Текст
М. П. Калинушкин
Вентиляторные
установки
ИЗДАНИЕ СЕДЬМОЕ, ПЕРЕРАБОТАННОЕ
И ДОПОЛНЕННОЕ
Допущено Министерством высшего и среднего специального
образования СССР в качестве учебного пособия для студен-
тов высших учебных заведений, обучающихся по специаль-
ности «Теплогазоснабжение и вентиляция»
Импи динниг ;
Wiiwmiiiciig г
БИБЛИОТЕКА t
МОСКВА «ВЫСШАЯ ШКОЛА» 1979
ББК 38.93
KI 7
УДК 697.9
Рецензент
кафедра отопления, вентиляции и увлажнения Московского текстиль-
ного института (зав. кафедрой — докт, техн, наук, проф. В, Н. Талиев)
Калинушкин М. П.
К17 Вентиляторные установки: Учеб, пособие для строит, ву-
зов.— 7-е изд., перераб. и доп. — М.: Высш, школа, 1979.—
223 с., ил.
45 к.
В книге рассмотрены вопросы расчета, проектирования, монтажа и эксплуатации
вентиляторных установок, применяемых в системах вентиляции, кондиционирования
и для обеспечений—миОнпс технологических процессов. Приведены полные характе-
ристики но^ых ^вентиляторов, развито описание способов наладки и регули-
ровки установок. ’ ‘ '
Книга, предназйачейна^ для студентов специальности «Теплогазоснабжение и
вентиляция», может’ быть использована широким кругом инженерно-технических
работникбв. *
30210—266 его 4
121—79 2307000000
001(01)—79 ььк 38.93
© Издательчво «Высшая школа», 1979
КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ
ОБ АВТОРЕ
Докт. техн, наук, проф. Михаил Павлович Калинушкин
начал инженерную и научную деятельность в Центральном аэрогид-
родинамическом институте (ЦАГИ). Около 40 лет проф. М. П. Ка-
линушкин занимается вопросами промышленной вентиляции. Ему
принадлежит ряд ценных научных работ в этой области техники,
одновременно он ведет педагогическую работу в московских вузах.
Первое исследование М. П. Калинушкина «Влияние механических
примесей к воздуху на работу вентиляторов» было опубликовано в тру-
дах ЦАГИ в 1933 г., а всего он написал более 100 работ. В их числе
учебник для вузов «Насосы и вентиляторы» (2 издания), «Гидравличе-
ские машины и холодильные установки» (3 издания), «Вентиляторные
установки» (6 изданий).
Проф. М. П. Калинушкин много внимания уделяет также вопро-
сам обеспыливающей вентиляции. Результаты исследований его в этой
области санитарной техники освещены в монографиях «Пневматиче-
ский транспорт в строительстве» (в соавторстве), «Обеспыливающие
установки», «Пылесосные установки» (2 издания) и др.
Проф. }Л. П. Калинушкин ведет большую научно-общественную
работу. Он является членом нескольких ученых советов, много лет
руководит секцией «Промышленная вентиляция» Московского дома
научно-технической пропаганды общества «Знание»,
1*
г
' Предисловие
За 12 лет после выхода предыдущего издания книги (1967)
область распространения вентиляторных установок еще более рас-
ширилась, накоплен опыт их рационального использования, появи-
лись новые нормативные указания. Некоторые исследования в этой
области были выполнены самим автором, и все это получило отраже-
ние в настоящем издании.
Вместе с тем методика построения книги — комплексное рассмот-
рение вентиляторных установок, т. е. совместно действующих венти-
лятора, двигателя и сети при расчете, монтаже, наладке и эксплуа-
тации, сохранена такой же, как и во всех предыдущих изданиях,
начиная с первого, вышедшего 40 лет тому назад (1939).
Главное внимание в книге уделяется подбору и использованию го-
товых вентиляторов и двигателей (машин), а не их расчету и проекти-
рованию, но, с другой стороны, достаточно полно рассматривается
расчет сетей, поскольку они всегда разнообразны.
Единицы измерения физических величин в учебнике приведены
в СИ, обозначения же некоторых из них указаны дополнительными
буквами, как это принято в специальной и нормативной литературе.
Особенности таких обозначений указаны в таблице на с. 7.
Кроме студентов книгой могут пользоваться и широкие круги
специалистов инженеров-сантехников и механиков.
Автор
ВВЕДЕНИЕ
Вентиляторные установки применяются повсеместно. Наи-
более широко их используют для вентиляции, кондиционирования,
аспирации, воздушного отопления (вентиляционные вентиляторные
установки), для тяги и дутья в котельных (тяго-дутьевые вентилятор-
ные установки), для проветривания шахт и карьеров (рудничные вен-
тиляторные установки), а также для обслуживания других самых
разнообразных технологических процессов.
В Советском Союзе при эксплуатации вентиляторов общего и
специального назначения (кроме встроенных в автомобили и другие
машины) потребляется не менее 8% всей вырабатываемой в стране
электроэнергии. Поэтому повышение экономичности их эксплуатации
имеет важнее народнохозяйственное значение. Это может быть до-
стигнуто псдышением к. п. д. самих вентиляторов и, главное, повы-
шением к. п. д. вентиляторных установок в результате обеспечения
надлежащего взаимодействия вентиляторов с приводящими их в дей-
ствие двигателями и обелхжизаомымп сетями. Для этого необходимо
правильно рассчитывать сети и подбирать вентиляторы с двигателями,
обеспечивать качественные монтаж, наладку и эксплуатацию.
Еще. в древние времена люди начали применять воздуходувные
устройства в виде опахал и мехов для проветривания помещений и
раздувания огня. Первый вентилятор, по устройству приближаю-
щийся к современным радиальным вентиляторам, «конструировал
русский инженер А. А. Саблуков,(1788—1857) и в 1835 г. с успехом
применил его для проветривания Чигирского рудника на Алтае.
Этот вентилятор в дальнейшем получил широкое применение в Рос-
вии и за границей для вентиляции рудников, морских судов и зданий.
А. А. Саблуков также изобрел и успешно применил для проветрива-
ния каменноугольных выработок осевой вентилятор.
Шовле победы Великой Октябрьской социаяиотичесмой революции
в связи с бурным ростом строительвтва в нашей атране начали выпу-
скаться разнообразные вентиляторы, была разработана теория их
расчета. Выдающийся ученый Н. Е. Жуковский, которого В. И. Ленин
назвал «отцом русской авиации», разработал вихревую теорию, на
овнове которой конструируются осевые вентиляторы.
В созданном Н. Е. Жуковским Центральном ЙФрогидродинамиче-
ском институте (ЦАГИ) и в других научно-исследоввтелъских инсти-
тутах и лабораториях было мйбгое вделано по усовершенствованию
методики расчета вентиляторов и воздухопроводов, разработаны раз-
нообразные их конструкции. Отечественная промышленность стала
5
г
выпускать надежные и разнообразные электродвигатели для привода
вентиляторов.
В последние годы достигнуты определенные успехи в серийном
производстве вентиляторов, улучшении и удешевлении монтажа вен-
тиляторных установок индустриальными способами. Все шире внед-
ряются качественные способы регулировки, путем применения авто-
матики обеспечивается более эффективная эксплуатация этих уста-
новок. При этом принимаются во внимание новые теоретические ра-
боты иностранных ученых, учитывается опыт многочисленных иност-
ранных фирм, выпускающих разнообразные и хорошо выполненные
конструкции вентиляторов.
Большая работа выполняется в настоящее время по осуществлению
принятых XXV съездом КПСС «Основных направлений развития
народного хозяйства СССР на 1976—1980 годы», в которых указано
на необходимость увеличить выпуск оборудования для кондициониро-
вания воздуха и вентиляции.
Главными направлениями в области дальнейшего эффективного и
качественного использования вентиляторных установок являются ор-
ганизация с помощью надлежаще подготовленных специалистов ква-
лифицированной наладки и эксплуатации, использование при мон-
таже новейшего оборудования, применение современных методов
расчета и проектирования вентиляторных установок.
Система единиц измерения
В вводимой у нас в стране начиная с 1979 г. в качестве дей-
ствующей Международной системе единиц измерений (СИ) сохра-
нены прежние обозначения и единицы измерения длины, площади,
объема, времени, линейной скорости, температуры, мощности и ряда
других величин. Вместе с тем килограмм остается единицей измере-.
ния только массы, сила же измеряется в ньютонах (Н), где 1 Н — сила,
сообщающая телу с постоянного массой в 1 кг ускорение в 1 м/с2 (1 Н =
= 1 кг -м/с2). В соответствии с этим давление рекомендовано изме-
рять не в кгс/м2 или мм вод. ст., а в Н/м2, именуемых паскалями (Па).
Поскольку еще сохраняются прежняя градуировка шкал измеритель-
ных приборов, маркировка оборудования и обозначений в справочной
литературе, в отдельных случаях приходится пользоваться и укоре-
нившимися обозначениями.
Ниже, в сравнительной таблице, приведены обозначения основных
единиц измерения в СИ и принятые нами в книге.
Принятые обозначения можно выразить в кратных десятичных
единицах, например 1 кВт = 1000 Вт, и отнести к разным промежут-
кам времени (мин, ч и т. д.).
Для пересчетов следует принимать: давление 1 Па = 0,102 кгс/м2
(приближенно 1 Па и 0,1 кгс/м2), угловую скорость (частоту вращения)
1 рад/с = 9,55 об/мин (приближенно 1 рад/с и 10 об/мин).
6
Величины в си Принято в книге
обозна- чение размер- ность обозна- чение размерность
Длина, диаметр 1, D, d M /, D, d M
Площадь - F, f, S M2 F, f M2
Объем V м3 V M3
Время t c t c
Температура T, t K, ec т, t K, ’O
Мощность N Вт N Вт
Масса tn КГ tn КГ
Сила P, F н p н
Давление P Н/м2, Па p Па
Объемный расход vt м3/с L м3/с
Массовый расход mt кг/с G кг/с
Плотность P кг/м3 p кг/м?
Линейная скорость v, c м/с v, c, u, W м/с
Угловая скорость (частота вращения) 0) рад/с ft), n рад/с, об/мин
Воздух и его свойства
Атмосферный воздух представляет собой смесь различных
газов (азота, кислорода, углекислоты и др.), водяных паров и меха-
нических примесей — пыли.
Физическое состояние воздуха в значительной мере характери-
зуется его плотностью р, кг/м3. *
Для возможности сравнения расчетов и результатов испытаний,
выполненных в различное время, в разных местах и при самых раз-
нообразных метеорологических условиях, все расчетные данные нужно
приводить к одинаковым стандартным условиям состояния воздуха:
температуре /0 = 20° С (То = 273 + 20 = 293 К), барометрическому
давлению (напору) So — 760 мм рт. ст. и относительной влажности
% = Ог-
лавление, измеряемое высотой столба уравновешивающей жидкости
(напором), можно пересчитать по формуле р = В pg.
Отсюда для В — 0,76 м при плотности ртути р = 13 600 кг/м3 и
нормальном ускорении силы тяжести g — 9,81 м/с2 получаем р =
= 0,76-13 600-9,81 = 101 400 Па ~ 0,1 МПа (мегапаскалей).
Легко также подсчитать, что давление, уравновешиваемое высо-
той водяного столба в h = 1 мм (1 мм вод. ст.), соответствует р —
= 9,81 Па.
При вышеуказанных метеорологических параметрах и нормальном
химическом составе атмосферного воздуха, состоящего по массе при-
близительно из 76% азота и 24% кислорода, р0 = 1,2 кг/м3.
Следует заметить, что влажность очень незначительно влияет на
плотность воздуха. Например, при увеличении относительной влаж-
* В предыдущих изданиях книги объемную массу в кг/м3, обозначаемую у,
мы называли объемным весом, а под плотностью понимали р = y/g.
7
ности стандартного воздуха с 0,5 до 1,0 плотность изменяется всего
на 0,5% (в сторону уменьшения).
Если пренебречь влиянием влажности, что вполне допустимо при
обычных расчетах, то влияние температуры и давления учитывают
известной зависимостью
Р/Ро = Р/Ро • Л/Т"-
Пример. Определить плотность атмосферного воздуха при В = 740 мм рт. ст
и I =. 0 СС:
В Т6 , „ 740 293
Р ~ Р° В„ ’ Т ’2 760 ‘ 273 1 ’25 кг/м .
В вентиляторных установках давление изменяется настолько не-
значительно по сравнению с атмосферным, что этим влиянием на плот-
ность воздуха также можно в большинстве случаев пренебрегать.
Например, при развиваемом вентиляторном давлении в 2000 Па
(200 кгс/м2) плотность воздуха по сравнению с его стандартным зна-
чением изменится всего на
/101 400 + 2000 __ у
\ 101 400 / 4/0*
При расчетах состояние воздуха характеризуют и его вязкостью,
которая зависит от сил внутреннего трения, возникающих при ею
движении. Вязкость обычно характеризуется коэффициентом кине-
матической вязкости, причем для стандартного воздуха v0 = 14,9 х
х КИ м2/с.
В вентиляторных установках обычно устанавливаются воздушные
потоки практически постоянной плотности, скорость движения кото-
рых в каждой точке с течением времени не изменяется ни по величине,
ни цо направлению.
В этом случае для двух сечений одного и того же потока можно на-
писать уравнение расхода
fvx = Fv2 = L,
где /, F — площади поперечных сечений, м2; vlt va — средние ско-
рости, м/с; L — объемный расход (производительность), м3/с .
При расчетах серей и вентиляторов расходы цринято исчислять
в м3/ч, т. е. L4 = 3600 Lz, где Lz выражено в м3/с. В случае изменения
плотности воздушного потока (например, за счет подогрева в калори-
фере) уравнение расхода примет вид
Ы>1 = Ео2р2 = О,
где G — массовый расход, кг/с.
* Для сетей принято пользоваться термином «расход», а для вентиляторов
«производительность».
8
Рис. 1-В. Движение воздуха по ка-
налу
Связь между значениями давлений в разных сечениях установив-
шегося воздушного потока (рис. 1-В) выражается уравнением Л. Бер-
нулли. Последнее представлено
ниже в следующем простейшем
виде:
Рет1 + уу1 = Рст2 + у vl + p,
где р„ — статическое давление
для соответствующих сечений по-
тока; рп2/2 — динамическое дав-
ление; р — плотность воздуха;
v — средняя его скорость; . —
потери полного давления (суммы
статического и динамического дав-
лений) между выбранными сече-
ниями, складывающиеся в общем
местных сопротивлениях.
Для потоков, плотность которых отличается от плотности окру-
жающей среды, а каналы не горизонтальны, следует также учиты-
вать весовое давление в зависимости от геометрических высот я
(см. рис. 1-В):
Рст.1 + (Р/2) Ш + ?!р£ = рст.2 + (Р/2) vj + z2pg + p,
случае из потерь на трение и в
гДе g—ускорение силы тяжести.
Часть I
СЕТИ
Сети вентиляторных установок формируются из самых разно-
образных воздухопроводов, в которых при движении воздушных по-
токов возникают потери давления на трение и в местных сопротивле-
ниях. Только в результате расчета сетей представляется возможным
обеспечить нужное воздухораспределение и правильно подобрать вен-
тилятор с двигателем.
Глава 1
ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ В СЕТЯХ
§ 1-1. Сопротивление трения
Потери давления на трение возникают по всей длине воздухо-
провода. При данных геометрических размерах и расходе они зависят
от режима течения и состояния поверхности трения.
Такую линейную потерю давления на трение в общем виде можно
подсчитать по формуле
п ___1 Р -.2
Ртр — л 4^ 2 V ’
где X — коэффициент сопротивления трения; I — длина воздухопро-
вода; R — гидравлический радиус поперечного сечения воздухопро-
вода (отношение площади его поперечного сечения F к периметру U);
ри2/2 — динамическое давление потока.
Для наиболее распространенного круглого поперечного сечения
воздухопровода гидравлический радиус
D F nd.2/4 _ d
* U ~ nd 4 ’
где d — диаметр воздухопровода.
После подстановки = d/4 получим
Рп>=>4 • Iл
Для расчета по полученной формуле воздухопроводов не только
круглого, но и всякого другого поперечного сечения введено понятие
10
аб
эквивалентного диаметра. Так, для наиболее распространенного пря-
моугольного поперечного сечения размером а X б имеем
л — ?. -L . £ у2 = ?___- -р vs = г -- -р- V*
/-тр Л 4R 2 об 2 AdD 2 •
‘2{а + б)
Отсюда при условии равенства скоростей v (а также К, I и о) полу-
чим значение эквивалентного диаметра
. _ 2.0.6
Однако в этом случае площади поперечных сечений получаются
разными. Например, для квадратного поперечного сечения, когда
dv = 2а2/2а = а, действительная площадь а2 будет больше эквива-
лентной шЙ/4 = 0,785 а2, а это означает, что и расходы будут разными.
Если скорости представить в виде расходов, деленных на площади
поперечных сечений, то для эквивалентного круглого и прямоуголь-
ного поперечных сечений получим
n =1± ?! L у 1
d, 2 ) 4<i6/2(a + 6) 2 \аб / ’
Отсюда при условии равенства расходов (а также А, I и р) получаем
При расчете прямоугольных воздухопроводов обычно пользуются
значениями эквивалентных диаметров более простого вида (d„).
Для точного расчета потерь давления на трение необходимо пра-
вильно определять сложный по своей природе коэффициент сопроти-
вления трения Л., в общем случае зависящий от состояния стенок (отно-
сительной шероховатости е) и режима течения (числа Рейнольдса Re).
§ 1-2. Шероховатость стенок
Труб с абсолютно гладкими поверхностями стенок в природе
не существует — все они в той или иной степени шероховаты. Шеро-
ховатость различают по ее величине, а также по характеру неровно-
стей и их распределению. Для стальных воздухопроводов характерна
неравномерная шероховатость, обусловленная недостаточной обра-
боткой поверхностей, механическими повреждениями и коррозией.
Средняя высота выступов определяет собой величину абсолютной
шероховатости k, а отношение средней высоты выступов к диаметру
трубы d — величину относительной шероховатости, т. е. е — k/d.
В расчетных формулах в качестве абсолютной обычно принимают
гидравлическую (эквивалентную) шероховатость, учитывающую не
только среднюю высоту выступов, но также их форму и расположение.
Значения этих эквивалентных абсолютных шероховатостей для ма-
териалов, используемых при изготовлении воздухопроводов, приве-
дены в табл. 1-1.
11
Таблица 1-1
Характер внутренней поверхности труб
Цельнотянутые из меди, латуни, стекла...............
Цельнотянутые стальные:
новые ...............................................
бывшие в эксплуатации..............................
Цельносварные стальные:
новые ...............................................
бывшие в эксплуатации..............................
Из кровельной стали:
негГроолйфенные .....................................
проолифенные ......................................
оцинкованные.......................................
Чугунные:
новые ...............................................
бывшие в эксплуатации..............................
Бетонные с затиркой.................................
Железобетонные .....................................
Асбоцементные:
новые ...............................................
бывшие в эксплуатации..............................
Деревянные .........................................
Фанерные:
при продольном расположении волокон ...............
при поперечном расположении волокон................
Каналы с цементной штукатуркой......................
Каналы из шлакобетонных плит........................
k, мм
0,0015—0,01
0,02—0,10
0,12—0,20
0,04—0,10
0,15
0,02—0,04
0,10—0,15
0,15
0,25—1,0
1,0-1,5
0,3—0,8
2.5
0,05—0,10
0,6
0,1-”— 0,30
0.03—0,05
0,12
0,0.5—0,22
1,5
Следует отметить, что в стальных спирально-навивных трубах коэффициент тре-
ния, как показали исследования автора, несколько меньше, чем у цельнотянутых.
J»ro можно объяснить совпадением направления небольшого внутреннего шва с часто
наблюдаемым винтовым движением потока.
§ 1-3. Режим течения
Течение потока в трубах может быть ламинарным или турбу-
лентным. При ламинарном течении струйки движутся параллельно,
обтекая выступы шероховатости плавно, без срывов. В силу этого
потери давления на трение не зависят от шероховатости.
Турбулентный режим течения характеризуется преобладанием сил
инерции, веледствие чего струйки срываются с выступов шерохова-
тости, появляются поперечные составляющие скорости и поток интен-
сивно перемешивается. При турбулентном течении потери давления
на трение в основном зависят от обмена количества движения беспо-
рядочно движущихся масс воздуха — они резко возрастают по срав-
нению с ламинарным режимом течения. При определенных условиях
потери зависят также и от шероховатости. При турбулентном движе-
нии, однако, около самых стенок сохраняется тончайший ламинарный
пограничный слой.
12
Режим течения потока в соответствии с законами подобия наиболее
полно определяется критерием Рейнольдса
Re = ad/v,
где v — скорость, м/с; d — характерный геометрический размер (для
труб — диаметр), м; v — коэффициент кинематической вязкости, м2/с.
Опытами установлено, что в трубах при Re < 2300 режим течения
потока устанавливается ламинарный, а при больших значениях в
связи с накоплением инерцион-
ных сил происходит скачкооб-
разный переход к турбулентному
режиму течения, причем тол-
щина остающегося ламинарного
пограничного слоя уменьшается
по мере увеличения числа Re.
Каждый режим течения ха-
рактеризуется своим полем ско-
рости. Под полем скорости
понимают график, выражающий
изменение скорости по оси по-
перечного сечения потока (рис.
1-1). Для круглой трубы в ка-
честве такой оси выбирают ее
Рис. 1-1. Поле скорости:
а — при ламинарном двнженин; б — при
турбулентном движении
диаметр. При ламинарном течении
в круглой трубе поле скорости можно построить в соответствии с урав-
нением
(у VI
V = УмаКс 1 — ! ~ .
где Цмакс — максимальная скорость потока; у — расстояние от центра
до координаты вычисляемой скорости; г — радиус трубы.
Анализируя последнее уравнение, легко заметить, что поле ско-
рости характеризуется параболой с максимальным значением ско-
рости на осн трубы (при у = 0 имеем ома^в). У самых стенок вследст-
вие прилипания воздуха скорость равна нулю (при у == г полу-
чаем о = 0).
Поле скорости при турбулентном течении можно построить в соот-
ветствии с приближенным уравнением
У = Унаке О -ylr)'1*1.
При обычно применяемых значениях знаменателя степени т — 7
поле скорости принимает вид прямоугольника с резким падением
скоростей потока вблизи стенок трубы.
§ 1-4. Коэффициент сопротивления трения
Если для какого-либо воздухопровода с неизменной шеро-
ховатостью определить коэффициент сопротивления трения % в зави-
симости от изменения числа Re (например, при неизменных d и v),
то полученную зависимость можно выразнеь в виде графика, пред-
ставленного на рис. 1-2.
13
При ламинарном движении (рис. 1-2, участок /) коэффициент X
уменьшается в зависимости от увеличения Re. Его можно подсчитать
по зависимости
X = 64/Re.
Если это значение подставить в формулу трения, то получим
—Л d 2 V ~ Re d 2 “ vd/v d 2 V ~~ <P V'
Следовательно, при ламинарном движении для воздухопровода
заданных геометрических размеров (d = const и I = const) и при
Рис. 1-2. График зависимости к
от Re
изменяться (рис. 1-2, участок
неизменных физических констан-
тах потока (v и р = const) потеря
давления пропорциональна первой
степени изменения скорости:
РтР1 _ / и V
РтрЗ ~ \»1/
При достижении потоком кри-
тического числа Re (в зависимо-
сти от условий входа потока в
трубу это число находится в пре-
делах 2000—8000) режим течения
начинает быстро, скачкообразно
2) — ламинарное течение преобра-
зуется в турбулентное.
Для случая турбулентного течения ввиду сложности явлений до
сих пор нельзя дать точного аналитического выражения к, как это
получено для ламинарного течения. При турбулентном движении
значение коэффициента трения к помимо Re может зависеть и от ше-
роховатости стенок.
При малых Re, когда пограничный ламинарный слой покрывает
выступы шероховатости, воздухопровод работает как гидравлически
гладкий (рис. 1-2, участок 3).
Для расчета гидравлических гладких воздухопроводов можно
использовать формулу Блазиуса
к = 0,3164 Re-0-25
0,3164
Из этой формулы следует, что
Лр->4 • 1^-0.3164•т»2-
-0,3164 №«4
’ 1 V ] d 2 d1’12» ’
откуда
Ртр1/Ртр2 = (V/Vi)1-75.
Для расчета аналогичных воздухопроводов можно также исполь-
зовать следующие формулы:
14
Никурадзе
Х = 0,0032+ 0,221 Re-0-237
Шевелева
Z = 0,25 Re-0-225;
Мурина
. _ 1,01
Л " (1g Re)s,s •
Последнюю формулу рекомендуется применять при условии
2000 < Re < f120 ;9''8
\ е у
где е — относительная шероховатость.
При увеличении Re толщина пограничного слоя убывает и может
оказаться меньше выступов шероховатости, в связи с чем возможно
возрастание значения X (рис. 1-2, участок 4). Дальнейшее повышение
числа Re, при котором толщина пограничного слоя уменьшается до
такого предела, что выступы шероховатости почти полностью откры-
ваются, не влияет на изменение коэффициента А. В этом случае он
зависит от шероховатости — воздухопровод работает как гидравли-
чески шероховатый (рис. 1-2, участок 5).
По данным некоторых исследователей, проводивших испытание
труб с естественной шероховатостью, возрастание % (на участке 4)
не наблюдается, а за участком 3 следует участок 4', изображенный
на рис. 1-2 пунктиром.
Наиболее проста и удобна для приближенного расчета гидравли-
чески шероховатых труб формула Шифринсона
л = 0,1е0’25.
При расчете по этой формуле потерь на трение получается
т. е.
+р1+тР2=(^1)2‘
Гидравлически шероховатые воздухопроводы можно также рас-
считывать по формулам:
Никурадзе
Z = 1/71,74 + 2 lg 4-?J
Шевелева
X = 0,021/d0-3;
Мурина
X = l/(l,14 + 21giy.
Представляет интерес также универсальная формула А. Д. Альт-
шуля, пригодная для расчета как гидравлически гладких, так и шеро-
11
ховатых труб:
\ л 1 ( , 1ОО\о,аб*
^ = 0,1 •
При малых значениях Re влияние шероховатости становится не-
значительным (е -> 0), поэтому
X = 0, 1 (100/Re)0’25 = 0,316 Re- °-25,
т. е. получаем формулу Блазиуса, пригодную, как выше указывалось,
для расчета гидравлически гладких воздухопроводов.
При больших величинах Re, когда значение
—0 и Х = 0, 1е°-25,
Re
получим формулу Б. Л. Шифринсона, которой можно пользоваться
для расчета гидравлически шероховатых вовдухопроводов.
В ориентировочных расчетах воздухопроводов можно принимать
X ~ 0,02.
§ 1-5. Потери давления в местных еопротимениях.
Коэффициенты местных сопротивлений
Фасонные части воздухопроводов и оборудование, в которых
потери давления возникают при изменении скорости или направления
движения потока, называют местными сопротивлениями.
Необходимо отметить, что в вентиляторных, особенно в вентиля-
ционных установках потери давления в местных сопротивлениях
обычно значительно превосходят потери давления на треиие. Ввиду
этого местным сопротивлениям при дальнейшем изложении уделено
большое внимание.
Под коэффициентом местного сопротивления понимают отношение
потери давления в данном местном сопротивлении к динамическому
давлению в выбранном сечении:
__ Рм. с
" ри2/2
Если одновременно имеются также потери на трение (например,
в диффузорах, отводах), то их, как правило, исключают, но учитывают
при расчете линейных потерь (см. выше), т. е.
® ри2/2
Динамическое давление, к которому относят коэффициент мест-
ного сопротивления, принимают для неменяющихся или наиболее
суженных поперечных сечений, но с обязательным указанием выбран-
ного места (на схеме здесь обычно ставится стрелка). Удобнее всего
такое сечение выбирать в месте соединения местного сопротивления
с питающим воздухопроводом.
* При составлении таблиц для расчета потерь давления на трение (см. прило-
жение I, с. 172) эта формула была использована в виде X = 0,11 (в + 68/Re)’’25,
где для воЗдухойройоДов Й5 лис^ОЙой стали k = cd = 6,01 мм.
16
На практике при составлении таблиц и проведении расчетов зна-
чения коэффициентов большинства местных сопротивлений считают
зависящими только от сочетания геометрических размеров, влиянием
же числа Рейнольдса и шероховатости внутренней поверхности сте-
нок пренебрегают.
Существенное влияние на коэффициенты местных сопротивлений
может оказать состояние входящего потока, зависящее от режима
течения, формы входа, расположения в неповредственной близости
других местных сопротивлений и т. д. Значения коэффициентов мест-
ного сопротивления, приводимые ниже, обычно соответствуют нали-
чию на входе равномерного (прямоугольного) поля скоростей.
Ниже рассмотрены по группам различные виды местных сопро-
тивлений, связанные со входом потока в воздухопровод, изменением
величины и направления его скорости, слиянием и разделением пото-
ков, движением их через равномерно распределенные по сечению пре-
пятствия и, наконец, выходом из воздухопровода.
§ 1-6. Потери давления на удар
В большинстве местных сопротивлений в том или другом се-
чении скорость потока изменяется. Особенно характерно это для слу-
чая внезапного расширения движущегося потока
(рис. 1-3), когда он не сразу заполняет расширен-
ное сечение, образуя вихревую область. На образо-
вание этой области расходуется значительное
к\кавление, называемое потерей давления на удар
' упо аналогии с ударом неупругих тел).
X» Потерю давления на удар при внезапном расши-
^рении потока можно определить аналитическим пу-
таем. Напишем для двух выбранных сечений 0—О
1—1 (рис. 1-3) уравнение Д. Бернулли
Рото + у ^0=Рст1+у ^ + Р.
О 1
Рис. 1-3. Внезапное
расширение потока
из которого определим потерю давления между этими двумя сечениями:
Р = У(Уо - У1) - (Perl - Рете) •
Применительно к объему, заключенному между этими же двумя
сечениями, напишем уравнение импульса сил
(Рстг-Рето)^ = m(v0-v1),
где tn = pFvt.
Тогда
(Рст1-Рсто)=Р»1(Уо-1'1)-
После подстановки правой части в преобразованное выше уравне-
иие Д. Бернулли иолучим
р = (р/2)(п§-п1)- •ШИММ’*. ‘
laj'ibriiiiuiBas >
БИБЛИОТЕКА
17
Отсюда после упрощений формула примет вид
р = (р/2) (v0 — Vj)a,
т. е. потеря давления на удар равна динамическому давлению потерян-
ной скорости.
Коэффициент местного сопротивления на удар при внезапном рас-
ширении потока (относя его к динамическому давлению в узком сече-
нии) будет равен
г _ (р/2) (у0—/. _ vj\2 _ / _ L/F\2 Л _ И2
(p/2)v§ \ L/f J F) ’
где / — площадь узкого поперечного сечения; F — площадь широ-
кого поперечного сечения.
Для случая выхода воздуха в свободное пространство F = оо
и С - 1.
В более общем случае, когда скорость уменьшается без внезапного
ее изменения,
£=Ц1-4)2,
где kCM — коэффициент смягчения, определяемый для каждого соот-
ветствующего случая опытным путем.
§ 1-7. Потери давления на вход потока*
Для начала рассмотрим простейший случай входа потока
в прямую трубу с острой кромкой (рис. 1-4). Поток обтекает входную
кромку, причем за счет возникающих при повороте центробежных
сил он отрывается от стенок трубы, что влечет за собой поджатие
потока и дальнейшее его расширение, связанное с потерей давления
на удар.
Больше всего поток поджимается примерно на расстоянии 0,4 диа-
метра от входа, а на расстоянии около четырех диаметров он вновь
заполняет все сечение.
Определим аналитическим путем потерю давления на вход в пря-
мую трубу с острой кромкой, взяв общий случай, когда она распо-
ложена в камере большого поперечного сечения.
Запишем для двух выбранных сечений (рис. 1-5) уравнение Д. Бер-
нулли
Рет! + (р/2) vj = рС10 + (р/2) vl + р,
пользуясь которым, определим потерю давления между этими сече-
ниями:
Р = (Реп ~Рм) + (Р/2) у? - (р/2)
* Данные этого и последующих параграфов гл. 1 увязаны с материалами «Спра-
вочника по гидравлическим сопротивлениям», составленного И. Е. Идельчиком
(Машиностроение, 1975).
18
Для объема, заключенного между этими же двумя сечениями,
напишем уравнение импульса сил
PeTif - Рс-,01 ~Pi(F~f) = т (у0 - vj,
где рг — давление у торцовой стенки камеры и т — pfv0.
4J)
Рис. 1-4. Вход потока в прямую
трубу с острой кромкой
Рис. 1-5. Вход потока из ка-
меры в прямую трубу с острой
кромкой
У торцовой стенки камеры происходит полное торможение потока,
вследствие чего давление здесь будет равно
' P1 = Pct1 + (P/2)vI.
После подстановок и преобразований из уравнения импульса
следует
Рст! - Рето = Р^о - (р/2) V? - (р/2) ад.
В результате подстановки правой части в уравнение потери дав-
ления на вход получим
Р = [рУо - (р/2) п? - (р/2) ад] + [(р/2) о] — (р/2) ц§],
откуда после упрощения формула примет вид
р = (р/2)о0(с/0-о1).
Коэффициент местного сопротивления на вход в прямую трубу
с острой кромкой (относя его к скорости в трубе) будет равен
р (р/2)с0(с0—Cj) = 1 _ JZL _ 1___L
Ь (Р/2) с? »о F ’
где f — площадь поперечного сечения трубы; F — то же, камеры.
При бесконечно большом поперечном сечении камеры (F = оо),
что соответствует свободному входу из атмосферы, £ = 1. В общем
случае, когда поток входит в трубу, не обладающую острыми кром-
ками, имеем
£ = ЛСИ(1-/),
где &см — коэффициент смягчения, определяемый для соответствую-
щего случая опытным путем.
19
При входе потока из свободного пространства в трубу, заделанную
заподлицо в стенку, как показали опыты,
£-=0,5< £си = —= 0,5.
1— 1 1—-L
F F
Коэффициент местного сопротивления на вход также можно под-
считать в соответствии с потерей на удар при расширении из формулы
Р = (р/2) (ус —Уц)2,
где ц. — скорость потока в поджатом сечении.
Коэффициент сжатия (заполнения) сечения потока равен
« = L/f = v0/vt,
а поэтому
Р = ^’/2) (“а ~ V°)2 = 2 V°
/ 1 \2
(р/2) V; \ a j
При входе в трубу, заделанную заподлицо в стенку, kcs = 0,5.
Т огда
-й!.
откуда
а =
В общем же случае
а =
F
1
а)
Рис. 1-6. Перетекание потока1
а — через заделанную зддодаи^о тру-
бу; б — через отверстие
Произведенные в ЦАГИ исследования показали, что по полученной
формуле коэффициент сжатия можно подсчитать не только для трубы,
заделанной заподлицо в стенку (рис.
1-6, а), но и для более общего слу-
чая перетекания потока через отвер-
стие из одного канала в другой (рис.
1-6, б).
Здесь потеря давления, также
вызываемая в основном ударом, мо-
жет быть подечитана по формуле
р = (р/2) (ус —уа)2,
где ос — скорость потока в поджатом
в трубе, за отверстием.
сечении; v2 — скорость потока
Применяя уравнение расхода, преобразуем последнюю формулу:
П-Н,1 г, 1?-₽. р.^/1 1?
20
где f2 — площадь поперечного сечения трубы; f — площадь отвер-
стия; и0 — скорость потока в отверстии; а — коэффициент сжатия
потока при истечении через отверстие,
коэффициент местного сопротивления (по отношению к скорости
в отверстии) будет равен
Р П2
„= 2 М = f 1 _ Л ?
(р'2) v* (a f J •
Подставив сюда ранее вычисленное значение а, после преобразо-
вания получим формулу для определения коэффициента местного со-
противления на вход (перетекание):
Еще раз отметим, что С в этой формуле определен по отношению
к скорости в отверстии.
Для случая входа в прямую трубу, заделанную заподлицо в пену,
/ = /2, a F = оо.
Тогда
£ = (1 +0,707] ’ТТТО-1)2 =0,5,
что соответствует ранее полученному значению этого коэффициента.
Для случая, когда F = f, a f2 = оо, т. е. когда имеется выход
в свободное пространство,
: = (1 + 0,707 ] ЛЬ="Г - О)2 = 1,
что также совпадает с ранее найденным значением этого же коэффи-
циента.
Вышеприведенную формулу для различных условии входа можно
представить в еще более общем виде:
= д + |/ kCK И - •
а после возведения в квадрат
£ = М 1 - I) + (1 - у)2 + 2}/’
Заметим, что первые два члена правой части формулы нам уже
знакомы: первый представляет коэффициент местного сопротивления
на вход, а второй — на выходе. Фретий же член, если ввести опыт-
ный коэффициент т, может определить условия перетекания через от-
верстие.
Потери на трение, которые могут возникнуть при большой глу-
бине отверстия, следует учитывать еще одним членом \l/d0. С учетом
этого члена расчетную формулу можно представить в следующем
21
наиболее общем виде:
? — ^см (1 - (1 - у) 4“
'+2г/*„(1-А)(1-2) + 11,
где f — площадь отверстия; F — площадь поперечного сечения трубы
до отверстия; /2 — то же, за отверстием; d0 — диаметр отверстия; / —
Рис. 1-7. Вход потока в
прямую трубу
глубина (длина) отверстия; X — коэффициент
трения; т — опытный коэффициент, учитываю-
щий условия перетекания через отверстие.
Коэффициент местного сопротивления на
вход потока в прямую трубу зависит от от-
носительной толщины входной кромки 6/d0 и
относительного расстояния обреза трубы от
стенки, в которую она заделана, b/d0 (рис.
1-7). Значения этого коэффициента приве-
дены в табл. 1-2.
Из табл. 1-2 следует, что минимальное значение С, достигаемое при
утолщении входной кромки, равно 0,5. Такое же значение получается
при заделке трубы заподлицо со стенкой, т. е. при b/d0 = 0.
Таблица 1-2
й/4 £ при Ь/d0> равном
0 0,01 0,05 0,1 0,2 0,5
0 0,5 0,68 0,80 0,86 0,92 1,00
0,01 0,5 0,57 0,66 0,72 0,78 0,85
0,02 0,5 0,52 0,55 0,60 0,66 0,72
0,03 0,5 0,51 0,52 0,54 0,57 0,61
0,04 0,5 0,51 0,51 0,52 0,52 0,53
0,05 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5
Влияние заделки перестает сказываться при 6/d0 > 0,05.
Значение g — 1, как уже было ранее показано, получается при
b/d0 0,5 и наличии острой кромки, т. е. при 8/d0 = 0.
Пример. Воздух засасывается через прямую трубу диаметром <У0=100 мм>
выполненную из листовой стали толщиной 6 = 1 мм. Труба выпущена за поверх-
ность стены на расстояние b = 20 мм. Определить коэффициент местного сопро-
тивления g на вход.
Решение. Относительная толщина входной кромки равна
6/4 = 1/100 = 0,01,
а относительное расстояние заделки
й/4 = 20/100 = 0,2.
Этим значениям по табл. 1-2 соответствует L, = 0,78.
22
При заделке входного участка под углом (рис. 1-8) сопротивление
на вход повышается. Для круглого или квадратного отверстия его
можно определить по формуле
С = 0,5 0,3 cos 6 + 0,2 cos2 6.
Потеря давления на вход резко уменьшается при наличии кол-
лектора, т. е. при обеспечении плавного входа.
Влияние коллектора обусловливается его формой, качеством вы-
полнения (потери на вход меньше при точечных коллекторах) и нали-
Рис. 1-8. Вход
потока в скошен-
ную заделанную
трубу
Рис. 1-9. Коллектор:
а — по дуге круга; б — конический
чием заделки в стенку. Для коллектора, профилированного по дуге
круга (рис. 1-9, а), значения £ можно принять в зависимости от об-
точки и относительного радиуса дуги r/d0 по табл. 1-3.
Таблица 1-3
Коллектор £ при r/dQt равном
0,02 0,04 0,06 0,08 0,12 0,16 0,2
Без заделки в стенку, нето- ченый 0,74 0,51 0,32 0,20 0,10 0,06 0,03
Без заделки в стенку, точеный 0,49 0,32 0,22 0,18 0,10 0,06 0,03
С заделкой в стенку, неточе- ный 0,36 0,26 0,20 0,15 0,09 0,06 0,03
Для точеного коллектора с профилем изнутри по лемнискате (та-
кими^ ^коллекторами пользуются в лабораторных исследованиях)
При коническом коллекторе (воронке, рис. 1-9, б) значение £
зависит от угла раскрытия конуса <р, относительной длины l/d0, нали-
чия заделки коллектора в стенку; его можно принимать по табл. 1-4,
где в числителе указаны значения £ без заделки его в стенку, а в зна-
менателе — при заделке в нее.
23
Таблица 1-4
'«о 5 при ф, град
30 45 60 90 120 '
0,025 0,90/0,45 0,89/0,40 0,80/0,40 ojo/OAO 0,65/0,45
0,05 0,80/0,35 0,75/0,30 0,65/0,30 0,60/0,35 0.55/6,40
0,075 0,65/0,30 0,55/0,25 0,55/0,25 0,50/0,80 0.45/0,35
0,1 0,55/0,25 0,45/0,20 0,40/0,20 0,40/0,26 0,40/0,30
0,3 0,30/0,15 0,20/0,15 0,20/0,15 0,20/0,20 0,25/0,30
0,5 0,20/0,15 0,15/0,10 0,15/0,15 0,20/0,20 0,25/0,30
Наличие перед трубой экрана (рис. 1-10) увеличивает коэффициент
местного сопротивления. В этом случае его вычисляют по формуле
-1 ' п2’
где ^принимают для свободно расположенной трубы (см. табл. 1-2—
1-4); п = fvJf — отношение площади входа в трубу к площади трубы
Рис. 1-10. Расположение экрана пепел требой
(без коллектора п = 1); k — коэффициент, зависящий ст относитель-
ного удаления экрана h/d0 от трубы и принимаемый по табл. 1-5.
Таблица 1-5
Л/40 0,1 0,2 о>а 0,4 0,6 0,8 1,0
k' 8,0 1,6 0,6 0,4 0,15 0,04 0
Роль коллектора может выполнить кольцевое ребро или кольце-
вой уступ, охватывающий входное отверстие (рис. 1-11). Возникаю-
щий за острыми кромками срывной вихрь способствует плавному вте-
канию потока в трубу.
