ грузки по подаче и даже пуск их без сети.

Указанные два достоинства радиальных вентиляторов с лопатка­ ми, загнутыми назад, обусловливают широкую их распространен­ ность во всем мире, особенно в обычных вентиляционных системах.

Но у вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед, есть ранее указанное преимущество, которое в некоторых случаях бывает ре­ шающим для выбора: при одном и том же диаметре колеса и оди­ наковой частоте вращения этот вентилятор создает значительно большее давление, чем вентилятор с лопатками, загнутыми назад.

Следовательно, при работе на одну и ту же сеть подача вентилято­ ра с лопатками, загнутыми вперед, будет также значительно боль­ ше. Таким образом, обеспечение одних и тех же параметров по расходу воздуха и давлению с помощью вентилятора с лопатками, загнутыми вперед, можно достигнуть при меньшем диаметре колеса а более низкой частоте вращения. Применение вентиляторов мень­ ших размеров бывает крайне важным в некоторых агрегатах, а так­ же там, где экономия места имеет особое значение.

Еще более важной является частота вращения колеса, так как во многих случаях приходится ее ограничивать из-за недостаточной прочности колеса и клиновых ремней. При ременной передаче у вен­ тиляторов с лопатками, загнутыми вперед, можно получить значи­ тельно большие давления, чем у вентиляторов другого типа.

При меньших частотах вращения, как указывалось ранее, лю­ бая машина создает и более низкий шум. Поэтому вентилятор с ло­ патками, загнутыми вперед, несмотря на то, что его критерий шум ности L больше критерия шумности вентилятора с лопатками, за­ гнутыми назад, в определенных условиях будет работать с меньшим шумом.

Таким образом, совершенно очевидно, что в некоторых установ­ ках применение вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед, яв­ ляется не только более целесообразным, но и единственно воз­ можным.

Следовательно, потребителям необходимы вентиляторы обоих типов, и правильный выбор того или иного вентилятора можно сделать только после соответствующих сравнительных расчетов.

При выборе типоразмера вентилятора и режима его работы сле­ дует учитывать вид передачи от электродвигателя. Обычно в венти­ ляционных системах применяют передачи: напрямую с электродви­ гателем, когда скорость вращения вентилятора и электродвигателя одинакова, и клиноременную. При применении передачи напрямую с электродвигателем серьезным ограничением являются стандарт­ ные частоты вращения электродвигателей: 3000, 1500, 1000, 750, 600, 500, 375 и 300. При применении ременной передачи приходится счи­ таться с ограничением скорости клиновых ремней (максимум 25 м/с).

Обычно это относится к случаям, когда вентиляторы должны созда­ вать высокие давления, для чего необходима большая частота вра­ щения.

Расчеты показали, что создать вентиляторы с клиноременной передачей на давления свыше 9000 Па весьма затруднительно именно из-за ограниченной скорости ремней.

Для получения большой подачи главным ограничением явля­ ются возможности клиновых ремней в отношении передаваемой мощности. Наиболее мощный клиновый ремень площадью сечения Е способен передать максимальную мощность N = 33 кВт при скорости 25 м/с;

при меньших скоростях передаваемая одним ремнем мощность уменьшается. Приближенно можно принять, что общая передаваемая мощность при числе ремней z N= zN^k.

Коэффициент k в зависимости от угла обхвата шкива ремнем x имеет значения от 1 до 0,76 (при обхвате в 100°), коэффициент к г в зависимости от условий работы принимается от 1 до 0,7 (для вен­ тиляторов). В среднем можно принять: ^=^0,85 и k = 0,8. Число ремней, равное 10, является в большинстве случаев предельным, так как уже при этом числе ширина шкива получается равной 584 мм.

В результате имеем* N = 10-33-0,85-0,8 = 225 кВт.

Применение клиноременной передачи на большие, чем 225 кВт, мощности является очень затруднительным и приходится ориенти­ роваться на передачу напрямую от электродвигателя с помощью соединительной муфты.


