Курсовая работа: Осевой вентилятор

Влияние условия (4) на конструктивную форму лопасти проявляется в том, что она получается закрученной (винтовой) с переменными углами β_1л и β_2л по длине. Такие лопасти имеют широкое применение, в особенности в машинах с малым относительным диаметром втулки.

В машинах с большим относительным диаметром втулки лопасти выполняются незакрученными, но с хордой, уменьшающейся к периферии.

Выбор расчетного угла атаки

В общем виде рекомендации по выбору расчетного угла атаки на различных радиусах лопаточного венца рабочего колеса могут быть сформулированы так: для прикорпусных решеток можно выбирать нулевые или небольшие отрицательные углы атаки (α₁ = - 2 .. – 4 °), а для привтулочных решеток, наоборот, - положительные углы атаки и большие, чем это следует из данных по плоским решеткам.

В некоторых подходах к профилированию лопаточных венцов вопрос о выборе величины расчетного угла атаки не возникает, так как определение угла установки и кривизны профилей выполняется из условия безударного входа для плоских решеток профилей, обтекаемых идеальной жидкостью.

Расчет осевых насосов и вентиляторов

Определение основных размеров осевых насосов и вентиляторов производится на основе уравнений Эйлера и неразрывности потока. При этом учитываются особенности работы ступеней и конструктивные соотношения, принятые в практике. Для расчета должны быть заданы: Н - напор выраженный в метрах столба среды, перемещаемой машиной; Q — подача, м³ /с, и физические константы среды.

Осевые машины соединяются с электродвигателем непосредственно; в таких случаях частоту вращения машины принимают равной рабочей частоте вращения электродвигателя.

Соответственно окружные скорости концов лопастей оказываются значительными. Так, в случае насосов допускают окружные скорости до 60 м/с; большие значения не принимают из условий недопустимости кавитации. В осевых вентиляторах обычно ограничиваются скоростями до 100 м/с во избежание появления сильного шума. Относительный диаметр втулки принимают v=D_BT /D_Н =0.4 – 0.8, причем большие значения выбираются для высоконапорных машин.

Коэффициент расхода φ принимают в пределах 0,4—0,8.

Диаметр рабочего колеса машины может быть определен из уравнения неразрывности

С_а = Q / 0.785×D_H ² ×(1 – ν² ) = κ_φ ×ν×u = = κ_φ ×ν×π×D_H ×n/60

где κ_φ = C_a /u_вт

Очевидно,

(5)

При выбранных ν и κ_φ последнее равенство однозначно определяет диаметр колеса осевой машины. Обычно κ_φ = 0,64 - 1. Далее определяется диаметр втулки D_вт = ν×D_H находится длина лопасти

L_л = (D_H - D_вт ) / 2

Целесообразность применения высоких частот вращения непосредственно ясна из выражения (5), показывающего уменьшение D_H при повышении п.

Как было указано выше, элементы лопасти, находящиеся на разных расстояниях от центра колеса, работают с различной эффективностью.

Поэтому допускается расчет лопастей по среднему диаметру D_cp = ((D_H ² - D_вт ² )/2)^1/2 и при менее цилиндрических лопастей ν > 0.7.

При v<0,7 разбивают лопасть по длине на 7 – 10 участков и ведут расчет каждого из них отдельно по среднему диаметру его, получая различные значения лопастных углов на входе; лопасть получается закрученной (винтовой).

Так как осевая составляющая с_а скорости для принятого значения φ известна (с_а =φ×u_H ), то при отсутствии закрутки на входе.

β₁ = arctg(C_a /U_cp )

Угол выхода потока из межлопастных каналов

β₁ = arctg(C_a /(U_cp – C_2u ))

Величина с_2и определяется из основного уравнения машины

где Н — напор одной ступени машины; η_г — гидравлический КПД, лежащий в пределах 0,75 — 0,92.

Лопастные углы на входе и выходе: