4.2. Осевые вентилятоы
В осевом вентиляторе (рис. 3.12) поток движется преимущественно в направлении оси вращения. Осевые вентиляторы просты в изготовлении, компактны и реверсивны. По сравнению с центробежными вентиляторами они имеют более высокие КПД и подачу при относительно малой степени сжатия.
Рис. 3.12. Схема осевого вентилятора; 1 — коллектор; 2 — входной направляющий аппарат; 3 — рабочее колесо; 4 — выходной направляющий аппарат; 5 — кожух (обечайка); 6 — обтекатель
В прямоточном радиальном вентиляторе (рис. 3.13) газ вначале движется в осевом направлении и поступает во вращающееся рабочее колесо, где под действием центробежной силы проходит в радиальном направлении через межлопаточные каналы и выходит сквозь кольцевой радиальный лопастной диффузор (направляющий аппарат); в диффузоре часть динамического напора преобразуется в статический, КПД вентилятора достигает 70 %. Одним из его преимуществ является возможность размещения электродвигателя внутри кожуха, что снижает его шумность вентилятора.
Рис. 3.13. Схема прямоточного вентилятора: 1 — корпус; 2 — рабочее колесо; 3 — диффузор
4.3. Смерчевые и диаметральные вентиляторы
Смерчевой вентилятор (рис. 3.14) имеет рабочее колесо с небольшим числом лопаток, прикрепленных к заднему диску. Это колесо размещено в специальной нише в задней стенке спирального кожуха. При вращении колеса возникает вихревое течение, аналогичное смерчу, в центральной и периферийной частях которого образуется перепад давлений, являющийся побудителем движения воздуха. Вследствие этого часть потока с содержащимися в нем примесями проходит через нагнетатель, минуя рабочее колесо. КПД вентилятора не превышает 60 %.
Рис. 3.14. Схема смерчевого вентилятора: 1 — кожух; 2 — лопатка; 3 — задний диск
Диаметральный вентилятор (рис. 3.15) имеет следующий принцип действия. Если во вращающееся колесо барабанного типа поместить неподвижное тело, расположенное несимметрично относительно оси колеса, то осесимметричный вихрь, образующийся вокруг колеса, смещается в сторону, и возникает направленное течение газа перпендикулярно к оси вращения колеса. Поперечное течение появляется также при установке лопаточного колеса в несимметричном коленообразном корпусе. Диаметральные вентиляторы могут создавать значительные давления даже при невысоких окружных скоростях рабочих колес, поскольку поток газа дважды пересекает лопатки колеса. К недостаткам диаметральных вентиляторов относятся невысокий КПД (максимальный 60–65 %), повышенная шумность работы, существенные перегрузки электродвигателя при уменьшении сопротивления сети.
Рис. 3.15. Схема диаметрального вентилятора: 1 — рабочее колесо; 2 — корпус; 3 — неподвижное тело
3. 9. Элементы теории компрессорных машин
Основные закономерности работы компрессорных машин объемного типа рассмотрим на примере поршневого компрессора. Расчеты многообразных динамических типов компрессоров отличаются и приведены в [4, 6, 8].
Для упрощения анализа работы поршневого компрессора вводят понятие идеального поршневого компрессора, которому приписывают следующие свойства: 1) объем мертвого пространства равен нулю; 2) клапаны безинерционны, и их гидравлическое сопротивление равно нулю; 3) отсутствует теплообмен между газом и компрессором (адиабатный процесс); 4) отсутствуют утечки газа; 5) перекачиваемый газ — идеальный.
Производительность идеального поршневого компрессора определяется по формуле
Qт = SLn, (3.2)
где S — рабочая площадь поверхности поршня, L — ход поршня; n — число двойных ходов поршня в единицу времени.
Работа за цикл идеального поршневого компрессора равна
, (3.3)
где k — показатель адиабаты сжимаемого газа; p1 — давление на линии всасывания; V1 — всасываемый объем.
Средняя мощность идеального поршневого компрессора
, (3.4)
а средняя мощность поршневого компрессора при изотермическом сжатии
. (3.5)
Производительность реального поршневого компрессора связана с Qт через коэффициент подачи :
Q0 = lQт. (3.6)
Коэффициент подачи, в свою очередь, определяется как произведение частных коэффициентов подачи:
l = lв lт lр lг lj . (3.7)
Здесь lв — коэффициент всасывания, характеризующий снижение производительности из-за мертвого пространства; lт — коэффициент подачи, учитывающий влияние подогрева газа на производительность; lр — коэффициент подачи, учитывающий влияние сопротивления всасывающего клапана на производительность компрессора; lг — коэффициент герметичности, учитывающий влияние прямых утечек газа на производительность компрессора (является аналогом объемного КПД насосов); lj — коэффициент подачи, учитывающий влияние влажности газа на производительность (при сжатии газа часть паров конденсируется, что приводит к дополнительному снижению объема сжатого газа).
Индикаторная диаграмма реального поршневого компрессора (рис. 3.16) является важным средством для контроля над работой компрессора; для ее построения используется специальный самописец, устанавливаемый обычно непосредственно на компрессоре. Работа за цикл пропорциональна площади индикаторной диаграммы. Процессу всасывания соответствует линия 4–1, процессу сжатия газа — линия 1–2, процессу нагнетания — линия 32–43, расширение газа, оставшегося в мертвом пространстве, описывается линией 3–4. «Всплески» вблизи точек 2 и 4 характеризуют инерционность клапанов, приводящую к запаздыванию их открытия. При появлении тех или иных неполадок в работе поршневого компрессора индикаторная диаграмма искажается, что позволяет использовать ее как средство диагноза технического состояния компрессора.
Рис. 3.16. Индикаторная диаграмма работы поршневого компрессора
Среднюю мощность, потребляемую реальным поршневым компрессором (при условии, что показатели политропы сжатия и расширения газа практически равны), можно определить по формуле
, (3.8)
где m — показатель политропы сжатия и расширения газа (их можно считать практически равными); h — механический КПД машины; p0 — давление на линии всасывания (p0 = p1).