По ГОСТ 10616—73 «Вентиляторы центробежные (радиальные) и осевые. Основные размеры и характеристики» рабочим участком аэродинамической характеристики считается такой, на котором значение его к. п д. равно или больше 0,9. Эта рекомендация носит общий характер и не является категорической в том смысле, что применение вентилятора на режиме, выходящем за пределы указан­ ного участка характеристики, недопустимо. Но следует напомнить на нежелательность выбора режима работы вентилятора на участке кривой давления слева от точки перегиба, поскольку в этом случае работа вентилятора приобретает неустойчивый характер, особенно вентилятора с лопатками, загнутыми вперед, как это было ранее разъяснено. Следовательно, нужно рекомендовать выбор режима работы вентилятора на участке перегиба кривой давления и справа от него. В большинстве случаев этот участок кривой давления соот­ ветствует и наибольшим к. п. д.

Экономичность работы вентиляторной установки зависит не толь­ ко от правильного выбора типа вентилятора и режима его работы, но также и от правильного выбора электродвигателя для его привода.

Прежде всего необходимо правильно определить требуемую уста­ новочную мощность электродвигателя, а затем подобрать его тип.

В случае применения мощных электродвигателей (примерно свыше 150 кВт) следует проверить время их разгона: является ли оно достаточно малым, чтобы не перегрелся электродвигатель при прео­ долении им во время пуска больших инерционных масс вентилятора.

Поэтому выбор электродвигателей мощностью 150 кВт и выше дол­ жен выполняться специалистами электриками. Но поскольку опре­ деление потребляемой вентилятором мощности электродвигателей для вентиляторов производится проектировщиком вентиляционной системы, последний должен уметь правильно ее вычислять.

Следует сказать, что рекомендуемые во многих справочных мате­ риалах по вентиляторам коэффициенты запаса к подсчитанной мощ­ ности не обоснованы серьезными мотивами и нуждаются в уточнении.

Электродвигатель по мощности должен быть наиболее нагружен, так как с уменьшением нагрузки его к. п. д. понижается. При умень­ шении нагрузки со 100 до 70% понижение к. п. д. относительно не­ значительное;

в среднем оно равно 5%. Этот факт является весьма выгодным, поскольку при проектировании вентиляционных систем и вентиляционных установок электродвигатели приходится выби­ рать, как правило, с большей, чем требуется, мощностью. Несмотря на это, к определению мощности электродвигателя следует подхо дить очень серьезно, чтобы избежать или его недогрузки, или, наобо­ рот, перегрузки.

Потребляемая вентилятором мощность при подаче воздуха Q, м /ч, и полном давлении P, Па, определяется по формуле v k k QP ^, N = 3 4 v ;

3600- 1000т] К- п. д. вентилятора ц принимается по его характеристике в соот­ ветствии с подачей Q.

Здесь необходимо сделать одно замечание. Вентиляторы малых размеров имеют меньшие значения к. п. д., чем вентиляторы того же типа, но больших размеров. Причиной этого, в частности, является то обстоятельство, что все технические недочеты при изготовлении (неровности поверхностей, некачественное выполнение соединитель­ ных и сварных Швов, отступления в размерах) заметнее проявляются в небольших изделиях и, следовательно, оказывают большее влия­ ние на характеристику машины, в том числе и на к. п. д.

В табл. 11 приведено допустимое стандартом уменьшение мак­ симального к. п. д. вентиляторов с диаметрами колес 200—400 мм в процентах от максимального к. п. д. вентиляторов с диаметром колес 500 мм и выше.

Таблица Диаметр колеса, мм 400 97 87 Следовательно, если в каталоге вентиляторов это уменьшение не учтено, при выборе вентиляторов малых размеров значение к. п.д.

в формуле (29) следует уточнять в соответствии с табл. 11.

Чтобы избежать недостаточности подсчитанной мощности элект­ родвигателя вследствие несоответствия фактического к. п. д. вен­ тилятора значению к. п. д. по типовой характеристике, вводят коэф­ фициент запаса k. Несоответствие обычно бывает по технологи­ ческим причинам как допуск при изготовлении. При допуске 5%, который считается нормальным при производстве вентиляторов, коэффициент k должен быть равен 1,05.