По данным ЦАГИ, минимальный коэффициент сопротивления та-
кого вихревого коллектора £ = 0,1 можно получить для ребра при
l/d0 = 0,25 и di/d0 ~ 1,3 (рис. 1-11, а), а для уступа при t/d0 = 0,2
и di/d0 = 1,2 (рис. 1-11, б).
Наличие на входе в прямоугольные каналы угловых стенок не-
сколько уменьшает потери на вход, козырьки же, наоборот, увеличи-
вают их.
24
Для приточных шахт различных конструкций (рис. 1-12) коэффи-
циенты местных сопротивлений $ на вход существенно зависят от рас-
Рис. 1-11. Вихревой коллектор:
а — с кольцевым ребром; б — с кольцевым уступом
стояния между зонтом или рассечкой и обрезом трубы. Принимают их
в зависимости от h/d0 (табл. 1-6).
Из табл. 1-6 следует, что устройство рассечек не приводит к умень-
шению сопротивления, но усложняет конструкцию вентиляционных
Рис. 1-12. Шахты
шахт. Из этой же таблицы видно, что в целях уменьшения сопроти-
вления и упрощения конструкции следует принимать h/d0 > 0,4.
Наиболее целесообразна приточная шахта с коническим участком
на входе (рис. 1-12, е), которая при h/d0 — 0,4 имеет минимальный
коэффициент местного сопротивления £ = 0,50.
25
Таблица 1-6
1ип шахты (см рис. 1-12) £ при относительном удалении зоита или экрана h/d^ равном
0.1 0,2 0.3 i 0,4 0.5 0.6 0,7 | 0.8 0,9 1,0 СО
G плоским экраном (а) __ 4,4 2,2 1,8 1,6 -1,4 1,2 1,1 1,1 1,05 1,05
G рассечкой (б) .... — 48,0 6,4 2,7 1,7 1,5 1,3 1,2 1,1 1,05 1,05
С зонтом (в) 2,6 1,8 1,5 1,4 1,3 1,2 1,2 1,1 1,1 1,05 1,05
С зонтом и рассечкой (а) G зонтом при утолщен- 2,9 1,9 1,6 1,4 1,3 1,2 1,2 1,1 1,1 1,05 1,05
ной входной кромке (д') G конфузором и зонтом 2,1 1,3 0,95 0,85 0,75 0,70 0,65 0,53 0,6 0,6 0,6
(е) 1,3 0,75 0,6 0,5 0,4 0,3 0,3 0,3 0,25 0,25 0,25
Сопротивление прямоугольной приточной шахты с четырьмя жа-
люзийными решетками (рис. 1-13) зависит от их площади — отноше-
ния ширины к высоте b/h и угла расположения жалюзи а, коэффи-
циент С при этом можно определить по табл. 1-7.
Рис. 1-13. Прямоугольная
приточная шахта
Рис. 1-14. Расположение на
входе:
а — шайбы; б — плоской решет-
ки; в — сетки
Потери давления на вход при наличии шайбы или плоской решетки
с острыми кромками (рис. 1-14, а, б) определяют по формуле *
^(ьтот-Т)’^.
где F — площадь поперечного сечения трубы (по отношению к ско-
рости в этом сечении и вычисляется С); f — площадь отверстия.
* Эта формула и аналогичные ей получены путем преобразования для конкрет-
ных условий вышеприведенной общей формулы (см. с. 21).
26
Потери на вход, затянутый сеткой (рис. 1-14, в), определяются
по сумме отдельных сопротивлений входа без сетки (см. выше) и самой
сетки (см. ниже).
Таблица 1-7
£ при b/h,равном
а, град 1.5 i 1.0 ’ 0,5
30 2,5 3,6 6,0
45 3,8 13,7 21,5
Для стандартных неподвижных жалюзийных решеток со скошен-
ными каналами и вертикально срезанными входными кромками
Рис. Ы5. Неподвижные жа-
люзийные решетки:
а — со скошенными каналами;
б — с горизонтально срезанны-
ми кромками
(рис. 1-15, а) коэффициент местного сопротивления, отнесенный к ско-
рости в трубе (рис. 1-15, б), принимают по табл. 1-8.
Для штампованной жалюзийной решетки с полным открытием
жалюзи рекомендуется £ = 1,6.
Рис. 1-16. Створки:
а и б — одинарные верхнеподвесные; в — одинарная среднеподьесная; г — двойная верхне-
подвесная; д — двойная нижне- и верхнеподвесная
Для створок различных типов (рис. 1-16) коэффициенты местных
сопротивлений на входе в зависимости от отношения длины створки
к ширине (1/Ь) и от угла раскрытия а принимают по табл. 1-9.
Таблица 1-8
f/F °.' °'2 i 0.3 0,4 0,5 0,6 0.7 0,8
£ (рис. 1-15, а) 24 55 25 12 7,0 4,6 з,о 2,1
£ (рис. 1-15, б) — 33 14 7,5 4,5 2,8 1,8 1,2
27
Таблица 1-9
•Ди—1 ' " Типы створок (см. ВИС 1-16) Отно- шение Угол раскрытия клапана а, град
13 20 25 30 45 60
ЧЬ
Вытяжная одинарная 1 11 6 4,5 4,0 3,0 2,5 2,0
верхне- а 2 17 12 8,5 7,0 4,0 3,0
подвесная СО 30 16 11 8,5 4,5 3,5 2,5
Проточная одинарная верхне- б 1 2 16 21 11 13 8 9,5 5,5 7,0 3,5 4,0 3,0 3,0 2,5 2,5
подвесная СО 31 18 12,5 9,0 3,0 3,5 2,5
Одинарная 1 46 26 16 11 5,0 3,0 2,0
средне- подвесная в со 59 35 21 14 5,0 3,0 2,5
Двойная верхнеподвесная г 1 2 14 31 9,0 21 6,0 14 5,0 10 3,5 5,0 3,0 3,5 2,5 2,5
Двойная нижне- 1 19 13 8,5 6,5 4.0 3,0 2.5
и верхнепод- д 2 44 24 15 11 6 4 3,0
веская СО 59 36 24 17 8,5 3,0
Подвод из воздухопровода в вентилятор может выполняться с по-
мощью конфузора или диффузора, отвода или колена, коробки и пр.
(рис. 1-П).
Диффузорный подвод по сравнению с конфузорными имеет большее
сопротивление (см. с. 33), что отрицательно отражается на характе-
ристике вентилятора, поэтому не рекомендуется. То же можно сказать
и при сравнении отвода с коленом — первый подвод предпочтительнее.
28
Входная коробка должна иметь отношение входной площади
(прямоугольной) к площади входа в вентилятор не менее 2, а торцо-
вая стенка коробки должна иметь скос в 15—20®.
Коэффициенты сопротивления этих элементов зависят не только
от геометрических размеров, но и от типа вентилятора и режима его
работы *.
§ 1-8. Потери давления при изменении величины скорости
потока
Наибольший практический интерес здесь представляет опре-
деление коэффициента местного сопротивления при перетекании потока
через расположенные в трубопроводе неизменного поперечного сече-
ния отверстия с краями, срезанными по потоку, — диафрагмы
(рис. 1-18).
Рис. 1-18. Диафрагма
Рис. 1-19. Задвижка
Диафрагмы применяют при регулировке воздухопроводов в ка-
честве дополнительных сопротивлений, а также измерительных уст-
ройств.
Коэффициент местного сопротивления диафрагмы (по отношению
к скорости в трубе) при Re > 100 000 равен
g = (1 + 0,707-//К)2 ОТ-
Значения Z в зависимости от f/F в соответствии с этой формулой
можно определять по табл. 1-10 **.
Таблица 1-10
f!F ' 0,05 1050 0,1 245 0,15 98 0,2 51 0,25 30 0,3 18 0.35 12 0,4 8 0,45 6
Продолжение табл. 1-16
Г 0,5 4 0,55 2,8 0,6 2 0,65 1,4 О О 'CCV-J 0,75 0,65 0,8 0,42 0,9 0,18 1 0
* Буневич
п р оектирбвание
ЦНИИП, 1976.
** Пример
Л. А. и Бычкова Л. А. Временные методические рекомендации ва
входных и выходных элементов вентиляторных установок.
расчета диафрагмы см. на с. 63.
29
Потери давления в регулирующих или запорных устройствах
воздухопроводов — в задвижке' и дроссельных клапанах — аналогичны
потерям давления на проход. Помимо внезапных сужений и расшире-
ний потока здесь еще происходят его повороты.
Коэффициенты местного сопротивления задвижек (рис. 1-19), от-
1 несенные к скорости в трубах, в зависимости от формы и относитель-
ной высоты прохода /i/do или h/bo следует принимать по табл. 1-11.
Таблица 1-11
Л/</о, h/bo , | 0 | од | 0„3 | 0.4 J 0,5 | 0,6 j 0,7 | 0,8 | 0,9 | I
Круглая задвижка . . сс 35 10 4,6 2,1 1,0 0,45 0,15 0,05 0
Прямо- угольная зад- вижка . . . со 42 19 8,5 4,5 2,5 1,2 0,55 0,15 0
Коэффициенты же местного сопротивления дроссель-клапанов
(рис. 1-20), отнесенные к скорости в трубах, в зависимости от формы
и угла открывания клапана а при d/d0, b/b0 = 1 следует принимать
по табл. 1-12.
Рис. 1-20. Дроссель-клапан
Рис. 1-21. Диффузор
Диффузоры, т. е. плавно расширяющиеся по направлению движе-
ния потока участки трубы (рис. 1-21), устанавливают в случае необ-
ходимости снизить скорость потока с наименьшими потерями. Осо-
бенно выгодна установка диффузоров в местах выпуска потока в атмо-
сферу, так как при снижении скорости потока уменьшается потеря
давления на выход.
Таблица 1-12
а, град 10 20 30 40 50 60 70 90
Круглый клапан . . , 0,50 1,5 4,5 11 29 108 625 СО
Прямоугольный клапан 0,45 1,3 3,5 ' 9,3 25 77 368 со
В диффузоре скорость снижается при отрыве потока от стенок и
образовании вихрей вследствие наличия значительного продольного
градиента давления, вызванного нарастанием по длине статического
давления (за счет уменьшения скорости). Поток начинает отрываться
от стенок, как показали опыты, при центральных углах раскрытия
диффузора более 6—10®. Вообще не рекомендуется применять диффу-
зоры с углами раскрытия более 10—15°. При наличии на выходе из
30
диффузор? сеток или решеток, создающих подпор, допустимы боль-
шие углы раскрытия.
Потерю давления в диффузоре можно рассматривать как потерю
ва удар с некоторым уменьшением (смягчением) его. Вследствие этого
коэффициент местного сопротивления диффузора, отнесенный к ско-
рости в узкой части, равен
где f — площадь узкого сечения; F — площадь широкого сечения;
/гсм — коэффициент смягчения или полноты удара, зависящий от угла
раскрытия диффузора, типа его и состояния потока перед выходом
в диффузор.
Для конического диффузора с равномерным распределением ско-
ростей на входе и угле раскрытия а < 30 4- 40° можно воспользоваться
приближенной формулой
fcc„ = 3,2tg-|- j/tgy.
В табл. 1-13 приведены значения коэффициентов смягчения удара Лси
в зависимости от угла раскрытия а в предположении равномерного
распределения скоростей на входе и без учета потерь на трение:
в первой строке для конических диффузоров, во второй — для пира-
мидальных. Из табл. 1-13 следует, что в пирамидальных диффузорах
потери давления большие, чем в конический. Это объясняется нали-
чием в первых из них углов, являющихся причиной более интенсив-
ного образования вихрей.
Т а б л и ц а 1-13
а, град 4 6 | Ч И) 12 н 16 20 24 30
А 0,05 0,08 0,11 0,15 0,19 0,23 0,27 0,36 0,46 0,62
#СМ 0,05 0,09 0,15 0,25 0,35 0,46 0,57 0,77 0,92 0,96
Если угол раскрытия диффузора превышает 30—40°, то скорости
не преобразуются и потери в таком диффузоре превосходят возни-
кающие потери при внезапном расширении потока. В этих случаях
выгоднее обеспечивать внезапное расширение.
Работу коротких диффузоров с большими углами раскрытия
(используемых иногда из-за стесненных габаритов) можно улучшить
путем обеспечения более плавного движения потока и предотвращения
отрыва вихрей от стенок.
Для этой цели (рис. 1-22) можно применять отсос или сдув погра-
ничного слоя, направляющие лопатки, разделительные вставки и от-
клоняющие поток пластины. Диффузоры можно выполнить с криво-
линейными стенками, ступенчатыми, кольцевыми, экранными.
Конструктивно более прост ступенчатый диффузор (рис. 1-22, й);
в пределах располагаемой длины он расширяется плавно, далее же
обеспечено внезапное расширение. В результате этого общая потеря
31
Рис. 1-22. Способы }'меньшения сопротивления диффузоров:
а — отсос пограничного слоя; б — сдув пограничного слоя: 5 — направляющие
лопатки: г — криволинейный диффузор; д — ступенчатый диффузор; е — кольцевой
диффузор; ол. — диффузор с разделительными коническими вставками; з — диффузор
с отклоняющей пластиной; и — экранный диффузор
Рис. 1-23. Типы диффузоров за радиальными вентиляторами:
а — плоский симметричный; б — плоский несимметричный; в — плоский скошенный;
г — пирамидальный
<9 ' 'S)
Рис. 1-24. Конфузоры:
а — криволинейный; б — прямолинейный
давления получается меньшая, чем в обыч-
ном диффузоре с большим углом раскрытия.
Так, для диффузора с углом раскрытия в 40’
потеря давления вдвое больше, чем в ступен-
чатом с тем же отношением площадей сечений.
Коэффициенты сопротивления £ диффузо-
ров, расположенных за радиальными венти-
ляторами и относимых к скоростям в вы-
ходных отверстиях вентиляторов, принима-
ются в зависимости от исполнения (рис. 1-23)
углов раскрытия а и отношения площадей
сечений f/F по табл. 1-14.
Из сравнения табличных данных следует,
что меньшие сопротивления имеют не скошен-
ные и не симметричные, как иногда предпо-
лагается, а плоские симметричные диффузоры.
Диффузоры (чаще всего кольцевые), разме-
щаемые за осевыми вентиляторами, обычно
рассчитывают в комплексе всей установки,
так же как и спиральные корпуса радиаль-
ных вентиляторов. Потерю на трение в диф-
фузорах при расчете воздухопроводов обычно
определяют в соответствии с осевой длиной и
параметрами меньшего сечения (диаметром и
скоростью).
Более точно потери на трение в кониче-
ских диффузорах можно учесть коэффициен-
том, отнесенным также к меньшему сечению,
где X — коэффициент трения (см. § 1-4).
В конфузорах, т. е. плавно сужающихся
по направлению движения потока участках
воздухопровода (рис. 1-24), давление теряется
намного меньше, чем в диффузорах, анало-
гичных по размерам. В конфузорах с углом
сужения не более 10°, особенно в криволиней-
ных (см. рис. 1-24, а), потери давления прак-
тически сводятся только к трению.
§ 1-9. Потери давления
при изменении направления
движения потока
Потери давления в изогнутых элемен-
тах воздухопроводов (рис. 1-25), в которых
изменяется направление движения потока
33
2 Калинушкин М. П. —
(колена, отводы, утки, обходы и т. п.), появляются в основном из-за
интенсивного образования вихрей, которые возникают при отрыве
потока от стенок. Поток отрывается от внутренней стенки за поворо-
том и у наружной стенки на повороте. Другая причина потерь давле-
ния — поперечные парные вихри, возникающие под влиянием центро-
бежных сил.
Из названных выше форм изгиба воздухопровода основным яв-
ляется колено, поскольку отвод представляет собой то же колено со
скругленными кромками, а обход или какой-либо другой изогнутый
элемент можно образовать из нескольких соединенных отводов.
Потеря давления в колене зависит прежде всего от угла его по-
ворота, а также от формы поперечного сечения, соотношения площадей
сечения до и после поворота, взаимного влияния установленных ко-
лен и состояния (шероховатости) стенок.
Для простейшего колена с острыми кромками и квадратным или
круглым сечением (рис, 1-26) коэффициент местного сопротивления £
в зависимости от угла поворота а можно принимать по табл. 1-15.
Таблица 1-15
а, град 0 20 30 40 50 60 70 80 90
с 0 0,12 0,15 0,30 0,40 0,55 0,75 0,95 1,2
Из этой таблицы видно, что по мере увеличения угла поворота £
также возрастает.
34
Для колена под углом 90° прямоугольного сечения с расширенным'
или суженным выходным сечением (рис. 1-27) коэффициенты местного
сопротивления приведены в табл. 1-16.
Таблица 1-Г>
Л/*о £ при равном
0,6 0,8 1,0 I 1,4 1,6 2,0
0,25 1,75 1,45 1,25 1,15 1,10 1,05 1,05
1,0 1,70 1,35 1,15 1.05 0,95 0,90 0,85
4,0 1,45 1,10 0,90 0,80 0,75 0,70 0,65
>4 1,50 1,05 0,80 0,70 0,65 0,60 0,55
Из табл. 1-16 следует, что большие
и расширенные выходные уменьшают
вытянутые поперечные сечения
значения £.
Установка одного колена за другим увеличивает потери давлений,
и чем ближе расположены колена (до определенного предела), чем
короче соединительный участок, тем эти
потери больше.
Значения коэффициентов местного
сопротивления для П-образного колена
(180°) квадратного сечения в зависимо-
сти от относительной длины соедини-
тельного участка а/Ь0 и его относитель-
ной ширины bjbo (рис. 1-28) можно
принимать по табл. 1-17, где в числите-
ле указаны значения £ для Ьо - Ьи а
в знаменателе — для Ьо = 2Ь{.
Потери давления в колене можно
снизить простейшим и в то же время
эффективным способом — скруглением внутренней острой
весьма
кромки или при помощи направляющих устройств, установленных
внутри колена.
Таблица 1-17
/*о £ при a/bQ, равном
0 1 0,4 0,8 1,2 1,6 2,0
0,5 7,9/7,5 6,1/3,6 4,7/4,5 4,2/6,7 4,4/7,8 4,8/7,6
0,75 4,5/5,8 2,0/2,4 2,4/2,2 2,3/3,3 2,4/4,0 2,7/4,7
1,0 3,6/5,5 1,8/2,1 1,3/1,9 1,2/2,3 1,4/2,6 1,6/2,7
2,0 3,9/6,3 1,5/2,7 0,8/2,1 0,7/2,2 0,6/2,0 0,6/1,6
Для колена под углом в 90° с неизменным квадратным попереч-
ным сечением (рис. 1-29) при достижении относительного радиуса
закругления внутренней кромки rjb = 1—1,5 (наружную кромку
можно не закруглять) коэффициент местного сопротивления с 1,2 (см.
табл. 1-15) снижается до 0,18—0,20.
2*
35
При дальнейшем увеличении радиуса закругления коэффициент
местного сопротивления начинает несколько увеличиваться, что объяс-
няется существенным увеличением площади поперечного сечения в ме-
сте изгиба.
Скругление внешней кромки при сохранении острой внутренней
кромки не приводит к сколько-нибудь заметному уменьшению потерь
давления, а слишком большое скругление даже несколько увеличивает
их из-за поджатия поперечного сечения в месте изгиба. При одновре-
менном скруглении обеих кромок, т. е. при превращении колена в от-
вод, минимальные потери давления соответствуют случаю, при кото-
ром r-Jb = rjb + а, где а = 0,6—1.
Рис. 1-29. Колено
округленными кром-
ками
Коэффициент местного
определить по формуле
сопротивления отвода (рис. 1-30) можно
С = абв,
где коэффициент а в зависимости от угла поворота а принимают по
табл. 1-18, коэффициент б в зависимости от относительного радиуса
закругления r/b, d (здесь радиус закругления берется по осевой ли-
нии) можно принимать по табл. 1-19, а коэффициент в в зависимости
от вытянутости поперечного сечения h/b, d (для круглого отвода b;d =
= 1) — по табл. 1-20.
Таблица 1-18
а, град 0 20 40 60 80 |0(; 120 140 160 180
а 0 0,30 0,55 0,78 0,95 1,05 1,15 1,25 Та 1,32 блиц 1,40 а 1-19
r/Ь, d 0,5 1 2 3 4 6 8 10
б 1,2 0,20 0,15 0,12 0,11 0,09 0,03 0,07
36
Коэффициенты местных сопротивлений вентиляционных отводов,
изготовленных из листовой стали при соединении звеньев на фальцах,
а также гофрированных с числом звеньев менее пяти рекомендуется
увеличивать в 1,5 или даже 2 раза.
Таблица 1-20
h/b, d 0,5 1 2 4 6 8
в 1.17 1,00 0,85 0,90 0,98 1,00
а) б) в)
Рис. 1-31. Направляющие лопатки:
а — профилированные; б — тонкие; в — концен-
трические (в отводах)
Для уток и обходов, не имеющих соединительных участков, суммар-
ное сопротивление образующих отводов нужно принимать тоже не
менее чем с двойным увеличением.
Потери давления в колене и отводе можно снизить установкой
в сечении изгиба направляющих лопаток, которые отклоняют поток
и предотвращают образова-
ние вихрей.
Направляющие лопатки
(рис. 1-31) конструируют
профилированными, тонкими
и в виде концентрических
перегородок. Выбор числа
лопаток, их профиля, угла
установки и длины хорды,
а также расстояние между
лопатками имеют существен-
ное значение, так как неправильное определение этих параметров
может привести не к уменьшению, а, наоборот, к увеличению потерь-
давления. Поэтому в ответственных случаях необходима регулировка
установки лопаток.
В первом приближении число лопаток в колене можно определить
в соответствии с обратной величиной относительного радиуса закруг-
ления внутренней кромки, т. е. п = Ь/г.
Целесообразнее применять профилированные лопатки, устанавли-
вая их тупыми кромками навстречу потоку. Угол установки (см.
рис. 1-31) рекомендуется принимать в пределах 45—50°. Длину хорды
можно определить из соотношения t = 1,4 г, где г — радиус закруг-
ления внутренней кромки.
Лопатки следует располагать более часто у внутренней кромки,
где образуется наибольший вихрь. Расстояние между ними должно
быть не менее 0,5 г. В отводах устанавливают по 3—4 концентриче-
ские перегородки. Они расчленяют канал на ряд мелких отводов с боль-
шой степенью вытянутости поперечного сечения, вследствие чего и
уменьшаются потери давления (см. табл. 1-16).
Правильная установка направляющих лопаток может уменьшить
потери давления в колене или отводе в 3—4 раза.
37
§ 1-10. Потери давления при слиянии и разделении
потоков в тройниках
Фасонные части воздухопроводов, в которых происходит слия-
ние или разделение двух потоков (рис. 1-32), называют тройниками.
Тройники с симметричным расположением ответвлений (см. рис. 1-32, б)
называют штанообразными. Слияние или разделение трех потоков
происходит в крестовинах. В некоторых фасонных частях происходит
слияние и разделение боль-
а —• несимметричный; б — штанообразный
шего числа потоков.
Тройники изготовляют с
круглым и прямоугольным
поперечным сечением. От-
ветвление и проходной пат-
рубок могут быть цилиндри-
ческой и конической формы.
Геометрически каждый
тройник характеризуется уг-
лом а примыкания ответвления к воздухопроводу и отношением
площадей поперечных сечений ответвления и прохода к сборной пло-
щади f&/F и fJF.
Потери давления в тройнике возникают вследствие вихреобразо-
ваний при изменении скоростей сливающихся или разделяющихся
потоков, а также за счет изменения направления движения в ответ-
влении.
Рис. 1-33. Улучшенные тройники:
а — со скругленной кромкой; б — с коническим ответвлением; в — с отводом
В одном и том же тройнике при работе на вытяжку обычно потери
давления большие, чем при тех же расходах и работе на приток, так
как добавляется потеря давления при турбулентном перемешивании
сливающихся потоков.
Сопротивление тройника можно заметно уменьшить, если кромки
стыка бокового ответвления несколько скруглить (рис. 1-33, а), вы-
полнить ответвления в виде конуса (рис. 1-33, б) или, что особенно
существенно, в виде плавного отвода (рис. 1-33, в).
Коэффициенты местных сопротивлений тройников даются в спра-
вочниках на ответвление и на проход. Проходным в отличие от сбор-
ного считают сечение с меньшим расходом (в вытяжных тройниках —
до слияния потоков, а в приточных — после разделения). Коэффи-
циенты местных сопротивлений тройников могут иметь отрицательный
знак, что обусловливается эжекцией струй.
38
Таблица 1-21
а, град ^б,п i ? ! „ „ / Л ~U, 11' -
0,05 ] 0,2 I 0,4 I 0,6 1 0,8 0,05 ’ 0,2 ! 0,4 ; 0,6 ] 0,8
ответвления прохода
Вытяжные тройники
0,06 —0,20 9,92 41,0 — — 0,04 —0,95 —4,60
0,10 —0,72 2,80 13,1 29,7 — 0,12 —0,36 —2,50 —6,12
15 0,20 —1,22 0,02 2,55 6,12 10,7 0,20 0,05 —8,89 —2,63 —5,22
0,33 —1,71 —0,67 0,42 1,67 2,95 0,45 0,42 —0,08 —1,25 —2,60
0,50 —2,60 —1,56 —0,40 0,40 0,93 1,39 1,24 0,78 —0,10 —1,08
0,06 —0.30 10,1 41,5 — — 0,04 —0,81 —4,07
0,10 —0,76 2,88 13,4 29,4 — 0,08 —0,33 —2,14 —5,40 —3,59
30 0,20 —1,22 0,05 2,70 6,48 11,4 0,13 0,06 —0,73 —2,30 —2,19
0,33 —1,70 —0,72 0,52 1,89 3,30 0,48 0,52 0,07 —0,82 —0,82
0,50 —2,60 —1,44 —0,36 0,56 1,18 1,40 1,26 0,86 0,15
0,06 —0,20 10,3 42,4 — 0,05 —0,59 —3,21
0,10 —0,78 3,00 13,9 31,9 — 0,12 —0,15 —1,55 —3,73
45 0,20 —1,25 0,12 3,00 7,05 12,4 0,30 0,26 —0,33 —1,52 —3,42
0,33 —1,69 —0,66 0,70 2,24 3,95 0,45 0,50 0,20 —0,50 — 1,60
0,50 —2,60 — 1,50 —0,24 0,79 1,60 1,30 1,20 0,90 0,22 —0,68
0,06 —0,20 10,6 43,5 — — 0,05 —0,32 —2,03
0,10 —0,68 3,18 14,6 33,1 — 0,09 —0,03 —0,96 —2,75
60 0,20 —1,19 0,2 3,30 7,80 13,7 0,14 0,20 —0,14 —0,95 —2,20
0,33 —1,69 —0,67 0,91 2,73 4,70 0,41 0,49 0,34 —0,10 —0,85
0,50 —2,60 — 1,38 —0,02 1,18 2,20 1,25 1,17 0,90 0,48 —0,05
0,06 —0,20 11,2 46,2 — 0,08
0,10 —0,75 3,58 16,2 36,7 — 0,10 — —
90 0,20 —1,10 0,50 4,20 9,70 17,0 0,18 0,34 — — —
0,33 —1,50 —0,45 1,59 4,05 6,98 0,52 0,66 0,62 __ —
0,50 —2,35 — 1,15 0,42 2,05 3,65 1,06 1,25 1,22 0,88 —
Продолжениг табл. 1-21
°б, п/»
а, град 0,2 i °,4 1 0,8 I 1,6 2,0 0,2 0,4 1 °-8 1 1,6 2,0
ответвления прохода
Приточные тройники
15 0,65 0,38 0,11 0,51 1,00 0,64 0,36 0,04 0,90 3,20
30 0,69 6,44 0,19 0,51 1,00 0,64 0,36 0,04 0,90 3,20
45 0,74 0,54 0,29 0,51 1,00 0,64 0,36 0,04 0,90 3,20
60 0,82 0,66 0,43 0,51 1,00 0,64 0,36 0,04 0,90 3,20
90 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 0,64 — — — •—
39
Для цилиндрических тройников, у которых Д -4- f„ — F, прибли-
женные значения коэффициентов местных сопротивлений, отнесенные
к скорости в сборном патрубке, в зависимости от а, М или fJF, L6/F
или Ln/L и v6/v или vn/v можно принимать по табл. 1-21.
Из рассмотрения табл. 1-21 можно заключить, что при большин-
стве режимов с увеличением угла ответвления а увеличиваются не-
значительно Се и С„. Поэтому следует считать оправданной тенденцию
монтажников применять упрошенные тройники с ответвлением в 90°.
Для систем аспирации и пневмотранспорта, однако, из-за опасения засо-
рения следует использовать тройники с малыми углами ответвлений.
§ 1-11. Потери давления в препятствиях, равномерно
распределенных по сечению
Рис. 1-34. Решетки:
1 — из перфорированного листа; 2 — из металличе-
ских полосок; 3 — решетка (/ — живое сечение)
Под равномерно распределенными по сечению препятствиями
подразумевают решетки из перфорированных листов или планок
пучки труб, сетки, из проволоки или нити, ткани, слои материала
или другие препятствия,
равномерно перекрываю-
щие поперечное сечение
потока. Здесь в ряде слу-
чаев поток может дробить-
ся на мелкие струйки и
образуется ламинарный
режим течения, при кото-
ром потери не пропорцио-
нальны квадратам скоро-
стей. В связи с этим для
одних и тех же местных
сопротивлений можно ре-
комендовать различные
значения коэффициентов £
в зависимости от Re.
Для плоской решетки
из перфорированного листа
или из полосок (рис. 1-34)
при Re > 100 000 (по отношению к размеру ячейки и скорости в ней)
коэффициенты местных сопротивлений по отношению к скорости на
входе можно принимать по табл. 1-10 (см. с. 29).
Для сетки (рис. 1-35), сплетенной из крупной металлической про-
волоки или из шелковых тканей, при больших Re коэффициенты мест-
ных сопротивлений вычисляют по формуле
е = Б(1-М0 + О-1)а.
(Здесь для проволоки Б = 1,0, а для нити Б = 2,1.)
Значения этих же коэффициентов могут быть приняты по табл. 1-22
в зависимости от отношения живого сечения сетки к площади попереч-
ного сечения питающей трубы f/F,
40
Таблица 1-2Я
| 0,1 I 0,2 | 0,3 | 0,4 | 0,5 I 0,6 | 0,7 | 0,8 | 0,9 | t
f/F |-------------------: : ;;:-----------------------------------
Проволока 82 17 6,2 2,9 1,5 0,85 0,50 0,26 0,11 0
Нить . . . 172 35 13 6,0 3,2 1,8 1,0 0,55 0,23 0
При расположении сеток в несколько
рядов £ увеличивается
про-
с । СеткаМ-жи-
> [/воесече-
j ние)
__________i_______
Рис. 1-35- Сетки:
а — проволочные; б — нитяные
порционально числу последних.
Для стержневой решетки в зависимости от формы стержней,
густоты решетки и угла ее расположения (рис. 1-36, стержни при этом
направляются параллель-
но потоку) коэффициенты
местных сопротивлений по
отношению к скорости на
входе можно вычислить по
формуле
£ = рй sin а.
Для этого Р берут в соот-
ветствии с профилем стерж-
ней (рис. 1-36), a k опре-
деляют по табл. 1-23 в
зависимости от отношения
ширины канала между
стержнями к расстоянию
между стержнями по осям
(рис. 1-37).
Для калориферов потери давления по воздуху определяют по пас-
портам или специальным таблицам, а не при помощи коэффициентов
местного сопротивления.
Рис. 1-36. Форма стержней решеток
41
В табл. 1-24 указаны потери давления для разных типов калори-
феров, определенные в зависимости от так называемой весовой ско-
рости в живом их сечении. Для тканевых фильтров потери давления
также удобнее определять по данным таблиц, не используя коэффи-
циенты местных сопротивлений.
Таблица 1-23
1>'^О 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 I
k оо 18,7 6,35 3,09 1,72 1,0 0,58 0,32 0,16 0,05 0
Рис. 1-37. Стержневая решетка
Потери давления в разных ти-
пах тканевых (незапыленных)
фильтров определяют по табл. 1-25
в зависимости от так называемой
удельной часовой нагрузки возду-
ха, отнесенной к расходу в 1 ч че-
рез 1 м2 ткани {L, м3/(ч -м2)]. После
некоторого периода эксплуатации
ткань, в особенности ворсистая,
покрывается слоем пыли. Этот слой
пыли затрудняет просасывание ос-
новной массы пыли; сопротивле-
ние фильтра может значительно
возрасти и требуется встряхивать
ткань или заменить ее. Ткань
становится пыльной и при отсутствии встряхивающих приспособле-
ний ее сопротивление существенно возрастает.
Таблица 1-24
Типы калориферов V' = up, кг/(м2«с)
2 | 4 jo | 8 j 10 | 12 1 14
р, Па
Гладкотрубчатые: двухрядные . трехрядные четырехрядные Пластинчатые: КББ КФС КФБ СТД Спирально-навивные: К ФСО КФБО <4<=1<4 Illi |1 СМ СОСО 1111 II 7,6 10,8 13,7 15,5 13,7 18,5 16,5 53,0 64,5 15,7 21,6 28,5 31,5 28,5 37,5 34,5 116 141 26,5 37,3 48,1 48 47 61 56 215 245 39,2 55,8 71,5 71 68,5 90,5 82,5 336 381 58,7 77,5 100 99 95 125 115 486 543 76,5 102 132 133 126 160 151 656 721
42
Таблица 1 -25
§ 1-12. Потери давления при выходе
из воздухопровода
Выше указывалось, что коэффициент местного сопротивления
при свободном выходе из воздухопровода, отнесенный к скорости
в выходном сечении, равен 1,0. Это соответствует условию равномер-
ного распределения скоростей. При неравномерном же распределении
скоростей в выходном сечении значение с > 1.
Рис. 1-38. Диффузор на свобод-
ном выходе
Рис. 1-39. Диффузор с экраном
Коэффициенты местных сопротивлений диффузоров, установлен-
ных на выходе, тоже несколько больше соответствующих значений
в случае их установки в сети. Это правило относится и к другим мест-
ным сопротивлениям, установленным на выходе.
Для прямолинейного диффузора со свободным выходом из него
потока и равномерным распределением скоростей (рис. 1-38) в зави-
симости от угла раскрытия а и отношения площадей F/f можно опре-
делить С из табл. 1-26.
Диффузоры, устанавливаемые на выходе, рекомендуется допол-
нять цилиндрическими участками длиной в один-два калибра. Они
способствуют выравниванию скоростей и уменьшению потери на удар
при выходе.
Для прямолинейного диффузора с выходом потока на экран
(рис. 1-39) при неизменной относительной длине его l/do = 1 коэф-
фициент t, зависит от угла раскрытия диффузора а и относительного
расстояния до экрана h/d0. Принимать его можно по табл. 1-27.
43
Таблица 1-26
а, град
F/f 4 6 8 10 12 14 16
2 0,32 0,30 0,29 0,30 0,31 0,33 0,36
4 0,16 0,16 0,16 0,16 0,18 0,24 0,30
6 0,13 0,12 0,12 0,13 0,16 0,22 0,27
10 0,11 0,10 0,10 0,11 0,14 0,20 0,26
16 0,10 0,09 0,09 0,10 0,12 0,18 0,24
При установке экрана давление дополнительно теряется на пово-
рот и С возрастает.
Для различных типов выпускных (вытяжных) шахт с колпаками
(см. рис. 1-12, принимая стрелки в обратном направлении) коэффи-
циент С в зависимости от относительного удаления зонта или экрана
h/d0 можно определять по табл. 1-28.
Рис. 1-40. Приточные насадки
Из этой таблицы следует, что особенно целесообразно устраивать
диффузор на выходе потока. Рассечка при небольшом h/do может
поджать поток и увеличить радиальную скорость выхода, в связи
с чем потеря давления возрастет.
Значения С для наиболее распространенных конструкций при-
точных насадков указаны на рис. 1-40. При выходе из прямой трубы
через проволочную сетку (рис. 1-41)
Сс=1 н-зе,
где £ принимают по табл. 1-26.
Таблица 1-27
£ при h!dQ, равном
а, град 0,1 0.15 0,2 0,25 0,3 0,4 0,5 0,6 0.7 . 1,0
0 0 1,37 1,20 1,11 1,00
15 — — — 1,50 1,06 0,72 0,61 0,59 0,58 0,58
30 — — 1,23 0,79 0,66 0,64 0,66 0,66 0,67 0,67
45 — 1,50 0,85 0,73 0,75 0,79 0,81 0,82 0,82 0,82
60 — 0,98 0,76 0,80 0,90 0,96 1,00 1,01 1,02 1,02
90 1,50 0,72 0,74 0,83 0,89 0,94 0,96 0,98 1,00 1,00
44
Таблица 1-28
Относительние удаление зонтов или экрана Л/^о
0.25 j 0.30 I 0.35 । 0.41г ( 0.45 ; 0.50 | 0.65
С плоским экраном (а) . .
С рассечкой (б).........
С зонтом (е)............
С зонтом и рассечкой (г) .
С диффузором и зонтом (д)
3,4 2,6 2,1 1,7 1,5 1,4 1,2 1,1 1,0
— — 3,5 2,6 2,0 1,5 1,2 1,1
1.9 1,6 1,4 1,3 1,3 1,2 1,1 1,0 1,0
2.3 1,9 1,7 1,5 1,4 1,3 1,1 1,1 1,0
1,0 0,8 0,7 0,6 0,6 0,6 0,6 0,6 0,6
Для случая выхода воздуха через последнее .отверстие воздухопро-
вода (рис. 1-42) коэффициент местного сопротивления t, отнесенный
к скорости в трубе, принимается в зависимости от отношения пло-
щади этого отверстия к поперечному сечению трубы f/F по табл. 1-29.
Рис. 1-41. Выпуск через проволочную
сетку
Рис. 1-42. Выпуск через боковое от-
верстие
Для остальных отверстий потери давления на выход равны пол-
ному давлению в том сечении воздухопровода, где эти отверстия рас-
положены. Для неподвижной приточной жалюзийной решетки со ско-
Рис. 1-43. Выпуск через неподвижную жа-
люзийную решетку:
а — со скошенными пластинами; 6 — о прямыми
пластинами
шенными или прямыми пластинами (рис. 1-43) также относимое
к скорости в трубе, принимают в зависимости от площади живого
сечения выхода к поперечному сечению трубы f/F по табл. 1-30.
45
На рис. 1-44 указаны ориентировочные значения С Для наиболее
распространенных вентиляционных дефлекторов, а на рис. 1-45 — для
циклонов по отношению к скоростям на входе.
Рис. 1-45. Циклоны:
а — Лиот: б — Сиот; в — Ниогаз; г — ВЦНИот
Таблица 1-29
f/F 0,2 0,3 0,4 од 0,6 0.7 03 0.9 1,0 1.2
£ 66 30 16 10 7 5,5 4,5 3,7 3,1 2,4
Таблица 1-30
f/.F 03 0.3 0.4 ОД 0.6 0.7 0.8 0.9 1,0
L> а 55 24 12 7,0 4,6 3,0 2,1 1,4 1,0
б 33 14 4,2 2,7 1,8 1,3 1,1 1,0
46
Глааа 2
РАСЧЕТ СЕТЕЙ (ВОЗДУХОПРОВОДОВ] *
§2-1. Основы расчета простых и сложных
воздухопроводов
Рис. 2-1. Воздухопроводы:
а — простой; б — сложный, или
разветвленный
Воздухопровод состоит из участков, характеризуемых посто-
янством расхода и поперечного сечения, а следовательно, и скорости.
К участкам относят и примыкающие к ним фасонные части (местные
сопротивления), которые могут и не иметь указанных выше отличий
(например, в тройниках изменяется рас-
ход, а в диффузорах — скорость).
Местные сопротивления можно относить
к предыдущему или последующему участ-
ку, но предпочтительнее — к участку с
большей скоростью. Местными сопротив-
лениями являются также калориферы,
фильтры и другие устройства, присоеди-
ненные к воздухопроводу.
В зависимости от способа соединения
участков между собой образуются простые
(рис. 2-1, а) или разветвленные воздухо-
проводы (рис. 2-1, б).
Общую потерю давления в простом воздухопроводе определяют
путем суммирования потерь давления во всех его участках:
где х — число участков воздухопровода; / — его длина; X — коэффи-
циент трения; d — диаметр; — сумма коэффициентов местных со-
противлений; (р/2)и2 — динамическое давление.
В сложном воздухопроводе общую потерю давления определяют'
суммированием потерь давления только в участках какой-либо маги-
страли (без ответвлений), образующей весь путь движения воздуха от
произвольно выбранных мест всасывания и нагнетания:
I
где у — число участков магистрали (остальные обозначения указаны
выше).
* За последнее время в практике крупных проектных организаций для расчета
сетей и вентиляторов стали применять машинные способы с применением электронно-
вычислительных машин (ЭВМ). Опыт рационального применения таких способов
расчета накапливается, обобщается, требует специального объемистого описания
и пока в этом издании книги нами не отражается. Описанные здесь современные руч-
ные способы^расчетов, вытекающие из общенаучных основ, отнюдь не исключаются
из проектной, а тем более учебной практики.
47
а
Рис. 2-2. К примеру расчета
разветвленного воздухопровода
За расчетную обычно принимают наиболее протяженную маги-
страль. Сопротивление ответвления преодолевается за счет давления
в месте присоединения его к магистрали (в узле). С учетом этого можно
утверждать, что потери давления в ответвлениях воздухопровода
равны этим располагаемым давлениям. Если бы такого равенства не
было, то поток, естественно, устремился бы по пути наименьшего
сопротивления и расходы стали бы перераспределяться до тех пор,
пока потери давления в элементах не уравнялись.
Пример. Имеется разветвленный воздухопровод и известны потери давления
в ряде его участков (на рис. 2-2 для этих участков в кружочках проставлены безраз-
мерные значения давлений). Требуется опреде-
лить потери давления на участках 1 и б, а
также общую потерю давления.
Решение. Исходя из принципа равен-
ства давления в узлах, потеря на участке /
должна равняться потере давления на участке
а, т. е. величине 3. Потери в участках а и б
должны равняться потере в ответвлении 2, т. е.
