Нижегородский Государственный Архитектурно-Строительный Университет

Кафедра Отопления и Вентиляции

Контрольная работа по дисциплине «Насосы, вентиляторы, компрессоры»

Проверил:	Кубарев А.В..
Выполнил:	Чистяков Н.В. гр. 7/03-1

Н.Новгород

2006г.

СОДЕРЖАНИЕ

стр.

Задача 1

Рассчитать центральный (радиальный) или осевой вентилятор от полученного коэффициента быстроходности, вычертить в масштабе его аэродинамическую схему и параллелограммы скорости на выходе и входе рабочего колеса.

Дано:

1. Производительность L= (0,5+0,1×1)м³/с

2. Давление Р=1001Па=102кгс/ м²

3. Частота вращения n=901об/мин

4. Плотность ρ=1,2 кг/ м³

Решение:

I. Определить основные размеры колеса, диаметр входного отверстия, размер выходного отверстия, число лопаток, углы β и z лопаток колеса.

1. Для определения к какому типу нагнетателей (центробежный или осевой) по заданным значениям относится вентилятор, определим быстроходность (удельное число оборотов). Рассчитываем коэффициент быстроходности:

n_y<100 – центробежный вентилятор среднего давления

2. Определяем диаметр входа в вентилятор из условия обеспечения наименьших потерь давления в межлопаточных каналах колеса при минимальном значении относительной скорости на выходе.

где С=3,5…5 – коэффициент, полученный статистическим путем

3. определяем диаметр входа в колесо D₁ . По конструктивным соображениям обычно принимают равным D₀

D₁ =D₀=0,31м

4. Для определения наружного диаметра колеса D₂ пользуемся усредненной формулой

Выведена формула на основании многочисленных испытаний центробежных вентиляторов при n_у = 20…55 с постоянной шириной колес и с лопатками, выходные кромки которых загнуты вперед (β₂<90⁰)

5. Определяем раскрытие спирали кожуха прямоугольного сечения, выпускные отверстия которого имеют форму квадрата и по площади равны входным отверстиям.

В=0,885∙0,31=0,27

6. Ширину колеса на входе b₁ определяем, исходя из следующих соображений. Если исходить из сохранения скорости на повороте потока (С_1m=C₀) и допустить, что площадь живого сечения потока равна цилиндрической поверхности π∙D∙b₁, то получим , а так как D₁= D₀, то

В действительности отрыв потока на повороте неизбежен и ширину колеса принимают с запасом , где К=2…2,5 для вентиляторов с лопатками загнутыми вперед.

Итак

7. Величину раскрытия спиральных кожухов определяют на основании определенных уравнений. Однако в практике в среднем принимают

После подстановки зависимости получим

8. Зная раскрытие спирали кожуха «А» и принимая, что сторона конструкторского квадрата можно построить спираль

9. Число лопаток колеса вентилятора определяем по формуле

с последующим округлением результатов до чисел кратным 4 или 6

10. В целях уменьшения гидравлических потерь угол входа на лопатки должен превышать 90⁰, т.е. β₁=100…140⁰

Принимаем β₁=120⁰

11. При принятых условиях, центробежные вентиляторы, основные размеры которых определены при помощи вышеуказанных формул с достаточной для практики точностью удовлетворяют при угле установки лопаток на входе β₂=20…35⁰

Принимаем β₂=35⁰

II. по определенным размерам и углам вычерчиваем в двух проекциях схему вентилятора в масштабе 1:5 с указанием величин основных размеров и углов.

III. Определяем скорости на входе и выходе колеса.

1. Окружная скорость на входе в колесо будет равна

2. Относительная скорость на входе в колесо, как видно из диаграммы скорости составляет:

При отсутствии закручивания на входе С_m=0 и С_1m= С₁, где

Откуда

3. Окружная скорость на выходе из колеса составляет

4. Тангенциальная скорость потока на выходе из колеса (скорость закручивания) без учета влияния конечного числа лопаток будет равна . В расчетах первого приближения можно принимать ω₂= ω₁.

Итак, С_2υ= 40,08+16,65 cos35⁰=53,72м/с

Скорость закручивания с учетом конечного числа лопаток будет меньше, чем С_2υ

Принимаем

5. Коэффициент закручивания потока на выходе из колеса

6. Теоретически давление лопаточного колеса должно быть равным

Находим гидравлическое КПД

Действительное давление будет

Т.е. условие по заданию выполнено.