Коэффициент & учитывает неточность расчета сопротивления се­ ти. При применении радиальных вентиляторов с лопатками, загну­ тыми вперед, расход мощности может увеличиться до 6%, а в неко­ торых случаях и до 11 % против расчетного, когда при расчете ис­ кусственно завышают сопротивление системы (см. п. 9 главы III).

По нашему мнению, для вентиляторов с лопатками, загнутыми впе­ ред, можно принять & = 1,06;

для вентиляторов с лопатками, за­ гнутыми назад, и осевых — k = \. t Для определения мощности, расходуемой не только самим вен­ тилятором, но и всей вентиляционной установкой, необходимо учи­ тывать к. п. д. передачи г), принимаемый по табл. 12. Установочная п мощность электродвигателя определяется по формуле N = N/i\.


y n Таблица Вид передачи Колесо вентилятора находится непосредственно на валу электродвигателя 1, Колесо вентилятора находится на собственном валу с под­ 0, шипниками, соединенном с валом электродвигателя муфтой.

0, Клиноременный привод В заключение следует указать, что принимать значения к. п. д.

по каталогам или по отдельным существующим характеристикам вен­ тиляторов можно только в тех случаях, когда установка вентилято­ ров в сети воздуховодов обеспечивает нормальный приток переме­ щаемой среды к вентилятору и выход ее из него. Под нормальным притоком среды и выходом ее следует понимать такие условия, когда нет резкого поворота потока перед вентилятором и сразу после него, зажимания потока, его закручивания, очень большого расширения выхода, каких-либо сопротивлений в этих местах. Установка колен перед вентилятором и сразу после него, диффузоров с раскрытием примерно 30° и более, а также подшипников во входном отверстии уменьшает к. п. д. вентилятора. Поскольку проверенных данных по снижению к. п. д. от указанных выше причин нет, учитывать это снижение можно только исходя из индивидуальных предположе­ ний.

Пример 22. Необходимо определить установочную мощность электро­ двигателя для вентилятора, подача которого должна быть Q = 50 000 м /ч при полном давлении P = 1500 Па.

v Решение. В а р и а н т I. Выбран радиальный вентилятор с лопатками, загнутыми назад, Ц4-70 № 12. На заданном режиме т] = 0,79.

kshQPv 1,05-1-50 000- 27,4 KBTJ # = • 3600- 1000т) 3600-1000-0, 1) колесо вентилятора находится непосредственно на валу электродвига­ теля:

N -N/i\ = 27,4 кВт;

y n 2) колесо вентилятора находится на собственном валу с подшипниками, собствен соединенном муфтой с валом электродвигателя:

м N = JV/rin = 27,4/0,98 х 28 кВт;

y 3) клиноременный привод:

jV = N/riu = 27,4/0,95 ^ 2 8, 8 кВт.

y В а р и а н т II. Выбран радиальный вентилятор с лопатками, загну­ тыми вперед, Ц9-55 № 10. На заданном режиме ц = 0,62.

1,05-1,06-50 000.1500 „„ N= • ж 36,7 кВт;

3600-1000-0, 1) колесо вентилятора находится непосредственно на валу электродвига­ теля:

JV ^ 3 6, 7 кВт;

y 2) колесо вентилятора находится на собственном валу с подшипниками, соединенном муфтой с валом электродвигателя;

N = 36,7/0,98 ж 37,6 кВт;

Y 3) клиноременный привод ЛГ = 3 6, 7 / 0, 9 5 ж 3 8, 6 к В т у BOOKS.PROEKTANT.ORG БИБЛИОТЕКА ЭЛЕКТРОННЫХ КОПИЙ КНИГ для проектировщиков и технических специалистов СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Э к к Б. Проектирование и эксплуатация центробежных и осевых вентиляторов. М., Госгортехиздат, 1959.

2. Д з и д з и г у р и А. А., М а т и к а ш в и л и Т. И. Неустой­ чивая работа вентиляторов и способы ее предупреждения. М., «Наука», 1965.

3. К а л и н у ш к и н М. П. Вентиляторные установки. М., Стройиз дат Наркомстроя, 1939.