в сумме они должны составить 5. Но на участке
а уже израсходовано 3, следовательно, на долю
участка б остается 2. Общая потеря давления
по магистрали а, б и в составит 34-2+6=11, по
другой возможной магистрали 1, бив — тоже 3+2+6= 11 и еще по одной возможной
магистрали 2 и в она будет равна 5+6=11. Следовательно, по всем магистралям
общие потери давления одинаковы, что свидетельствует о расчетной увязке системы.
Для обеспечения точности расчета особо сложных сетей желательно
проводить предварительные модельные исследования. При этом можно
использовать метод электрических аналогий, заключающийся в том,
что аэродинамические сопротивления в модели заменяются электри-
ческими, поскольку те и другие подчиняются квадратичному закону
(аэродинамические сопротивления обычно пропорциональны квадрату
расхода воздуха, а сопротивление лампочек накаливания пропорцио-
нально квадрату силы тока).
§ 2-2. Порядок расчета воздухопроводов
Расчету воздухопроводов предшествует определение их коли-
чества, требующегося для обслуживания данного объекта, их конфигу-
рации, а в связи с этим выявление линейных размеров и местных
сопротивлений. Далее расчет можно вести в следующем порядке:
1) по заданным расходам воздуха найти поперечные размеры
(у круглых воздухопроводов диаметры) и соответственно скорости
воздушного потока и потери давления;
2) по заданным расходам и давлению определить поперечные
размеры и соответственно скорости;
3) по заданным поперечным размерам и давлению определить рас-
ходы и соответственно скорости.
Первый случай характерен для расчета вновь запроектированного
воздухопровода с механическим побуждением движения (вентилято-
ром); второй вариант применяют для расчета вновь запроектирован-
ного воздухопровода с естественным побуждением и заранее известной
48
его величиной (например, гравитационная система вентиляции), по
третьему варианту ведут поверочный расчет существующего воздухо-
провода с выявленным побуждением (механическим или естественным).
При расчете следует учитывать, что расход, скорость и площадь
поперечного сечения воздухопровода связаны уравнением расхода
L = vf.
Поэтому если задан расход воздуха (первый и второй случай),
то поперечное сечение определяют в зависимости от принимаемой
скорости потока или, наоборот, скорость находят в зависимости
от принятого поперечного сечения. Значение поперечного сечения
может быть предопределено рекомендуемыми диаметрами, размерами
кирпича, блоков и т. д. Значения же скоростей обусловливаются тре-
бованиями относительной бесшумности движения воздушного потока,
переносом без осаждения взвешенных твердых частиц (в аспирацион-
ных системах) или технико-экономическими соображениями.
Определение наивыгоднейшей скорости потока в воздухопроводе
желательно дополнить выбором оптимального варианта конфигурации
самого воздухопровода.
Ниже описывается методика такого расчета, разработанного ав-
тором.
§ 2-3. Основы технико-экономического расчета
воздухопроводов
Определение оптимальной скорости в воздухопроводах. Оди-
наковые расходы воздуха можно получить при малых поперечных
сечениях воздухопроводов и больших скоростях или при больших
поперечных сечениях и меньших скоростях. В первом случае умень-
шатся строительные затраты, во втором — эксплуатационные рас-
ходы.
В воздухопроводах при механической вентиляции скорости при-
нимают обычно порядка 2—10 м/с. В воздухопроводах аспирационных
установок во избежание засорения наименьшая скорость воздуха долж-
на быть больше скорости витания перемещающихся частиц, обычно
ее принимают в пределах 10—25 м/с.
В магистралях рекомендуется принимать большие скорости, чем
в ответвлениях, причем по мере приближения к вентилятору жела-
тельно их постепенно увеличивать.
В воздухопроводах с относительно гладкой внутренней поверх-
ностью (стальных, фанерных, керамиковых) рекомендуются большие
скорости, чем в воздухопроводах с шероховатой внутренней поверх-
ностью (шлакоалебастровых, бетонных, кирпичных).
При слишком больших скоростях воздуха могут возникнуть аэро-
динамические шумы и вибрационные колебания в воздухопроводах,
служащие дополнительной причиной шума и нарушающие прочность
и плотность соединений.
Очевидно, при отсутствии особых условий в каждом случае необ-
ходимо проектировать воздухопроводы с такими скоростями воз-
49
духа, которые обеспечивают наименьшую его годовую суммарную
строительную и эксплуатационную стоимость.
Для сложных разветвленных воздухопроводов ввиду многообра-
зия конструктивных, строительных и других частных условий нет
практической необходимости в точном предварительном определении
скоростей во всех их участках. Достаточно на основе учета важней-
ших факторов использовать технико-экономический метод удобного
и простого определения наивыгоднейшей скорости, являющейся сред-
ней для различных участков любого воздухопровода.
Строительную стоимость воздухопровода, выявленную по разме-
рам и нагрузкам, будем выражать в зависимости от поверхности
воздухопровода:
Аг — b У, ndlf
1
где b — стоимость 1 м2 поверхности воздухопровода, руб. (прини-
маемая по статистическим данным для соответствующих цен в данной
местности); х — число всех участков воздухопровода; d — диаметр
участка воздухопровода, м; / — его длина, м.
Если выразить d через L и V.
то
л , V л- 1,13Д1/2/
Приняв v = const, будем иметь
Аг
• 1,13 ТЬТ . । <21
где L — нагрузка в каждом
v — скорость, м/с.
Обозначив У LV2/ = а,
1
получим
участке воздухопровода (расход), м3/с;
. bn • 1,13
Аг=-~^а.
Годовые расходы А на амортизацию (руб.) получим из формулы
. л abn -1,13
А = aAt =---гт;— сс.
Годовые расходы на эксплуатацию составят (руб.)
B — nreN,
где п — продолжительность годовой эксплуатации, ч; г — стоимость
1 кВт -ч электроэнергии, руб.; е — коэффициент, учитывающий оплату
50
обслуживающего персонала; N — мощность, кВт; L — расход воз-
духа, м8/с; # = £р/1000т]; р — потеря давления, Па; т| — к. п. д.
вентилятора.
Общая потеря давления в воздухопроводе равна
у
p^fad + ^t^v*,
1
где у — число участков расчетной магистрали воздухопровода (без
ответвлений); X — коэффициент сопротивления трения; — сумма
коэффициентов местных сопротивлений; р — плотность воздуха, кг/м8.
Если допустить, что во всех участках магистрали воздухопро-
вода v и р = const, а также принять, что с учетом относительно малых
скоростей в обычных вентиляционных воздухопроводах (и при этом
относительно больших потерь давления в местных сопротивлениях)
М = Мо1/2 = _il_
d 1,13L1/2 L1Z2’
где i = Xt4/9/l,13 = const, то будем иметь
Обозначив
получим
В наших выкладках мы принимали Р не зависящей от v, что допустимо
для вентиляционных воздухопроводов, поскольку потери на трение
обычно незначительны по сравнению с потерями давления в местных
сопротивлениях.
В результате годовые расходы на эксплуатацию определятся из
формулы
о_ nreLpv2 о
D ~ 1000г] • 2 "•
Значение р, как и а, можно подсчитать, используя заданную
расчетную, схему воздухопровода (см. ниже). По ней предварительно
выявляют длины участков, нагрузки и местные сопротивления, при-
чем последние считают зависящими только от геометрических размеров.
Для стандартного воздуха и гладких воздухопроводов по формуле
Блазиуса имеем
^ = -^25- =-дат г 1гл = 0,0174 (0/d)V<;
для шероховатых воздухопроводов по формуле Шифринсона
xmep=o,i(W'\
Bl
Отсюда, приняв для обычных воздухопроводов в среднем k =
= 0,0001 м, получим
*шер = 0,0182t»1/2/d1/4.
Для обычных вентиляционных воздухопроводов при v — 2—10 м/с
и d'= 0,1—1,0 м имеем:
»’гл. и„н = 0,0174 (2/1Г =0,02;
%л. макс = 0,0174 (10/0,1)1"1 = 0,06,
откуда в среднем принимаем ггл ср = 0,04.
Соответственно будем иметь:
«шер.МИн = 0,0182-21-2/1>/‘‘ = 0,03;
Онер, макс = 0,0182 -Ю' ^/0,1’^=0,11.
Отсюда в среднем можно принять 1шер ср = 0,07.
Важно заметить, что за счет принятия осредненной величины наибольшая
ошибка при подсчете наивыгоднейшей скорости (см. ниже расчетную формулу и
пример) при <р = ртр/р = 0,5 не превысит 10%, а при <р = 0,1, что характерно длл
разветвленного воздухопровода, — 2%.
В результате подстановок общие годовые расходы средств будут
равны
5 = Л + В = 13а + у*.
о1'2 1000т). 2
Наивыгоднейшая скорость должна соответствовать минимуму об-
щих годовых расходов:
откуда
aS ____ 2лге/.рРо айл-1,13
du 1000т) -2 2а3/‘
UonT = 20
опт \nreLpP J
Пример. Требуется определить наивыгоднейшую среднюю скорость для запро-
1/2
~L/2 V &
Рис. 2-3. Расположение венти*
ля горев в воздухопроводах
ектированного воздухопровода (рис. 2-4, с),
если L= 2,0 м3/с; р= 1,2 кг/м8; q= 0,5;
а = 0,2; Ь= 2,5 руб.; п= 2400 ч; г — 0,02 руб.;
е— 1,1 и (см. табл. 2-1); а= 23,9; р =
= 2,67.
Решение. Подставив
последнюю формулу, получим
эти
значения в
Г’оПТ
оп/ 0,2-2,5-0,5-23,9 \«/в
\2400 - 0,02-1,1 -2,0.1,2 - 2,67/
— 3,2 м/с.
Для подтверждения незначительности влия-
ния i на конечный результат и допустимости
принятия 1 = const пересоставим в соответст-
вии с действительными значениями расчетную табл. 2-1 и определим по табл. 2-2
фактические значения а и р.
52
Таблица 2-1
№ участков Ss L, м*/с £.1/2 1 и L\n L^-l 17 .1. V е l1/2 ।
1 5,0 0,7 1,0 I 00 0,04 0,20 5,0 0,90
2 4,0 0,1 1,5 1,22 0,04 0,13 4,9 0,23
3 2,0 0,2 2,0 1,42 0,04 0,06 2,8 0,26
4 3,0 1,2 2,0 1,42 0,04 0,08 4,2 1,28
5 5.0 0,9 0,5 0,71 — — 3,5 —
6 5,0 0,8 0,5 0,71 — — 3,5 —
а = 23,9 р = 2,67
Таблица 2-2
№ участков 1, м V, м/с L, м3/с d, м V ?
1 5,0 3,2 1,о 0,63 0,7
2 4,0 3,2 1,5 0,77 0,1
3 2,0 3,2 2,0 0,89 0,2
4 3,0 3,2 2,0 0,89 1,2
5 5,0 — 0,5 — 0,9
6 5,0 — 0,5 — 0,8
Тогда
£.1/2 i и Ll/2 £.1/2/ T172 + S»
1,00 0,026 0,05 5,0 0,73
1,22 0,025 0,08 4,9 0,18
1,42 0,024 0,03 2,8 0,23
1,42 0,024 0,05 4,2 1,25
0,71 — — 3,5 ——
0,71 — — 3,5 —
а = -23 9 2=2,41,-
f 0,2-2,5-0,5-23,9 ' -1/s
'ог‘т = 20 '\2400-0,02- 1,1 -2,0-1,2-2,41 )
т. е. расхождение составит всего 5%.
Определение поперечных сечений воздухопроводов. При уже извест-
ных нагрузках и скоростях поперечные сечения воздухопроводов
легко определить по уравнению расхода.
Наиболее распространены воздухопроводы с прямоугольными и
круглыми поперечными сечениями. Прямоугольные воздухопроводы
удобны по своим габаритам, круглые же более выгодны из-за меньших
потерь давления и затрат материалов. Воздухопроводы аспирацион-
ных установок во избежание отложения механических примесей в уг-
лах и засорения применяют только круглого поперечного сечения.
Размеры поперечных сечений прямоугольных внутристенных воз-
духопроводов обычно принимают кратными размерам кирпича, но
не менее 130 X 130 мм. Соответствующие размеры сечений прямоуголь-
ных приставных воздухопроводов обычно выбирают не менее 100 X
X 150 мм и кратными 50 мм.
Диаметры круглых подвесных воздухопроводов из листовой стали
обычно принимают не менее 100 мм, притбм кратными 5 мм.
53
Нормируемые СНиП П-ЗЗ—75 размеры поперечных сечений воз-
духопроводов приведены в табл. 2-3.
Таблица 2-3
Воздухопроводы круг- лого сечения внутрен- ним диаметром, мм Воздухопроводы трямоугольного семени размерами, мм с внутренними
100 100x150 500x500 600 x 2400*
125 100 x 200 500x600
140 100x250* 500x800 800x2400*
160 150x150 500x1000 800x3200*
180 . 150x200 500x1200* 1000x2400*
200 150x250 500x1600* 1000x3200*
200x200 500 x 2000* 1000x4000*
225 200x250
250 200x300 600x600 1200x2400
280 200x400 600X800 1200x3200*
325 200x500* 600x1003 1200x4000*
600x1200
355 259 x 250 600X1600* 1600 X 2400
400 250X300 600x2000* 1600X3200
450 250x400 1600x4000*
500 250 x 250 800x800 2000 x 2000
560 250x600* 800Х1000 2000x2400
630 250x800* 800X1200 2000 x 3200
710 800x1600 2000X4000
300x300 800 x 2000*
800 300 x 400 1000x1000 2400 x 2400
900 300x500 1000x1200
1000 390x600 1000x1600 2400x3200
1120 300x800* 1000x2000 2400 x 4000
1250 300x1000*
1400 400x400 1200x1200 3200x3200
1600 400 х 500 1200X1600 3200x4600
1800 400x600 1200x2000
2000 400x800 1600x1600
400x1000* 1600x2000
400x1200*
* Эти размеры можно применять только при обосновании (например, для увязки потерь
давления в воздухопроводах, по архитектурным и другим требованиям).
Расположение воздухопроводов. Воздухопроводы, обслуживающие
определенный объект, должны соединять наиболее отдаленные точки
с выбранным центром (местом установки вентиляторов) по возмож-
ности кратчайшим путем.
Размещать воздухопроводы следует с учетом строительных особен-
ностей данного помещения и эстетических требований. В новых зда-
ниях эта увязка предусматривается заблаговременно — при проекти-
ровании.
Наиболее удобно располагать воздухопроводы в толщах стен
(особенно в сборном строительстве), под полом и перекрытием, хотя
это осложняет доступ к ним и обслуживание. В производственных
зданиях воздухопроводы, так же как и другие трубопроводы, можно
54
прокладывать над подвесными потолками или на специальных техни-
ческих этажах. Подвесные воздухопроводы следует прокладывать
возле перекрытий с таким расчетом, чтобы их легче было монтировать
(подвешивать) и чтобы они не загораживали свет. Приставные возду-
хопроводы желательно размещать в углах ограждающих поверхностей
здания, что удешевляет стоимость их прокладки и не портит вид поме-
щения.
В соответствии с назначением воздухопроводов их выполняют
из кирпича, бетона, асбоцемента, шла-
коалебастровых плит, фанеры, листовой
стали, стальных цельнотянутых труб,
пластмассы и др.
Расположение воздухопроводов (трас-
са) в значительной мере предопреде-
ляется местом установки вентиляторов.
Вентилятор по возможности следует
устанавливать в середине воздухопро-
вода, соединенного параллельно. Для
подтверждения этого положения пред-
ставим себе вентиляторную установку,
в которой вентилятор помещен в конце
воздухопровода (см. рис. 2-3).
Мощность установки при учете по-
терь только на трение составит
Lp-fn L'klpv2
N =--------— =-------------
Ч> 1000ц 1000ц • 2d •
Рис. 2-4. Влияние конфигура-
ции воздухопровода
Если вентилятор расположить в
середине того же параллельно соеди-
ненного воздухопровода при сохра-
нении средних скоростей v = const и допустить, что р, q и X = const,
то потребуется мощность
Мрц2 I г1/2 ЛГтр
1000ц • 2 ’ Т ’ d ~ 2^ ’
В тех же условиях, если учесть только потери в местных сопротив-
лениях (дополнительно = const), то
/Vm c— 1000ц — 1000ц-2 ’
/V“-C 1000ц-2 ^M-c'
В общем случае при учете потерь на трение и в местных сопротив-
лениях мощность
N' =
где ф = р-ф/р.
58
I
N
При принятых выше допущениях, но в практически менее вероят-
ном случае сохранения прежних поперечных сечений (d — const)
Up I (v V Л'
Д7» Г I | *P
7 Tp — 10001]. 2 ’ 2^2/ ~~ “fT’
а- ,v
ЛГ = —.
4 > 22 • •f'
При выборе вариантов расположения воздухопроводов, когда тре-
буется учитывать особые строительные, технологические, эстетические
и другие условия, оказывается практически нецелесообразно приме-
нять выведенные выше или какие-либо другие аналитические зависи-
мости. В этом случае единственно пригодным является способ тех-
нико-экономического сравнения вариантов различных схем. Из не-
скольких намеченных вариантов следует выбрать тот, который обеспе-
чивает минимум годовых суммарных расходов по амортизации и
эксплуатации вентиляторных установок.
Годовые суммарные расходы на амортизацию и эксплуатацию
вентиляторных установок, как было показано выше, составляют
£___д I g ___ аАл • 1 > 1 За , nreLpu2^
~ ~ Н 10001) -2 ‘
Если принять, что скорости в воздухопроводах будут наивыгод-'
нейшими, т. е.
е1 = 20^й~Г,
то после подстановки получим
S = А + В = (Lt/5 (аЬ?.)*'5.
Так как для различных вариантов схем воздухопроводов одной и
той же вентиляторной установки п, г, е, L, р, р, a, b = const, то
критерием наиболее выгодного варианта схемы является наименьшее
значение
t|? = a4/5P1''5,
riea = 2(W): 1Г=2(А+2Ф
II
Пример. Требуется выбрать наивыгоднейший вариант схемы воздухопровода
(рис. 2-4).
Решение. Составим табл. 2-4 для определения ip. Наивыгоднейшим будет
вариант Ь, так как здесь Армин = 15,2.
Определение числа воздухопроводов. Определение числа воздухо-
проводов для обслуживания данного объекта является одной из
важнейших задач проектирования вентиляторных установок.
Необходимое число воздухопроводов наиболее точно определяется
особенностями данного объекта. Так, если требуется одновременно
действующая приточно-вытяжная вентиляция, то нужны отдельные
приточные и отдельные вытяжные воздухопроводы.
56
Таблица 2-4
Ва- риант Ns уча- стков 1, м L. м’/с £.1/2 i Ъ’/2, а l\/2 £.1/2 + а *
1 5 0,7 1,0 1,0 0,04 5,0 0,20 0,90
2 4 0,1 1,5 1,22 0,04 4,9 0,13 0,23 —
3 2 0,2 2,0 1,42 0,04 2,8 0,06 0,26 —
а 4 3 1,2 2,0 1,42 0,04 4,2 0,08 1,28 — —
5 5 0,9 0,5 0,71 0,04 3,5 — — —. —
6 5 0,8 0,5 0,71 0,04 3,5 — — 23,9 2,67 15,4
1 10 0,8 0,5 0,71 0,04 7,1 0,57 1,37 —
2 3 0,1 1,0 1,0 0,04 3,0 0,12 0,22 — —
3 2 0,2 2,0 1,42 0,04 2,8 0,06 0,26 — —
б 4 3 1,2 2,0 1,42 0,04 4,2 0,08 1,28 — — —
5 5 0,9 0,5 0,71 0,04 3,5 .— «яр — — —
6 3 0,1 1,0 1,6 0,04 3,0 — — 23,6 3,13 15,8
1 10 1,0 0,5 0,71 0,04 7,1 0,56 1,56
2 2 0,2 2,0 1,42 0,04 2,8 0,06 0,26 — — —
в 3 3 1,2 2,0 1,42 0,04 4,2 0,08 1,28 — —
4 5 0,9 0,5 0,71 0,04 3,5 -— — — .—
5 5 0,9 1,0 0,0 0,04 5,0 — — 22,6 3,10 15,2
Резко различные по технологической характеристике подразделе-
ния объекта, например выделяющие вредные газы, пыль, излишнее
тепло или влагу и т. п., должны обслуживаться самостоятельными
воздухопроводами. Число воздухопроводов предопределяется также
и размерами обслуживаемых объектов. Протяженность вентиляцион-
ных воздухопроводов не рекомендуется более 35—40 м.
Короткие и не сильно нагруженные воздухопроводы можно легко
отрегулировать, но более крупные в ряде случаев проще монтировать
и эксплуатировать.
Аналитическое решение определения оптимального числа возду-
хопроводов, хотя и с весьма существенными допущениями, возможно
(см. предыдущие издания этой кни-
ги), но практическая необходимость
в таком расчете маловероятна.
Вместе с тем следует иметь в
виду, что децентрализация в опре-
деленных условиях предпочтйтель-
нее не только из соображений бо-
лее гибкой и надежной эксплуата-
ции, особенно при использовании
автоматизированного управления,
но и из энергетических соображений.
Для приближенной иллюстрации
Рис. 2-5. Децентрализация воздухо-
проводов
сказанного представим,.что один
простой воздухопровод длиной / (м) и диаметром d (м) при расходе
воздуха L (м3/с) и скорости v (м/с) разделен на два при сохранении d,
каждый при длине 1/2, расходе L/2 и v/2 (рис. 2-5.)
57
Если для этих простых воздухопроводов учесть только потери дав-
ления на трение и допустить Л, р, г) = const, то мощность двух децен-
трализованных систем окажется меньше мощности одной централизо-
ванной системы в
LWpy2
г]100(М-2 р
(L/2)X(//2)p(v/2)2 -6 Ра3>
q-lOOOd-2
В случае сохранения при децентрализации неизменным не d, a v
и учете местных сопротивлений эффективность децентрализации станет
меньшей, но сохранится.
§ 2-4. Методы аэродинамического расчета
воздухопроводов
Расчет этот ведут при заданных для каждого участка значениях
длин I, суммарных коэффициентов местных сопротивлений и рас-
ходов (нагрузок) L, а также при предопределенных значениях скоро-
стей V.
В конечном итоге при расчете воздухопровода, как указывалось
выше, определяют диаметры d и потери давления р. Диаметр опреде-
ляют из уравнения расхода воздуха
d = l,13(L/y)I/2,
а потери давления на каждом участке воздухопровода — по формуле
где коэффициент трения к в общем случае зависит от d и V.
Простейший метод такою расчета воздухопровода сводится к тому,
что для каждого участка по заданным значениям I, L и v вычис-
ляют или находят в соответствующих таблицах значения d, "k/d и
(р/2)и2; затем подсчитывают значения р.
Пример. Для обслуживания данного объекта требуется рассчитать воздухопро-
вод, всасывающая часть которого объединяет три отсоса, и после вентилятора воздух
нагнетается по двум направлениям (рис. 2-6). Участки расчетной магистрали обо-
значены буквами а, б, в, г, д, а ответвления — цифрами 1, 2, 3 (см. графу 1
в табл. 2-5).
Решение. В соответствии с построенной схемой по масштабу выявляют
длины участков (Z, см. графу 2) и суммарные значения коэффициентов местных
сопротивлений (2£, см. графу 3).
На участке а давление теряется на вход, в двух отводах и в тройнике — на
ответвление. Коэффициент местного сопротивления на входе для выбранной кон-
струкции отсоса принимаем по справочнику равным 0,7. Два одинаковых круглых
отвода запроектированы под углом 90° и с радиусом закругления 2.
Коэффициент местного сопротивления такого отвода (см. выше с. 36) составит
£=аба=1 -0,15.1=0,15.
Потерю давления в штанообразном тройнике с углом ответвления в 15° ввиду
малости здесь и далее (кроме участка 3) ие учитываем. Таким образом, суммарный
коэффициент местных сопротивлений на участке а будет равен
=0,7 4-2-0,15 = 1,0.
58
На сборных участках бив могут быть местные потери давления только в трой-
никах, которые ввиду малости не учитываем.
На участке г потерю давления в переходном патрубке от вентилятора ориенти-
ровочно оцениваем коэффициентом местного сопротивления £ = 0,1 (размеры выход-
ного отверстия вентилятора и участка воздухоппов
На участке д располоиепа выпускная шахта,
ления которой для выбранной конструкции с
учетом выхода принимаем 2,4 (с плоским экра-
ном и его относительным удлинением 0,33, см.
выше табл. 1-28). Так как потерей давления в
тройнике пренебрегаем, то на участке д полу-
чим = 2,4.
На однотипных участках 1 и 2, так же как и
на участке а, коэффициенты местных сопротивле-
ний иа вход принимаем по 0,7, а в отводах — по
0,15. Тогда — 0,7 + 2 • 0,15 — 1,0.
На участке 3 давление теряется на свободный
выход (J = 1) ив отводе (£ = 0,15). Кроме того,
следует ориентировочно предусмотреть потерю
давления на ответвление в тройнике (g = 0,15),
так как здесь может быть существенный пере-
лупа еще нс
коэффициент местного сократив-
Рис. 2-6. Расчетная схема воз-
над скоростей. Тогда суммарный коэффициент
местных сопротивлений на участке 3 составит
= 1,0 + 0,15 + 0,15 = 1,3.
духопровода
По заданию расход воздуха через участки
а, 1 и 2 должен составлять по 1000 м3/ч, а через участок 3 нужно направить
1500 м3/ч. Расходы через остальные участки (б, в, д) определяем простым
сложением или вычитанием составляющих расходов (без учета подсосов или уте-
чек), а полученные данные заносим в графу 4 табл. 2-5.
Таблица 2-5
№ уча- стка 1, м L, м*/ч rf, мм V, м/с Па А d 4+ + Vt р, Па Па Др, Па
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13
а 7 1,0 1000 160 13,8 115 0,125 0,88 1,88 216 216
б 5 2000 225 14,0 120 0,080 0,40 0,40 48 264 —
в 2,5 — 3000 280 13,5 НО 0,062 0,16 0,16 18 282 —*
2 0,1 3000 280 13,5 ПО 0,062 0,12 0,22 24 306 —
д 6 2,4 1500 200 13,3 105 0,095 0,57 2,97 312 618 —
1 6 1,0 1000 160 13,8 115 0,125 0,75 1,75 202 216 14
У 7 1,0 1000 160 13,8 115 0,125 0,88 1,88 216 264 48
3 4 1,3 1500 200 13.3 105 0,095 0,38 1,68 176 312 136
S' 4 1,3 1500 180 16,4 160 0,105 0,42 1,72 274 312 38
Расчет начинаем с наиболее удаленного от вентилятора участка а, причем в соот-
ветствии с заданием ориентируемся на скорости порядка 13—14 м/с.
Задавшись для этого участка скоростью v= 14 м/с в соответствии с расходом
L = 1000 м3/ч, вычисляем диаметр воздухопровода:
«-1,13(ад«_1.13(я^»Г4)'Л =0,159».
Округляем до 160 мм, но при этом скорость снизится до 13,8 м/с. Эти значения
и записываем в графы 5 и 6.
Значительно удобнее и проще расчет вести по вспомогательной таблице (см.
приложение I). Для этого в левой вертикальной графе этой таблицы (см. с. 176)
59
находим скорость 14 м/с и в соответствующей строке—ближайшее к заданному
расходу значение 1013 м3/ч. Отсюда для заданного расхода в 1000 м3/ч интерпо-
лируем скорость 13,8 м/с.
Рядом со значением расхода в строке указано значение \,!d = 0,125, которое
записываем в графе 8 расчетной табл. 2-5.
Во второй вертикальной графе указанной вспомогательной таблицы рядом со
значением выбранной скорости находим и записываем в графу 7 расчетной таблицы
соответствующую величину динамического давления:
yV2 = у • 13,82 = 115 Па.
Для участка б при скорости 14 м/с находим по вспомогательной таблице для
диаметра 225 мм расход 2003 м3/ч, т. е. можно принять скорость 14 м/с.
Динамическое давление (с округлением, как во вспомогательной таблице) u\„ei
равно
V2= Ь? . 142 = 120 Па;
X/d = 0,080.
Аналогичным образом определяем диаметры для остальных участков воздухо-
провода и уточняем скорости, динамические давления, а также значения b/d.
В дальнейшем по заданным и подсчитанным данным подсчитываем потери дав-
ления по формуле
Для упрощения вычислений вначале путем перемножения результатов граф 2
и 8 определяем /Х/d (графа 9). Затем сложением результатов граф 9 и 3 получаем
I (графа 10). Далее, путем перемножения результатов граф 7 и 10 находим р
(графа 11).
В графе 12 нарастающим итогом записываем р' потери давления в магистрали
до концов соответствующих участков, а для ответвлений — располагаемые давления.
Располагаемое давление для участка 1 равно подсчитанной потере давления на
участке а, т. е. 216 Па; для участка 2 оно равно сумме потерь давления на участке
а, б, т. е. 264 Па; для участка 3 — потере давления на участке д (а не сумме потерь
давления на участках а, б, в, г), т. е. 312 Па.
В графе 13 обозначены для ответвлений невязки Др — разницы между потерями
давлений в ответвлениях и располагаемыми для них давлениями. Если эти невязки
не превышают 10—20% от располагаемого давления (для ряда стандартных диамет-
ров), то пересчет ответвлений можно не выполнять.
При большой разнице потерь давлений следует увязать их путем изменения диа-
метра ответвления (см. с. 61) или при незасоренном воздушном потоке путем уста-
новки дросселирующей диафрагмы (см. с. 29).
В нашем примере для участка 3 получилась недопустимая невязка в 136 Па,
13(5
т. е. в --jg • 100 = 44%. При уменьшении диаметра с 200 до 180 мм ответвление
практически увязано, хотя скорость на этом участке значительно возросла — она
вышла из заданных пределов (16,4 вместо 13—14 м/с).
Общая потеря давления в рассчитанном воздухопроводе будет равна сумме
потерь давлений во всех участках магистрали, т. е. 618 Па. По этому давлению в
производительности 3000 м3/ч следует подобрать вентилитор нужного типа.
Применяются несколько других методов расчета воздухопровода.
Суть одного из них заключается в том, что потери в местных сопро-
тивлениях приводят к виду потерь на трение (в вышеописанном методе,
наоборот, потери давления на трение как бы приводят к виду коэффи-
циента местного сопротивления — D./d).
60
Действительно, представим себе потерю давления в местном сопро-
тивлении и равновеликую потерю давления на трение при неизменном
динамическом давлении, т. е.
Р,,2 — / Л
о V - <0 d
О Л
Отсюда следует, что эквивалентная длина должна быть равна
, d
а общая потеря давления на участке
Выбор того или иного метода расчета по соображениям удобств
использования не может влиять на точность результатов.
§ 2-5. Увязка давлений в ответвлениях
Если в результате расчета ответвлений потери давления в уз-
лах не увязываются (вместо р получается pi), то для увязки давлений
при сохранении ранее принятых расходов (неизменными остаются и
фактические или приведенные длины участка I и мало изменяются к)
ищут новые диаметры ответвлений d (вместо dj из соотношений
jp _ d 2 _ d 2 \ nd2 j _ k’d* / df \5
Fi ( V2 i Al . p । \2 ki/di \ d ] 1
d1 2 1 d; 2 \ nd; }
или d/i/j = L’>i/p)1/5.
Отсюда
d = Л (Pi/P)1/S.
Если в увязанных по потерям давления ответвлениях нужно изме-
нить расход (L вместо LJ, то новые диаметры (d вместо dj можно опре-
делить из условия р = plf или
. Л р / 4L \2 < Л; / 4L \2
d 2 \ nd2 / di \ nd? J *
тогда
откуда
d = d1(L/L1)2/5.
Для возведения в степени 1/5 и 2/5 можно использовать вспомога-
тельные таблицы (см. приложение II).
Подсчет с достаточной точностью также можно выполнить по би-
ному Ньютона, беря сумму первых двух членов:
a1'5 = [l+(«-l)F = 144^-1)
61
и
а2/5==Г1+ 1 (а-1)Т.
|_ и J
Примеры. 1. В результате расчета при dx = 100 мм была определена потеря
давления рх = 40 Па, в то время как давление в узле составляет р — 50 Па.
Решение. Необходимый диаметр ответвления
d= 100 (40/50)1/s = 100- 0,958 = 96 мм.
2. В увязанном ответвлении при диаметре d == 96 мм изменился заданный рас-
ход с L = 200 м3/ч до Д = 350 м3/ч. В связи с этим следует изменить его диаметр.
После подстановки получим
di = 96(350/200)w = 96.1,251 =120 мм.
При расчете может возникнуть необходимость в увязке не только
простых ответвлений, но и состоящих из нескольких участков, т. е.
сложных. В этом случае сначала следует просчитать магистраль
сложного ответвления, и если ее суммарное давление не будет соответ-
ствовать давлению в узле, то все участки магистрали пересчитывают
обратно пропорционально отношению давлений в степени 1/5 по вы-
веденной выше формуле. Затем по значениям пересчитанных давлений
ответвления увязывают обычным способом по
\ 5 (60/100)-107 той же формуле.
¥ Пример. Давление в узле р— I00 Па. При расчете
\ , же в сложном ответвлении (рис. 2-7) при выбранных
\ диаметрах da — 150 мм и dg = 100 мм давления полу-
JT чились
у Pi — Ра "Ь Рб = =--0 "Ь 60= 140 1;а,
/ а(80/150) ~1 65
f 1 х ! где ра и р,5 — потери давления в участках а и б.
у В связи с этим диаметры участков а и б необходи-
jqq мо увеличить в (140/100)1,/s = 1,07 раза, т. е. d' =
_ _ _ = 150 • 1,07 — 165 мм и dr( = 100 • 1,07 = 107 мм.
Рис. 2-7. К примеру рас- °
чета При монтаже обычно приходится приме-
нять воздухопроводы стандартных диаметров,
которые могут отличаться от определяемых по расчету. В этом слу-
чае расходы по ответвлениям перераспределяются, в результате могут
быть нарушены проектные условия. Для предотвращения этого (если
нет возможности при расчете произвести увязку путем изменения
диаметров) необходимо предусматривать дросселирующие устройства.
При отсутствии в воздухе механических примесей для этой цели наи-
более удобны диафрагмы.
Представим себе, что при наиболее подходящем диаметре потер;-,
давления в ответвлении по сравнению с давлением в узле получилась
меньше на Ар.
Для ответвления известна скорость о, а следовательно, и (р/2)г/А,
в связи с чем коэффициент местного сопротивления устанавливаемой
здесь диафрагмы должен составить
g = Др/(р/2) ыа.
Из табл. 1-10 находим в соответствии с полученным отношение
площади отверстия в диафрагме к площади трубы f/F — (d0/d)2, а так
62
как известен d, то диаметр диафрагмы легко определить по формуле
Пример. В ответвлении диаметром d = 200 мм при динамическом давлении
потока (р,'2)г2 = 25 Па требуется погасить при помощи диафрагмы избыточнее дав-
ление Др = 750 Па. Коэффициент местного сопротивления диафрагмы g = 750/25==
= 30, чему в табл. 1-10 соответствует h'F = 0,25.
Диаметр отверстия диафрагмы будет равен d0 = 200/0,25 = 100 мм.
§ 2-6. Учет влияний при расчете воздухопроводов
Пересчет потерь давления при изменении плотности воздуха.
Графики и таблицы для расчета потерь давления в воздухопроводах
принято составлять для воздуха стандартной плотности (обычно при
р = 1,2 кг/м3). При других плотностях воздуха потери в воздухопро-
водах отличаются от табличных.
Поскольку
то можно считать, что
P/Pi^P/Pi-
Но так как X и t могут зависеть от числа Рейнольдса Re = vd/v,
а коэффициент кинематической вязкости v == pg/ р, т. е. также име-
ется зависимость от р, то в общем случае
PlPx = (P/Pi)",
где принимают т = 1 с достаточной для целей практики точностью,
хотя в большинстве случаев (при турбулентном движении) 1.
При таком допущении следует иметь в виду, что если р > р,,
то результаты получаются с запасом, если же р < Pi — они пре-
уменьшены.
Влияние механических примесей воздуха на потери давления
в воздухопроводах. В ряде случаев (например, в аспирационных
или пневмотранспортных вентиляторных установках) движущийся
по воздухопроводам воздух переносит механические примеси.
Механические примеси к воздуху увеличивают потери давления
в воздухопроводах (вследствие трения частиц о стенки, их ударов,
создания ускорения и др.). Влияние это тем значительнее, чем больше
массовая концентрация смеси, т. е. отношение массы перемещаемых
механических примесей к массе перемещаемого за то же время воз-
духа:
ц = Gnp/GB.
Влияние механических примесей в воздухе на увеличение потерь
давления в воздухопроводах, подсчитанных для чистого воздуха
(как на трение, так и в местных сопротивлениях), можно выразить
формулой
63
где k — сложный коэффициент, зависящий от состояния потока, вида
примесей, концентрации, скоростей, геометрических размеров возду-
хопроводов и др.
Наблюдения показали, что на движущиеся по воздухопроводам
частицы в общем случае действуют три силы (рис. 2-8): аэродинамиче-
ская Q, совпадающая с осью воздухопровода; сила тяжести G, направ-
ленная вниз, и центробежная сила С, прижимающая частицы к стенкам
воздухопровода (эта сила возникает при вращении потока).
Если под действием центробежной силы частицы прижимаются
к стенкам воздухопроводов, в результате чего они движутся вдоль
стенок винтообразно, то потери на тре-
Рис. 2-8. Движение твердой
частицы по воздухопроводу
ние значительно увеличиваются.
Как показали опыты, проведенные
автором в ЦАГИ, для пневмотранспорт-
ных вентиляторных установок можно
принять k = 1,4. Если же частицы не
будут прижаты к стенкам воздухопро-
водов и, выпадая под действием силы
тяжести, начинают перемещаться по
нижней части воздухопроводов, потери на трение уменьшаются.
В таких случаях для пневмотранспортных вентиляторных установок
можно принять k = 0,4—0,6.
Прижатие частиц к стенкам воздухопроводов, а следовательно, и
выбор соответствующего значения коэффициента k обусловливаются
тем, что центробежная сила, действующая на частицы, больше их сил
тяжести, т. е.
(ц sin в)2
т -— > mg COS р.
Это взаимоотношение сил может быть выражено значением критерия,
названного автором критерием прижатия:
, __ (v sin е)2
п — gR cos Р ’
где v — скорость потока, м/с; г — угол скоса потока у стенки возду-
хопровода, град*; R — радиус воздухопровода, м; g—ускорение
силы тяжести, м/с2; р — угол наклона воздухопровода, град.
Если /?„ > 1, т. е. твердые частицы будут прижиматься к стен-
кам воздухопровода, следует принять большее значение коэффициента
k — 1,4. Если ka <; 1, то рекомендуется принимать k — 0,4—0,6.
Пример. В горизонтальном воздухопроводе диаметром 0,27 м скорость поток
оу стенки 10 м/с при скосе потока в 8°. Потеря давления в воздухопроводе для чистог
воздуха 100 Па.
Определить потерю давления в воздухопроводе с учетом механических примесей
к воздуху прн весовой концентрации смеси 0,1.
* Фактически v и е относятся к движению частиц, а не всего потока, но при уста-
новившемся движении этой погрешностью можно пренебречь.
Решение. 1. Вычисляем значение коэффициента прижатия по вышепри-
веденной формуле
ь 10 sin 8° , ,
9,81 0,135-cos 0° “ ' ’° > *’
Т. е. тг.стиии прижимаются к стенкам. Принимаем k = 1,4.
2. ,о.м - 100 (1 4 1,4 • 0,1) = 114 Па.
§ 2-7. Характеристики сетей
Ранее было показано, что для участка воздухопровода
п - ' / Х -4- V Р 7,2 _ (1 Ь ! Vr W 41 ? -
Р- v ~d + тv - v z '2 ~
= 17/Л +W,.p !±\’h
LV 2 \л<Р / ]
Если бы 1и не зависели от Re, т. е. от v и d, то
и для всего воздухопровода была бы справедлива зависимость
p = kL2.
В общем случае однако
р = kLn,
причем для ламинарного течения п = 1, а для турбулентного п =
= 1,75—2 (меньшее значение для гидравлически гладкого, а большее—
для гидравлически шероховатого воздухопровода).
Кроме того, в сетях возможны потери давления, которые не зависят
от расхода (например, при разности давлений в объемах всасывания
и нагнетания). Это так называемые гидростатические составляющие
давления р0, с учетом которых уравнение можно записать в следующем
наиболее общем виде:
p = p0 + kLn.
Коэффициент I: зависит главным образом от геометрических разме- ’
ров сети, и его значение тем больше, чем длиннее и сложнее сеть;
показатель же степени п в основном зависит от характера течения
потока.
Полученное уравнение называют уравнением характеристики сети,
а построенный по нему график, выражающий зависимость потери дав-
ления в сети от расхода через нее, — характеристикой сети (рис. 2-9).
Характеристику сети можно построить по точкам, результирующим
его расчет при различных расходах, или получить опытным путем при
продувке сети.
При помощи характеристики сети можно быстро и весьма наглядно
определить расход воздуха через сеть при заданной потере давления
или, наоборот, потерю давления при заданном расходе. Только с по-
мощью характеристики сети, как будет показано в гл. 4, можно наи-
3 Калинушкин М. П. —* 4 65
более просто и наглядно анализировать совместную работу вентилятора
и сети.
Во многих случаях, когда гидростатические составляющие давле-
ния отсутствуют и происходит турбулентное течение при гидравличе-
ских шероховатых поверхностях, характеристика сети имеет вид
квадратической параболы р = /еЛ2, исходящей из начала координат.
Рис. 2-9. Характеристика
сети
О 5000 10000 150QG 20000
Рис. 2-10. Построение характерис-
тик сети
Для построения простейшей характеристики сети такого вида доста-
точно ограничиться одной парой получаемых из расчета значений
р и L.
Пример. Построить характеристику сети, если из расчета известно, что р =
= 500 Па при L = 20 000 4‘/ч, а уравнение характеристики сети имеет вид р =-
= 100 + kl*.
Решение. Из уравнения определяем k и р:
р —100 500—100
k ~ L2 ~ 20 0002 ~ 1 ’ U ' ’
р= 1004-1 • IQ-’ZA
Задаваясь значениями L, вычисляем р (табл. 2-6), а по точкам строим график
(рис. 2-10).
Таблица 2-6
L, м3/ч 0 5000 10 000 15 000 20 000 25 000
р, Па 100 125 200 325 500 725
Характеристику сложной сети можно получить путем сложения
характеристик отдельных участков и ответвлений.
Суммарная характеристика последовательно соединенных участ-
ков получается путем сложения ординат (р, рис. 2-11, а), а парал-
66
лельно соединенных — путем сложения абсцисс (L, рис. 2-11,6).
Соответственно строят суммарную характеристику последовательно и
параллельно соединенных участков (рис. 2-11, в).
Рис. 2-1 i. Сложение характеристик сете®
Всякую сеть можно условно заменить так называемым эквивалент-
ным отверстием Fo, через которое при одной и той же потере давле-
ния может быть обеспечен одинаковый расход (рис. 2-12). Если при
истечении через такое отверстие потеря дав-
ления будет определяться только на выходе, |
т. е. при *
р = (р/2)и2, | L—и
где v = L/Fo, то после подстановки получим: р J L
Р — L р = JL К*4
° рЖр’ £2’ _____Р/т
Но поскольку по условиям для данной '
сети p/2EJ — k, ТО k = p/L2', р = kL2, т. е. Рис. 2-12. Эквивалентное
приходим к частному случаю уравнения ха- отверстие
рактеристики сети, причем Fo — У р/2/г.
Отсюда видно, что удобным обозначением сети в виде эквивалент-
ного отверстия Fo можно пользоваться только при отсутствии гидро-
статических составляющих давления, наличии турбулентного течения
и при гидравлически шероховатых поверхностях.
3*
Часть II
ВЕНТИЛЯТОРЫ
Вентиляторами называют гидравлические машины с рабочим
органом в виде лопаточного колеса, предназначенные для перемеще-
ния воздуха или другого газа при потерях давления в сетях не свыше
15 000 Па,*.
Если 50 лет тому назад этот предел ограничивался 5000 Па
(500 мм вод. ст.), то теперь ввиду значительных достижений в обла-
сти расчета и конструирования вентиляторов пределом уже наме-
чается 20 000 и даже 30 000 Па.
Наиболее распространены вентиляторы радиальные (центробеж-
ные) и осевые. В последнее же время начали применять модификации
радиальных вентиляторов — прямоточные, смерчевые, дисковые, вих-
ревые, диаметральные (см. ниже).
Г п в в а 3
ТИПЫ ВЕНТИЛЯТОРОВ
§ 3-1. Классификация вентиляторов по критерию
быстроходности
Взаимозависимость основных параметров работы вентилято-
ров, а также и всяких других гидравлических машин лопаточного
типа (насосов, компрессоров) в соответствии с теорией подобия опреде-
ляется на оптимальном режиме (при максимальном к. п. д.) безразмер-
ным числом — критерием быстроходности
”УД-С(Р/Р)3/4’
где L — производительность, м^с; р — давление, Па**; ® — частота
вращения, рад/с; р — плотность перемещаемого газа, кг/м3; с — коэф-
фициент пропорциональности.
Сразу следует заметить, что этот критерий очень удобен для клас-
сификации, выбора и расчета вентиляторов, однако не позволяет
учитывать их экономичность (к. п. д.), т. е. его не следует считать
универсальным.
Ниже на с. 104 будет показано, что геометрически подобные венти-
ляторы, т. е. такие, у которых все проточные размеры одного можно
* Здесь и далее, если не оговорено, давление вентиляторов указано при стан-
дартной плотности воздуха р(, = 1,2 кг/м3.
** Напоминаем, что Па имеет размерность Н/м2 или кг/м/с2.
68
получить умножением на одинаковое число соответствующих размеров
другого, вне зависимости от абсолютных размеров, частоты вращения
и плотности перемещаемых газов имеют одинаковое значение критерия
быстроходности, т. е. это число характеризует тип вентилятора.
Для пояснения смысла критерия быстроходности зададимся зна-
чением давления р = рс4/3 и примем L = 1 м3/с. Тогда
п,,„ — с --------—- — со,
|Р.С4/3/'
т. е. пуд представляет собой частоту вращения (число оборотов) такого
вентилятора, производительность которого равна 1 м3/с при указан-
ном давлении.
Поэтому критерий быстроходности также называют удельным чис-
лом оборотов, откуда и принято его обозначение п (латинское, число
оборотов) с индексом «уд» (удельное).
В свое время ЦАГИ предложил для вентиляторов принимать с =
== 20л, вычисляя критерий быстроходности по формуле
11Кп
„ = оп-т_____-__—~
ИУД ZU.I , 3/4 ,
где L — в м3/с, Н (р) — в кге/м2, п — в об/мин, р — в кг/м* и с =»
= 9,81 м/с2.
Позднее ЦАГИ предложил упростить эту формулу — стали в зна-
менателе писать не Hg/ р, а Нп, приведенное к плотности стандартного
воздуха = 1,2 кг/м3, а получающийся коэффициент с приравняти
единице. Тогда
Т 1 '>
L п
В размерности СИ при 1Н в кге/м2 = 9,81 Па и In в об/мин =
== 0,105 со рад/с получаем
г-о £1/2<0 го со '
/?,, = оЗ —тт- = 53-------.
1 Р?'4
Заметим, что при такой записи, отличающейся также обозначе-
нием индекса (п„ вместо иуд), выражение теряет видимый критериаль-
ный вид (размерным становится коэффициент пропорциональности)
и часто именуется престо быстроходностью.
Помимо критерия быстроходности из теории подобия можно вы-
вести критерий габаритности:
П *
^УД-С Ll/2
где D2 — наружный диаметр рабочего колеса, м.
69
Этот критерий, еще не получивший достаточного применения, удо-
бен для оценки габаритов, а следовательно, и массы и стоимости венти-
ляторов.
Величина критерия быстроходности позволяет судить о взаимоза-
висимости основных геометрических параметров вентилятора. Напри-
мер, большим значениям критерия, т. е. относительно большим зна-
чениям производительности (L — в числителе формулы), у радиальных
Рнс. 3-1. Вентиляторы разной быстроход-
ности:
а — малые б — большие
вентиляторов соответствуют более широкие рабочие колеса, больший
диаметр входа, большее число лопаток, а у осевых вентиляторов —
меньший диаметр втулки, меньшее число лопаток (рис. 3-1).
Ниже приведены ориентировочные значения критериев быстроход-
ности для некоторых вентиляторов:
„ Критерий бы-
Вентиляторы строходности
Радиальные высокого давления...................... 10—30
Радиальные низкого и среднего давления с лопатками
колес, загнутыми вперед............................ ЗС—60
То же, с лопатками колес, загнутыми назад......... 50—S0
Радиальные с двусторонним всасыванием .............. 80 —120
Осевые для повышенных давлений со спрямляющими
аппаратами ........................................ 120—200
Осевые с листовыми кручеными лопатками............. 200—400
Как видно из приведенных показателей, область применения ра-
диальных вентиляторов соответствует л < 100, а осевых — п„ > 100,
§ 3-2. Радиальные вентиляторы
Обычный радиальный (центробежный) вентилятор (рис. 3-2)
представляет собой лопаточное рабочее колесо турбинного типа,
расположенное в спиральном корпусе. При вращении колеса воздух,
70
поступающий через входное отверстие, попадает в каналы между ло-
патками колеса, под действием возникающей центробежной силы он
перемещается по этим каналам, собирается спиральным корпусом и
направляется в его выпускное отверстие.
Радиальный вентилятор состоит из трех основных элементов
(рис. 3-3): лопаточного радиального колеса (иногда называемого
ротором, турбиной), спирального корпуса (также именуемого кожухом
или улиткой) и станины с валом и подшипниками.
Радиальные колеса обычного типа состоят из лопаток, переднего
диска, заднего диска и ступины.
Литые или точеные ступицы, предназначенные для насаживания
колес на валы, крепят на заклепках, болтами или приваривают к зад-
ним дискам. К дискам, в свою очередь, прикрепляют лопатки с по-
мощью заклепок или сварки. Удобно крепление с помощью шипов,
Рис. 3-2. Схема радиального вентилятора:
1 — лопаточное колесо; 2 — спиральный кор-
пус; 3 — выходное отверстие: 4 — входное
отверстие
Рис. 3-3. Радиальный вентилятор: ,
/ — лопаточное колесо; 2 — спиральный
корпус; 3 — станина (шкив предпочти-
тельно располагать консольно) t
которые оставляют при заготовке лопаток, вставляют в отверстия
в дисках и расклепывают или прихватывают сваркой (рис. 3-4).
Вентиляторы специального назначения (например, пылевые) имеют
лопатки, расположенные консольно без переднего диска, а в некоторых
случаях и без заднего диска (открытое колесо). Колеса чаще всего
выполняют из листового металла, реже встречаются литые и пластмас-
совые колеса. При изготовлении колес для дымососов широко приме-
няют сварку.
По предложению С. А. Рысина легкие и дешевые колеса изготов-
ляли штамповкой. Для этой цели в полосе листовой стали делали
высечки, отгибаемые затем в виде лопаток, после чего полосу сверты-
вали по окружности и укрепляли между дисками (рис. 3-5).
Широкие колеса для большей прочности иногда снабжают тягами,
соединяющими передние кольца со ступицами.
Зазор между колесом и входным патрубком корпуса должен быть
минимальным. Влияние зазора увеличивается с уменьшением быстро-
ходности, так как даже при небольшом количестве протекающего че-
п\
Г него воздуха доля его в общем количестве засасываемого воздуха
становится значительной.
Спиральные корпуса сваривают пли склепывают преимущественно
из листовой стали; их также можно соединять на фальцах. Применяют
также литые спиральные корпуса (рис. 3-6), имеющие хорошие в аэро-
динамическом отношении формы, однако при больших размерах вен-
тиляторов они чересчур тяжелы.
Спиральные корпуса больших венти-
ляторов устанавливают на самостоя-
тельных опорах, у малых вентилято-
ров их крепят к станинам.
Рис. 3-5. Штамповочные лопа-
точные колеса:
а — заготовка; б — лист с отогну-
тыми лопатками; в — заготовка
свернута
Гис. 3-4. Сборка лопаточного колеса
на шипах
Станины отливают из чугуна или сваривают из стали. На станинах
в подшипниках, чаще всего шариковых, устанавливают валы. Колеса
Рис. 3-6. Радиальный венти-
лятор с литым корпусом
на валах укрепляют шпонками и стопор-
ными болтами.
Если вентиляторы предназначают для
ременной передачи, то шкивы насаживают
на валы за подшипниками консольно (рис.
3-7, а, е, ж).
Колеса на валы чаще всего насаживают
также консольно. Однако у вентиляторов
с двусторонним всасыванием консольное
расположение колес на валу нецелесооб-
разно. Установка колес на валах между
двумя опорами (рис. 3-7, г, д, ж) обеспечи-
вает более спокойный режим работы вен-
тилятора. Вместе с тем она усложняет
конструкцию, монтаж и присоединение вентилятора к всасывающему
воздухопроводу.
Несомненные преимущества в отношении надежности, компакт-
ности, экономичности и бесшумности имеют вентиляторы, колеса
которых насаживаются непосредственно на валы двигателей (см
72
рис. 3-6 и 3-7, а), но наездка колес целесообразна только для вентиля-
торов малых размеров. В больших вентиляторах колеса с валами дви-
гателей можно соединять при помощи промежуточных муфт (рис. 3-7, б,
в, д). В ГОСТе способы соединения обозначены цифрами 1-7.
Вентиляторы, у которых колеса правильно вращаются по часовой
стрелке при наблюдении со стороны всасывания, называют правыми,
а против часовой стрелки — левыми *.
Правильным является вращение колес по ходу разворота спираль-
ных корпусов. При обратном же вращении колес производитель-
ность вентиляторов резко уменьшается, но реверсирования, т. е. изме-
нения направления подачи воздуха, не происходит.
Рис. 3-7. Способы соединения радиальных вентиляторов с двигателями
Положение корпуса принято обозначать направлением вращения
(Пр или Л) и углом поворота в градусах (рис. 3-8). На кожухе с рас-
положением выходного отверстия вверх делают надпись Пр или
Л 0°, вниз — Пр или Л 180°, вправо — Пр или Л 90°, влево — Пр
или Л 270°. Возможны промежуточные положения через 45°.
Радиальные вентиляторы принято разделять на вентиляторы
низкого давления (р до 1000 Па), среднего давления (р до 3000 Па)
и высокого давления (р более 3000 Па). Указанное разделение условно,
так как кроме давления необходимо указать производительность вен-
тилятора. Например, вентилятор высокого давления при уменьше-
нии частоты вращения может создавать среднее и даже низкое давле-
ние. Но поскольку наибольшая частота вращения и соответственно
наибольшее давление определяются прочностью колеса, такое разде-
ление имеет некоторое конструктивное обоснование. Независимо от
* До введения нового ГОСТ 10616—73 рекомендовалась противоположная
оценка направлений вращения — при наблюдениях его со стороны, противоповорот-
ной всасыванию.
73
этого значительно удобнее классифицировать вентиляторы по значе-
нию критерия быстроходности на оптимальном режиме работы.
Вентиляторы, приспособленные для перемещения дымовых газов,
принято называть дымососами, а для перемещения воздуха, засорен-
ного механическими примесями, — пылевыми вентиляторами.
Для обеспечения широких пределов в производительности венти-
ляторы проектируют сериями, состоящими из нескольких разных по
размерам, но обычно геометрически подобных номеров. Номер венти-
лятора определяется наружным диаметром колеса, измеренным в де-
циметрах.
ГОСТ 10616—73 рекомендуются следующие номера вентиляторов:
1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,15 (3,2), 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40;
50.
' 'Зр 130~
Рис. 3-8. Расположение спиральных корпусов
Этим ГОСТом допускается модификация радиальных вентиляторов
с изменением диаметров-лопаточных рабочих колес на величину ± 10%,
получаемых путем перемещения лопаток или изменением их размеров
при неизменных остальных размерах проточной части. При этом,
очевидно, в серии принцип подобия несколько нарушается и подбор
по безразмерным характеристикам становится приближенным.
Вышеуказанным ГОСТом регламентированы диаметры входных
отверстий и другие размеры колеса и корпуса.
Прежде широкое распространение имели радиальные вентиляторы
низкого давления «Сирокко» (ГССТ 90083—40) с большим числом
(48—64) лопаток — широких, загнутых вперед и коротких в радиаль-
ном направлении.
Спиральные корпуса этих вентиляторов отличаются большой ши-
риной, отношение диаметра входного отверстия к диаметру колеса
велико. Такие вентиляторы наиболее удобны для подачи сравни-
тельно больших объемов воздуха при невысоких давлениях (до
1000 Па), например в установках приточной или вытяжной вентиля-
ции, так как в этих случаях они оказываются по габаритам меньше
радиальных вентиляторов многих других серий.
74
Окружную скорость колес (на концах лопаток) нормально изго-
товленных радиальных вентиляторов низкого давления «.Сирокко»
гю соображениям прочности не допускалось принимав больше 30 м/с.
Сейчас эти вентиляторы не выпускают, но разработаны новые анало-
гичные конструкции (например, Ц14-46).
Радиальные вентиляторы «Сирокко» среднего давлении
(ГОСТ 649—44) отличаются от описанных выше относительно мень-
шими диаметрами входных отверстий. Их колеса имеют меньшее
число лопаток (24) трапециевидной формы, что
жесткость конструкции. Лопатки крепят к
переднему и заднему дискам. Окружные
скорости таких нормально изготовленных ко-
лес по соображениям прочности не допуска-
лись более 50 м/с. Эти вентиляторы можно
применять при давлениях до 3000 Па в ка-
честве дымососов, для отсасывания запылен-
ного воздуха и для других целей. Теперь
такие вентиляторы также не выпускают.
У разработанных автором радиальных пы-
левых вентиляторов ЦАГИ (ГОСТ 649—44,
рис. 3-9) колеса снабжены шестью длинными,
доходящими до втулок и загнутыми вперед
лопатками. Такая конструкция колес обес-
печивает достаточную их прочность (особен-
но при наличии переднего диска), сводит к
обеспечивает большую
Рис. 3-9. Радиальный пы-
левой вентилятор
минимуму возможность засорения вентиля-
торов механическими примесями, имеющимися в воздухе (опилки,
стружки, волокна), а также упрощает изготовление.
Такие вентиляторы выгодны в эксплуатационном отношении, так
как они имеют круто падающую характеристику (см. ниже с. 118).
Они пригодны для перемещения запыленного воздуха; их используют
также для подачи чистого воздуха и дымовых газов.
По соображениям прочности окружные скорости нормально изго-
товленных колес пылевых вентиляторов допускается принимать до
45—50 м/с, чему соответствуют давления в 2000—2500 Па.
Разработанная Г. А. Кацнельсоном серия радиальных вентилято-
ров высокого давления * (см. приложение Ш) отличается узкими
корпусами и относительно малыми размерами входных и выходных
отверстий. Вентиляторы имеют 12 узких и длинных лопаток, загну-
тых вперед и скрепленных передним диском. Окружные скорости
колес допускаются до 100—120 м/с. Эти вентиляторы можно приме-
нять для подачи относительно малых объемов воздуха при давлениях
до 10 000 Па. Они имеют достаточно высокий к. п. д.
Радиальные вентиляторы высокого давления применяются в каче-
стве воздуходувок, для установок нагнетательного пневматического
транспорта и др.
* Мало отличающиеся по размерам и характеристике вентиляторы высокого
давления во ВНИИСТО были названы ВВД, а в ЦАГИ — Ц8-18.
75
Позднее, в 40-х годах, были разработаны и внедрены в серийное
производство вентиляторы ВРН, ВРС (низкого и среднего давления),
ЭВР (специально предназначенные для непосредственного соединения
с электродвигателями) *, Ц9-55 (иногда их обозначали ЦВ55-38),
а также вентиляторы ЦАГИ СТД (Ц9-57), Ц6-46 (видоизмененные пы-
левые вентиляторы ЦАГИ), ЦП7-40 (пылевые вентиляторы конструк-
ции А. Е. Боброва, доработанные Ю. Г. Вахваховым и автором, см.
приложение III) и некоторые другие типы.
ГОСТ 5976—51, а также последующими ГОСТ 5976—55 и 5976—73
были определены основные технические требования к радиальным
вентиляторам общего назначения (для систем вентиляции, кондицио-
нирования, воздушного отопления, аспирации, дутья).
Особо важным требованием ГОСТов является обеспечение высокого
максимального к. п. д. вентиляторов; эти значения должны быть не
ниже 0,6—0,75 в зависимости от типа машины.
Этими ГОСТами установлена определенная маркировка вентиля-
торов. Тип вентилятора обозначают индексом, который для радиальных
(центробежных) вентиляторов состоит из буквы Ц (для пылевых —
ЦП) 1! округленных при оптимальном режиме чисел пятикратной ве-
личины коэффициента полного давления**, а после дефиса — крите-
рия быстроходности. Например, радиальный вентилятор с коэффици-
ентом полного давления 0,86 и критерием быстроходности 70 обозна-
чается Ц4-70.
Для обозначения типоразмера вентилятора к указанному индексу
после дефиса приписывается номер вентилятора (например, Ц4-70-4).
Для осевых вентиляторов применяют такую же систему обозначения,
ио без буквы. За индексом (перед номером) может быть указано в чис-
лителе число лопаток, а в знаменателе — угол их установки (напри-
мер, 0,6-320-6/25-6,3).
Дополнительно может быть указан также способ соединения вен-
тилятора с двигателем словом «исполнение» и цифрой или буквой (как
на рис. 3-7), а также положение спирального корпуса (рис. 3-8).
На корпусе каждого вентилятора должна быть прикреплена таб-
личка, на которой указывают наименование предприятия-изготови-
теля или товарный знак, типоразмер (см. выше), наибольшую частоту
вращения, гарантируемую из соображений прочности, год выпуска
вентилятора и его заводской номер; кроме таблички с данными завод-
ских испытаний весьма желательно каждый вентилятор сопровождать
паспортом и инструкцией по эксплуатации.
Из целого ряда новых конструкций радиальных вентиляторов
общего назначения особо следует остановиться на разработанных
в ЦАГИ и уже освоенных серийным производством вентиляторах
Ц4-70 (см. приложение III).
* Этот тип вентилятора можно приспособить для работы со шкивом: в этом слу-
чае его называют ВР. Все эти конструкции вентиляторов были разработаны и внед-
рены в производство С. А. Рысиным.
** Прежде, до нового ГОСТ 10616—73, это значение принималось вдвое мень-
шим (см. с. 89) и поэтому в индексе приводилось десятикратным.
76
Рис. 3-10. Радиальный вентилятор Ц14-4&
а — на станине; б — на раме
Ц4-70 ii Ц4-76, но коэффициент давления
У вентилятора Ц4-70 колесо коническое, 12 прямых плоских лопа-
ток загнуты назад. Всасывающий патрубок корпуса выполнен в виде
коллектора, кромки которого заведены внутрь колеса, спиральный
корпус имеет постоянную ширину с языком. ^Максимальное значение
к. п. д. вентилятора Ц4-70 достигает 0,81, а давление при окружной
скорости на концах лопаток до 50 м/с — 1000—1400 Па. Еще бо-
лее высокий максимальный
к. п. д. (0,84) и большая
конструктивная прочность
(а значит, и более высокое
достигаемое давление) у
схожего по типу, но име-
ющего более сложные про-
филированные лопатки
вентилятора Ц4-76.
Широкое применение
получает радиальный вен-
тилятор Ц14-46 с 32 ко-
роткими и загнутыми впе-
ред лопатками (рис. 3-10).
Максимальный к. п. д. его
ниже, чем у вентиляторов
значительно выше, ввиду чего на ту же сеть установка получается
компактнее.
Эффективен двусторонний центробежный вентилятор Ц4-94/2,
сконструированный из двух параллельно соединенных вентиляторов
Ц4-70. У этого вентилятора высокий критерий быстроходности, т. е.
он может обеспечивать относительную большую производительность.
Двусторонние-вентиляторы менее удобно применять в установках,
работающих на всасывание, так как при расположении колес на одном
валу между подшипниками, когда обеспечивается наиболее спокой-
ная и надежная работа, всасывающий воздухопровод присоединить
затруднительно.
77
Для получения больших давлений при ограничении окружных
скоростей, а значит при обеспечении большей надежности и бесшумно-
сти в работе, целесообразно применять двухступенчатые последова-
тельно соединенные вентиляторы. Примером такой конструкции может
служить разработанный автором вентилятор Ц9-5(2) (рис. 3-11).
Весьма важно для потребителя получить вентилятор в укомплекто-
ванном виде, т. е. с электродвигателем, приводом, виброизолирую-
щим основанием, регулирующим устройством (рис. 3-12).
Такого рода агрегаты для санитарно-технических систем в различ-
ных исполнениях со стандартизованными присоединительными и уста-
новочными размерами выпускаются серийно на базе вентиляторов
Ц4-70 и Ц4-76.
Все необходимые данные о таких агрегатах приведены в материалах
Сантехпроекта А8-156И (см. приложение VI).
Сведения о выходных устройствах вентиляторов (как радиальных,
так и осевых) — коллекторах, коробках, диффузорах — приведены
в гл. 1, так как они являются элементами сетей, а не вентиляторов.
Однако нужно иметь в виду, что расположенное непосредственно пе-
ред вентилятором колено или другое местное сопротивление может
повлиять на структуру поступающего потока и характеристику вен-
тилятора.
§ 3-3. Осевые вентиляторы
Простейший осевой вентилятор (рис. 3-13) представляет собой
расположенное в цилиндрическом корпусе лопаточное рабочее колесо
пропеллерного типа. При вращении колеса поступающий через вход-
ное отверстие воздух под воздействием лопаток перемещается между
Рис. 3-13. Осевой венти-
лятор
Рис. 3-14. Осевое лопаточное рабочее колесо:
а — сварное; б — штампованное
ними в осевом направлении, причем давление увеличивается. Далее
воздух поступает в выпускное отверстие.
Осевые колеса (рис. 3-14) состоят из втулок и прикрепленных
к ним лопаток. В зависимости от профиля лопаток колеса называют
нереверсивными или реверсивными.
78
В действительности гсс осевые колеса реверсивны, так как при
изменении направления вращения обязательно меняется направление
подачи. Однако называть реверсивными принято только колеса с ло-
патками, имей-щими симметричный профиль, а поэтому работающими
одинаково при. обоих направлениях вращения.
В аэродинамическом отношении более совершенны лопатки со спе-
циально рассчитанным несимметричным профилем.
Лопатки осевых колес, рассчитанных на основе вихревой теории
Н. Е. Жуковского, по мере приближения к втулке расширяют и закру-
чивают. В целях упрощения конструкции, что, однако, несколько
ухудшает аэродинамические качества, применяют и иезакрученные
лопатки постоянной ширины.
Лопатки выполняют из металла пли пластмасс, листовые и объем-
ные, причем последние могут быть монолитными (литыми) или пусто-
телыми.
Втулки осевых вентиляторов (в современных конструкциях они
имеют относительно большой диаметр) изготовляют сварными, литыми
и штампованными. Штампуют одновременно лопатки и втулки, т. е.
все колесо полностью (рис. 3-14, б). В центре втулок располагают сту-
пицы для посадки колеса на вал привода.
Лопатки к втулкам привариваются или крепят на стержнях. При
стержневом креплении лопатки можно поворачивать (в специальных
। обструкциях даже при вращении колеса), благодаря чему регули-
ровку можно вести просто и в широких пределах.
При реверсировании осевых вентиляторов с такими несимметрич-
ными поворотными лопатками нет необходимости для сохранения не-
изменней подачи менять направление вращения и переворачивать
ьилссо — достаточно повернуть лопатки на 180°.
правильным для несимметричных лопаток является вращение ту-
пыми кромками или вогнутостью вперед.
Осевые нереверсивные вентиляторы, лопаточные колеса которых
правильно вращаются по часовой стрелке по отношению к наблюда-
телю, находящемуся па стороне всасывания, называют правыми, а на-
оборот — левыми.
Очень значительно на работу осевого вентилятора влияет зазор
между концами лопаток и внутренней поверхностью цилиндрического
корпуса — он не должен превышать 1,5% длины лопатки. К сожале-
нию, при монтаже, если осевой вентилятор поставляется не в ком-
плекте, а одно его колесо, необходимые зазоры часто не обеспечива-
ются, что снижает эффективность работы вентилятора.
При отсутствии всасывающего воздухопровода на входе перед вен-
тилятором следует устанавливать коллектор, обеспечивающий хоро-
шее заполнение корпуса, полезно устанавливать и обтекатель, а также
направляющий и спрямляющий лопаточные аппараты (рис. 3-15).
При последовательном расположении осевых колес спрямляющий
аппарат обязателен. Лопатки этих аппаратов могут конструироваться
j сдвижными, и тогда осуществлять регулировку удобно путем изме-
нения углов установки. Схемы соединения осевых вентиляторов с при-,
волом показаны на рис. 3-16.
79'
Обычные осевые вентиляторы используют при давлениях от 30 до
300 Па. Производительность их при больших диаметрах колес может
достигать нескольких миллионов кубических метров в час.
Проточные размеры и другие параметры осевых вентиляторов
регламентированы ГОСТами (например, с июля 1975 г. в силу вошел
Рис. 3-15. Компоновка осевых колес:
К — колесо: ВНА — направляющий аппарат; СА — спрямляющий аппарат
ГОСТ 11442—74 «Вентиляторы
изменения числа лопаток или
диаметре или даже постоянной
осевые общего назначения»). Путем
угла их установки при неизменном
частоте вращения можно в широких
Рис. 3-16. Соединение осевых вентиляторов с двигателями:
/, 2 — на одном валу; 4, 5 — на одной оси; 5 — через редуктор
пределах изменять аэродинамические характеристики. Поэтому номен-
клатуру выпускаемых осевых вентиляторов по сравнению с радиаль-
ными можно ограничить.
Осевые вентиляторы у нас начали применять с 30-х годов. В первое
время выпускались нереверсивные двух-, трех- и четырехлопаточные
80
осевые вентиляторы (вернее, осевые колеса) ЦАГИ, соответственно
именовавшиеся сериями № 18, У и 4, а также реверсивные вентиляторы
ЦАГИ с восемью поворотными лопатками. Позднее были внедрены
в серийное произволегво осевые вентиляторы конструкции ЦАГИ типа
М, МЦ, Д, В, У, а за последнее время — еще более совершенные
серин (сведения о новых осевых вентиляторах типа 0,6-30 см. в при-
, ложении III).
§ 3-4. Сравнение осевых вентиляторов с радиальными
Осевые вентиляторы появились позже радиальных, но область
их использования быстро расширяется. Это объясняется прежде всего
возможностью достижения более высоких к. п. д., так как на пути
движения потока через осевой вентилятор меньше внутренних потерь
давления. Осевые вентиляторы в конструктивном исполнении значи-
тельно проще радиальных, масса их в расчете на единицу мощности
(металлоемкость) существенно меньшая.
Такие вентиляторы удобно регулировать в широких пределах пу-
тем изменения угла поворота или числа лопаток рабочего класса. Да-
лее будет показано (см. с. 99), что ввиду особенностей характеристики
мощности даже значительное изменение режима эксплуатации значи-
тельно меньше влияет на нагрузку двигателей, чем у радиальных
вентиляторов.
Наконец, преимущество осевых вентиляторов состоит в том, что
они реверсивны, т. е. при изменении направления вращения рабочего
колеса изменяется направление потока, что невозможно в. радиальных
вентиляторах.
Но поскольку при действии осевых вентиляторов не используются
центробежные силы, при прочих равных условиях они создают гораздо
меньшие давления. Для повышения его приходится усложнять кон-
струкцию добавлением числа ступеней или значительным увеличением
частоты вращения рабочих колес, что увеличивает шум и силовые
напряжения.
Осевые вентиляторы целесообразно использовать при больших
производительностях и малых давлениях (больших критериях быстро-
ходности), например для проветривания тоннелей или в системах руд-
ничной вентиляции, где немаловажное значение имеет возможность
простого и быстрого реверсирования, т. е. изменения направления
движения потока. В сложных же системах промышленной вентиляции,
кондиционирования, аспирации, в тягодутьевых вентиляторных уста-
новках, где требуются значительно большие давления, обычно
используют радиальные вентиляторы.
Таким образом, осевые вентиляторы не заменяют, а дополняют ра-
диальные в соответствии с условиями использования.
§ 3-5. Другие типы вентиляторов
Модернизированным вариантом радиального вентилятора яв-
ляется прямоточный вентилятор (рис. 3-17), в котором поток с лопа-
точного рабочего колеса направляется в спиральный корпус не ра-
81
диально, а по диагонали в кольцевой корпус с осевым выпуском.
Эти вентиляторы особенно целесообразны в установках с ограничен-
ными по радиусу габаритами.
В радиальных смерчевых вентиляторах (рис. 3-18), которые успешно
можно применять в качестве пылевых без опасения механического
повреждения пылевых примесей и самого лопаточного рабочего ко-
леса, последнее располагают в нише задней стенки спирального
корпуса. При вращении колеса перед ним возникает интенсивное кру-
говое (смерчеобразное) движение воздуха, благодаря чему примеси
проходят, минуя колесо.
Рис. 3-17. Прямоточ-
ный вентилятор
Рис. 3-18. Смерчевый
[. ГЛЛ /4 Юр
Рис. 3-19. Диско-
вый вентиля юр
К радиальным следует также отвести дисковый вентилятор
(рис. 3-19). Здесь рабочее колесо представляет собой пакет дисков-
колец, расположенных на небольшом расстоянии друг от друга. Закру-
чивание потока происходит за счет сил трения в пограничных слоях
и из-за отсутствия срывных вихрей с малым шумом, ввиду чего эти
вентиляторы используют в кондиционерах и для аналогичных усло-
вий, когда шум недопустим.
В вихревом вентиляторе (рис. 3-20) рабочим колесом служит втулка
с выступающими радиально открытыми лопатками, располагаемая
в цилиндрическом корпусе. В последнем имеются малые осевые за-
зоры для самой втулки, но достаточно большие осевые и радиальные
зазоры для лопаток, в результате чего образуется полость.
Между всасывающим и нагнетательным патрубками за счет сокра-
щения зазоров внутри корпуса устраивается перемычка, кольцевая
полость перекрывается.
При вращении колеса воздух через патрубок засасывается внутрь
корпуса и по окружности через полость перемещается к другому па-
трубку. При переносе воздух одновременно с боков подтекает к лопат-
кам и многократно проходит через каналы между ними под действием
центробежной силы. Благодаря этому вихревой вентилятор при отно-
сительно малой производительности создает высокие давления, работая
сравнительно бесшумно. Однако конструктивно он достаточно сложен.
82
С использованием лопаточного рабочего колеса с загнутыми вперед
лопатками, но не на радиальном принципе работает диаметральный
вентилятор (рис. 3-21). При вращении колеса, частично заключенного
Рис. 3-20. Ьихревии вентилятор
Рис. 3-21. Диаметраль-
ный вентилятор
Рис. 3-22. Крышный вентилятор:
а — радиальный; б — осевой
в коленообразном корпусе, образуется вихревое несимметричное поле,
вызывающее движение воздуха по диаметру (устойчивости этого дви-
жения может способствовать расположенный внутри колеса направ-
ляющий аппарат).
83
/Г При этом поток двукратно проходит через вращающуюся решетку
колеса. Благодаря простоте конструкции и возможности обеспечивать
большие осевые размеры колес диаметральные вентиляторы могут
иметь большую производительность, а вследствие двукратного воздей-
ствия лопаток колеса они развивают значительные давления. Поэтому
такие вентиляторы успешно применяют для создания воздушных за-
вес, обдува в электронно-вычислительных машинах и т. п.
Нужно учитывать, однако, что ввиду особенностей конструкций
и происходящих аэродинамических процессов диаметральные венти-
ляторы, как и вихревые, прямоточные, смерчевые, дисковые и ранее
описанные пылевые, имеют к. п. д., несколько пониженный по сравне-
нию с обычными радиальными и осевыми.
Вентиляторы любого типа, расположенные на вертикальной оси
в коротком патрубке в отверстии через кровлю (рис. 3-22), называют
крышными. Такие вентиляторы предназначают прежде всего для вы-
тяжной бессетевой вентиляции производственных помещений. Путем
отключения части вентиляторов удобно регулировать воздухообмен.
Кроме того, они не занимают полезной площади зданий, так как их
размещают на кровле.
В 1936 г. автором был сконструирован, применен и описан крышный
осевой вентилятор для вентиляции железнодорожных вагонов. В на-
стоящее время область применения разнообразных конструктивных
компоновок крышных, радиальных и осевых вентиляторов весьма
обширна и организовано их серийное производство (см. приложе-
ние IV).
§ 3-6. Прочность и защищенность вентиляторов
При работе вентиляторов в их конструкции появляются напря-
жения за счет возникающих при вращении колес центробежных сил,
вибрации. Напряжения, зависящие прежде всего от частоты вращения
колес, при определенных условиях могут вызвать аварию.
Заводы, выпускающие вентиляторы, гарантируют их надежность
в эксплуатации до предельной частоты вращения (числа оборотов),
выявляемой расчетами и опытной проверкой. Однако этот предел зави-
сит не только от возникающих напряжений, но и от условий эксплуата-
ции. Для дымососов и пылевых вентиляторов, например, всегда
принимается больший запас прочности.
Для однотипных серийных вентиляторов в паспортах удобнее ука-
зывать не предельную частоту вращения <о, а предельную окружную
скорость на концах лопаток, т. е. на наружном диаметре колеса Dr'.
D2
и2 = а>-^~.
Важно отметить, что во многих случаях (особенно в вентиляцион-
ных системах) предельная окружная скорость колеса определяется
84
не прочностью, а требованиями малошумной работы, причем во втором
случае она почти всегда меньше. Особенно это заметно в осевых венти-
ляторах, для которых из условий прочности допускается = 100—
120 м/с и более, а исходя из требования малошумной работы — 15—
30 м/с.
Необходимость в расчете на прочность может возникнуть при про-
ектировании нового или форсировке серийного вентилятора.
Обычно рассчитывают лопатки, диски колеса и вал. Рекомендуется
проверять на прочность заклепочные соединения и другие элементы
вращающейся системы. Неподвижный спиральный корпус и станину
не рассчитывают. Методика этих достаточно сложных расчетов изла-
гается в специальной литературе *.
На прочность вентиляторов может существенно влиять эксплуата-
ционный износ деталей и отложение пыли. Износ их от вредного влия-
ния механических и газовых примесей к воздуху может быть абразив-
ным и коррозионным (то и другое особенно характерно для дымосо-
сов).
В случае применения газоочистки следует иметь в виду, что при
мокром способе хотя абразивный износ уменьшается, но коррозион-
ный износ может увеличиться.
Отложения пыли, нарушающие балансировку и сужающие протоки,
особенно заметны при температуре воздуха ниже точки росы и образо-
вании конденсата внутри вентилятора.
Корпуса дымососов, перемещающих загрязненный золой и нагре-
тый газ, в целях предохранения от быстрого истирания приходится
снабжать более толстой или прочной обшивкой (из легированных ста-
лей), накладками. Особенно следует в этом случае усиливать лопатки
колеса (например, твердыми наплавками).
Для предохранения подшипников дымососов от тепловых деформа-
ций, возникающих при температурах газа более 400°, их следует ох-
лаждать. проточной водой. Для предотвращения возможной вибрации
больших вентиляторов боковые стенки их корпусов полезно усиливать
уголками жесткости.
При подаче взрывоопасных газов во избежание образования
искры при касании колесом корпуса колесо вентилятора или чаще
всего его корпус выполняют из сплавов алюминия, латуни (искроза-
щитное исполнение).
Алюминиевые вентиляторы можно применять и в случае переме-
щения газов, насыщенных парами кислот. Кислотоупорные вентиля-
торы можно изготовлять также из железохромистой или хромоникеле-
вой стали, а при небольших размерах — из винипласта.
Корпуса и даже колеса вентиляторов защищают путем оклейки их
пленочным и листовым полиизобутиленом, мягкой резиной, выпол-
няют целиком из бумажной массы.
* См., например, гл. 14 кп. Центробежные вентиляторы/Под ред. Т. С. Солома-
ховой. М., Машиностроение, 1975.
85
Глава 4
АЭРОДИНАМИКА ВЕНТИЛЯТОРОВ
§ 4-1. Работа лопаточного колеса
Основной частью всякого вентилятора является лопаточное
колесо, при вращении которого воздуху передается часть подводи-
мой к двигателю энергии. Во всех других частях вентилятора (кор-
пусе, направляющих и спрямляющих аппаратах) энергия только
теряется.
Чтобы пояснить происходящий в лопаточных колесах процесс пе-
редачи мощности двигателя воздуху, т. е. процесс образования давле-
ния, рассмотрим вывод уравнения для определения давления, разви-
ваемого радиальным вентилятором (аналогичный результат можно по-
лучить и для других лопаточных вентиляторов).
При изучении процесса движения воздуха вдоль лопатки радиаль-
ного колеса абсолютную скорость движения с можно по правилу парал-
Рис. 4-1. Векторы скоростей:
а — движение вдоль лопатки; б — при
входе на лопатку; в — при выходе с ло-
патки
лелограмма разложить на две со-
ставляющие:
1) переносную или окружную
скорость, направленную по каса-
тельной к данной точке окружно-
сти,
« = юг,
где и — частота вращения;
радиус;
2) относительную скорость w,
направленную по касательной к
лопатке в данной точке.
Рассмотрим (рис. 4-1) треуголь-
ники этих скоростей непосредст-
венно перед входом на лопатку
(с индексом 1) и сразу после выхода с нее (с индексом 2). Из тре-
угольника скоростей на основе тригонометрических соображений
получим:
Wj =с\ + —- ЧслЫ1 COS «!,
= Сз + «2 — 2c2w2 cos а2.
Представим себе движение воздуха в канале между двумя лопат-
ками колеса без каких-либо потерь. Приращение полного давления
(теоретического) будет равняться сумме приращений статического и
динамического давлений:
/Л = (Рст2 - Рст1) + у (с| - с;).
Статическое давление на пути движения в канале будет увеличи-
ваться за счет работы центробежной силы и возможного уменьшения
относительной скорости в канале (диффузорного эффекта), т. е. прира-
86
щение будет равно
Per 2 Рет 1 Рст. ц “Г Per. д'
S = тги4,
Центробежная сила
S = mr®3,
где т — масса; г — радиус; ш — частота вращения.
Секундная работа этой силы на пути движения воздуха в канале
(энергия) выразится уравнением
Г»
А = ( тги2 dr.
Так как давление представляет собой энергию, отнесенную к еди-
' нице объема, а масса в единице объема является плотностью т/]/ =
— Р. то
Рст.и= $ рГ®2<//_
откуда после интегрирования получим
Рст. ц = у - wvj) = £ (и?2 - «;).
Приращение статического давления за счет изменения относитель-
ной скорости при расширении потока в канале (диффузорного эффекта)
равно
Рег.^^ W]).
Приращение полного давления получим после суммирования и со-
ответствующего преобразования составляющих
Рг = | у («I - «О + у И - ®1)] +
+ (с| — с|) = (d - d + u‘i — ul + — ^>).
Если значения tq и w3, заменить выражениями, полученными
выше из треугольников скоростей, то после преобразования получим
уравнение, определяющее величину полного теоретического давления,
развиваемого лопаточным колесом:
Рг = yfc] — сI и3, — и} + (с; 4- и3, — 2с, и, cos аг) —
— (cl 4- и* — 2с2 и2 cos се,)] = р (w2c2 cos сц — илс, cos
Будем считать скоростью закручивания проекцию абсолютной
скорости на направление окружной скорости си = с cos а, а безраз-
мерным закручиванием — отношение сп = си/и. Подставив это зна-
чение, получим уравнение давления
87
Уравнение давления, развиваемого лопаточным колесом, было вы-
ведено еще в 1755 г. Л. Эйлером для бесконечного количества лопаток
и равномерного распределения скоростей.
Приведем другой вывод этого уравнения. По законам механики приложенный
к потоку момент, равный моменту на валу, вызовет соответствующее ему изменение
момента количества движения потока. При отсутствии закручивания потока до колеса
изменение момента количества движения будет равно
М = j р dLcur.