4. К о в а л е н к о В. М., Ч е б ы ш е в а К- В. Регулирование цент­ робежных вентиляторов лопаточными направляющими аппаратами на вхо­ де. — В сб. трудов ЦАГИ «Промышленная аэродинамика». М., Оборонгиз, 1959.

5. И н с т р у к ц и я по проектированию и расчету виброизоляции ма­ шин с динамическими нагрузками и оборудования, чувствительного к вибра­ циям. И 204-55/МСПМХП. М., Госстройиздат, 1956.

6. Ю д и н Е. Я- Исследования шума вентиляторных установок—• В сб. трудов ЦАГИ «Промышленная аэродинамика», вып. 713. М., Оборон­ гиз, 1958.

7. С е в е р и н а Н. Н. Исследования шумовых характеристик вен­ тиляторов. Диссертация на соискание ученой степени канд. техн. наук.

М., изд. НИИСФ Госстроя СССР, 1970.

8. У к а з а н и я по акустическому расчету вентиляционных установок СН 399-69. М., Стройиздат, 1970.

9. В е н т и л я ц и о н н ы е шумоглушители (серия А8-104). М., изд.

НИИстройфизики Госстроя СССР, 1966.

ОГЛАВЛ ЕНИЕ Стр.

Предисловие Условные обозначения Глава I. Общие сведения по физике воздуха. Давления, создающиеся в его потоке Глава II. Краткие сведения о вентиляторах 1. Существующие виды вентиляторов 2. Механизм создания вентилятором давления. Уравнение Эйлера 3. Распределение давлений в воздуховоде с вентилятором 4. Давления, развиваемые вентилятором, работающим в воздуховоде 5. Понятие об аэродинамической характеристике, схеме и типе вен­ тилятора 6. Виды аэродинамических характеристик вентиляторов 7. Законы подобия вентиляторов 8. Быстроходность вентиляторов Глава III.

Работа вентилятора в сети 1. Полное давление вентилятора, работающего в сети 2. Статическое давление вентилятора, работающего в сети 3. Некоторые характерные случаи работы вентиляторов в сети... 4. Совместная работа вентиляторов в сети 5. Работа вентилятора на сеть с постоянным давлением или разре­ жением 6. Работа вентилятора на сеть при перемещении воздуха с механи­ ческими примесями 7. Работа вентилятора на сеть при перемещении газа нестандартных параметров и при нестандартном барометрическом давлении... 8. Устойчивость работы вентиляторов 9. Влияние неточности расчета сети на работу вентилятора Глава IV. Регулирование вентиляторов 1. Применяемые способы регулирования 2. Регулирование подачи вентилятора изменением частоты его вра­ щения 3. Регулирование подачи вентилятора введением в сеть дополнитель­ ного сопротивления 4. Регулирование подачи центробежного вентилятора закручиванием потока воздуха перед колесом 5. Сравнение описанных способов регулирования при односкорост ном электродвигателе 6. Применение регулирующих устройств совместно с многоскорост­ ными электродвигателями Глава V. Некоторые вопросы установки и работы вентиляторов... 1. Виброизоляция 2. Шум от вентиляторов и способы его снижения 3. Выбор вентиляторов и электродвигателей для их привода Список литературы ГЕОРГИЙ Г Е О Р Г И Е В И Ч ВАХВАХОВ РАБОТА ВЕНТИЛЯТОРОВ В СЕТИ Редакция литературы по инженерному оборудованию Зав. редакцией И. П. Скворцова Редактор Г. А. Лебедева Мл. редактор А. А. Минаева Оформление обложки художника А. Л. Новиковой Технические редакторы В. Д. Павлова, Л. В. Бодрова Корректоры В. М. Залевская, Н. П. Быкова Сдано в набор 1 3 / I X 1974 г. Подписано к печати 2 2 / 1 1975 г.

Т-02835 Формат 6 0 x 9 0 7 i e Д- л. Бумага типографская № 2 6, 5 печ. л. ( у ч. - и з д. 6,57 л. ) Тираж 10 000 э к з. И з д. № AVI-4642 З а к. № 1135 Цена 33 коп.