Здесь произведение плотности р на элементарный расход dL есть масса; про-
изведение массы на скорость закручивания са составляет количество движения,
а произведение количества движения на радиус г — момент количества движения.
Для случая ctir = const, что справедливо для радиальных вентиляторов, а также
для большинства осевых, получим
М = pLcur.
Заметим, что произведение момента на частоту вращения есть мощность
N = М<о.
Мощность можно также выразить как произведение:
N = LpT.
Приравняв эти выражения мощности, получим
Л' = LpT = Ш = pLcnru>,
откуда рг = рг„га>.
Произведение радиуса на частоту вращения представляет собой окружную ско-
рость (гй> = и). Отсюда при отсутствии закручивания до колеса рт = рсии.
В случае закручивания потока до колеса момент на валу получается меньшим,
так как он идет на приращение момента количества движения в колесе. В этом случае
величина момента составит
М = р1сгиг2 —р1с1игп
а величина теоретического давления
рг = ри2с2„— ри,с1п.
Отсюда после подстановки безразмерного закручивания с2а — с2и/и2 и =
= clu/uj получим
Pt ~ P^2uU2 P^l»Ut’
т. е. уравнение получает тот же вид, что и в результате предыдущего вывода.
Фактически часть давления 2 Ар теряется в колесе и корпусе, поэ-
тому действительное давление лопаточного вентилятора составляет
р = рт]Л (е2и«1 — с1ии|),
где т]л = Р/Рт — (Рт — ХЛр)/рт — гидравлический (полный) к. п. д.
В обычных условиях при отсутствии устройств для закручивания
потока перед колесом е1и ~0. Поэтому
Р =
Произведение Л/Аа назовем безразмерным давлением р.
Тогда р = рри|.
Из этого выражения следует, что развиваемое лопаточным венти-
лятором давление зависит от следующих факторов:
88
1) плотности р, характеризующей физические свойства воздуха;
2) безразмерного давления р, обусловленного в первую очередь
геометрической формой лопаток;
3) окружной скорости на концах лопаток и2, характеризующей
кинематические условия.
Пример. Определить давление, развиваемое при нормальных условиях (р0 ™
= 1,2кг/х.3) радиальным вентилятором низкого давления №4 (О2 = 0,4 м) при
<о = 150 рад/с, если р = 0,95.
Решение. Подставив эти данные в последнее уравнение, получим
р = 1,2 • 0,95 (150^°’4j3 = 1030 Па.
Напомним, что при расчете и подборе радиальных вентиляторов,
так же как и осевых, значения безразмерного давления р в уравнении
р = ppul следует вычислять, определяя окружную скорость на на-
ружном диаметре колеса.
ГОСТ 10616—73, как будет показано ниже, вместо безразмерного
давления р = р/ рекомендует применять аналогичный по смыслу,
но численно вдвое больший коэффициент давления ф = —-£—(т. е.
'Jr)"5
ф = 2р), которым мы и будем пользоваться в дальнейшем.
Коэффициент давления ф для осевых вентиляторов получается
значительно меньший, чем для радиальных (примерно 0,05—0,2
вместо 0,8—2,5), что объясняется главным образом отсутствием влия-
ния центробежных сил на работу осевого колеса.
Существенно влияет на ф количество лопаток. При уменьшении
их числа активность воздействия колеса на поток понижается, ско-
рость закручивания потока на выходе с2и уменьшается. Следовательно,
при неизменном и2 уменьшается и ф, поскольку с2„ = с2и/и2-
Особенно заметно сказывается влияние числа лопаток на коэф-
фициент давления осевых вентиляторов.
Еще больше влияет на коэффициент давления радиальных вентиля-
торов угол выхода с лопаток 02. Последний изменяется в пределах
10—170°. В связи с этим коэффициент давления изменяется примерно
в пределах 0,8—2,5, т. е. почти в три раза.
Чем больше лопатки загнуты вперед по направлению движения,
тем больше с2 при неизменной иг, а следовательно больше и коэффи-
циент давления ф. Однако при этом за счет большего изгиба канала
между лопатками и увеличения скорости выхода могут увеличиваться
потери давления и уменьшаться т]й, что пропорционально влияет на
изменение ф.
Выходные кромки лопаток радиальных вентиляторов могут быть
загнутыми вперед (02 > 90°) (рис. 4-2), радиальными ф2 = 90°) и
загнутыми назад ф2 <; 90°) *.
* В прежних изданиях этой книги, до введения используемого нами здесь
ГОСТ 10616—73, углы входа и выхода с лопаток определялись между касательными
к кромке лопатки и окружности колеса в направлении вращения, т. е. рстар = 180°
с“" ^иов*
89
До недавнего времени у радиальных вентиляторов в большинстве
случаев лопатки делали загнутыми вперед, что позволяло уменьшать
габариты вентиляторов. В настоящее время вентиляторы выполняют
и с лопатками, загнутыми назад, что приводит к увеличению к. п. д.
и уменьшению шума, хотя габариты вентилятора несколько увели-
чиваются.
Входные кромки лопаток центробежных вентиляторов для обеспе-
чения безударного входа всегда следует отгибать в направлении вра-
щения (р! < 90°). Зто требование вызывается тем, что на входе вектор
абсолютной скорости при отсутствии предварительного закручивания
Рис. 4-2. Формы лопаток колес радиальных вентиляторов:
а — загнутая назад; б — радиальная; в — загнутая вперед
(с1п = 0) направлен радиально, и по правилу параллелограмма угол
между векторами относительной и окружной скоростей получается
тупым. Очертания лопаток при заданных углах входа и выхода должны
быть плавными, н желательно применять профилированные объемные
лопатки.
У осевых вентиляторов лопатки колеса не образуют явно выражен-
ных каналов (как у радиальных) и работают аналогично изолирован-
ным крыльям. Поэтому при расчете здесь базируются на хорошо
изученном в авиационной аэродинамике силовом взаимодействии меж-
ду лопатками и набегающим на них потоком в соответствии с теоре-
мой Н. Е. Жуковского о подъемной силе крыла и понятием о цир-
куляции.
Вместе с тем вышеприведенное уравнение Л. Эйлера и рассмотренные
зависимости одинаково распространяются на радиальные и осевые
вентиляторы.
В части аэродинамики колес вентиляторов пылевых, смерчевых,
дисковых и особенно вихревых и диаметральных еще многое нужно
исследовать, но аэродинамика колес вентиляторов радиальных и осе-
вых вентиляторов уже достаточно обоснована и описана (см. перечень
основной литературы).
90
§ 4-2. Назначение корпуса
Поток воздуха, сбегающий с лопаточного колеса, собирается
в корпусе, который также понижает его скорость и соответственно
преобразует динамическое давление в статическое.
У радиальных вентиляторов корпус имеет спиральную форму
(улитку, рис. 4-3, а), а у осевых — цилиндрическую (обечайку,
рис. 4-3, б).
Рис. 4-3. Обозначение основных размеров вентиляторов;
а — для радиальных; б — для осевых
У ссевых вентиляторов в связи с тем, что воздух не изменяет
направление движения, роль корпуса более ограничена, чем у ради-
альных. Для уменьшения потерь давления при выходе потока в спи-
ральный корпус в некоторых конструкциях применяют выходные
направляющие аппараты. Простейшим аппаратом такого рода явля-
ется плоский безлопаточный диффузор — плоский щит (рис. 4-4, о).
Он состоит из двух неподвижных, устанавливаемых в кожухе за
колесом дискообразных плоскостей, цилиндрические сечения которых
даже при постоянной ширине диффузора с увеличением радиуса также
увеличиваются; следовательно, скорость выхода и потеря давления
па выход уменьшаются. Между этими плоскостями можно поместить
лопатки, начальный участок которых устанавливают в соответствии
с направлением вектора абсолютной скорости (рис. 4-4, б). Такое
устройство называют лопаточным направляющим аппаратом.
В современных конструкциях одноступенчатых радиальных вен-
тиляторов в отличие от многоступенчатых направляющие аппараты
почти не применяют.
Определяющим параметром спирального корпуса является его
разворот А — наибольшее расстояние от стенки корпуса до лопа-
точного колеса. Очертание спирального корпуса обычно соответствует
архимедовой спирали.
Приближенно архимедову спираль можно построить при помощи
так называемого конструкторского квадрата со стороной а (рис. 4-5).
Для этого от вершины конструкторского квадрата проводят опре-
деляемым из расчета радиусом дугу в У4 окружности, после чего
91
центр перемещают в последующие вершины и последовательно умень-
шающимся радиусом вычерчивают еще две дуги. Эти три дуги и об-
разуют профиль спирального корпуса. Из построения можно заметить,
что а = Л/4. Продолжением его является «язык» — часть профиля,
помещающаяся внутри спирального корпуса. Рациональная длина и
контур «языка» для разных вентиляторов бывают различными. Не-
которые радиальные вентиляторы лучше работают без него.
Рис. 4-4. Выходные радиальные
направляющие аппараты:
а — плоский щит; б — лопаточный
аппарат
Рис. 4-5. Построение спи-
рального корпуса
Цилиндрический корпус осевого вентилятора (обечайку) целесо-
образно снабжать осевым диффузором для понижения скорости по-
тока при выходе и преобразовании динамического давления в стати-
ческое. Для. преобразования динамического давления скорости за-
кручивания в статическое часто применяют спрямляющий аппарат,
устанавливаемый непосредственно за осевым колесом. Такой аппарат
состоит из плоских или профилированных лопаток, образующих
продольные каналы.
Выше указывалось (см. рис. 3-15), что в цилиндрическом корпусе
осевого вентилятора полезно перед колесом устанавливать направ-
ляющий, а за колесом — спрямляющий аппараты из радиальных
лопаток. Диаметр корпуса должен лишь минимально превышать
диаметр колеса во избежание большого перетекания воздуха через
зазор, что существенно ухудшает условия работы. При понижении
противодавления влияние зазора сказывается в меньшей степени.
С цилиндрическим и спиральным корпусами конструктивно связан
устанавливаемый в ряде случаев на входе коллектор, а перед осевым
колесом — обтекатель (кок), улучшающие условия входа потока в
колеса.
§ 4-3. Определение основных размеров радиального
вентилятора простейшего типа
Обычный радиальный вентилятор достаточно прост по кон-
струкции, и при отсутствии подходящего серийного вентилятора его
можно без особых затруднений изготовить на месте.
92
В этом случае основные аэродинамические размеры определяют
или методом пересчета характеристики (см. с. 112), пользуясь дан-
ными испытания конкретного вентилятора, или путем приведенного
ниже расчета, разработанного автором на основе статистического анализа
большого количества испытаний радиальных вентиляторов с хоро-
шими показателями.
Для расчета должны быть заданы L — в м3/с; р — в Па (приве-
денное к ро = 1,2 кг/м3) и, поскольку весьма желательно непосред-
ственное соединение с электродвигателем, со — в рад/с.
В соответствии с заданием прежде всего вычисляют
L1/2a
/гу — р3/4 •
Расчет рекомендуется вести в последовательности, описанной ниже.
1. Диаметр входа в вентилятор Do определяют, исходя из условия
минимальных потерь при входе потока на лопатки по формуле ЦАГИ:
О0 = £ ]^L/co,
где в зависимости от критерия быстроходности пу рекомендуется
k = 1,6—1,8.
Для радиальных вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед,
и при пу = 20—55 нами рекомендуется в среднем k = 1,65, а для ло-
паток, загнутых назад, и п? = 40—80 — k = 1,75.
Позднее в ЦАГИ была' предложена формула несколько иного
вида: Do = k'LA^/p*'1 при значениях k' = 1,35—1,9.
Эти обе формулы в указанных нами пределах дают достаточно
совпадающие результаты.
2. Диаметр входа в колесо (на лопатки колеса) Dx принимают по
конструктивным соображениям D, = Da.
3. Для определения наружного диа-
метра колеса D2 на основе статистичес-
кой обработки результатов многочисленных
испытаний хороших радиальных вентиля-
торов простейшего типа с постоянной
шириной колес (Ьг = Ь2), лопатками, заг-
нутыми вперед (Р2 > 90°), и в пределах
их критерия быстроходности п = 20—55
можно принять в среднем (рис. 4-6)
D.2 = Do 60/ny.
Более поздний анализ результатов ис- Рис> 4.6> График зависимо-
пытаний радиальных вентиляторов с ло- сти D6ID2 от пу
пятками, загнутыми назад (02 < 90°), и в
пределах их критерия быстроходности пу = 40—80 позволяет в сред-
нем рекомендовать
D2 = D0.105/пу.
4. Ширину спиральных корпусов прямоугольного сечения можно
принять из монтажных соображений. Наиболее удобны для присоеди-
93
нения к воздухопроводам спиральные корпуса, выпускные отверстия
которых имеют форму квадрата и площади равны входным отвер-
стиям. Тогда
В2 = лП?/4 и В = 0,885£)о.
5. Для уменьшения потерь давления на входе в колесо желательно
скорость здесь сохранить равной скорости входа в вентилятор путем
сохранения проточных площадей:
л£>о/4 =
В действительности при входе в колесо постоянной ширины
(Ьг = = Ь) поток совершает поворот и происходит его отрыв, т. е.
фактическая площадь сокращается. Вслед-
ствие этого ширину колеса нужно при-
нять с запасом. Тогда, а также с учетом
уже принятого нами, что = Do, по-
лучаем
kn.Dl/4 = nD-yb и b = kDj4.
Нами рекомендуется принимать для вен-
тиляторов с лопатками, загнутыми впе-
ред, k — 1,2—2,5, а с лопатками, загну-
тыми назад, k = 1,05—1,25.
При этом запас рекомендуется тем боль-
Рис. 4-7. График зависимо- ший, чем больше отношение
сти Д/О2 от 6. Величину раскрытия спиральных
корпусов А аналогично определению Dn
при лопатках колес, загнутых вперед (рис. 4-7), и в пределах
значений критерия быстроходности п.. = 20—55 можно принять
nv
При лопатках же, загнутых назад, и в пределах значений критерия
быстроходности пу = 40—80
*
7. Число лопаток колес вентиляторов можно определить по фор-
муле
D2-Dt
с последующим округлением результатов до чисел, кратных 4 и 6.
Эта формула выведена с учетом того, что для обеспечения доста-
точного воздействия лопаток на поток и необходимой жесткости ко-
леса шаг (или расстояние) между лопатками на среднем диаметре
(£>2 + DJ/2 должен быть равен радиальной длине лопатки (О2 —
-DJ/2.
8. В целях уменьшения гидравлических потерь угол входа па
лопатки следует принимать в пределах = 40—80°. При этом боль-
ший угол соответствует колесам вентиляторов с меньшими значениями
критерия быстроходности.
9. Радиальные вентиляторы простейшего типа, основные разме-
ры которых определены при помощи указанных формул и соотношений,
отвечают требованиям с достаточной для практических целей точностью
при угле установки лопаток колеса па выходе р2 — 140-—160°, когда
лопатки загнуты вперед; р2 = 20—40°, если лопатки загнуты назад.
1S0
Рис. 4-8. Аэродинамическая схема
рассчитанного вентилятора
При меньших и больших углах р2 принятые в приведенных выше
формулах константы не могут быть рекомендованы, и их следует опре-
делять вышеописанным статистическим методом.
10. Мощность вентилятора N (кЕт) (на колесе), основные размеры
которого определены указанным выше способом, можно вычислить
по формуле
приняв к. п. д. при лопатках колеса, загнутых вперед, г] = 0,55—0,6
и при лопатках, загнутых назад, q = 0,6—0,7.
Пример. Определить основные размеры радиального вентилятора компактных
габаритов, т. е. при лопатках колеса, загнутых вперед, если задано:
L = 2000 м3/ч = 0,555 м=/с; р = 2200 Па (р„ = 1,2 кг/м3), о = 300 рад/с (п =
= 2900 сб/мин).
Реше н в е.
2. Da= 1 ,С5 । 0,555/300 = 0,20 м.
3. DI=Do = O,2O м.
4. D,= 0,20 “ = 0,33 м.
о/
5 В = 0,885 0,20 = 0,18 м.
6. /> = 0,6-0,20 = 0,12 м.
7. А = 0,33 ?( = 0,135 м; а = 2^ = о,034 м.
- Уи 4
8. Z = 3,14
0,33+0,20 _
0,33 — 0,20 ~
9. Pi = 60’.
10. р2=150э
,, 0,555-2200 on „
11 N — innn n g = 2,0 кВт /бел члпасон)
1000 • 0,о
Аэродинамическая схема рассчитанною радиального вентилятора
приведена на рис. 4-8.
Глава 5
ХАРАКТЕРИСТИКИ ВЕНТИЛЯТОРОВ
§ 5-1. Полные характеристики
Характеристика вентилятора графически выражает связь
между основными параметрами его работы.
Полная характеристика вентилятора определенных геометрических
размеров при перемещении воздуха неизменной плотности и неиз-
менной частоте вращения (D, р, ю = const) выражает зависимость
между производительностью L, с одной стороны, давлением р, мощ-
ностью N и к. п. д. т| — с другой.
Наиболее важная кривая зависимости между давлением и произ-
водительностью р — L — так называемая характеристика давления
вентилятора (напорная характеристика). Все упомянутые зависимости
(р — L, N — L и q — L) обычно строят
на одном графике в соответствующих мас-
штабах, причем L откладывают по оси
абсцисс, а р, N и q — по оси ординат
(рис. 5-1).
Полные характеристики вентилятора
весьма наглядно отражают особенности
их работы и позволяют подобрать для
данного воздухопровода наиболее эко-
номичный вентилятор. При современ-
ном состоянии аэродинамики получить
0 L расчетным путем достаточно точную ха-
Рис. 5-1. Полная характернее- рактеристику вентилятора затруднитель-
на вентилятора но, поэтому характеристики строятся на
основе данных испытаний.
Полную характеристику вентилятора ввиду сложности этой опе-
рации обычно получают в лабораторных условиях с использованием
специальной аппаратуры (см. с. 156).
§ 5-2. Характеристики р—L
Обратимся к уравнению давления вида р — рри^ (см. с. 88)
и предположим, что безразмерное давление р зависит только от формы и
числа лопаток колеса, т. е. од типа вентилятора. В этом случае характе-
96
ристика лопаточного вентилятора в координатах р — L должна бы
представить собой прямую линию 1, параллельную оси абсцисс
(рис. 5-2), так как плотность воздуха р и окружная скорость и2 от
L никак не зависят.
В действительности же при изменении L изменяются скорости на
выходе из колеса (в частности, скорость с2п, определяющая значение
теоретического давления) и величина гидравлических потерь внутри
вентилятора и р, так как
Р _3 C2U Pt Xi Ар
“2 Рт
Вследствие того, что полезное давление р изменяется, действи-
тельная характеристика вентилятора представит собой непрерывно
падающую кривую 3 или падающую кривую 2 с выгибом (седловиной,
рис. 5-2).
Потери давления внутри вентилятора в зависимости от его кон-
структивных особенностей при изменении производительности могут
меняться неравномерно. Например, потери давления при входе в
межлопаточные каналы при малой производительности вентилятора
весьма велики, в связи с чем кривая давления может иметь в области
малых L впадину (рис. 5-2, кривая 2). Непрерывно и круто падающие
кривые по сравнению с кривыми, имеющими впадину, обеспечивают
большую устойчивость в работе (см. с. 127).
При обычных условиях работы одного вентилятора нельзя обеспе-
чить производительность, соответствующую точке пересечения кривой
полного давления с осью абсцисс, так как даже при отсутствии сети
вентилятор развивает динамическое давление, которое полностью
теряется при выходе.
Динамическое давление вентилятора вычисляют по формуле
__р 2
РДИН ’ "2” ивых,
где овых — средняя скорость выхода.
Кривая рдии — L (квадратичная парабола, рис. 5-3), накладывае-
мая на характеристику р — L, определяет в точке пересечения обеих
4 Калинушкии М. П. —
97
кривых в обычных условиях наибольшую производительность венти-
лятора Амакс.
Вычитая при соответствующей производительности из полных
давлений динамические давления, можно построить и кривую стати-
ческого давления рст — L.
Наиболее существенной характеристикой вентилятора является
зависимость р — L, так как рдин и р„ определяется размерами выход-
ного сечения и взаимоотношение их
может меняться. Поэтому везде здесь
(включая приложение III) указаны
полные давления.
Обычно работу вентилятора рас-
сматривают при положительной про-
изводительности (поток направляется
со стороны всасывания в сторону
нагнетания) и положительном давле-
нии (вентилятор создает, а не потреб-
ляет давление). Однако иногда при
положительном давлении вентилятора
производительность может оказаться
отрицательной, например при парал-
лельной работе разных вентиляторов (см. с. 124), когда через один
из них воздух идет в обратном направлении. Возможны случаи, ког-
да при положительной производительности давление вентилятора ока-
зывается отрицательным, например при последовательной работе
разных вентиляторов, если один из них является сопротивлением для
другого (см. с. 125).
Характеристику, отражающую все эти условия работы вентиля-
тора, называют характеристикой в квадрантах (рис. 5-4), получить
ее можно опытным путем.
§ 5-3. Характеристики N—U
Передаваемую воздуху полезную мощность лопаточных вен-
тиляторов (кВт) можно вычислить по формуле
Из этой формулы следует, что N,IO„ — 0 при L — 0 или р = О
(рис. 5-5), т. е. в координатах N — L кривая 1 начинается от нуля,
достигает максимума и опять снижается.
Действительная кривая мощности лопаточных вентиляторов по-
лучается иной за счет нулевой мощности, расходуемой на трение ди-
сков лопаточного колеса о воздух в корпусе. Поэтому кривые N — L
для лопаточных вентиляторов начинаются не от нулевого значения,
а несколько выше.
* Здесь L выражено в м3/с, а р, как везде в книге, —. в Па.
98
Мощность, расходуемую на механические потери в подшипниках
и в передаче, при построении характеристик вентиляторов обычно на
учитывают.
При искусственном увеличении производительности сверх Ьиви
(например, при помощи наддува другим последовательно соединенным
вентилятором) можно добиться пересечения кривой N — L с осью
абсцисс, после чего вентилятор не потребляет энергию, а производи»
ее, т. е. превращается в турбину.
В дальнейшем, когда отсутствует специальная оговорка, рассмат-
ривают характеристики в первом квадранте, в пределах которога
в подавляющем большинстве случаев и
работают вентиляторы.
Для радиальных вентиляторов с ло-
патками, загнутыми вперед, кривая 2 не-
прерывно и довольно круто поднимается.
Для радиальных вентиляторов с лопатка-
ми, загнутыми назад, кривая N — L обыч-
но, еще не достигая режима Лопт, начи-
нает перегибаться и снижаться (кривая 5),
причем значение мощности при оптималь-
ном режиме оказывается близким к мак-
симальному.
Кривые мощностей различных осевых
вентиляторов существенно различаются по
форме. У одних вентиляторов кривые N — L
по.хожи на кривые р — L радиальных вентиляторов с лопатками, загнуты-
ми назад (кривая 3')\ у других кривая W — L с увеличением производи-
тельности вентиляторов неуклонно снижается (кривая 4). У некото-
рых осевых вентиляторов мощность с изменением производитель-
ности практически не изменяется вплоть до Кмакс (кривая 5).
I (ебольшое изменение мощности при изменении производитель-
ности положительно влияет на особенности эксплуатации осевых
вентиляторов по сравнению с радиальными, так как нагрузка уста-
навливаемых для привода двигателей в этих случаях мало зависит от
колебаний производительности.
При построении кривых У — L следует исходить из значений
мощности на колесе, т. е. необходимо исключать механические по-
тери в подшипниках и в передаче, так как способ соединения колеса
с двигателем определяют, исходя из местных условий.
§ 5-4. Характеристики г]—В
Коэффициент полезного действия вентиляторов вычисляют по
формуле
— 1000V '
Очевидно, что т] — 0 при L — 0 или р = 0. Таким образом, характери-
стика т] — L (рис. 5-6), имея в начальной точке значение т] = О,
99
должна при увеличении производительности возрастать до некоторого
максимального значения т)макс и далее опять падать.
Значение максимального к. п. д. определяет главнейшее качество
вентилятора — его экономичность. У лучших осевых вентиляторов
максимальные значения к. п. д. обычно выше,' чем у радиальных,
а у последних они выше при лопатках, загнутых назад.
Производительность вентилятора Лопт, соответствующая макси-
мальному к. п. д., называется оптимальной, а соответствующий ей
Рис. 5-6. Характеристика т)— L
режим работы вентилятора — оптималь-
ным.
Допускается подбор вентилятора и
при производительности, соответствую-
щей значениям к. п. д., достаточно
близким к максимальному. Однако при-
менять вентилятор при режимах рабо-
ты с к. п. д. г] <; /гт)макс, где обычно
принимается k — 0,9, не рекомендует-
ся. Критерий быстроходности, харак-
теризующий вентилятор данного типа,
как уже указывалось, вычисляют при-
менительно к оптимальному режиму.
Здесь везде, а также в приложе-
нии III имеются в виду полные к. п.
д. т], вычисляемые по значению пол-
ного давления р. Можно определять значения и так называемого
статического к. п. д. по формуле
Л»
ТРст
1000,V •
Так как р„ = р — рдин, т. е. р„ < р, то и т|„ < т).
Заметим, что на практике сравнительная оценка различных ва-
риантов по экономичности производится весьма просто и удобно,
если сопоставлять соответствующие значения мощности.
Для построения кривой т] — L на диаграмму наносят полученные
в результате испытаний зависимости р — L и N — L; для произвольно
выбираемых L берут из графиков соответствующие значения р и Л/,
вычисляют т] и соответствующие точки откладывают на диаграмме
в удобном масштабе. Через нанесенные точки проводят кривую ц— L.
Следует заметить, что если под N подразумевается мощность на
колесе, то и ц относится к этой мощности, т. е. значение коэффициента
не учитывает механических потерь в подшипниках и передаче к дви-
гателю. Именно такие значения указываются нами везде здесь и в
приложении III.
Пример. Испытан вентилятор с диаметром колеса D = 0,4 м и площадью выход-
ного отверстия FBbIX = 0,32 • 0,32 = 0,102 м при о = 150 р а д/с. Измеренные
значения полных давлений р и мощностей N в зависимости от производительностей L
записаны в табл. 5-1.
Требуется вычислить значения к. п. д. т), а также значения динамических и ста-
тических давлений рдин и рст (Па), статического к. п. д. г]Ст и построить развер-
нутую характеристику.
100
Таблица 5-1
L, м3/ч 0 800 1800 3000 4800 6000 7000 8800
р, Па 540 480 440 440 480 470 460 370
N, кВт 0,40 0,46 0,58 0,74 1,1 1,36 1,66 2,2
Решение. На характеристику (рис. 5-7) вначале по результатам экспери-
мента (табл. 5-1) наносим точки, соответствующие значениям р — L и Л' — L. Через
них проводим две плавные кривые,
которые могут в точности не про-
ходить через отдельные случайно
выпадающие экспериментальные
точки.
После того как возможные
случайные отклонения устранены,
задаемся произвольно несколькими
значениями производительностей
L и в соответствии с проведенными
кривыми (а не нанесенными точка-
ми!) записываем в табл. 5-2 соответ-
ствующие значения р w. N (первые
три строки). В четвертую строку
записываем вычисленные в соответ-
ствии с L (м3/ч) значения динами-
ческих давлений (Па):
_ Р ,2 = Р / Д \2 =
₽дин— 2 с’вых ~ 2 \3600FBUX / ~
= _____1____V. L2U
[^3600 - 0,102/ 2 J
= L2 • 4,55 • 10“°.
Рис. 5-7. Развернутая полная характери-
стика
В пятую строку пишем вычис-
ленные в соответствии со значени-
ями дии и р величины статических давлений рст = р — рдин, в шестую строку —
вычисленные в соответствии со значениями L (м3/ч), р (Па) и Л' (кВт) величины
полных к. п. д.
Lp
Т)-3600- 1000ЛГ
а В седьмую строку — соответственные значения статических к. п. д.
______^-Рст
,ст — 3600- 1000Л7 ‘
По вычисленным значениям строим на графике дополнительные кривые рдин — L,
рст — L, г|ст — L и получаем развернутую характеристику испытанного вентиля-
тора (рис. 5-7).
На этой характеристике пунктирной линией проведена кривая зависимости кри-
терия быстроходности от производительности L. Напоминаем, что вычисления произ-
водятся по формуле
л„ = 53 -Ц- .
101
Таблица 5-2
1 L, М3;Ч 0 1000 2000 3000 4000 4800 6000 7000 8000
2 Pi Па 540 470 435 440 465 480 475 450 410
3 jV, кВт 0,40 0,48 0,60 0,74 0,92 1,1 1,42 1,7 1,98
4 Рдин» 0 " 5 20 40 75 105 165 225 290
5 Рст> Па 540 465 415 400 390 375 310 225 120
6 П 0 0,27 0,40 0,49 0,55 0,57 0,55 0,50 0,45
7 Лет 0 0,26 0,38 0,44 0,46 0,45 0,36 0,25 0,13
Чтобы нс перегружать чертеж, шкала nv на график не нанесена, но для точки
оптимального режима намечено соответствующее значение пу = 90, которое и ука-
зывают при классификации данного типа вентилятора.
§ 5-5. Пересчет характеристик
В результате испытаний обычно получают характеристику
Еентилятора данного типа и размера при постоянной частоте вращения
и перемещении воздуха данной плотности (рис. 5-7).
Для образования серии вентиляторов данного типа пропорцио-
нально изменяют все размеры исходного образца. При новых геоме-
трически подобных размерах, новой частоте вращения или новой
плотности перемещаемого воздуха характеристику исходного венти-
лятора можно соответствующим образом пересчитать и перестроить.
Для пропорционального изменения геометрических размеров или
частоты вращения применяют так называемые формулы пересчета.
Условием пересчета является неизменность режима, которая, в ча-
стности означает геометрическое подобие треугольников скоростей
в колесе вентилятора (см. рис. 4-1). При этом р — const nt] -- const.
При D = const и w = const, но при изменении плотности р оста-
нутся неизменными окружная скорость (и = const), а также другие
скорости в вентиляторе. Объемная производительность вентилятора
L при пересчете, очевидно, останется прежней, так как ее определяют
умножением скорости на проходное сечение, которое по принятым
условиям не изменяется, т. е.
L/Ц = (p/pi)°; L =
Давление, как следует из уравнения, пропорционально плотности
воздуха. Отсюда
Р рри2 _ / р
Pl Pipu2 \ Pl ) *
Отношение мощностей будет равно
N __ Lp/\W0r\ __ р ___ 7 р
ЦЦ ~ Z-Pi/ioooi] ~ р! ~ \p7j '
102
При со = const, p — const и пропорциональном изменении гео-
метрических размеров (D) пропорционально изменяются и окружный
скорости, так как
п
и = .
Если режим работы вентилятора не изменился и новые треугольники
скоростей геометрически подобны старым, то соответственно изме-
няется скорость на входе с0, т. е.
D и с0 ,
О, «1 с01
Тогда отношение расходов будет равно
L _ 2J3ZL — ( D \3
Li nD'j {.Di /
c»i ~v-
Давление при неизменном значении безразмерного давления р,'
как видно также из уравнения давления, пропорционально квадрату
окружной скорости. Следовательно,
р ___ рри2 _/ и '2___/ D \2
7Г — ppu'i ~ \~иГ) ~ \Т\) ’
а отношение мощностей
.V __ £p/1000q / D \5
Ni ~ LrPt/lOOOt] '
При D — const, р = const и изменении частоты вращения (со)
окружные скорости также изменяются. Тогда при сохранении режима
работы вентилятора (см. выше) скорость входа с0 изменится в той
же степени.
Производительность при тех же геометрических размерах изме-
няется пропорционально скорости, т. е.
L с0 / со
Li са^ \ /
Отношение давлений, как следует также из уравнения давления,'
будет равно
р’ fpA ’
а отношение мощностей
N _ Z.p/ЮООт] _ L_____Р_1 и \3
Zv'j ~~ 1^/1000т] ~ Li Pi ~\Wi) "
103
Пример построения характеристик, пересчитанных по размерам
и частоте вращения, показан на рис. 5-8. При одновременном изме-
нении р, D и <о формулы пересчета характеристик в общем виде
записывают следующим образом: ,
L _ / Р \° / D\3 / w V„
i-i \ Pi / \ Di ) \ <01 / ’
р / р у / D у / о у.
рГ — \рГ/ \^1/ \ «Г/ ’
N ___ f р у / D у / <о \3
~Ni ~ VPi/ \Di )
Напомним принятое при выводах условие, что р — const и т) = const.
О L
Рис. 5-8. Характеристика при пе-
ресчете по размерам и частоте вра-
щения
Рис. 5-9. Характеристика с учетом
влияния Re
При помощи выведенных формул легко показать, что критерий быстроходности
вентилятора не зависит от изменения D и со (а также и р):
Г, (Di у /СО’Х1]1/'2 > 1/л /соЛз/’З
„ Jwwj \о) [s) 13
“ p3/4 М I /£>1\2 /<01Уу/4 3,4 (DiWi /<О1\3/-2 рЗ/4 ’
Г\D ) \ы/ ] р \Ь) \<о)
При изменении р, D или со изменяется число Рейнольдса Re,
характеризующее движение потока внутри вентилятора и влияющее
на гидравлические потери на трение. При турбулентном движении
и гидравлических гладких поверхностях увеличение числа Re может
повлиять на некоторое уменьшение коэффициента трения X. В связи с
этим уменьшатся гидравлические потери и возрастет полезное дав-
ление (р = рт — 2 Др), а вследствие уменьшения нулевой мощности
уменьшится общая мощность (W = Nh ~Ь 7V0). Это приведет к увели-
чению к. п. д. (рис. 5-9). Таким образом, при увеличении частоты вра-
щения или размеров вентилятора следует ожидать некоторого улуч-
шения его работы.
104
Однако в большинстве случаев влияние числа Re на характеристи-
ки вентиляторов практически не учитывают, так как для таких
расчетов еще нет надежных данных, а соответствующее изменение
к. п. д. сравнительно невелико. Все же при пересчете характеристик
модели на натуру следует учитывать благоприятное влияние увели-
чения числа Re.
Исследования, произведенные автором в ЦАГИ, показали, что
механические примеси к воздуху практически не влияют на давление
вентиляторов (рис. 5-10). Что касается мощности, то за счет влияния
О L
Рис. 5-10. Характеристика в
учетом влияния примесей:
/ — чистый воздух; 2 — смесь
Рис. 5-11. Пересчет характеристики венти-
лятора
механических примесей, если они проходят через колесо вентилятора,
она увеличивается. При неизменной производительности вентилятора
ее можно пересчитать по формуле
АСм Ав03д (1 Н-
где р, — массовая концентрация смеси; k — опытный коэффициент,’
зависящий от типа колеса (для радиальных пылевых вентиляторов
в среднем k = 1).
Пример. Известна характеристика вентилятора (см. рис. 5-7), построенная для
р = 1,2 кг/м3, D = 0,4 м (наружный диаметр колеса) и со = 150 рад/с.
Требуется построить характеристику геометрически подобного вентилятора при
Pi = 1,0 кг/м3, Dj = 0,5 м и од = 100 рад/с.
Решение. Из общей формулы пересчета характеристики при д = const
следует;
106
В табл. 5-3 в первых четырех строках записаны данные исходной характерно-'
тики, в последующих трех строках — результаты пересчета, по которым построена
новая характеристика (рис. 5-11).
Таблица 5-3
Задано Ч L, м3/ч р, Па N, кВт 0 0 540 0,4 0,27 1000 470 0,48 0,4 1000 435 0,6 0,49 3000 440 0,74 0,55 4000 465 0,92 0,57 4800 480 1,1 0,55 6000 475 1,42 0,5 7000 450 1,7 0,45 8000 410 1,98 0,4 9000 360 2,27
Пересчет Li, м3/ч 0 1360 2720 4070 5440 6520 8150 9510 10 880 12 240
Pt, Па 335 290 270 279 299 300 295 280 225 225
Nv кВт 0,34 0,41 0,51 0,63 0,78 0,93 1,21 1,45 1,68 1,93
§ 5-6. Универсальные характеристики
При подборе вентилятора наиболее удобны и наглядны ха-
Рис. 5-12. Характеристика при раз-
ных частотах вращения
каждого вентилятора при разных
частотах вращения. Они строятся
в обычных координатах р — L
(рис. 5-12) с нанесением кривых
р — L для различных частот вра-
щения (со = const) и кривых, со-
единяющих точки с одинаковыми
значениями к. п. д. (кривые г) =
= const).
Верхняя кривая р — L обыч-
но соответствует наибольшей до-
пустимой по соображениям проч-
ности или шуму частоты враще-
ния, а нижняя кривая л = const
определяет условия работы венти-
лятора без сети при L — Ьюлкс,
т. е. при р = рдив.
Нами уже было выяснено (см.
с. 98), что в особых условиях ра-
боты (при установке диффузора.
последовательном соединении) возможны режимы, которым на диа-
грамме соответствуют точки, лежащие ниже этой кривой. Но такая
работа лишь в редких случаях оказывается целесообразной из-за
того, что в этой зоне значения к. п. д. весьма низки.
Для вентиляторов характеристики такого рода, пересчитанные
по указанным выше формулам, хорошо совпадают с опытными, а кри-
вые т) = const имеют вид квадратичных парабол.
Пользоваться такими характеристиками для подбора вентилято-
ров и анализа их работы очень удобно. В соответствии с задаваемыми
значениями L и р на графике отмечается точка, положение которой
106
определяет значения частоты вращения и и к. п. д. т]. Если нанесенные
кривые не проходят через данную точку, значения со и т] определяются
интерполяцией.
Мощность вентилятора (кВт) определяется по формуле
1000т] ’
где L выражено в м3/с и р — в Па.
По таким характеристикам легко определить давление при отсут-
ствии расхода и максимальную производительность. Таблицы, при
помощи которых иногда подбирают вентиляторы, составляют по данным
таких характеристик.
Рис. 5ТЗ. Совмещенная харак-
теристика
Рис. 5-14. Логарифмическая ха-
рактеристика
В некоторых случаях на характеристиках наносят также кривые
мощностей стандартных электродвигателей, благодаря чему необхо-
димость вычисления N отпадает.
На описанной выше характеристике можно выделить отрезок
кривой или площадку, соответствующие наиболее экономичным
условиям работы при производительности, ограниченной слева и
справа кривыми т] = const, где т) > 0,9 1]макс (см. рис. 5-12 между
двумя кривыми г] = 0,5). Такого рода кривые или площадки для различ-
ных вентиляторов можно нанести на общую диаграмму (рис. 5-13), при
помощи которой по заданным L к р сразу определяется наиболее
подходящий номер вентилятора и соответствующие значения и и q.
Большой компактности таких универсальных вырезанных характе-
ристик можно достичь при построении их в логарифмическом масш-
табе (рис. 5-14), однако наличие непропорционального логарифми-
ческого масштаба несколько затрудняет интерполяцию. На эти гра-
фики можно также нанести кривые мощностей стандартных электро-
двигателей.
Пример. Построить универсальную характеристику при разном числе оборо-
тов для вентилятора, характеристика которого приведена на рис. 5-7.
Решение. По этой характеристике при <о0 = 150 рад/с определяем для
выбираемых округленных значений <| соответствующие значения La и р0 и записы-
ваем в первые три строки табл. 5-4.
107
Таблица 5-4
<о, рад/с п Lo. м3/ч Ро, Па 0 0 540 0,2 600 490 0,3 1200 460 0,4 2000 435 0,5 3200 440 0,57 4800 480 0,5 7000 450 0,4 9000 360
1 ол L 0 500 1000 1670 2670 4000 5850 7400
IZU Р 375 340 320 300 305 330 310 255
1 пл L 0 415 830 1390 2220 3330 4860 6180
1UU Р 260 235 220 210 210 230 220 175
ЯЛ L 0 330 665 1110 1780 2670 3890 4950
ои Р 165 150 140 135 150 140 115 115
L 0 250 500 835 1335 2000 2920 3700
им Р 95 85 80 75 75 85 70 65
В: каждой следующей паре строк в табл. 5-4 записываем значения L и р, пере-
считанные при другой частоте вращения w по формулам геометрического подобия:
L = L9
О>о/ ’
По каждой такой паре значений при со = const строим кривую р = L (см.
рис. 5112). Точки с одинаковыми значениями к. п. д. соединяются, образуя кривые
Я = const.
При подборе вентиляторов можно использовать обезличенную ха-
рактеристику (рис. 5-15), построенную в координатах р — овых (здесь
Рис. 5-15. Обезличенная харак-
теристика с таблицей
соответствующую данному
Ц>ых = ^/^вых) с нанесением кривых
т) = const; w2 = const (w2 = ыО2/2).
К характеристике прикладывают
табличку, в которой для серийных но-
меров указаны значения наружного
диаметра колеса D2 и площади выход-
ного отверстия корпуса FBM.
Подобрать вентилятор можно в сле-
дующем порядке. По заданному р в со-
ответствии с т)макс (рис. 5-15, жирная
кривая) находят приближенное значе-
ние скорости выхода Овых- Делением
заданной L на Овых определяют предва-
рительное значение F'Btlll — £/п'ых.
Если Евых не соответствует указан-
ным в таблице значениям, то выбирают
номеру вентилятора ближайшую дейст-
вительную Евых, на которую и делят заданную производительность
для определения действительной скорости иВых = L/FBbn.
Далее по заданному р и найденной ивых на характеристике отме-
чают точку, положение которой определяет значения окружной ско-
рости и и к. п. д. тр
103
По значению и и принятому по таблице диаметру D2 можно вы-
числить частоту вращения:
<о = 2u/D2.
Наконец, вычисляют мощность вентилятора по формуле
Для вентиляторов применяют также аналогичную, но менее на-
глядную обезличенную характеристику, построенную в таких же
координатах р — овь|Х с нанесением кривых А и т] (рис. 5-16). Для этого
используют вспомогательное число А — № • «о, где № — номер
вентилятора; <о — частота вращения.
Рис. 5-16. Обезличенная харак-
теристика с номограммой
Рис. 5-17. Безразмерная харак-
теристика
Под диаграммой в другом квадранте в координатах L — овыя
наносят линии, соответствующие стандартным номерам вентиляторов.