103006. Москва, К а л я е в с к а я, 23а Московская типография Ш 4 Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета Министров СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли г. Москва, И - 4 1, Б. Переяславская у л., дом Таблица соотношений между некоторыми единицами физических величин, подлежащими изъятию, и единицами СИ Единица СИ подлежащая изъятию Наименование величины Соотношение единиц наименование наименование обозначение обозначение 1 кгс ~ 9,8 Н ~ 10 Н килограмм-сила кгс Сила;

нагрузка;

вес \ ньютон тс Н 1 т с ~ 9,8 • 1 0 Н ~ 1 0 кН тонна-сила грамм-сила 1 гс — 9, 8 - 1 0 ~ Н ~ 1 С м Н ГС Линейная нагрузка килограмм-сила 1 кгс/м 1 0 Н/м — кгс/м ньютон на метр Н/м на метр Поверхностная нагрузка 2 килограмм-сила на 1 к г с / м ~ 10 Н / м кгс/м ньютон на квад­ Н/м квадратный метр ратный метр 2 1 к г с / с м - 9,8 • 1 0 ~ П а Давление килограмм-сила на кгс/см квадратный сантиметр — 1 0 П а ~ 0,1 МПа 1 мм вод ст ~ 9, 8 - — Па миллиметр водяного мм вод. ст.

паскаль Па столба — 10 Па миллиметр ртутного 1 мм рт ст. ~ 1 3 3, 3 Па мм р т. ст.

столба Механическое напряжение 1 кгс/мм — 9,8 • 10* Па ~ килограмм-сила на кгс/мм ~ 10' Па — 10 МПа квадратный милли­ метр \ паскаль Па 2 1 кгс/см ~ - 9, 8 - 1 0 П а ~ Модуль продольной упругости;

модуль килограмм-сила на кгс/см сдвига;

модуль объемного сжатия — 1 О Па ~ 0,1 МПа квадратный сантиметр Момент силы;

момент пары сил 1 кгс • м ~- 9,8 Н • м — килограмм-сила-метр ньютон-метр кгс-м Н-м ~ 10 Н • м 1 кгс • м — 9,8 Д ж — 10 Д ж Работа (энергия) Дж килограмм-сила-метр джоуль кгс-м 1 кал — 4,2 Д ж Количество теплоты калория кал 1 ккал ~ 4,2 к Д ж джоуль килокалория Дж ккал Продолжены е Единица СИ подлежащая изъятию Соотношение единиц Наименование величины наименование наименование обозначение обозначение килограмм-сила-метр к г с м/с 1 кгс • м/с ~ 9,8 Вт — 10 Вт Мощность в секунду 1 л. с. ~ 7 3 5, 5 Вт лошадиная сила л. с. ватт Вт калория в секунду 1 кал/с ~ 4,2 Вт к ал/с килокалория в час 1 ккал/ч — 1, 1 6 Вт ккал/ч Удельная теплоемкость калория на грамм- джоуль на кило к а л / ( г - °С) Д ж / ( к г • К) 1 кал/(г • °С) — 4,2 X градус Цельсия грэмм-кельвин X Ю Д ж / ( к г • К) килокалория на ки­ 1 ккал/(кг • °С) — ккал/(кг-°С) лограмм- градус ~ 4,2 к Д ж / ( к г • К) Цельсия калория в секунду к а л / ( с - см • °С) 1 к а л / ( с • см • °С) ~ Теплопроводность на сантиметр градус - 4 2 0 Вт/(м • К) Цельсия 1 ватт на метр Вт/(м • К) [ кельвин килокалория в час 1 ккал/(ч • м • ° С ) — к.ал/(ч. м- °С) на метр-градус — 1.16 Вт/(м • К) Цельсия калория в секунду 1 кал/(с • с м • °С) ~ Коэффициент теплообмена (теплоотда­ к а л / ( с с м - °С) на квадратный сан­ чи);

коэффициент теплопередачи — 42 к В т / ( м • К) тиметр-градус ватт на квадрат Цельсия • ный метр-кель­ В т / ( м • К) вин килокалория в час 1 ккал/(ч • м • °С) — г ккал/( ч - м - ° С ) на квадратный метр- — 1,16 к В т / ( м • К) градус Цельсия

Pages:     | 1 | 2 ||
 





 
© 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.