При подборе вентилятора (рис. 5-16) из точки, соответствующей
заданным р и т}мак(., опускают линию по вертикали в другой квадрант
до точки, соответствующей заданной L. Если эта точка не попадает
на линию, соответствующую стандартному вентилятору, то ее пере-
мещают до такой же ближайшей линии. Затем поднимают линию по
вертикали в первый квадрант до точки, соответствующей заданному
р, и определяют г] и А. Разделив затем найденную величину А на
выбранный номер, получают необходимую частоту вращения венти-
лятора.
Описанные выше обезличенные характеристики позволяют быстро
подобрать вентилятор, но они менее удобны для анализа и, как уже
указывалось, применимы только для подбора геометрически подоб-
ных вентиляторов.
Безразмерные, или отвлеченные, характеристики (рис. 5-17)
строят по типу характеристик, снимаемых при постоянной частоте
вращения, но в безразмерных параметрах, характеризующих осо-
109
бенности данного вентилятора. Умножением этих безразмерных па-
на соответствующие множители, в значения которых вхо-
дят заданные О2, со и р, можно получить
индивидуальные характеристики геометри-
чески подобных вентиляторов.
В качестве безразмерных критериев
следует принимать коэффициент произво-
дительности
раметров
Рис. 5-18 Характеристика
соевого вентилятора с по-
вторными лопатками
и;
коэффициент
давления
Ф = р/(р/2) «2;
коэффициент мощности
X = 1ОООЛГ (р/2) и®.
В предыдущих изданиях книги до введения ГОСТ 10616—73, как
упоминалось выше,
Фстар — Фнов Гу J U,
.Фетр = Р = ^2 Фнов = р^2 И ^стар “ "g” ^нов = 1000АГ/р И •
Индивидуальную характеристику при любых р, D и со можно
получить из безразмерной (рис. 5-17) при помощи следующих соотно-
шений:
L = q -kL,
где kL = " —j-----2 <0 ~ 0,392D <o;
P = T^p,
где kp = j и® = у wj = 0,125pD®w8; N —
где Гу=| • ^«s4o = Г “fw = 0,0000491pD®(o®.
Некоторым видоизменением безразмерной характеристики явля-
ется процентная характеристика, на осях координат которой откла-
дывают в процентах отношения абсолютных значений L, р и N к опти-
мальным их значениям (при максимальном q).
На рис. 5-18 представлена характеристика осевого вентилятора
с поворотными лопатками рабочего колеса. Аналогичный вид имеют
характеристики осевого или радиального вентилятора при разных
положениях (углах) лопаток направляющего или регулировочного
устройства.
110
§ 5-7. Подбор вентиляторов по характеристикам
Исходными для подбора вентилятора являются полученные из
расчета сети величины L и р, приведенные к стандартной р0 = 1,2кг/мэ,
а также соображения конструктивного и эксплуатационного харак-
тера *. Но всегда необходимо стремиться к выбору такого вентиля-
тора, который будет работать наиболее экономично, т. е. при наиболь-
шем к. п. д.
Перед выбором вентилятора, рассчитывая на его наиболее удобное
непосредственное соединение с электродвигателем, весьма полезно
подсчитать значение критерия быстроходности для стандартных ча-
стот вращения со в 75, 100, 150, 300 рад/с (п в 720, 960, 1450, 2900 об/мин)
по формуле
где L выражено в м3/с и р — в Па (при р0 = 1,2 кг/м3).
Если критерий пу > 100, то выгоден осевой вентилятор, если же
пу < 100, то предпочтительнее радиальный. Можно сообразоваться и
со значением р, так как при р > 300 Па одноступенчатые обычные
осевые вентиляторы должны работать при больших окружных скоро-
стях со значительным шумом. Ввиду этого приходится выбирать
вентилятор из числа радиальных, имеющих больший коэффициент
давления. При малых давлениях предпочтение можно отдавать осе-
вым вентиляторам, как упоминалось, благодаря удобству их ревер-
сирования и регулировки поворотом лопаток, а также вследствие
меньшей зависимости их мощности от изменения производительности.
После определения типа вентилятора следует выбрать наиболее
подходящую серию из числа выпускаемых промышленностью. При
сыборе радиальных вентиляторов также можно воспользоваться
значением подсчитанного критерия быстроходности — он входит в
наименование серии (см. с. 76). Здесь определяющим также является
расчетное давление, так как для каждой серии радиальных вентиля-
торов в зависимости от конструкции рабочего колеса завод-изгото-
витель лимитирует по соображениям прочности окружную скорость,
а значит, и давление.
Очень важным для оценки серии, как уже упоминалось, является
значение максимального к. и. д., которое должно быть как можно
большим.
При перемещении запыленных газов приходится однако исполь-
зовать пылевые вентиляторы, имеющие пониженный к. п. д., но специ-
альную конструкцию. Для удаления агрессивных и взрывоопасных
газов выбирают вентиляторы только специальной защищенной конст-
рукции.
Когда выбрана и серия, то остается выбрать размер вентилятора
(номер) и на его характеристике по точке пересечения координат
заданных L и р определить соответствующие со и т).
* Мы не рекомендуем здесь предусматривать какие-либо запасы — их учиты-
вают при определении мощности двигателя (см. с. 130).
Ill
Здесь определяющими должны быть наибольший г], а если жела-
тельно вентилятор непосредственно соединить с электродвигателем —
его стандартная со. Поэтому сравнивают г] и со для нескольких номеров
и выбирают оптимальный вариант (для некоторых видов универсаль-
ных характеристик номер определяется однозначно, см. рис. 5-13).
Когда подбор вентилятора закончен, полезно, а иногда и необхо-
димо (например, при совместном использовании вентиляторов) выяс-
нить все промежуточные и конечные режимы его работы при нулевой
и максимальной производительности. Для этого можно использовать
предложенные автором в ЦАГИ еще в 1933 г. и описанные выше
полные универсальные характеристики (см. рис. 5-12). Хотя эти ха-
рактеристики менее компактны по сравнению с построенными в лога-
рифмическом масштабе и приведенными в предыдущем издании книги
(см. рис. 5-14), но они значительно удобнее для подбора и показаны
здесь в приложении III.
Что касается иногда наносимых на характеристики кривых мощ-
ности, то они только их загромождают. Подсчитать необходимую мощ-
ность (без запаса) можно элементарно по формуле
N = Lp -
1000р ’
где N получают в кВт, если L выражено в м®/с и р — в Па (о запасе
мощности см. с. 130).
§ 5-8. Определение основных размеров вентиляторов
методом пересчета характеристик
Если известна характеристика вентилятора, подходящего
по типу для заданных условий и имеющего критерий быстроходности,
равный или близкий к критерию быстроходности нужного вентиля-
тора, размеры его можно найти, используя формулы пересчета, при-
веденные выше.
Геометрический масштаб, т. е. величина, на которую должны быть
умножены размеры испытанного вентилятора для получения разме-
ров рассчитываемого вентилятора, можно получить из условия
Pi _ / <01 \8 / Di \8 (pi V
р \<o/\D/\P/’
откуда ____
Qi _ <о 1Г PiP
D ы1 V рр, ’
где D — характерный геометрический размер (например, диаметр
колеса).
Индексами в этих формулах обозначены заданные величины, а без
индексов — соответствующие значения из характеристики.
Величины геометрического масштаба можно определить также
из условия
L а)\ D } *
112
гкуда
Pi . / Li®
D F Lwj
Последнюю формулу рекомендуется использовать в качестве
онтрольной для проверки правильности расчетов в конкретном
1учае.
Пример. Задано L, = 2 м3/с; рг = 1000 Па и = 150 рад/с, откуда при нор-
1льных условиях, т. е. при р0 = 1,2 кг/м3, вычисляем
с„21/3-150 „
= 53 ----— = 63.
у 10003/i
Имеется размерная характеристика подходящего по тину вентилятора с таким
; критерием быстроходности (пу = 63), из которой следует, что при D — 0,5 м и
= 100 рад/с, L — 1,5 м3/с и р = 480 Па
О!_/100у утоб_
D ~\\Ы) V 480 = °196’
куда Di — 0,5 • 0,96 = 0,48 м и т. д.
эоверка:
/т.\1 /Л.\з = /1£Юу . 0>9ез==2>0 м3/с>
\ 100/
L1 = L
j и соответствует заданию.
Глава 6
РАБОТА ВЕНТИЛЯТОРОВ В СЕТЯХ
§ 6-1. Эпюра давления в сети
Из анализа работы вентиляторов и их характеристик можно
ключить, что одни и те же вентиляторы при неизменной частоте
ащения могут создавать различную производительность и разви-
ть различные давления, зависящие не только от свойств венти-
торов и частоты вращения, но и от присоединяемых к ним сетей.
Для того чтобы воздух перемещался через сеть, он должен в ней
еодолевать потери давления на трение и в местных сопротивлениях,
местным сопротивлениям относится и потеря динамического давления
и выходе из воздухопровода (р/2) п|ых, а также разность давлений
пестах всасывания и нагнетания, если таковая имеется:
Р ' Рве 4“ Рнаг “1“ (Рн Рв).
! рвс — потери давления в линии всасывания; рнаг — то же, в линии
'нетания; ра — давление после выхода из сети; ря — давление
>ед входом в сеть.
и этом
Рве Ртр. вс + Рм.с.вс» Рнаг ‘ Ртр.наг “t”Рм.с.наг»
ртр потери давления на трение; р„ с — потери давления в
тных сопротивлениях.
113
Разность давлений (/?„ — рв), величина которой не зависит от рас
хода через сеть, называют гидростатической составляющей дав
ления.
Давление вентилятора должно обеспечивать суммарные потер i
давления в сети вне зависимости от соотношения величины потер
в линиях всасывания и нагнетания. При этом величина потерь н,
нагнетании не ограничена, тогда как на всасывании она, как известно
не может превышать 1 ат. В вентиляторных установках гидростати
ческую составляющую приходится учитывать при естественной тяг
и при создании подпора, но в большинстве случаев она ничтсжн
и ею пренебрегают.
Работа вентилятора в сети становится нагляднее, если проследит
распределение давлений при помощи построения эпюр давлений
Рассмотрим построение эпюр давлени
в простом веасывающе-нагнетательно-
воздухопроводе, когда на входе и н
выходе давление равно атмосферном
(рис. 6-1). Давления меньше атмосфер
пого (разрежения р„с,откладывают вни
от осевой линии, а больше атмосфернс
го (избыточное рнягн) — вверх.
Давление перед вентилятором (в
эпюре откладываемое вниз) будет par
но потере давления во всасывающе
воздухопроводе, в сечении всасывани
Давление непосредственно за сечение
всасывания выражается потерей давления на вход.
Давление за вентилятором (откладываемое вверх) будет равь
потере давления в нагнетательном воздухопроводе. В выходном с
чении оно выражается потерей давления на выход, характеризуемс
£ = 1, т. е. значением динамического давления.
Отсюда следует, что эпюры давлений для одного и того же воздух
провОда будут разными по форме в зависимости от расположения ei
на линии всасывания или нагнетания. Аналогично рассмотрение
выше эпюре полных давлений можно построить эпюры динамическ!
и статических давлений.
Динамическое давление как во всасывающем, так и в нагнетательнс
воздухопроводе имеет положительное значение и откладывается i
эпюре вверх. Статическое давление, как известно, является разность
между полным и динамическим давлением:
Рет = Р Рлчн-
В нагнетательном воздухопроводе избыточное полное и динам
ческое давления положительны (их эпюры строятся над осевой л
иней), поэтому избыточное статическое давление будет меньше пс
ного давления.
Во всасывающем воздухопроводе избыточное полное давлен
отрицательное, а динамическое — положительное. В связи с эт:
114
Рис. 6-1. Эпюра давления в
простом воздухопроводе
оно уменьшается до нуля.
збыточное статическое давление получается больше избыточного
одного давления:
Per = — Р ~ (+ Рдин) = — (Р + Ру.ид-
Однако если отсчет вести не от атмосферного давления, а от аб-
элютного разрежения, то как во всасывающем, так и в нагнетатель-
ом воздухопроводе абсолютное значение полного давления окажется
эльше статического.
Пример. Построить эпюры полных, динамических и статических давлений для
юстого всасываюше-нагнетательного воздухопровода (рис 6-2) по следующим
данным: L= 720м3/ч (0,2м3/с); р= 1,2 кг/м3;
h = = fs = °,02 и2; ft = °.°4 м2.
Решение. Суммарные потери давле-
ния в трубопроводе принимаем на всасываю-
щей линии рве = 100 Па и на нагнетатель-
ной рнагн = 150 Па, а из них после сечения
3 — 50 Па.
Подсчет давлений в сечениях, проведен-
ный по формулам
Per'—Р ±-Рд|!Н» Рдин ------ 2 й Ц—L/f,
сводим в табл. 6-1.
Рис. 6-2. Эпюры давлений в
воздухопроводе
Рис. 6-3. Эпюра давлений в раз-
ветвленном воздухопроводе
Соответствующие эпюры давлений, построенные в масштабе, показаны на ри-
<ке 6-2. Интересно отметить, что перед диффузором в нагнетательном воздухопро-
де (сечение 3) статическое давление получилось отрицательным (меньше атмосфер-
го). Это означает, что через отверстие, проделанное в этом месте нагнетательного
вдухопровода, воздух будет подсасываться, а не выходить из него.
Таблица 6-1
Сечения и 1 2 всас. 2 нагн 3 4
р, Па 0 0 —100 + 150 +50 + 15
о, м/с 0 10 10 10 10 5
Рдин- Па 0 +61 +61 +61 +61 +15
Рсг* Па 0 -61 —161 +89 -11 0
Этим обстоятельством пол ьзуются П| )И констру ированн! 4 загру-
1ных воронок нагнетательного пневмотранспорта, создавая здесь
воздухопроводе статическое разрежение, чтобы предотвратить вы-
ванне материала.
115
Аналогичным путем можно построить эпюры полных давлений
разветвленных воздухопроводах, исходя из условия равенства по/
ных давлений в узлах (рис. 6-3).
§ 6-2. Метод наложения характеристик
Если на характеристику давления вентилятора х.в. построе!
ную при постоянной частоте вращения в координатах L — р, нал<
жить построенную в тех же координатах и в том же масштабе х;
рактеристику сети х.с. (рис. 6-4), то точка пересечения таких дву
кривых (рабочая точка) определит давление и производительност
этого вентилятора при работе в данной сети.
Рис. 6-5. Наложение характе-
ристики сети на полную харак-
теристику вентилятора
Рис. 6-1. Наложение харак-
теристик
Рабочей точке соответствует условие равновесия, при котор<
производительность вентилятора равна расходу воздуха через сет
а давление, развиваемое вентилятором, равно потере давления
сети при этом расходе.
Зная производительность вентилятора, по его полной характерна
ке легко определить значения N и ц (рис. 6-5). Для этого следу
через рабочую точку провести вертикальную прямую до Пересе*
ния ее с кривыми N — Е и т) — L, а затем через точки пересечен
А и В провести горизонтальные прямые к шкалам W и т).
При подборе по универсальным характеристикам, построенн]
при переменной частоте вращения (см. с. 106), мы решали обрати;
задачу — по заданной расчетной точке сети подбирали характеристи
вентилятора, определяя частоту вращения и к. п. д.
Накладывая характеристику сети на универсальную харак
ристику, построенную при переменной частоте вращения, можно
точкам пересечения соответствующих кривых определить произ]
дительность вентилятора при различных частотах вращения.
Заметим, что при наложении на полную характеристику венти/
тора характеристики сети (рис. 6-5) последняя, пересекаясь с крит
р — L, может пересечься также с кривыми N — L и т) — L. Точ
пересечения с двумя последними кривыми никакого значения не имег
116
С помощью графического метода наложения характеристик, яв-
ляющегося не только наглядным, но большей частью и единственно
возможным для анализа работы вентилятора в сетях, можно легко
объяснить и разрешить разнообразные и важные в практическом,
отношении примеры. Ниже рассмотрено несколько наиболее харак-
терных примеров.
1. Дросселирование сети. Мощность, потребляемая осевыми и
радиальными вентиляторами, с изменением производительности (при
= const) изменяется по-разному. Поэтому дросселирование сети,
т. е. введение сопротивления в систему в целях изменения расхода
через нее, также по-разному влияет на работу различных вентиля-
торов и нагрузку двигателей. Во многих случаях это влияние значи-
тельно.
Рис. 6-6. Влияние дросселиро-
вания сети:
а — задросселировано; б — раз-
дросселировано
Рис. 6-7. Влияние неточности
расчета сети:
а — действительное; б — расчетное
(с ошибкой)
Радиальный вентилятор с возрастающей кривой его мощности
рис. 6-6), работающей на сеть а, имеет производительность 1 с со-
тветствующим потреблением мощности 1.
При уменьшении дросселирования (например, полном или частич-
ом отключении сети) новая характеристика сети б окажется более
ологой, точка пересечения ее с неизменной характеристикой венти-
ятора сдвинется вправо. При этом производительность его возрастет
о 2, а мощность увеличится тоже до 2 и может оказаться даже больше
ощности установленного двигателя. При увеличении дросселирования
ети производительность вентилятора приблизится к нулевой, что
радиальных вентиляторов будет соответствовать наименьшей мощ-
ости. У осевых вентиляторов с падающей кривой мощности при
меньшении дросселирования мощность, наоборот, достигает наимень-
iero значения, а при увеличении его — наибольшего.
Отсюда следует важное практическое правило: радиальные вен-
чляторы нужно пускать при закрытой задвижке, а осевые (в подавля-
щем большинстве случаев) — при открытой.
2. Неточность расчета сети. Действительные потери давления пораз-
ичным причинам могут отличаться от расчетных. Вследствие этого
117
действительные характеристики сетей не совпадают с расчетными
происходит изменение производительности вентиляторов.
Если сеть рассчитана с запасом или допущена ошибка в сторон}
преувеличения потери давления (рис. 6-7), то действительная харак
теристика сети будет лежать ниже расчетной, точка пересечения е,
с характеристикой подобранного вентилятора переместится вправо
что укажет на большую производительность его. Если при расчет,
сети сопротивления полностью не учтены, то действительная произ
водительность, наоборот, окажется меньше расчетной.
У радиальных вентиляторов в отличие от осевых увеличение про
изводительности приводит к существенному увеличению мощности
результатом чего могут быть перегрузка и повреждение двигателя
подобранного без достаточного запаса.
Рис. 6-8. Влияние формы ха-
рактеристики вентилятора
Рис. 6-9. Влияние негерметич-
ности сети:
а — герметично; б — иегерметично
Из графика видно также, что неточность расчета сети может и
влиять на производительность вентилятора только при налич!
грубых ошибок. Нужно отметить, что вентиляторы с крутопадас
щими характеристиками по сравнению с вентиляторами, имеющие
более пологие характеристики или со впадиной, менее чувствительг
к неточностям расчета (рис. 6-8).
3. Негерметичность сети. Подсос или утечки через неплотное
влияют на характеристику сети, причем у такой сети б характеристш
всегда будет более пологой, чем у герметичной а (рис. 6-9). При по
боре вентилятора без учета негерметичности сети принимают прои
водительность вентилятора равной 1. На самом деле производител
ность его увеличивается вследствие влияния негерметичности до
а это у радиальных вентиляторов приводит к увеличению мощное
с 1 до 2.
Очевидно, что избыточная подача у вентилятора будет тем больи
чем меньше герметичность сети, т. е. в известной мере она будет вс
поднять подсосы и утечки. Это до некоторой степени оправдывает пр
меняемый на практике расчет сетей без учета влияния негерметг
ности. Однако в таких случаях при установке радиальных вентил
торов требуется запас мощности.
118
4. Влияние плотности воздуха. При изменении плотности воздуха
«меняются характеристики сети и вентилятора (рис. 6-10).
При одновременном и пропорциональном изменении этих характе-
>истик рабочая точка переместится по вертикали', в связи с чем из-
енятся давление и мощность вентилятора, но производительность
(станется неизменной.
Чтобы использовать характеристики вентиляторов, обычно со-
тавляемые применительно к стандартным условиям (при р0 = 1,2 кг/м3)
'езультаты расчета потерь с сетях при
.ействительных условиях пересчитывают
!о формулам
при изменении только температуры
оздуха — по р0 = р (Т/То).
Учитывая эти данные, по пересчитан-
ым для стандартных условий параметрам
пределяют ю и ц, после чего мощность
одсчитывают в соответствии с действи-
зльным давлением по формуле
N =
1000ц ’
Рис. 6-10. Влияние плотно-
сти воздуха
Пример. Подобрать дымосос, исходя из следующих данных: L— 70 000 м3/ч,
= 1250 Па, t = 200° С (сопротивление сети подсчитано для горячего воздуха).
Решение. В качестве дымососа можно подобрать обычный радиальный вен-
-лятор среднего давления (желательно с охлаждением подшипников).
Так как характеристики для подбора вентиляторов составлены для нормальных
ловий при Тй = 273 4- 20 = 293°, то
»-,250Sw-2“na-
По этим данным (L = 70 000 м3/ч и р0 — 2000 Па) подбираем радиальный вен-
лятор с ц = 0,61. .Мощность на колесе вентилятора будет равна
., 70 000-1250
N =---------------= 40
3600-1000-0,61
кВт.
5. Расположение вентилятора и калорифера. Исходя из рассмот-
:нного влияния плотности воздуха, можно проанализировать pa-
rry вентилятора в сети при расположении его перед калорифером
ис. 6-11, а) и за калорифером (.рис. 6-11,6). Для этого примем в
м и в другом случае одинаковый вентилятор (тип, размер, частота
ащения) и одинаковую сеть (некоторым изменением конфигурации
ги за счет различных условий присоединения вентилятора можно
>енебречь).
В том и другом случае при бездействии калориферов L, р и N
нтиляторов будут одинаковы (на рис. 6-12 L' — 1, р' — 1 и N' = 1).
При включении калориферов вследствие нагревания перемещае-
го воздуха плотность его уменьшится, причем в случае установки
нтилятора перед калорифером изменяется только характеристика
119
сети, а в случае установки вентилятора за калорифером изменяются
характеристики и сети и вентилятора.
В результате соответствующего наложения характеристик (рис. 6-12
получим, что при установке вентилятора перед калорифером увели
чится объемная производительность 2 и мощность 2, хотя уменьша
ется давление 2.
При установке вентилятора за калорифером объемная произво
дительность сохранится (3 = 1), но уменьшится мощность 3, а такж<
и давление 3.
Необходимо заметить, что полученные зависимости неприменимь
для всех случаев, при некоторых взаимоотношениях характеристш
они получаются иными. Например, при установке осевых вентиляторе!
Рис. 6-12. Влияние расположе-
ния в сети калорифера
1 — калорифер бездействует; 2 —
калорифер за вентилятором; 3 -
то же, перед вентилятором
Рис. 6-11. Расположение кало-
рифера в сети:
1 — fet и гил яторы: 2 — калорифер;
3 — сеть
перед калорифером мощность их снизится. На рис. 6-12 показан
характеристика радиального вентилятора, у которого при увеличени
производительности мощность не падает, а возрастает. Поэтому т
или иное заключение можно делать только после соответствующе!
графического анализа.
Весовой расход воздуха при использовании как у радиальных, та
и осевых вентиляторов всегда будет больше при установке их nept
калорифером. Поскольку в калориферных системах тепловой эффет
определяется по массе подаваемого воздуха, то вентилятор, распол!
женный не за калорифером, а перед ним, можно использовать с мен
шей частотой вращения (будет меньший шум, меньший износ по,
шипников) или даже установить вентилятор, меньший по размера!
Для нахождения оптимального решения о расположении вентил
тора и калорифера, очевидно, нужно также учесть всякого род
монтажные и эксплуатационные условия. Если таких особых услов!
нет, то на основе вышеизложенного вентилятор выгоднее устанавл
вать перед калорифером.
6. Влияние механических примесей к воздуху. При засорен!
воздуха механическими примесями увеличивается сопротивлен
120
1
сети, а если примеси проходят через вентилятор, то увеличится и
мощность последнего.
Рассмотрим работу вентилятора в сети (рис. 6-13), сопротивление
которой подсчитано с учетом влияния механических примесей (про-
изводительность вентилятора равна 2 и мощность 2). При отсутствии
этих примесей характеристика сети бу-
дет более пологой, точка пересечения
С неизменной характеристикой вентиля-
тора сдвинется вправо, производитель-
ность возрастет до 1 и мощность будет
равна 1. При некоторых условиях мо-
жет оказаться, что мощность 1 > 2.
В тех случаях, когда механические
примеси не проходят через вентиля-
тор (например, при расположении пе-
ред вентилятором фильтра или загруз-
ке примесей через питатель в нагнета-
тельную часть сети), для радиальных
вентиляторов всегда получается, что
мощность 2< 1, так как при прекра-
щении засорения производительность
чх увеличивается. Аналогичное происходит и при работе венти-
лятора на загрязненный и очищенный фильтр.
Пример. Требуется определить мощность вентилятора, если подсчитанная для
iистого воздуха при расходе LBO3!I — 5500 м3/ч потеря давления в сети pBD3a — 1250
la, а массовая концентрация смеси ц = 0,2.
Решение. Потерю давления в сети при засорении воздуха механическими
римесями можно вычислить по формуле
Рсм = Рвозл(1 +'ф)>
де, по данным автора, k= 1,4.
Тогда
рсм = 1250(1 + 1,4-0,2) = 160Э Па; LCM = Г.возж = 5500 м3/ч.
Этим данным будет соответствовать радиальный пылевой вентилятор типа ЦП7-40
66, 3 при со = 145 рад/с и г) = 0,56 (см. приложение 111).
Мощность на колесе с учетом влияния механических примесей и воздуха можно
одсчитать по формуле
Л'см = Л/В03д (1 4- &(ii), где, по данным автора, k{ — 1.
Тогда
^ = 36<g°?^o6X
При переходе к работе на чистом воздухе, т. е. при рвозд = 1250 Па; Тв03д=
- 5500 м3/ч, подобранный вентилятор можно было бы использовать при со' =
- 125 рад/с, ч' — 0,57 и мощности на колесе
_ 5500- 1250
возд 3600-1000-0,57 ’4 кВт‘
Однако при выбранном со = 145 рад/с и в предположении, что характеристика
;ти квадратичная, в соответствии с формулами пересчета (см. с. 103) получаем
Л''пз. = 3,4 (145/125)8 = 5,4 кВт.
вигатель подбираем в соответствии с этой большей мопгностыо (5,4 > 5,1).
121
§ 6-3. Совместная работа вентиляторов
Необходимость в установке нескольких совместно работающих
вентиляторов может возникнуть при следующих обстоятельствах:
когда один вентилятор не соответствует заданию, а заменить его
большим соответствующим невозможно;
если производительность или давление установленного вентилятора
подвержены резким изменениям;
когда требуется гарантировать надежность эксплуатации вентиля-
тора путем создания определенного резерва.
Во всех остальных случаях следует избегать совместной установка
вентиляторов, так как это может снизить экономичность и уменьшить
надежность их эксплуатации.
Совместная работа вентиляторов может быть параллельной илг
последовательной. Если нужно изменить характеристику так, чтобь
Рис. 6-14. Параллельное
соединение вентиляторов
резко увеличился диапазон производитель-
ности, вентиляторы целесообразно соединять
параллельно. Если же требуется изменить
характеристику, с тем чтобы при той жь
производительности резко увеличилось дав
ление, следует соединять вентиляторы после-
довательно. В обоих случаях конечным ре
зультатом является увеличение производи
дельности вентиляторов.
При параллельном соединении (рис. 6-14
вентиляторы подают воздух в общую сеть
причем через каждый вентилятор проходи
только часть общего количества воздуха
В месте соединения потоков установится некоторое общее давление
а расход будет равен сумме производительности вентиляторов. От
сюда следует, что для построения суммарной характеристики парад
лельно соединенных вентиляторов нужно алгебраически складыват
их производительность при неизменных давлениях (рис. 6-15).
Нередко для построения суммарной характеристики вентиляторе
необходимо знать характеристики отдельных вентиляторов не тольк-
в первом, но и во втором квадрантах.
В тех случаях, когда нельзя пренебречь потерями в воздухе
проводах, соединяющих совместно работающие вентиляторы, над
перед суммированием исправить составляющие характеристики р — L
уменьшив величину давления вентиляторов на потери давления
этих участках Др при соответствующих расходах. Такое исправлены
проще всего сделать графически, вычитая из ординат характеристик
вентиляторов ординаты характеристик соединительных участко
воздухопровода (рис. 6-16); в результате получают ординаты иске
мой кривой.
Частным случаем параллельного соединения вентиляторов яе
ляются радиальные вентиляторы двустороннего всасывания.
При последовательном соединении (рис. 6-17) вентиляторы уст?
навливают один за другим, причем через каждый из них проходи
122
весь воздух. Так конструируют, например, многоступенчатые вен-
тиляторы.
Для построения суммарной характеристики последовательно сое-
диненных вентиляторов следует алгебраически складывать их давления
при равных производительностях (рис. 6-18). Для построения же сум-
марной характеристики разных вентиляторов необходимо знать
характеристики отдельных вентиляторов не только в первом, но и
четвертом квадранте.
Рис. С-15. Построение суммар-
ной характеристики при парал-
лельном соединении
Рис. 6-16. Построение харак-
теристики с учетом потери в
соединительном участке
В тех случаях, когда потерями давления в участках воздухопро-
вода, соединяющих вентиляторы, пренебречь нельзя, следует перед
суммированием исправить составляющие характеристики аналогично
тому, как указывалось при рассмотрении параллельного соединения
вентиляторов (см. рис. 6-16).
При работе в сетях двух параллельно соединенных одинаковых
вентиляторов их общая производительность определяется графи-
чески по значениям абсциссы точки пере-
сечения суммарной характеристики (кри-
вая 1 + 1 на рис. 6-19) с характеристи-
кой сети. Производительность каждого
зентилятора определяют по его характе-
ристике (кривая /) в зависимости от ве-
ппчины общего давления совместно рабо-
тающих вентиляторов. При одновремен-
юй параллельной работе двух одинако-
вых вентиляторов производительность каждого равняется половине
1Х общей производительности.
В случае параллельного подсоединения к одному работающему
зентилятору другого такого же (что не должно привести к суще-
:твенному изменению характеристики сети) общая производитель-
юсть увеличится, но меньше чем вдвое, так как рабочая точка
юреместится не по абсциссе, а по квадратичной характеристике сети.
В зависимости от особенностей характеристик двух параллельно
юединенных разных вентиляторов (рис. 6-20) и характеристик сетей
Рис. 6-17. Последовательное
соединение вентиляторов
123
(кривые а, б, в) общая производительность вентиляторов по сравне-
нию с производительностью одного из них может увеличиться (кри-
вая в), остаться неизменной (кривая б) или даже уменьшиться (кривая а).
Изменение производительности и давления при параллельном при-
соединении (или отключении ) вентилятора можно определить только
графически — способом наложения характеристик.
Рис. 6-18. Построение сум-
марной характеристики при
последовательном соединении
Рис. 6-19. Работа в сети двух па-
раллельно соединенных одинако-
вых вентиляторов
При работе в сети двух последовательно соединенных одинаковы:
вентиляторов общую производительность и давление определяют п,
пересечению их суммарной характеристики с характеристикой сет:
(рис. 6-21).
Рис. 6-21. Работа в сети двух по-
следовательно соединенных одина-
ковых вентиляторов
Рис. 6-20. Работа в сетях двух
параллельно соединенных разных
вентиляторов
Давление одного из совместно работающих вентиляторов опред
ляется пересечением его характеристики с ординатой, проведение
через точку пересечения суммарной характеристики вентиляторе
с характеристикой сети (но никак не по пересечению составляют!
характеристик вентиляторов с характеристикой сети).
124
f При одновременной работе двух последовательно соединенных оди-
наковых вентиляторов давление каждого будет в два раза меньше
общего давления. При последовательном присоединении к одному
работающему вентилятору такого же вентилятора (что не должно
привести к существенному изменению характеристики сети) общее
давление увеличится, но, однако, не вдвое, так как рабочая точка
переместится не по ординате, а по квадратичной характеристике сети.
В результате давление, создаваемое каждым из последовательно
соединенных вентиляторов, окажется меньшим, чем давление одного
вентилятора, работающего в той же сети.
Что касается производительности двух последовательно работаю-
щих одинаковых вентиляторов, то она будет равна производительности
каждого из них, но больше производительности одного вентилятора
при изолированной его работе на ту же сеть.
Рис. 6-22. Работа в сетях двух
последовательно соединенных
разных вентиляторов
Рис. 6-23. Влияние гидростати-
ческой составляющей на работу
вентилятора в сети
В зависимости от особенности характеристик двух последовательно
соединенных разных вентиляторов (рис. 6-22) и характеристик сети
(кривые а, б, в) общее давление по сравнению с давлением одного ра-
ботающего вентилятора 1 может увеличиться (кривая а), остаться
неизменным (кривая б) или даже уменьшиться (кривая в).
Изменения давления и производительности при последовательном
присоединении (или отключении) вентиляторов, так же как и в слу-
чае их параллельной работы, можно определить только графическим
путем — наложением характеристик. Влияние естественной тяги
или какого-либо другого постоянно действующего фактора на про-
изводительность и давление можно рассматривать по аналогии с
влиянием последовательно присоединенного вентилятора.
На рис. 6-23 показано изменение давления и производительности
зентилятора под влиянием гидростатической составляющей, зави-
:ящей от какого-либо постоянно действующего фактора.
125
Суммарные кривые зависимости мощности от производительности
JV — L могут быть построены на характеристиках совместно рабо-
тающих вентиляторов аналогично кривым зависимости суммарного
давления от производительности. Однако в большинстве случаев
при анализе совместно работающих вентиляторов практически тре-
буется определить не суммарную мощность У(1+ц, а мощность, потре-
бляемую каждым вентилятором в отдельности, — Nx. Последнюю опре-
деляют при помощи полной характеристики вентилятора в зависи-
мости от его производи-
тельности. Та же харак-
теристика позволяет найт.
и значение к. п. д.
При совместной работе
вентиляторов, а также
при отключении одного и:
них или дополнительно?,
присоединении еще одной
вентилятора установочнук
мощность двигателей еле
дует определять, ориентп
руясь на наименее выгод
пые условия, которые мож
но выявить только графи
чески — путем наложен:*:
характеристик.
Общая мощность дву
совместно работающих вен
тиляторов равна сумм,
п. д. установки двух сое
Рис. 6-24. К примеру анализа совместной ра-
боты вентиляторов
мощностей каждого из них. Сбщий к.
местно работающих вентиляторов можно вычислить после опреде
ления значений общей производительности, давления и мощности
К- п. д. каждого из вентиляторов легко найти по его характеристике
поскольку известна производительность.
Пример. Определить условия работы двух параллельно соединенных однна .с
вых вентиляторов на неизменную сеть, если ее характеристика выражается заы
симостью р = 14 • Ю-6/.2 (где р указано в Па; L —в м3/ч).
Решение. Условия работы одного или двух и каждого из двух совмести
работающих вентиляторов приведены в табл. 6-2 и характеризуются графике
(рис. 6-24). Из графика и таблицы следует, что подключать второй вентилятор неы.
годно, так как общая производительность по сравнению с производительность
одного вентилятора уменьшается.
Для сети, характеристика которой показана на рис. 6-24 пунктиром (р =
= б-Ю**!?), параллельное подключение второго вентилятора дает некоторый кол(
жительный эффект, так как производительность несколько возрастает.
Приведенный пример, в котором рассматривались радиальны
вентиляторы с седлообразной характеристикой, весьма типичен; о
подтверждает сказанное выше о необходимости графически проверят
целесообразность их совместной работы,
126
Таблица 6-1
Характе- ристика сети Условия работы L, м’/ч р, Па 2V, кВт
Один 5 900 480 1.4 0.55
1 Каждый 2 800 440 0,75 0,45
Оба 5 600 440 1,5 0,45
Один 8 600 380 2,2 . 0,40
2 Каждый 5 000 480 1,15 0,57
Оба 10 000 480 2,3 057
§ 6-4. Устойчивость работы вентиляторов
При работе вентиляторов в сетях практически неизбежно
периодическое колебание производительности, давления и мощности
вследствие изменения характеристик вентиляторов или сетей (рис. 6-25).
Характеристики вентиляторов чаще всего изменяются вследствие
изменения частоты вращения, которое может быть вызвано, например,
колебаниями напряжения в электросети (рис. 6-25, а).
Рис. 6-25. Устойчивость работы вентилятора в сети:
а — при изменении характеристики вентилятора; б — при изменении харак-
теристики сети; в — при изменении характеристик вентилятора и сети
Характеристики сетей изменяются в результате изменения сопро-
тивления при отключении или включении ответвлений, изменения
идростатических составляющих и т. п. (рис. 6-25, б). Особенно
шачительными могут быть колебания производительности при одно-
сменном изменении (колебании) частоты вращения вентиляторов
1 сопротивления сетей (рис. 6-25, в).
Если сеть имеет небольшую емкость, то величина изменения рас-
:ода через нее равна величине изменения производительности венти-
[ятора. В этом случае рассмотренные изменения нагрузок редко бы-
:ают длительными и не вызывают вредных последствий для установ-
юнного оборудования и условий эксплуатации.
Иное дело, когда емкость сети большая и расход через нее ме-
1яется медленнее, чем производительность вентилятора. В этом случае
127
даже при единичной работе вентилятора, характеристика которого
имеет выгиб с большим значением давления, чем при нулевой произ-
водительности (рис. 6-26), может возникнуть неустойчивый режим
работы в связи с изменением направления подачи — помпажом.
Явление помпажа заключается в том, что при меныпем по сравнению
с производительностью вентилятора расходе через сеть производи-
тельность вентилятора начинает уменьшаться, так как противодав-
ление в сети увеличивается. Графически этому соответствует плавное
перемещение по характеристике вентилятора рабочей точки влево
(из точки а в сторону точки б).
После того как рабочая точка достигнет на гребне перед седло-
виной характеристики наибольшего давления (точка б), противодав-
ление сети превысит наибольшее в этом квадранте давление вентиля-
тора и воздух, изменив направление своего движения, устремится
обратно через вентилятор.
Графически этому будет соответствовать скачкообразное переме
щение рабочей точки из первого квадранта характеристики во второй
(из точки б в точку в), где давление можез
быть и большим, но производительност!
отрицательная.
Вследствие обратного вытекания воз
духа через вентилятор противодавленш
в сети будет понижаться. После того мо
мента, как рабочая точка достигнет н;
характеристике вентилятора во второ»
квадранте наименьшего давления (точк;
г), давление вентилятора превзойдет про
тиводавление сети и воздух устремите!
обратно в сеть.
Графически этому . будет соответство
вать скачок рабочей точки из второй
квадранта характеристики в первы;
квадрант (из точки г в точку а), давление вентилятора опять стане
возрастать — процесс возобновится.
Достаточно наглядное представление о помпаже можно получить
наполняя газом при помощи вентилятора какую-либо упругую обе
лочку (например, резиновый баллон). В первый момент наполнени
противодавление оболочки будет небольшим, а производительност
вентилятора — значительной. Постепенно оболочка будет наполнятьс
и растягиваться, тогда как производительность в результате упр>
гости стенок оболочки и увеличения противодавления станет умеш
шаться. Затем, если характеристика вентилятора имеет выгиб с бол!
шим значением давления, чем при нулевой производительности, част
воздуха из оболочки будет сброшена через вентилятор обратно. Поел
этого вентилятор опять начнет накачивать воздух в оболочку впрел
до нового сброса.
При непрерывно падающей характеристике вентилятора наибол!
шее давление его соответствует нулевой производительности. В связ
с этим при меньшем, чем производительность вентилятора, расхог
19*
черта сеть увеличение противодавления будет соответствовать непре-
рывному уменьшению производительности до нуля, когда подача
воздуха прекратится.
’ . Для обеспечения устойчивой работы вентилятора и предотвращения
помпажа необходимо, чтобы конструкция вентилятора обеспечила
непрерывно падающую без разрывов его характеристику давления *.
Глава 7
ПОДБОР ДВИГАТЕЛЕЙ К ВЕНТИЛЯТОРАМ
§ 7-1. Определение установочной мощности двигателя
Мощность двигателя, соединенного с вентилятором, полезно
, передается перемещаемому воздуху, а также частично расходуется
на преодоление потерь внутри вентилятора (гидравлических и на
перетекание через зазор). Кроме того, мощность расходуется на трение
дисков колеса о воздух (нулевая мощность) и на преодоление механи-
ческих потерь (трение в подшипниках, приводе).
Полезную мощность вентилятора, как известно, определяют по
формуле
N = —-
пол 1000 ’
где L — производительность, м3/с; р — давление, Па; N — мощ-
ность, кВт.
Гидравлическая мощность, т. е. мощность, передаваемая воздуху
и в силу несовершенства процесса частично расходуемая на гидравли-
ческие потери Мпот и на перетекание воздуха через зазор внутри вен-
тилятора Ммз, равна
Мл = Мпол + N пот + W заз-
Мощность на колесе вентилятора, т. е. без учета механических
потерь, будет больше вследствие трения дисков колеса о воздух (ну-
левой мощности) и составит
Lo**
Именно эту мощность принимают при подборе вентиляторов по
характеристикам (см. приложение III).
« В зависимости от способа соединения вентиляторов с двигателями
‘ должны быть учтены дополнительные потери мощности. Мощность
на валу вентилятора, т. е. с учетом потерь ее на трение в подшипниках,
равна '
,' : ’ Д Г = —У?.
> 1 п ЮООчНп ’
• См., например, Пак В. В. и др. Шахтные вентиляционные установки местного
t проветривания. М., Недра, 1974.
** В том случае, если воздух засорен механическими примесями (см. с. 105)/
(VCB = N 0 + fe'n)-
5 Калиыушкии М. П.
129
где т]и = 0,96—0,97 в зависимости от типа, числа и состояния под-
шипников.
Мощность на валу двигателя, определяемая с учетом потерь в
передаче от вентилятора к двигателю (в редукторе), выразится
формулой
дг — —kP.____
р Ю00т)Ппт)р ’
где для клиноременной передачи т|р = 0,90—0,95.
Для передач иного типа (фрикционных, зубчатых и др.) значения
т]р принимают по соответствующим справочникам.
Если вентилятор соединен с двигателем на одном валу (см. рис. 3-7, а),
то т]п = 1; т|р = 1.
Если вал вентилятора соединен с валом двигателя при помощи
соединительной муфты (на одной оси, см. рис. 3-7, б, в), то при т]р =
= 1 получим
М ——________
р ЮООщь
В действительности, как было пояснено, при работе вентилятора
в сети фактическая мощность может отличаться от расчетной из-за
неточности расчетов, отступлений от проекта при монтаже,
несоответствия оборудования, негерметичности и многих других
причин.
Ввиду практической сложности и нецелесообразности учитывать
все эти влияния порознь, рекомендуется принимать расчетную мощ-
ность с запасом
м =-----_____k
1000т)т)пт)р ’
где k — коэффициент запаса мощности, учитывающий не выявленные
расчетом факторы.
Этот запас исключает необходимость в запасах для L и р, полу-
ченных из расчета сети.
Вследствие того что мощность радиальных вентиляторов с лопат-
ками, загнутыми вперед, существенно меняется с изменением произ-
водительности, для них - рекомендуется принимать k= 1,1—1,15.
Для радиальных вентиляторов и с лопатками, загнутыми назад, а
также для осевых вентиляторов, мощность которых меньше
меняется при изменении производительности, следует принимать
k = 1,05—1,1.
После определения расчетной мощности подбирают соответствую-
щие по типу двигатели, у которых установочная мощность на валу
(номинальная) должна быть ближайшей большей в сравнении с под-
считанной.
Иногда рекомендуется при определении установочной мощности
электродвигателей принимать дополнительный запас в зависимости
от ее абсолютных значений. Но такой ^апас может быть оправдан
только для двигателей мощностью до 0,5 кВт.
130
§ 7-2. Электродвигатели
Вентиляторы приводятся в действие главным образом при
помощи электродвигателей. В отдельных случаях (например, в ка-
честве резерва) можно применять паровые и бензиновые двигатели.
В приложении IV приведены технические данные об электродвига-
телях, выпускаемых отечественной промышленностью.
Электродвигатели могут работать с большой частотой вращения,
обладают высоким к. п. д., компактны, недороги и просты в эксплуа-
тации.
Рис. 7-1. Электродвигатель в разобранном виде: *
а — статор: б — ротор; в — крышка
Простейший электродвигатель (рис. 7-1) состоит из неподвижного
статора с лапами, крышки и вращающегося в подшипниках на валу
ротора. На выпущенном конце вала обычно размещают шкив. Для
непосредственного соединения с вентиляторами удобны фланцевые
электродвигатели.
Электродвигатели постоянного тока в вентиляторных установках
применяют редко, так как постоянный ток для силовых нужд исполь-
зуют только в особых случаях. Для вентиляторных установок наиболее
пригодны шунтовые электродвигатели постоянного тока.
Положительной особенностью шунтовых электродвигателей яв-
ляется возможность экономичной и глубокой регулировки частоты
вращения путем изменения напряжения подводимого к электромаг-
нитам тока.
Преимущественно распространены электродвигатели переменного
трехфазного тока * — синхронные и асинхронные.
Синхронные электродвигатели сложны в конструктивном отно-
шений и в обслуживании, но экономичны в эксплуатации. В вентиля-
торных установках применять их целесообразно только в отдельных
случаях (например, для крупных осевых вентиляторов).
Наибольшее распространение, в особенности при мощности до
100 кВт, имеют более простые асинхронные электродвигатели.
’ Асинхронные электродвигатели выпускают преимущественно ко-
роткозамкнутые. Они наиболее просты по конструкции и в обслужи-
вании, но в них при непосредственном включении в сеть сила кратко-
временного тока превышает нормальную в несколько раз.
* Использовать осветительный однофазный переменный гок допустимо только
при мощности двигателей не более 0,5 кВт.
5* 131
В зависимости от условий места установки электродвигатели вы-
бирают по исполнению: обычные, защищенные, закрытые обдуваемые.
С 1949 г. в нашей стране выпускались трехфазные асинхронные
короткозамкнутые электродвигатели единой серии А; позже стали
выпускаться электродвигатели серии А2 (данные о них приведены
в приложении IV). С 1972 г., осваивается производство еще более
усовершенствованных электродвигателей серии А4.
Помимо таких упомянутых отечественная электромашиностроитель-
ная промышленность освоила и осваивает другие, самые разнообразные
типы и конструкции электродвигателей различной мощности. У элек-
тродвигателей переменного тока теоретическая (синхронная) частота
вращения (об/мин) равна
п = 60 —,
т
где v — частота колебаний тока (в электрических сетях Советского
Союза v = 50 периодов в 1 с); т — число пар полюсов электродви-
гателей.
Включением разного числа пар полюсов можно изменять частоту
вращения» Фактическая (асинхронная) частота вращения электро-
двигателей переменного тока под влиянием нагрузки несколько сни-
жается.
При нормальной нагрузке примерная фактическая частота враще-
ния электродвигателей в зависимости от числа полюсов указана
в табл. 7-1.
Таблица 7-1
Число пар полюсов 1 2 3 4 5 6
.Теоретическое, об/мин .......... 3000 1500 1000 750 600 500
Фактическое, об/мин 2880 1440 960 720 570 480
Фактическое, рад/с 300 150 100 75 60 50
Чем больше частота вращения (меньше пар полюсов), тем компакт-
нее, дешевле и экономичнее электродвигатель. Отсюда следует, что
предпочтительнее использовать электродвигатели с наибольшей час-
тотой вращения. Наибольшей синхронной частотой вращения у элек-
тродвигателей переменного тока обычной частоты в 50 1/с является
300 рад/с, что соответствует одной паре полюсов.
В вентиляторных установках используются и многоскоростные
электродвигатели с переключением числа пар полюсов. Желательно
подбирать такие электродвигатели, частота вращения которых совпа-
дает с частотой вращения подобранных вентиляторов, что дает воз-
можность соединить их непосредственно. Но вследствие того, что это
не всегда осуществимо, приходится применять промежуточную пере-
дачу.
Ременная передача по сравнению с непосредственным соединением
имеет следующие недостатки: уменьшается надежность эксплуатации
вследствие возможного скольжения при ослаблении натяжения ремня}
132
; снижается экономичность эксплуатации из-за дополнительных меха-
нических потерь; увеличиваются габариты и стоимость установки;
i усиливается шум.
Напряжение в электрических сетях нашей страны применяют
равным 127, 220, 380, 500, 600 В и более, в соответствии с чем конструи-
руют и электродвигатели.
Чем выше напряжение, тем меньшие сечения проводов могут
потребоваться для подвода той же мощности, тем компактнее и де-
шевле получаются установки.
В большинстве вентиляторных установок преимущественно при-
меняются электродвигатели напряжением в 127/220 и 220/380 В. Ддя
использования одного и того электродвигателя при двух разных,
напряжениях соответствующим образом пересоединяют обмотку ста-
торов (на звезду — большее напряжение, на треугольник — меньшее).
Мощность, потребляемая электродвигателем из сети, определяют
по формуле
Мс = Мр/Пэ,
где цэ — к. п. д. электродвигателя, учитывающий разнообразные
электрические и механические потери (при нормальных условиях
= 0,90—0,95); Np — мощность на валу двигателя (см. с. 130).
Приближенно потребляемую из сети мощность Nc (кВт) можно
определить с помощью эксплуатационных приборов и подсчитать по
формуле
= IU cos ф • 10 3 уЛ3,
где / — отсчет по амперметру, A; U — отсчет по вольтметру, В; cos ф —
коэффициент мощности, зависящий от типа электродвигателя и, глав-
ное, степени его загрузки (при нормальной загрузке cos ф = 0,8—0,9).
Установка электродвигателей с неоправданным запасом и полу-
чающаяся в результате этого недогрузка уменьшают cos ф и, следо-
вательно, удорожают эксплуатацию.
Часть 111\
МОНТАЖ, НАЛАДКА И ЭКСПЛУАТАЦИЯ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ
УСТАНОВОК
глава 8
МОНТАЖ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК
§ 8-1. Воздухопроводы
При монтаже воздухопроводов необходимо обеспечить их
герметичность, гладкую внутреннюю поверхность, несгораемость,
устойчивость против коррозии, вибрации, а также малую звукопрово-
димость, хороший внешний вид.
Утечки или подсосы воздуха через щели и неплотности воздухопро-
водов нарушают режим работы систем, могут привести к изменению
воздухообмена. При недостаточном качестве монтажа и плохом уходе
за оборудованием, как показали проведенные обследования, утечки
через вентиляционные каналы могут достигать 20—30% и более.
Особенно много утекает воздуха через фильтры, калориферы, увлаж-
нительные камеры. Утечки возрастают по мере увеличения разности
давлений вне и внутри воздухопровода, а поэтому они наиболее за-
метны в местах, прилегающих к вентиляторам.
Герметичность воздухопровода зависит от качества монтажа,
особенно в соединениях — фланцах, бандажах, фальцах, стыках
и т. д.
Гладкая внутренняя поверхность воздухопровода обеспечивается
не только выбором соответствующего материала, но и пригонкой
стыков, хорошим качеством сварки, отсутствием вмятин.
Воздухопроводы выполняют из несгораемых материалов (металла,
стекла, минеральных плит, бетона и т. д.,см. приложение VII). Прокла-
дывать воздухопроводы необходимо таким образом, чтобы в случае
пожара затруднялось распространение по ним пламени.
Большая внутренняя поверхность воздухопроводов, наличие мно-
гочисленных соединений, а также возможное загрязнение или повы-
шение влажности проходящего воздуха создают благоприятные усло-
вия для коррозии стальных воздухопроводов.
Самым простым способом защиты воздухопроводов из листовой
стали от коррозии является их окраска. Основу масляных красок
составляет олифа, которую можно применять даже без смеси с собст-
венно краской (пигментами). Для защиты от коррозии можно также
использовать нитрокраски, лаки, битум, асфальт и др.
Из металлических покрытий чаще всего применяют цинк, наноси-
мый в горячем виде на поверхность стального листа (оцинкованная
134
сталь). Из металлов для изготовления воздухопроводов рекомендуется
использовать нержавеющую и углеродистую сталь, алюминий, титан.
Долговечны в эксплуатации стеклянные и асбоцементные воздухо-
проводы, но они пока еще недостаточно распространены. Воздухопро-
воды из шлакоалебастровых плит можно использовать только для
перемещения сухого воздуха, так как они разрушаются от сырости.
Сгораемы и подвержены разрушающему влиянию сырости деревянные
воздухопроводы, в том числе фанерные.
В ряде случаев для изготовления воздухопроводов с успехом при-
меняют винипласт и некоторые другие полимерные материалы.
Для снижения звукопроводности воздухопроводов и предотвра-
щения вибрации, кроме надлежащего крепления, целесообразно изго-
товлять их из более упругих материалов, обеспечить массивность
конструкций (стальные воздухопроводы, например, в этом отношении
уступают каменным или выполненным из минеральных плит).
Простым и эффективным устройством для изоляции воздухопровода
от вибрации вентилятора является короткая резиновая или брезентовая
вставка. Аэродинамический шум может быть погашен в специальных
камерах звукового глушения (см. рис. 3-5).
Неудачно расположенные воздухопроводы могут существенно
ухудшить интерьер помещения, уменьшить его полезный объем, ухуд-
шить освещение и т. п. Особенно неудобны в этом отношении круглые
подвесные воздухопроводы. Приставные прямоугольные воздухопро-
воды располагаются в помещениях более удачно, но наиболее целе-
сообразна скрытая прокладка их в толще ограждений или на техни-
ческих этажах. Для придания открыто расположенным воздухопро-
водам красивого внешнего вида их окраска, выбор способов соединения
и крепления согласуется с дизайнерами *.
§ 8-2. Установив вентиляторов и электродвигателей
Перед установкой проверяют соответствие полученных венти-
ляторов и двигателей данным проекта и техническим условиям. Осо-
бенное внимание следует обращать на направление вращения колес,
их балансировку, обеспечение требуемых зазоров, состояние подшип-
ников, прочность соединений.
Радиальные вентиляторы до № 6,3 включительно обычно постав-
ляют в собранном виде, и их можно сразу устанавливать на местом
Вентиляторы больших размеров поступают разобранные, и собирают
их по элементам. Вентиляторы и электродвигатели устанавливают на
заранее подготовленных фундаментах. Однако не следует заранее
заделывать в них крепежные болты, так как их расположение может не
совпадать с разметкой отверстий в станинах вентиляторов. Электро-
двигатели же устанавливают на салазках, что позволяет в случае
необходимости (например, для натяжки ремней) перемещать их.
* О правилах производства работ по монтажу воздухопроводов имеются спе-
циальные пособия (см., например, Егиазаров А. Г. Изготовление и монтаж систем
промышленной вентиляции. М., Высшая школа, 1965).
135
Наиболее прост монтаж вентиляторов, колеса которых уже при
заводской сборке насажены непосредственно на валы электродвигателей
(эдектровентиляторов, см. рис. 3-6).
Колеса крупных вентиляторов (радиальных — выше № 6,3, а осе-
вых— выше № 10) приходится устанавливать на самостоятельные
валы с подшипниками и при помощи муфт соединять с электродвига-
телями (см. рис. 3-7, б, в, г). При этом важно тщательно сцентрировать
оси валов. Муфты могут быть жесткие и упругие, состоящие из двух
полумуфт, соединяют их болтами-пальцами. В соединительные от-
верстия упругих муфт закладывают кожаные или резиновые втулки,
вследствие упругости которых сглаживается пусковой рывок и можно
компенсировать небольшое нарушение центровки.
' Промежуточная передача вращения вентиляторов от электродви-
гателей (см. рис. 3-7, г, е, ж) чаще всего осуществляется ременная.
В последнее время плоскоременная передача почти повсеместно вы-
теснена более надежной и компактной клиноременной.
Выбор и расчет той или иной передачи детально регламентирован
соответствующими ГОСТами, а методика расчета подробно описывается
в справочниках и специальной литературе. Здесь заметим только,
что при клиноременной передаче передаточное число не должно рре-
вышать более 10, а скорость ремня — 25 м/с. Расстояние между Цент-
рами шкивов минимально должно соответствовать диаметру большого
шкива, а максимально — удвоенной сумме диаметров обоих шкивов.
Тип и число ремней выбирают с учетом передаваемой мощности,
а длину их — в зависимости от диаметров шкивов и вышеуказанного
расстояния между ними (это расстояние можно регулировать с помощью
салазок электродвигателя).
За исходный обычно принимают диаметр шкива вентилятора,
диаметр же шкива двигателя определяют из простой обратной про-
порциональности известных частот вращения.
Для установки используют типовые шкивы ближайших стандарт-
ных диаметров, причем ширина и желобки должны соответствовать
выбранному типу ремней и их числу.
§ 8-3. Балансировка колес вентиляторов
При вращении колес вентилятора может возникнуть вибрация,
которая разрушающе действует на подшипники и всю конструкцию,
а также является причиной шума. Вибрация возникает вследствие
неуравновешенности массы колеса относительно оси вращения, в ре-
зультате чего образуются силы, действующие на изгиб вала (рис. 8-1).
Если колесо узкое, сравнительно невелико по диаметру и рассчи-
тано на работу при небольших окружных скоростях, то силу, изгибаю-
щую вал, считают расположенной в одной плоскости. Уравновешива-
ние (балансировку) в этом случае можно производить так называемым
статическим способом. В других, более общих случаях изгибающие
силы могут располагаться в разных плоскостях, воздействуя сильнее
на вал. В этих условиях балансировку следует производить динами-
ческим способом на специальных станках.
136
В соответствии с ГОСТом рабочие колеса радиальных вентилято-
ров, у которых ширина более 30% диаметра, должны быть динамичес-
ки уравновешены при сборке на заводе. Если при монтаже, а в осо-
бенности при эксплуатации первоначальная заводская балансировка
нарушится, ее следует немедленно восстановить.
Статическая балансировка в отличие от динамической осуществля-
ется без особых трудностей. Для этой цели (рис. 8-2) на расположенные
Рис. 8-1. Изгиб вала за счет неуравновешен-
ности колес:
а — статической; б — динамической
Рис. 8-2. Статическая балансировка
строго горизонтально две металлические призмы (ножи) опирают вал
с насаженным на него колесом. Если колесо не уравновешено, то при
поворотах оно все время будет занимать определенное положение —
избыточной массой вниз. При балансировке облегчают колесо в этом
месте (стачиванием, просверливанием) или подбирают добавочный
грузик для укрепления на противоположной стороне колеса (приклеп-
кой, приваркой). Уравновешенное колесо при легком повороте должно
останавливаться в любом положении.
§ 8-4. Подшипники
Для вентиляторов, а также и для электродвигателей, как пра-
вило, применяют шариковые и роликовые подшипники качения. По
сравнению с подшипниками скольжения такие подшипники более
просты в эксплуатации и удобнее при монтаже и демонтаже. Однако
при работе они сильнее шумят.
Наиболее просты по конструкции радиальные однорядные под-
шипники. В том случае, если невозможно обеспечить точную соосность
на валу, применяют двухрядные сферические самоустанавливающиеся
подшипники, способные воспринимать весьма значительные осевые-
нагрузки.
Следует отметить, что у радиальных вентиляторов, особенно
низкого и среднего давления, осевая нагрузка, направленная в сторону
всасывания, относительно незначительна. Ее приближенно можно под-
считать по формуле Р = pFBZ, Н, где р — давление вентилятора, Па;
FBC — площадь всасывающего отверстия вентилятора, м2.
При установке на гладких валах без заплечников двухрядные
подшипники монтируют на закрепительных втулках.
Подшипники выбирают в соответствии с существующими нормати*
вами. Установленные подшипники следует предохранять от загрязне*
137
ния, промывая их в случае необходимости бензином. Особенно следует
оберегать их от попадания влаги и ржавления. Часть вала, на которую
насаживают подшипники, должна быть очень тщательно обработана
и иметь припуск по сравнению с внутренним диаметром кольца.
Перед насаживанием подшипников их желательно подогревать
в масле. Насадку следует производить, ударяя по кольцу подшип-
ника медным молотком.
Подшипники на закрепленных втулках устанавливают путем натя-
гивания гаики на коническую разрезную втулку, причем завинчивать
Рис. 8-3. Шарикоподшипник в кор-
пусе
гайку надо против направления вра-
щения вала.
Корпус подшипника (рис. 8-3)
должен хорошо защищать подшипник
от пыли, воды и грязи. Особенно'
важно обеспечить тщательное уплот-
нение между валом и корпусом, для
чего можно использовать лабиринты
или войлочные кольца, как показано
на рис. 8-3.
Стягивать разъемные половинки
корпуса надо без особых усилий во
избежание деформации наружного
кольца подшипника. Смазку подшип-
ников качения достаточ но высокой кон-
систенции закладывают в корпус более
чем на половину егосвободногообъема.
В дальнейшем, примерно через три месяца, добавляют смазку через
контрольную пробку. Раз в год корпус желательно разобрать, промыть
детали керосином, затем бензином и заложить свежую смазку.
В скользящих подшипниках шейка вала вращается во вкладыше,
заполненном баббитом или каким-либо другим специальным материа-
лом. Необходимо следить за постоянной подачей масла, создающего
пленку между трущимися поверхностями.
В случае перемещения вентилятором горячих газов возможны
деформация вала и перегрев смазки, что может привести к быстрому
износу и разрушению подшипников. Подшипники качения таких
установок (при температуре газа выше 200°) рекомендуется охлаждать
водой, циркулирующей через специальную рубашку — корпус.
§ 8-5. Звукоизоляция
Источником шума в вентиляторных установках являются
работающие вентиляторы, электродвигатели и передача между ними.
Образуется шум также в воздухопроводах при высоких скоростях
течения воздуха. Уровень шума вентиляторов зависит от их типа,
режима работы, а также от качества монтажа.
Тип вентилятора и режим его работы определяют при проектиро-
вании. Как говорилось, при работе с одним и тем же давлением осевые
вентиляторы шумят сильнее, чем радиальные. Объясняется это тем,
138
'1
что коэффициент давления их значительно меньше, чем у радиальных,
и поэтому требуются значительно большие окружные скорости. Мень-
ше шумят вентиляторы с большим числом лопаток.
Уровень шума радиальных вентиляторов, колеса которых имеют
лопатки, загнутые вперед, при той же окружной скорости больше,
чем при колесах с лопатками, загнутыми назад, так как во втором слу-
чае скорости выхода с лопаток и в кожухе получаются меньшими.
Но колеса с лопатками, загнутыми назад, имеют меньший коэффициент
давления, вследствие чего при работе с одним и тем же давлением их
приходится использовать при больших окружных скоростях, чем коле-
са с лопатками, загнутыми вперед.
Окружная скорость вращения колес как у осевых, так и радиальных
вентиляторов по требованиям обеспечения достаточно бесшумной рабо-
ты не должна превышать 25—30 м/с. При таких окружных скоростях
давления могут достигать 100—200 Па у осевых и 800—1200 Па у ра-
диальных вентиляторов. Если необходимо получить большие давления,
то для обеспечения относительно бесшумной работы вентиляторы
соединяют между собой последовательно.
Шум механического происхождения вызывается конструкцией
передачи, плохой балансировкой и работой подшипников, недостатка-
ми монтажа и т. п.
При проектировании и подборе вентиляторов обычно стремятся
непосредственно соединить их с электродвигателями на одном валу
или на одной оси. Это не только увеличивает экономичность эксплуа- -
тации благодаря устранению потерь мощности в передаче и обеспече-
нию более выгодной компоновки вентиляторной установки, но и за-
метно снижает ее шум.
Как отмечалось выше, уровень' шума вентилятора увеличивается
при неудовлетворительной его балансировке. Необходимо также
регулярно проверять затяжку всех соединений, состояние подшипни-
ков, наличие надлежащих зазоров.
Определенный эффект в снижении шума вентиляторов дает замена
подшипников качения подшипниками скольжения, а еще больший —
расположение колеса между двумя опорами вместо консольного
расположения его на валу. Клиновидная передача создает меньший
шум, нежели плоскоременная.
Более бесшумны массивные конструкции вентиляторов с литыми
колесами, литыми корпусами и станинами. При монтаже вентиляторов
и электродвигателей следует устанавливать их на самостоятельных
массивных основаниях с упругими прокладками.
За последнее время в нашей монтажной практике с успехом стали
применять виброизолирующие основания — металлические рамы или
железобетонные плиты, располагаемые на пружинных амортизаторах
(рис. 8-4).
Основания под крупные установки не должны соприкасаться бо-
ковыми поверхностями с грунтом, чтобы вибрация не передавалась
стенам и другим конструкциям здания. Если котлован огражден
шпунтованными сваями, забитыми ниже подошвы фундамента, про-
межуток между ними заполняют каким-либо упругим материалом.
139
Упругую прокладку помещают под подошвой основания; кроме того,
дополнительно она может быть расположена и под станиной.
Основания под вентиляторами, монтируемыми на перекрытиях
или площадках, должны иметь акустические швы (упругие прокладки),
изолирующие их от каркаса здания.
Для предотвращения передачи шума работающих вентиляторов
в обязательном порядке располагать
между ними упругие патрубки из
резины или воздухонепроницаемой
ткани.
Если соединения звеньев воздухо-
проводов применены фланцевые, в
целях звукоизоляции можно выпол-
нять прокладки из резины, асбесто-
вого картона, а затяжные болты изо-
лировать при помощи шайб из кожи
или чулок из резиновых трубок.
При скорости течения воздуха
свыше 4 м/с шум может появиться и
внутри воздухопроводов —в местных
сопротивлениях и регулирующих уст-
ройствах. Особенно сильный шум мо-
жет возникнуть в приточных или вы-
тяжных решетках.
Для поглощения шума (преобра-
зования его энергии в тепло) стенки
воздухопроводов на отдельных участ-
ках устраивают из звукопоглощаю-
щего материала с пористой поверх-
ностью или предусматривают камеры
глушения. Такие камеры (рис. 8-5)
представляют собой уширенные . воз-
духопроводы, снабженные различного
рода экранами и перегородками для
через воздухопроводы следует
Рис. 8-4. Пружинный амортизатор: отражения и поглощения шума.
1 - регулировочный болт; 2 - под- МеТОДИКЭ расчета ЗВУКОИЗОЛЯЦИИ
ВИ*НДЯ 3 Т еплас™“а: 1“ описывается в специальных посо-
кольцо-ограничитель; 5 — корпус; б —
пружина ОИЯХ.
В качестве звукопоглощающего
материала (штукатурки) можно применять шлакоцементные плиты,
пористый бетон, минеральную вату и т. п.
Силу шума (уровень звукового давления) оценивают в децибелах.
Встречающиеся на практике уровни звукового давления лежат в пре-
делах от 20 (в радиостудиях) до 130 дБ (на аэродроме).
В жилых помещениях уровень звукового давления не должен пре-
вышать 35, в служебных — 40 и в торговых — 50 дБ. Восприятие
шума обусловливается не только его силой, но и частотой. Шум с боль-
шей частотой действует менее раздражительно. В зависимости от час-
тоты уровень шума оценивают в фонах. При частотах, лежащих в пре-
140
делах 800—2000 Гц, результаты измерения в децибелах или фонах
практически совпадают. Если в помещении имеется источник шуМа,
S)
Рис. 8-5. Камеры глушения:
а — расширительная; б — с экранами; в — пластинчатая
создающий уровень звукового давления S, то т источников создадут
уровень Sm — S + 10 1g т.
Из этой формулы следует, что 10 источников шума увеличат его уро-
вень всего на 10 дБ, а 100 — на 20 дБ.
Таким образом, уровни звукового дав-
ления практически не складываются.
Отсюда следует, что при наличии не-
скольких источников, мало отличаю-
щихся по мощности друг от друга, нуж-
но предусматривать звукоизоляцию всех
источников.
При производственных или каких-
либо других неустранимых мощных
источниках шума нет особой необхо-
димости обеспечивать звукоизоляцию
вентиляторных установок, поскольку
уровень их звукового давления не
будет определяющим. Уровень звуко-
вого давления вентилятора в децибелах
при разных режимах работы удобно опре-
делять с помощью акустических характе-
ристик, обычно совмещаемых с аэродина-
мическими характеристиками (рис. 8-6).
Рис. 8-6. Акустическая и аэро-
динамическая характеристики
вентилятора:
/ — иа нагнетании; 2 — на всасы^
вании
Глава 9
НАЛАДКА (ИСПЫТАНИЕ И РЕГУЛИРОВКА) ВЕНТИЛЯТОРНЫХ
УСТАНОВОК
Неудовлетворительное качество монтажа, ошибки в проектных
данных, несоответствие оборудования и другие обстоятельства могут
снизить эффективность и качество работы вентиляторных установок,
не обеспечить заданные условия. Недочеты эти выявляют при испыта-
нии установок и по возможности устраняют регулировкой.
Различают монтажную наладку (испытание и регулировку), ко-
торую проводят непосредственно после окончания монтажа в целях
141
обеспечения проектных -параметров, и наладку эксплуатационную,
обеспечивающую эффективность действия вентиляторной установки
в данных условиях.
При наладке вентиляционных вентиляторных установок рассмат-
ривают не только их основные технические параметры (производитель-
ность, давление, мощность, частота вращения), но и параметры воз-
душной среды, обеспечивающие эффект воздействия на людей, а в ряде
случаев и на технологические процессы, — температуру, влажность,
подвижность, загрязненность.
Наладка выполняется с помощью измерительных приборов, умелое
использование и качество которых определяют нужную результатив-
ность.
-Главное внимание здесь уделяется не описанию конструктивного
исполнения приборов и приемов их применения (сведения эти имеются
в прилагаемых к приборам паспортах), а выявлению принципов дей-
ствия и основных правил использования, что иллюстрируется не фото-
графиями внешнего вида, а схематизированными рисунками.
Ряд новых вёсьма интересных приборов, не получивших еще широ-
кого применения, в книге не рассматривается.
§ 9-1. Измерение температуры воздуха
Температура воздуха проще всего измеряется ртутными или
спиртовыми термометрами в градусах Цельсия (рис. 9-1), где нулевое
показание соответствует температуре таяния льда, а 100° — кипению
воды при нормальном барометрическом давлении.
1 — емкость со спир-
том или ртутью; 2 —
капилляр; ,j — шка-
ла; 4 — стеклянйый
корпус
1 — спай; 2 — разнородные
проволоки; 3 — проводники;
4 — гальванометр
Рис. 9-3. Кататер-
мометр:
/ — подвеска; 2 —
расширитель; 3 —
капилляр; 4 — разо-
греваемая емкость со
спиртом
Температура воздуха в разных местах и по высоте одного и того же
помещения может не совпадать, а поэтому среднюю температуру,
если это требуется, определяют осреднением результатов замеров не
142
менее чем в трех местах и не менее чем на трех уровнях. Следует иметь
в виду, что обычные термометры инерционны, т. е. замер следует
делать не сразу после установки приборов.
Значительно менее инерционны и удобны для дистанционных изме-
рений термопары — спаи некоторых металлов (например, медно-
константановые), в которых при нагревании образуется разность
электрических потенциалов, определяющая температуру по тариро-
вочному графику (рис. 9-2).
Степень теплового облучения можно измерить актинометром —
тонкой зачерненной пластинкой, прогиб которой при облучении пере-
дается на протарированную шкалу [обычно в кал/(см2-мин)].
Специальный массивный спиртовой термометр — кататермометр,
предварительно нагретый и вывешиваемый в месте измерения, позво-
ляет по скорости падения температуры в определенном интервале су-
дить о подвижности окружающего воздуха (рис. 9-3).
§ 9-2. Измерение влажности воздуха
Влажность воздуха чаще всего определяют путем сопостав-
ления показаний двух термометров, расположенных рядом, — один
из них сухой, а у другого шарик смочен (например, марлевым фитилем,
Рис. 9-в. Жидкостный аспи-
ратор:
/ — трубки; ' 2 — сосуды с во-
дой; 3 — пробка; 4 — шланг;
5 — зажим
Рис. 9-4. Психро-
метр простой (Ав-
густа):
/ — подвеска; 2 —
термометры; 3 — фи-
тиль; 4 — чашка с
водой
Рис. 9-5. Психрометр
аспирационный (Асма-
на):
/ — вентилятор пружин-
ный; 2 —- термометры;
3— экраны^ 4 — коллек-
торы; 5 — смачиваемый
колпачок
опущенным в чашку с водой; рис. 9-4). Чем суше воздух, тем интенсив-
нее испаряется вода, больше снижается температура по мокрому тер-
мометру и становится значительнее разница показаний обоих приборов.
По этому перепаду в табличках или по диаграмме (они прилагаются
к прибору) определяют относительную влажность, т. е. отношение
фактического влагосодержания воздуха к предельно возможному.
143
Для устранения возможного влияния подвижности воздуха и
облучения термометры защищают экранами, а их шарики заключаются
в гильзы, через которые с помощью пружинного механизма просасы-
вается с определенной скоростью воздух. Такой аспирационный при-
бор назвали психрометром Ассмана (рис. 9-5), а вышеописанный прос-
той — психрометром Августа (см. рис. 9-4).
Другим широко распространенным прибором для измерения влаж-
ности воздуха является гигрометр, в котором гигроскопическая де-
формация обезжиренного волоса (или пучка волос) передается на
проградуированную шкалу.
Фактическую влажность (например, в г/м3) можно определить
путем просасывания исследуемого воздуха через взвешиваемый патрон
с влагопоглотителем (например, силикагелем). На рис. 9-6 показан
простейший способ просасывания воздуха путем опорожнения зали-
тых водой сосудов (банок).
Сложнее измерять температуру и влажность внутри воздухопро-
водов — приходится экранировать вводимые внутрь термометры и учи-
тывать скорость движения потока.
§ 9-3. Измерение подвижности воздуха
Направление и скорость движения воздуха в помещении весь-
ма наглядно можно определить путем наблюдения за распространением
дымков. Устойчивые и хорошо наблюдаемые дымки образуются путем
смешивания струек паров из двух сосудов, один из которых заполня-
ется, например, соляной кислотой, а другой — нашатырным спиртом.
Применяют и другие смеси. Можно использовать и одно дымообразую-
щее вещество, например четыреххлористый титан.
Вышеописанный кататермометр (см. с. 143) позволяет измерять
даже весьма малую подвижность воздуха, но вне зависимости от его
направленности.
Ниже (см. с. 153) описываются анемометры, позволяюшие измерять
подвижность воздуха при разной направленности.
§ 9-4. Измерение загрязненности воздуха
Газовую загрязненность обычно измеряют только аспираци-
онным методом — путем просасывания исследуемого воздуха через
поглотители, а загрязненность твердыми частицами (запыленность) —
способом просасывания, а также и осаждения.
Просасывание воздуха, как было показано на рис. 9-6, прежде всего
можно осуществить опорожнением залитых водой сосудов. Кроме того,
для .просасывания используют и воздуховсасывающие механизмы и
струйные аппараты.
Ввиду огромного разнообразия загрязняющих газов здесь не пред-
ставляется возможным охарактеризовать различные виды поглотителей
и методы их использования *.
* См., например, справочное пособие «Исследование и испытания». М., Метал-
лургия, 1976.
144
При аспирационном измерении запыленности через фильтр (им
может быть показанный на рис. 9-7 стеклянный фильтр-алонж, напол-
ненный ватой) в определенном, объеме просасывается исследуемый
воздух и определяется привес Ag высушенного фильтра. Еще удобнее
вместо ваты использовать фильтры АФА из ткани Петрянова. Чем
меньше ожидаемая запыленность а, тем большими должны быть про-
должительность отсоса Z и его про-
изводительность q, контролируемая
с помощью реометра.
Подсчет производят по формуле
а “ iOOOZq ’
Рис. 9-7. Фильтр типа алонж:
/ — сетка; 2 — фильтрующая набивка;
3 — патрон; 4 — вставка; 5 — пробка
где а выражают вмг/м3при Ag—
в мг; Z — в мин; q — в л/мин.
В случае необходимости проведе-
ния дисперсного или иного анализа
пыли вместо ватных или других пористых фильтров следует применять,
например, стеклянные циклончики (рис. 9-8).
Осадочный (кониметрический) метод измерения запыленности за-
ключается в принудительном или естественном осаждении пыли на
экраны, которые могут быть и липкими.
Весьма успешно нами использовались стандартные фильтры АФА,
удерживающие пылинки электростатическими силами. Такой метод
позволяет определять количество пыли (числом пылинок или общим
весом), а при достаточном количестве и производить ее анализ.
Величина пылеосаждения, к сожалению, до сих пор не регламен-
тирована нормами, и основной гигиенической характеристикой про-
должает оставаться объемная запыленность.
При ожидаемом значительном осаждении пыли в исследуемом
объекте в разных местах и на разных уровнях устанавливают экраны
с известным размером -поверхности f (например, в виде противней).
Через некоторое время Z пыль сметают, собирают, определяют её
общую массу g и производят необходимые подсчеты и анализ.
Осадочную запыленность подсчитывают по формуле
а . fZ ’ ...
где а выражают в мг/(м2 -ч), если g — в мг; f — в м2, Z — в ч.
Измерения нужно выполнять несколько раз, так как при обычно
допускаемой значительной экспозиции возможен сдув пыли и другие
случайности.
Приборы Оуэнса, в которых одномоментно всасываемая поршнем
струйка запыленного воздуха пропускается над покровным стеклыш-
ком и с помощью микроскопа ведется подсчет числа осевших пылинок,
в настоящее время использовать не рекомендуется.
Весьма доступен к использованию способ определения запылен-
ности, при котором тщательно очищенный изнутри стакан перемещают
несколько раз в исследуемом объекте и затем ставят на несколько
145
часов над покровным стеклом. Количество осевших на стекло пылинок,
отнесенное к объему стакана, может характеризовать запыленность
воздуха.
Пробы на запыленность внутри воздухопроводов отбирают с по-
мощью пылемеров — изогнутых трубок с отверстиями площадью /,
которые направлены навстречу потоку (рис. 9-9). Через пылемер со
скоростью в заборном отверстии, равной скорости потока в месте из-
мерения, отсасывается запыленный поток.
1 — вход запыленного
воздуха; 2 — выпусЙ
воздуха^ 3 — сборник
пыли
Рис. 9-9. Пылемеры:
а — с фильтрацией внутри; б — с фильтрацией
снаружи; / — фильтр типа «алонж»; 2 — тепло-
изоляция; 3 — фильтр типа <циклоичик»; 4 —
расходомер (реометр) 5 — воздуходувка
При равномерном распределении запыленности по всему сечению
потока площадью F общую запыленность можно определить умноже-
нием намеренной на отношение F/f. Однако запыленность не бывает
равномерной по сечению потока, и действительную среднюю запылен-
ность рекомендуется определять путем обработки ряда измерений по
сечению аналогично определению средней скорости (см. ниже с. 151).
Получить осредненный результат можно и путем плавного пере-
мещения (проводки) прибора по сечению.
Для обеспечения равенства скоростей отсоса и потока нужно регу-
лировать этот отсос по расходомеру в соответствии с предварительно
измеренной скоростью потока.
Применяют также конструкции Альнера, в которых выравнивание
этих скоростей происходит при равенстве сравнительно просто изме-
ряемых статических давлений внутри и снаружи заборного канала
пылемера.
Отсасываемая пыль улавливается в фильтре, расположенном внут-
ри пылемера (рис. 9-9, й) или снаружи (рис. 9-9, б). Вторая конструк-
ция значительно проще, но здесь требуется контролировать осаждение
пыли в трубе пылемера и периодически ее продувать. При отсосе горя-
чих газов для предотвращения образования конденсата и засорения
146
нужно теплоизолировать трубку пылемера и даже устраивать здесь
электрообогрев.
Цели анализа уловленной пыли могут быть самыми разнообразными.
Всегда определяется ее общая масса и по возможности дисперсность;
может определяться бактериальность, процент органических и неорга-
нических составляющих, плотность массовая и насыпная, угол естест-
венного относа и пр.
Следует иметь в виду, что дисперсность пыли является важней-
шим критерием оценки воздействия пыли на живой организм и оценки
эффективности очистных устройств. Дисперсность определяется под
микроскопом, а также просеиванием, взвешиванием и разными дру-
гими методами *.
§ 9-5. Измерение давлений
Микроманометры. В вентиляционной технике для измерения
давлений, как правило, используют жидкостные приборы. Наиболее
простой из них — U-образная стеклянная трубка, заполненная водой.
Перепад уровней в миллиметрах водяного столба однозначно опреде-
ляет разность давлений в кгс/м2 (1 мм вод. ст. = 1 кгс/м2 = 9,81 Па).
Если в трубку вместо воды залить спирт, который менее плотен,
не образует сильно вогнутого
мениска, а также и замерзает .
при значительно более низкой j
температуре, то отсчет можно i _
r J г т- f П Sin (X
производить точнее. Если же 7.
одну из сообщающихся трубок ________X
выполнить наклонной, а диаметр
второй значительно расширить,
ТО отсчет, пренебрегая ничтож- Рис. 9-10. Микроманометр
ным повышением уровня в этой
расширенной части прибора, можно производить только по шкале
наклонной трубки (рис. 9-10).
По такому принципу сконструированы различные микроманометры
и тягомеры (ЦАГИ, УМ, Креля и др.). При этом микроманометры
отличаются от тягомеров возможностью изменять угол наклона мерной
трубки, т. е. возможностью приспосабливаться к требуемой точности
измерения.
Если измерена по шкале длина столбика жидкости h в мм, а также
известны длина этого столбика до начала измерения h0, (в некоторых
конструкциях приборов уровень можно подводить к нулю), угол нак-
лона измерительной трубки а в град, плотность залитой жидкости
рж в кг/м3, коэффициент тарировки прибора k (при данном а), а также
поправка по приведению результатов к стандартному состоянию воз-
духа А, то давление (Па) будет равно
Po==-i02^SlnaP“^A- -
* Коузов П. А. Основы анализа дисперсного состава промышленных пылей
и измельченных материалов. М., Химия, 1974.
147
При стандартном состоянии воздуха, т. е. при температуре ?0 = 20® С,
барометрическом давлении Во = 760 мм рт. ст. и относительной влаж-
ности фо “= 0,5 (влияние этого последнего параметра незначительно),
чему соответствует плотность атмосферного воздуха р0 — 1,2 кг/м3,
поправка
760 (/4-273)
Л “ В • 293 ’
где t и В характеризуют условия испытания.
Имеются приборы для измерения малых давлений, действующие
и на других принципах (например, мембранные типа НМП и др.).
Пневмометрические трубки. Для отбора давлений в трубопроводах
используют пневмометрические трубки типа Пито, Прандтля, МИОТ,
ЦАГИ и др. Для отбора давлений в свободных струях используют
те же пневмометрические трубки, а в атмосфере — барометры.
В трубке располагаются два канала: один в отогнутой части сое-
диняется с лобовым отверстием в носике, а другой — с перпендикуляр-
ным ему боковым отверстием или щелью (рис. 9-11).
^Рст
Рй4; ‘9-Н. Пневмометричёская трубка
Рис. 9-12. Измерение статиче-
ского давления
Через боковое, отверстие воспринимается статическое давление,
а через лобовое — полное, т. е. сумма статического и динамического
давлений. По разности полного и статического давлений можно опре-
делить динамическое давление.
Поскольку статическое давление в отличие от полного достаточно
равномерно распределяется по сечению воздухопровода, то его можно
отбирать без трубки через отверстие в стенке (рис. 9-12). Условием
правильного отбора полного давления является расположение трубки
лобовым отверстием навстречу потоку.
Действительное направление воздушного потока можно определить
с помощью двухмерного шарового зонда или показанным на рис. 9-13
148
способом, по' которому при выравнивании двух полных давлений
по угломеру выявляется и угол скоса потока. При закруглении нано*
нечника прибора (например, в пневмометрической трубке ЦАГИ)
влияние незначительного скоса потока практически не сказывается.
Однако всякая пневмометрическая трубка должна быть протарирова-
на, т. е. показания ее определены путем сопоставления с эталонным
прибором.
Необходимо отметить, что хотя физически полное давление всегда
больше статического, однако при измерениях во всасывающем возду-
Рис. 9-14. Измерение давлений во всасывающем и
нагнетательном воздухопроводах
хопроводе отсчет по микроманометру для статического давления полу-
чается большим, а в нагнетательном воздухопроводе — меньшим, что
видно на рис. 9-14.
Измерение разности давлений. Потери давления на участке воз-
духопровода или в различных элементах вентиляционной сети (фильт-
ре, калорифере и др.) нужно измерять только по перепаду полных
давлений. При недостаточно выровненном потоке эти давления в каж-
дом поперечном сечении следует принимать путем осреднения измег
рений в разных точках по осям сечений аналогично определению сред-
них скоростей (см. ниже с. 151).
Если площади обоих поперечных сечений одинаковые, а поток
достаточно выровнен, то задача значительно упрощается — можно
удовлетвориться измерением перепада статических давлений. Поток
обычно достаточно выравнивается на расстоянии пяти калибров (диа-
метральных размеров сечения) за отводом или другим местным сопро-
тивлением. Особенно важно это условие обеспечивать при измерении
развиваемого вентилятором давления, т. е. разности полных давлений
перед вентилятором и за ним. Чтобы правильно оценить сопротивление
испытываемого участка сети или давления вентилятора, потери дав-
лений на таких выравнивающих участках нужно высчитывать по
результатам дополнительных измерений или путем расчета.
149
§ 9-6. Измерение производительности
Производительность вентилятора в установке обычно опре-
деляют в соответствии с расходом воздуха через присоединяемый воз-
духопровод, вычисляемого путем умножения его поперечного сечения
на измеренную среднюю скорость:
L = fvcp,
где L выражают в м3/с, если f — в м2; пср — в м/с.
В связи с этим ниже прежде всего рассматриваются методы опре-
деления средних скоростей.
Измерение средней скорости воздуха по коллектору (рис. 9-15).
За плавным входным коллектором, который обеспечивает за собой
весьма равномерное поле скоростей, измеряют статическое давле-
ние рк. Оно больше динамического давления в этом сечении на вели-
чину весьма малых потерь на вход через коллектор и на трение в ко-
ротком патрубке.
Эти потери при плавном очертании коллектора и патрубка длиной
в калибр могут быть оценены в пределах 4% от динамического давле-
ния, т. е. рк = 1,04 рлиа = 1,04 V2 (р/2),
откуда
Рис. 9-15. Измерение средней
скорости по коллектору
Если рк выражено в Па и р = 1,2 кг/м3,
то v = 1,27 Ypn-
При необходимости особо точных
измерений процент потерь уточняют
тарировкой/
Измерение средних скоростей и рас-
ходов воздуха при поджатии потока.
Среднюю скорость можно измерить по
перепаду статических давлений до и
после поджатия потока диафрагмой, соплом или, что связано с
меньшими потерями и наиболее удобно для запыленного потока,
трубкой Вентури (рис. 9-16).
Среднюю скорость (а для трубки данного размера — расход) под-
считывают по формулам
v^ = kY^P или L — kY~&P>
\р — перепад статических давлений; k, k' — тарировочные коэф-
фициенты.
Для трубок Вентури (рис. 9-16) на основе использования уравне-
ния Д. Бернулли можно подсчитать в первом приближении:
_Р М \2 /_1___1_\ ’
2 \ л М d* D* )
где L выражают в м3/с; Ар — в Па, р — в кг/м3; d и D — в м.
150
Для возможности практического использования трубок Вентури их
следует тарировать (например, по коллектору).
Измерение скоростей пневмометрическими трубками. Выше было
показано, что пневмометрическими трубками в определенном месте
можно изменять полное и статическое давления, а по их перепаду —
и динамическое давление:
2 Р
Р Рст Рдин 2 ’
откуда
а при р = 1,2 кг/м3
1,29/рдин.
Для определения средней скорости потока следует осреднять ре-
зультаты нескольких измерений по поперечному сечению.
Такие измерения в воздухопроводах круглого поперечного сечения
можно проводить по одному или двум взаимно перпендикулярным
диаметрам в серединах 3—5
колец, равновеликих по пло-
щади. Расстояние точек заме-
ра от центра подсчитывают
по формуле '
где /? — радиус воздухопро-
вода; п — порядковый номер
точки отсчета от центра; т —
число колец.
Другой, более точный, способ заключается в графическом интегри-
ровании снятого поля скорости, которое позволяет наглядно судить
и о характере движения потока, что весьма важно.
Результаты измерения скоростей v в 5—9 произвольных точках
по диаметральной оси d наносят в виде точек на график и через них
проводится плавная кривая — поле скорости (у стенок скорости нуле-
вые, рис. 9-17).
Для произвольно выбранных значений радиусов г во вспомогатель-
ную таблицу записываются получаемые из поля скоростей скорости vr,
после чего вычисляют произведение гиг. Затем на том же графике по
результатам вычислений наносят в координатах г — гиг две кривые
(масштаб rvr— произвольный) и подсчитывают площади под этими
кривыми.
Подсчитывать площадь можно планиметром или по числу клеточек
графика с учетом масштаба построения.
В нашем примере (рис. 9-17) под левой кривой оказалось 25 клеточек, а под
правой — 20, т. е. в среднем 22,5. Масштаб г в одной клеточке 0,002 м, а пг — 0,1 м2/с,
т. е. площадь 22,5-0,002 • 0,1 = 0,045 м3/с.
151
В известной,теоретически выводимой формуле для определения средней скорости
R
' 2 f
fcp = J rvrdr
О
значение интеграла соответствует подсчитанной выше площади, а поскольку
Я = 0;1 м, то
2
1’ср“бл"20’045=9 м/с<
Измерение скоростей анемометрами. Крыльчатые анемометры пред-
ставляют собой вертушки со счетчиками. По числу оборотов вертушки
.’•.4^ ’ W ' О 0,04 ' 0,08 г,м
за измеряемый секундоме-
ром промежуток времени
судят о скорости воздуш-
ного потока, используя
данные тарировки прибо-
ра.
Чувствительность при-
боров зависит от величи-
ны трения опор вертушки.
Чашечные анемометры, оси
которых располагаются в
подшипниках, рекоменду-
ется использовать для из-
мерения скоростей не ме-
нее 0,5 м/с, а лопастные,
вертушки которых враща-
ются на полированных
струнах с весьма малым
трением, — для скорости
начиная с 0,02—0,05 м/с
(рис. 9-18).
Если для чашечных
анемометров направлен-
ность воздушных потоков
Мыв | г,м 0 0ft2 0,04 0,06 0,08 0,1
vr,M/c 9,5 9,6 9,9 9,9 9,3 0
r-Vr,MlC 0 0,19 0,40 0,00 0,74 0
1 r,M 0 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1
vr,Mic 9,5 9,7 10,0 9,9 9,2 0
Г-VfiM/C 0 0,195 0,40 0,60 0,75 0
Рнс. 9-17. Поле скорости и его графическое
интегрирование
не имеет существенного
значения, то для лопаст-
ных анемометров поток
должен быть направлен
по оси вращения.
Крыльчатые анемомет-
ры используют для .изме-
рений в свободных струях
и в каналах большого по-
перечного сечения.
Влияние неравномер-
ности распределения ско-.
ростей по сечению потока устраняют путем осреднения результатов
измерений или плавной проводкой включенного прибора по сечению.
152
Крыльчатый анемометр при измерении устанавливают в потоке.
После разгона вертушки включают на определенное время Z секундо-
мер и одновременно счетчик оборотов, показания которого фиксируют
до начала опыта пг и пос-
ле его окончания nt. Про-
должительность опыта
должна быть не менее 30 с.
Рычажком включения или
выключения счетчик мож-
но управлять дистанцион-
но— с помощью шнурков.
Число оборотов в секун-
ду с учетом тарировочного
коэффициента k (по табли-
це или графику паспорта
прибора) определяет изме-
ренную скорость воздуш-
ного потока по формуле
Рис. 9-18. Анемометры (схемы):
а — чашечный; б — лопастной (струнный); / —
чашка; 2 — лопасть; 3 — подшипник; 4 — фгруна;
5 — счетчик
Использование электроанемометра (рис. 9-19) основано на измере-
нии термопарой температуры нагреваемой проволоки, изменяющейся
в зависимости от скорости обдувающего потока. По показанию ври-
соединенного к термопаре гальванометра с помощью тарировочной
кривой определяют искомую скорость.
Рис. 9-19. Электроанемометр:
1 — датчик (обогреваемая платиновая
проволока); 2 — разнородные проволо-
ки (термопара); 8 — реостат; 4 — ба-
тарея нагрева; 5 — гальванометр
Скорость воздуха можно определить также реактивными прибо-
рами (рис. 9-20), основанными, например, на измерении высоты подъе-
ма воздушной струей в вертикальной стеклянной трубке поплавка
(ротаметр) или измерении угла отклонения воздушной струей флюгера
(реаметр).
153
§ 9-7. Испытание и регулировка сетей
Испытание сетей (воздухопроводов) заключается в определе-
нии расходов воздуха через отдельные ответвления и участки, под-
сосов и утечек воздуха, а также потерь давления в тех или иных их
частях.
Для облегчения анализа весьма полезно предварительно снять
характеристику данной сети. Для этого путем изменения частоты
вращения данного или специально установленного вентилятора сле-
дует обеспечить несколько разных значений производительности и
измерить при них потерю давления в сети. По нескольким полученным
парам значений строят искомый график (см. рис. 2-9). Изменять про-
изводительность вентилятора с помощью дросселирования, очевидно,
нельзя.
Перераспределение или изменение расходов производят регули-
ровкой — путем введения или удаления дополнительных сопротив-
лений. Сначала испытывают воздухопровод в его рабочем состоянии
и выявляют режим его работы. Затем на основе анализа намечают
мероприятия по регулировке заданного режима, проводят ее, после
чего ведут поверочное испытание.
Расходы воздуха и потери давления определяют в соответствии
в описанными выше рекомендациями (см. с. 147—152).
Полные давления в различных сечениях воздухопровода можно
определить путем измерения мало изменяющегося по сечению стати-
ческого давления (при помощи отверстия в стенке или трубкой) и
прибавления к нему (в нагнетательной части воздухопровода, а во
всасывающей — вычитания) динамического давления, вычисленного
по средней скорости:
Р = Рст±и2у-
Измерять скорости воздушного потока перед отверстиями и решет-
ками или за ними удобнее всего в свободных струях анемометрами
(см. выше с. 152).
При измерениях давлений в воздухопроводах весьма важно выбрать
место измерения в наибольшем удалении от колеи, тройников или дру-
гих местных сопротивлений, искажающих структуру потока (не ближе
чем на расстоянии пяти калибров).
В воздухопроводах круглого поперечного сечения скорость можно
измерять по одной оси (диаметру), а при недостаточно выровненном
потоке — по двум взаимно перпендикулярным диаметрам, осредняя
затем результат. По каждой оси измерения проводят пневмометри-
ческой трубкой через 12—25 мм, но не менее чем в пяти точках.
Статическое давление обычно достаточно измерить только в одном
месте.
В воздухопроводах с прямоугольным поперечным сечением изме-
рения проводят в серединах разбиваемых квадратов площадью не
более 0,05 м2 каждый (но не менее чем в четырех точках), а затем вы-
числяют среднеарифметическое значение.
154
В первом приближении, если измерять пневмометрической трубкой
скорость воздуха при стандартных условиях только в середине круг-
лого поперечного сечения воздухопровода, расход составит
l=°,8 у"— Р™ ср Т d* 3600 = 3540d2 Vp^>’
где L выражено в м3/ч, d — в м, рдвн_ср — в Па.
Если в регулируемом ответвлении помимо расхода £исп определена
в результате испытания потеря давления рисП, то в первом приближе-
нии для определения величины вводимого или исключаемого сопро-
тивления рсопр для обеспечения проектных значений Lnp и рвр следует
воспользоваться зависимостью
7-исп "|/ Рпр "|/ Рисп“ЬРсопр
7-Пр ' Рпсп ' Рисп
откуда
[/ I \2 1
-тМ - 1 .
\ ‘-пр / J
Положительное значение рсопр указывает на необходимость дрос-
селирования, а отрицательное — на необходимость уменьшить сопро-
тивление в ответвлении.
Нужное положение задвижки дроссель-клапана или диаметра от-
верстия в диафрагме можно получить по значению коэффициента
местного сопротивления (см. табл. 1-10, 1-11, 1-12), вычисляемому
в соответствии с этим сопротивлением, а также диаметром воздухо-
провода и расходом через него, определяющими динамическое давле-
ние.
Пример. При испытании установлено, что в ответвлении при LBcn = 500 м3/ч
потеря давления составляет рвсп = 120 Па.
Требуется определить диаметр отверстия диафрагмы d (мм), если диаметр ответ-
вления D = 150 мм и требуется обеспечить расход £пр = 400 м3/ч.
Решение. Определим рсопр, рдин и
₽сопр=12О[(500/400Р-1]=68 Па;
/ 400-4 \2 1,2 . /
₽див \3600 3,14 - 0,152/ 2 ’
£ = 68/24 = 2,8.
В табл. 1-10 этому соответствует f/F — 0,55 или d/D = )А),55= 0,74 и диаметр
отверстия диафрагмы d= 150-0,74 = 110 мм.
Целью регулирования сложных воздухопроводов является рас-
пределение воздушных потоков по ответвлениям в соответствии с про-
ектными условиями.
Для этого сперва путем дросселирования для каждого параллель-
ного разветвления нужно обеспечить распределение расходов в оди-
наковом отношении к проектным, причем следует начинать с наиболее
удаленных от вентилятора ответвлений. Затем путем изменения ре-
жима работы вентилятора (например, изменением частоты вращения)
его производительность доводят до проектной, чем обеспечивается
заданное распределение расходов через ответвления.
! 155
Пример. Рассчитан воздухопровод (рис. 9-21), обслуживаемый вентилятором,
которой при частоте вращения 100 рад/с должен подавать 6500 м’/ч воздуха, причем
через ответвление а — 1000, через б — 2500 и в — 3000 м’/ч.
Решение. Измеренные расходы оказались: через ответвление а — 700,
б —• 1200 м’/ч. Путем дросселирования расходы здесь были доведены до 600 и 1500 м’/ч,
т. е. в одинаковом отношении к проектным:
- 600/1000=1500/2500 = 0,6.
Затем при дросселировании ответвления в расход через него составил 1500 м’/ч,
асуммарныйрасходчерез ответвления а и бснизился с 600 4- 1500 = 2100 до 1750м3/ч,
* т. е. было обеспечено новое одинаковое от-
0,-1000 ношение
1500^' 1500/3000=1750/3500 = 0,5.
О г Фактическая производительность вен-
тилятора оказалась равной 1500 + 1750 =
0-3000 — 3250 м3/ч при частоте вращения 100 рад/с,
л oi п - __ ____„ а проектная производительность в 6500 м’/ч
Рис. 9-21- Схема воздухопровода МОжет быть достигнута при Частоте вращения
(к примеру расчета) J г
100 • (6500/3250)=200 рад/с.
Расходы воздуха по ответвлениям в результате регулировки распределились
в соответствии с проектными условиями. Напоминаем, что о регулировке ответвле-
ний путем нзменении диаметров говорилось выше на с. 61.
§9-8. Испытание вейтиляторов
Целью испытания вентиляторов является выявление их при-
годности для обеспечения заданных условий эксплуатации в части
аэродинамики (производительность, давление), энергетики (мощность,
к. п. д.), акустики (уровень силы шума), прочности (допускаемая
частота вращения), а также составление аэродинамических характери-
стик этих машин.
Кроме того, может проверяться работоспособность вентилятора
при перемещении газов и пылевоздушных смесей, отличающихся от
атмосферного воздуха, а также продолжительность безремонтной
эксплуатации (ресурс) и др.
Аэродинамические и энергетические качества вентилятора, как
показано в гл. 5, наиболее полно и наглядно выражаются его характе-
ристикой.
В результате усовершенствования методики акустических испыта-
ний* и разработки соответствующих ГОСТов начали шире применяться
и акустические (шумовые) характеристики различных вентиляторов
(см. рис. 8-6).
Прочностные испытания вентиляторов ведут при обязательном
соблюдении мер безопасности при увеличенной частоте вращения по
сравнению с расчетной не менее чем на 10%. При специальных иссле-
дованиях выявляют критическую частоту вращения лопаточных
колес, постепенно наращивая ее до начала разрушения данной кон-
струкции.
Испытание вентиляторов, разработанных для серийного внедрения
или особых условий, представляет значительную сложность. Выпол-
няют такие испытания в лабораторных условиях в соответствии
с действующими ГОСТами. Например, методика аэродинамических
156
испытаний радиальных и осевых вентиляторов в настоящее время
регламентируется ГОСТ 10921—74. При испытаниях & целях построе-
ния полной характеристики вентилятора, т. е. зависимостей р— L,
N — L и т] — ГприР, р, ® = const, измеряют производительность L,
давление р, частоту вращения ®, мощность W (также температуру i
и давление воздуха В для определения его плотности р). Затем делают
пересчет этих параметров в соответствии со стандартной р0 и выбран-
ной (оО1 вычисляют к. п. д. 1] (о построении и пересчете характеристик
см. гл. 2).
Рис. 9-22. Схема установки для испытания вентилятора на всасывание:
1 — испытываемый вентилятор; 2 — двигатель с приборами измерения частоты
вращения и мощности; 3 — камера для измерения давления; 4 — дроссель; 5 — кол-
лектор для измерения расхода; 6 — вентилятор наддува
В лабораторных условиях для вентиляторов различных типов и
размеров обычно используют камеры всасывания (рис. 9-22). Расход
воздуха, регулируемый дросселем, измеряется «по коллектору» (см.
выше с. 150) или другим способом. Давление замеряют внутри камеры,
где ввиду большого сечения и малых скоростей выровненного потока
статическое давление практически совпадает с полным.
Если необходимо обеспечить режимы работы при нулевой или даже
отрицательной производительности (во втором квадранте характерис-
тики — см. выше), то к камере нужно присоединить вентилятор над-
дува, помогающий преодолевать сопротивление стенда (рис. 9-22).
Частоту вращения (п, об/мин, или ® =±= лп/30, рад/с) измеряют
с помощью обычного тахометра, позволяющего производить отсчет
однозначно или при одновременной фиксации времени — счетчиком
числа оборотов.
Самым сложным при испытании вентилятора является измерение
его мощности. Наиболее надежно это осуществляется при использова-
нии динамометра в виде электродвигателя со свободно подвешенным
на подшипниках вала статором с коромыслами и весами (рис. 9-23).
157
При испытании статор электродвигателя воспринимает силовой
крутящий момент и поворачивается. Величина этого момента опре-
деляется произведением длины плеча коромысла на вес груза, возвра-
щающего Статор в исходное положение (М = 1g), а мощность — по
формуле
N = Мео.
При этом если I выражено в м, g — в кг и и — в рад/с, то N полу-
чим в Вт.
Для исключения затраты мощности на механические потери в са-
мом динамометре предварительно определяют вес груза g0 при отсое-
а) l< ...£ >| И)
Рие. 9-23. Измерение мощности динамометром!
а — весы; б — динамометр; / — гиря
динеином вентиляторе и
вычитают его из измерен-
ного при испытании gH3U,
т. е.
g gasu go-
Мощность вентилятора
также можно определить
электрическим способом.
Для этого измеряют под-
веденную к электродвига-
телю активную мощность, пересчитываемую в соответствии с к. п. д.
самого электродвигателя т)в (он меняется в зависимости от нагруз-
ки). Если имеется передача
к вентилятору, учитывают
к. п. д. механических потерь
в ней т]п.
При постоянном токе
М=Д/т]9т]п.
Если сила тока / выражена
в амперах, а напряжение U—
в вольтах, то мощность N
получится в ваттах.
При переменном трехфаз-
ном токе активную мощность
можно измерить по схеме,
показанной на рис. 9-24.
Для определения мощно-
Рис. 9-24. Электрическая схема измерения
мощности:
ТТ — трансформаторы тока; TH —• трансформа-
теры напряжения; А — амперметры; V — вольт*
метр; W — ваттметры
сти вентилятора должны
быть известны также коэффициенты трансформации силы тока и
напряжения т)н. Тогда
^ = (^1+r2)W|,Лн,
где мощность N и показания ваттметров W, и W, выряжены в
ваттах.
В самом грубом приближении потребляемую электродвигателем
198
мощность определяют по табличным значениям его и 1й и измерен-
ной силе тока I из отношения
N=N0I/I0.
Некоторые вентиляторы (например, двустороннего всасывания)
испытывают при нагнетании (рис. 9-25).
Приходится испытывать вентиляторы и в условиях их эксплуата-
ции в системах. В этом случае удовлетворяются измерениями произво-
дительности и давления на одном или ограниченном числе режимов.
/ — испытываемый вентилятор; 2 — переходной участок; 3 — измерение
давления и расхода; 4 — дроссель; 5 — двигатель с приборами измерения
частоты и мощности
При этом сечения перед вентилятором и за ним следует выбирать
с более выровненным потоком, а измерения производить только путем
снятия полей (см. выше с. 151).
' § 9-9. Регулировка вентиляторов
Главная цель регулировки работы вентиляторов — измене-
ние их производительности до нужной величины. Регулировку можно
производить двумя способами: качественным путем изменения ха-
рактеристик вентиляторов или количественным путем изменения
характеристик сетей (рис. 9-26).
Количественный метод регулировки, при котором увеличивают
сопротивление воздухопровода с помощью задвижки или дроссеЛя,
очень прост, однако он крайне неэкономичен и позволяет производить
регулировку только в сторону уменьшения производительности.
Качественный метод регулировки более экономичен и осущест-
вляется путем изменения частоты вращения или геометрических пара-
метров вентилятора, а также применением направляющих аппаратов.
При этом меняются характеристики вентилятора и его производитель-
ность.
В настоящее время большая часть вентиляторов приводится в дей-
ствие, как уже указывалось в гл. 7, электрическими двигателями пере-
менного тока, частота вращения которых зависит от частоты тока и
159
числа пар полюсов магнитной системы. Наиболее распространены
двигатели с частотой вращения 75, 100, 150, 300 рад/с (720, 960, 1440 и
2880 об/мин), причем с изменением нагрузки частота вращения ме-
няется незначительно.
Выпускаются электродвигатели с переключением числа пар полю-
сов, так называемые многоскоростные, позволяющие менять частоту
вращения скачкообразно (300—150, 150—75 рад/с и т. д.), однако такие
электродвигатели громоздки и Дороги. .
Таким образом, при непосредственном соединении электродвига-
телей переменного тока с вентиляторами (способе, наиболее целесооб-
разном по соображениям надежности эксплуатации, уменьшения шума,
уменьшения габаритов установки, а также предотвращения потери
Рис. 9-26. Работа вентилятора в сети при регулировке:
а — качественной; б — количественной
мощности в передаче) регулировка их посредством изменения частоты
вращения затруднительна. Агрегатные же электрические системы
Леонарда (генератор — двигатель), Спидлера (два асинхронных дви-
гателя) и другие весьма громоздки, сложны, вследствие чего в венти-
ляторных установках они применения не получили.
В электродвигателях постоянного тока регулировку частоты вра-
щения производят очень просто и экономично — электрическими
способами. Однако постоянный ток для силовых целей применяется
редко.
При наличии промежуточной передачи, которая на основе сказан-
ного выше менее желательна, частоту вращения вентилятора регули-
руют изменением передаточного числа. Наиболее часто применяется
ременная передача (плоская или клиновидная). В этом случае регули-
ровка производится путем изменения диаметров шкивов.
В случае использования специальных клиновидных ремней можно
применять разжимной шкив с изменяющимся диаметром (рис. 9-27),
в результате чего таким вариатором в широких пределах изменяется
передаточное число.
Для регулировки крупных установок успешно применяют гидро-
муфты (рис. 9-28), состоящие из двух соосных роторов: ведущего,
насаживаемого на вал двигателя, и ведомого, который насаживают на
вал вентилятора. Кольцевое пространство, в котором находятся
160
лоттки ротора, заполнено маслом, и вращение вала двигателя вызы-
вает вращение вала вентилятора. Частота вращения получается тем
меньшая, чем меньше находится там жидкости
или чем меньше ее давление. Существующие
конструкции гидромуфт весьма сложны, они
имеют высокую стоимость и недостаточно вы-
сокий к. п. д. при глубоком регулировании,
так как он изменяется пропорционально изме-
нению частоты вращения.
Весьма удобно применять для регулировки
вентиляторов электромуфты, действующие по
принципу электромагнитной индукции. Элект-
ромуфта представляет собой индуктор (рис.
9-29), вал которого соединяется с валом вен-
тилятора, а статор—с валом двигателя. При
увеличении или уменьшении тока возбуждения
изменяются сила магнитного потока и взаимо-
действие между якорем и статором индуктора.
Вследствие этого в широких пределах может
изменяться частота вращения колеса вентиля-
тора.
Существенным преимуществом электромуфт
является возможность весьма простого дистан-
ционного управления ими, хотя к. п. д. их при
глубоком регулировании, как и у гидромуфт,
Рис. 9-27. Схема дей-
ствия вариатора:
i — вентилятор; 2 —
разжимной шкив; 3 —
ремень; 4 — пружины;
5 — двигатель; 6 —- ме-
ханизм натяжения рем-
ня; 7 — шкив
недостаточно высок.
Геометрические параметры у вентиляторов в целях регулирования
можно изменять самыми разнообразными способами. Проще всего это
делают у осевых вентиляторов — путем поворота лопаток или изме-
Рис. 9-28. Схема действия гид-
ромуфты:
/ — вентилятор; 2 — корпус гид-
ромуфты; 3 — турбина гидромуф-
ты; 4 •— двигатель
Рис. 9-29. Схема действия
электромуфты:
/— вентилятор; 2 — статор элект-
ромуфты; 3 — ротор электромуф-
ты; 4 — двигатель
нения их числа. Повернуть лопатки у радиальных вентиляторов кон-
структивно значительно сложнее. Здесь несколько легче можно осу-
ществить регулировку с помощью поворотных закрылок (элеронов),
размещаемых на выходных кромках лопаток колес вентиляторов.
6 Калинушкин М. П.
161
Весьма эффективно вести регулировку радиальных вентитят^рог
путем изменения активной ширины колеса с помощью диска, пере
метаемого в осевом направлении (рис. 9-30). Диск можно перемещал
стержнем, пропущенным через пустотелый вал колеса вентилятора
Такая регулировка, однако, затруднительна при криволинейных i
двоякоизогнутых лопатках колеса.
В настоящее время для качественной регулировки радиальны?
вентиляторов все шире используют конструктивно простые и достаток
но эффективные лопаточные направляющие аппараты, устанавливав
мые перед всасывающими отверстиями. При повороте лопаток аппарат:
изменяется скорость закручивания входящего в колесо потока (с1н)
Рис. 9-30. Схема регу-
лировки вентилятора
изменением активной
ширины колеса диском
в результате чего изменяются развиваемое давление (/?, = рб'2ггп -
— см. с. 87) и производительность. К. п. д. снижается в мень
шей степени, чем при дросселировании.
В последние годы опробованы и внедрены разнообразные конструк
ции таких аппаратов. Осевой направляющий аппарат (рис. 9-31, а
представляет собой набор лопаток, радиально расположенных в
входном или примыкающем к нему патрубке и синхронно поворачива
ющихся на любой угол. Упрощенный! радиальный направляющий ап
парат (рис. 9-31, б) представляет собой входную боковую коробку с на
бором поворотных лопаток.
Сравнивать экономичность различных регулирующих устройст
удобно по графикам регулировки, построенным в координатах N/No -
— L/Lo (здесь мощность W и производительность L с нулевым индек
сом — па исходном режиме, а без индекса — на режиме регулировки)
Чем меньше величина N/Nn при одном и том же значении L/Lo, тем
очевидно, экономичнее будет способ регулировки.
На рис. 9-32 изображен график регулировки радиального венти
лятора, построенный по результатам испытаний, проведенных с пс
мощью дросселя, направляющего аппарата и регулировочной муфты
162
> данном случае, как п в большинстве других случаев, расположение
ривых на графике показывает преимущество муфты по сравнению
регулирующими аппаратом и в особенности дросселем.
Пример. 1ребуется o:ij,c щ.шт:> мощность радиальною
ри уменьшении его производительности до - (>600 мфч,
1] = 0,4 подается L = '.О ООО м3 ч при р ~-= 1000 Па.
liciiTH.srfiOpa (plic, 9-33)
если при о)]-- 145 рад/с
Рис. 9-32. Регулировочный график:
— дроссель: 2 — направляющий аппарат;
3 — муфта
Рис. 9-33. Пример регулировки
работы вентилятора
Решение. Мощность при указанном режиме составляет
10 000-1000
Л 3600- 1000 - 0,4
6,8 кВт.
При дросселировании и неизменной частоте вращения величине производитель-
гости Lj = 6600 м3/ч соответствуют на характеристике ifo = 0,5, р, = 1300 Па
i мощность, равная
v 6600-1300
“ЗбООЛООО 0,5
= 4,7 кВт.
Производительность Lj = 6600 м3/ч обеспечивается
характеристике воздухопровода при частоте вращения
также при неизменной
a>! = 145 (6600/10 000) = 95 рад/с,
чему соответствует р2 = 450 Па при неизменном т] = 0,4. Мощность при этих уело»
виях будет составлять
6600 - 450 о п D
3600-1000 - 0,4 - кВт-
Эго значительно меньше предыдущей, так как там мощность бесполезно расхода*
валась иа преодоление сопротивления дросселя (1300—450= 850 Па)
Рассмотренный пример типичен и свидетельствует о явной неэкономичности
дросселирования.
*
6*
163
Главе 10
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК
§ 10-1. Экономика эксплуатации
Даже безукоризненно налаженные вентиляторные установки
могут спустя некоторое время работать неудовлетворительно, если
их эксплуатация не налажена надлежащим образом.
Правильная эксплуатация вентиляторных установок заключается
не только в повседневном наблюдении за их техническим состоянием
и в своевременном ремонте, выполнении правил техники безопасности
и пожарной профилактики, но и в обеспечении наименьших материаль-
ных издержек.
В большинстве случаев расходы на эксплуатацию вентиляторных
установок за определенный промежуток времени, зависящие в основ-
ном от стоимости потребляемой двигателями электроэнергии, превос-
ходят их монтажную стоимость, отнесенную к тому же промежутку
времени (амортизацию).
Количество потребляемой двигателем электроэнергии зависит от
режи?:а работы сети, вентилятора и самого двигателя. Известно, на-
пример, что увеличение расхода воздуха через сеть приводит к рез-
кому увеличению мощности радиальных вентиляторов, в связи с чем
целесообразно отключать бездействующие ответвления.
Еще больший эффект общего снижения расхода воздуха через
сеть (например, в вентиляционных установках при изменении сезона)
дает снижение частоты вращения вентиляторов. Это позволяет резко
снизить мощность как радиальных, так и осевых вентиляторов (в соот-
ветствии с третьей степенью уменьшения частоты вращения).
При этом нужно иметь в виду, что уменьшение мощности венти-
ляторов не приводит к пропорциональному уменьшению мощности,
потребляемой электродвигателями из сети, так как у недогруженного
электродвигателя снижается cos ср. Поэтому при постоянном или
длительном изменении режима необходимо заменять двигатель. Рен-
табельной может оказаться и замена вентилятора. Следует ясно пред-
ставлять, что в случае возможности даже незначительного увеличения
к. п. д. установки затраты по перемонтажу или замене оборудования
быстро окупятся.
Пример. Установка мощностью 30 кВт работает ежесуточно по 21 ч. Годовая
(365 дней) стоимость электроэнергии из расчета 0,02 руб. за 1 кВт-ч составляет
30-21- 365 • 0,02 = 4600 р уб.
Решение. В результате замены вентилятора на более соответствующий
(что обошлось в 100 руб.) к. п. д. установки увеличился на 10%; это дало годовую
экономию по электроэнергии в 4600 -0,1= 460 руб., т. е. с избытком окупило расходы
на реконструкцию.
Снизить стоимость эксплуатации вентиляторных установок можно
также уменьшением издержек на содержание обслуживающего пер-
сонала. Механизация и удешевление обслуживания вентиляторных
установок обеспечиваются применением автоматизации и диспетчери-
зации управления. t
164
Автоматику можно применять для текущей регулировки путем
прикрывания или открывания задвижек моторчиками, для выключе-
ния двигателей при перегрузке при помощи тепловых реле и т. д.
Диспетчеризация осуществляется путем управления всеми установками
из одного пункта. При этом дублирующие пусковые устройства должны
быть расположены непосредст-
венно возле оборудования.
На рис. .10-1 показана функ-
циональная схема автоматиче-
ского регулирования, напри-
мер, вентиляции помещения.
В сфере действия объекта раз-
мещают чувствительный измери-
тельный орган — датчик в виде
термопары, гигрометра, мано-
метра или другого прибора.
Командной импульс от дат-
чика поступает в усилитель —
Рис. 10-1. Функциональная схема систе-
мы автоматической регулировки
управляющий орган, а оттуда в
исполнительный орган (механизм), который может быть в виде
электродвигателя, электромагнитного клапана, мембранного или
поршневого устройства. Ими приводится в действие регулирующий
орган — задвижка, клапан, направляющий аппарат и др.
Пневматические устройства проще, но электрические универсаль-
нее. Для обеспечения устойчивого регулирования предусматриваются
различные виды обратной связи с управляющим органом *.
Автоматизированными и неавтоматизированными вентиляторными
установками, особенно при большом их числе, следует управлять
с помощью средств диспетчеризации, для чего контрольные приборы.
кнопки или ключи располагают на щитах, устанавливаемых в спе-
циально выделенных помещениях диспетчерских пунктов.
В диспетчерских пунктах по приборам дистанционно контроли-
руются сигналы о нормальном действии оборудования, изменении
режима эксплуатации, об аварийном отключении и производится
дистанционно включение и отключение. Все это позволяет значительно
сократить дежурный персонал у местных щитов управления.
Диспетчеризацию вентиляторных установок выгодно объединить
с диспетчеризацией других систем — энергоснабжения, водоснабже-
ния и др.
§ 10-2. Служба эксплуатации вентиляторных установок
Ответственность за общее состояние вентиляторных устано-
вок несет главный инженер предприятия, а за правильную эксплуата-
цию и сохранность отвечают начальники производственных цехов.
* Об автоматическом регулировании и диспетчеризации см. ки: Давыдов Ю- С.
и Нефедов С. В. Техника автоматического регулирования систем вентиляции и кон-
диционирования воздуха. М., Стройиздат, 1977.
165
Техническое руководство и контроль за эксплуатацией и ремонтом
на предприятиях осуществляет главный энергетик пли главный ме-
ханик. На крупных предприятиях, где эксплуатируется от 100 до 200
условных вентиляторных установок, для обслуживания их нужно
создавать специальные группы под руководством инженера по венти-
ляции, а при еще большем числе установок (свыше 200) — особые
бюро.
В тех случаях, когда па предприятии имеется общая служба экс-
плуатации санитарно-технических устройств, группа или бюро по
вентиляции входят в состав этой службы. При эксплуатации менее
100 условных вентиляторных установок группу может возглавлять
техник по вентиляции.
Количество условных вентиляторных установок при их установоч-
ной мощности до 5 кВт исчисляют с коэффициентом 1, при ьощксстп
ст 5 до 10 кВт — с коэффициентом 1,5 и при мощности более 10 кВ —
с коэффициентом 2*. ,
Подсчет по такой системе не учитывает сложность установок и
главнейший эксплуатационный показатель — трудоемкость капиталь-
ных ремонтных работ. В настоящее время все шире применяется способ
определения условного размера установки именно в зависимости от
ее сложности, т. е. от трудоемкости ремонтных работ.
Инж. И. С. Хазанов предлагает в качестве ремонтной единицы
считать 66 ч трудовых затрат, из них 54 ч — слесарей и 12 ч — элек-
триков четвертого разряда.
Число условных установок по ремонтной трудоемкости опреде-
ляется делением подсчитанной по действующим нормативам трудо-
емкое™ всех работ по капитальному ремонту на принятую ремонтную
единицу. Если трудоемкость капитального ремонта принять за 100%,
то обычно трудоемкость текущего ремонта можно оценить в 10—15%,
а осмотра и чистки — по 2—3%.
Количественно сопоставить оба способа исчисления числа услов-
ных установок трудно, но для современных систем вентиляции (вклю-
чая кондиционирование, аспирацию) в ряде случаев одной прежней
условной установки могут соответствовать десятки новых.
Па предприятиях, эксплуатирующих не менее'2000 условных
вентиляторных установок по ремонтной трудоемкости, по мнению
11. С. Хазанова, следует иметь вентиляционное бюро в составе группы
эксплуатации, проектно-конструкторской группы, лаборатории и ма-
стерских. Особую мастерскую можно и не предусматривать, возлагая
ремонт по заявкам на силы общезаводских ремонтных мастерских.
Группа эксплуатации контролирует эффективность действия уста-
новок и исправность их состояния, обслуживания, разрабатывает
документацию по планово-предупредительному ремонту (ППР), кон-
* Более подробные указания о подсчете количества вентиляторных установок
и формировании штатов приведены во «Временной инструкции по пуску, наладке
г эксплуатации вентиляционных установок на промышленных предприятиях (СН
271-64)», Гсссгройиздат, 1964, а также в кн.: Хазанов И. С. Эксплуатация, обслу-
живание и ремонт вентиляционных установок на машиностроительных заводах. М.,
Машиностроение, 1976.
166
тролирует его выполнение, участвует в проведении испытаний и на-
ладки, составляет паспорта установок и инструкции по эксплуатации.
Дежурные слесари и электрики по вентиляторным установкам,
обычно не находящиеся в непосредственном подчинении группы экс-
плуатации, выделяются для этой цели начальниками производствен-
ных цехов. Эти рабочие по мере необходимости выключают установки,
а также производят мелкий ремонт в ходе периодических осмотров.
Проектно-конструкторская группа разрабатывает проекты улучше-
ния или реконструкции установок, чертежи запасных узлов и деталей,
уточняют выполнение подрядных проектно-конструкторских работ,
совместно с группой эксплуатации участвует в приемке отремонтиро-
ванных и вновь смонтированных установок и в составлении паспортов.
Самостоятельная вентиляционная лаборатория может быть орга-
низована только на крупных предприятиях с интенсивным выделением
газовых и пылевых вредностей в окружающую среду. Обычно же бюро
обслуживается химиком из состава общезаводской лаборатории или
службы техники безопасности для отбора проб воздуха и контроля
эффективности устройств очистки приточного и удаляемого воздуха.
Если у вентиляционного бюро имеется своя мастерская, то она
выполняет текущий ремонт, изготовляет экспериментальное обору-
дование. При должной оснащенности механизмами и наличии штатов
мастерская принимает участие в капитальном ремонте и новом монтаже.
В качестве примера рассмотрим организацию службы эксплуата-
ции вентиляционных установок на одном из крупных машинострои-
тельных заводов. Эксплуатацией вентиляционного хозяйства здесь
ведает специальный цех, непосредственно подчиненный заместителю
главного инженера предприятия.
В составе цеха имеется группа технического контроля, конструк-
торское бюро, лаборатория, мастерские.
Группа технического контроля совместно с лабораторией наблюдает
за эффективностью систем и проверяет их действие, контролирует каче-
ство ремонтных работ, выполняемых ремонтной службой предприятия.
Конструкторское бюро вентиляционного цеха разрабатывает проек-
ты модернизации действующих систем и нового оборудования.
В составе лаборатории имеются подразделения аэродинамических
испытаний, пылевых измерений, химических анализов и наладки
автоматики. Основными задачами лаборатории является инструмен-
тальная проверка действия систем вентиляции и газопылеочистных
устройств. Кроме того, лаборатория совместно с привлеченными науч-
но-исследовательскими организациями по договорам ведет разработку
и внедрение новейшего вентиляционного оборудования.
Мастерские имеют два участка — изготовления оборудования и
его монтажа. На первом участке изготовляются запасные детали и
оборудование, в том числе и вентиляторы. На другом участке выпол-
няются работы по монтажу новых и реконструируемых систем, а часть
персонала принимает участие в ремонтных работах. Монтаж вентиля-
ционных систем на этом предприятии ведется комплексно, т. е. со-
вместно выполняются строительные, электротехнические, водопро-
водные и другие сопутствующие работы.
167
Заслуживает внимания зарубежный опыт организации вентиля-
ционного хозяйства. Специализированные фирмы обеспечивают в ком-
плексе проектирование, монтаж и пусковую наладку вентиляторных
установок, ведут техническое наблюдение за их эксплуатацией на
различных предприятиях.
§ 10-3. Пожарная и производственная безопасность
при эксплуатации вентиляторных установок
При эксплуатации вентиляторных установок пожарная опас-
ность особенно возникает тогда, когда по воздухопроводам переме-
щаются горючие газы и смеси, которые при тепловом импульсе могут
воспламениться или даже взорваться, распространить пожар по воз-
духопроводу.
Источником воспламенения могут стать искрообразование при ка-
сании вращающегося лопаточного колеса вентилятора с корпусом,
перегрев вала, неисправность электродвигателя или пускового устрой-
ства, накопление и разряд статического электричества.
Взрывобезопасность вентиляторов предотвращают специальным
исполнением их частей из алюминиевых сплавов, пластмассы, прес-
сованной бумаги (см. с. 84).
В помещениях, где транспортируются горючие газы, электродви-
гатели устанавливаются закрытого типа или даже в специальном взры-
вобезопасном исполнении. В таких помещениях во взрывобезопасном
исполнении должны быть установлены и пусковые устройства, предо-
хранители.
Нельзя допускать осаждения в воздухопроводах легко загораю-
щейся пыли, для предотвращения чего необходимо прежде всего уве-
личить скорость воздушного потока.
В протяженных воздухопроводах, обслуживающих несколько по-
мещений, в целях предотвращения распространения пламени реко-
мендуется устанавливать запорные клапаны, удерживаемые легко-
плавкими запорами.
Для обеспечения пожарной безопасности вентиляторных установок
поблизости от мест размещения вентиляторов располагают ящики
с песком, огнетушители, предусматриваются и другие средства огне-
тушения.
Наиболее вероятными причинами несчастных случаев является
поражение электротоком при ремонте или пуске электродвигателей
и аппаратуры, повреждения вращающимися лопаточным колесом
вентилятора, шкивами, приводом. Заземлен должен быть и воздухо-
провод, а в особенности при перемещении по нему пылевоздушной
смеси.
Ремонтные работы разрешается выполнять только при отключен-
ном электродвигателе. Должны быть надежно заземлены салазки
электродвигателей и станины вентиляторов, ограждены приводы,
защищены рещетками открытые всасывающие отверстия вентиля-
торов.
168
Если вентиляторы с электродвигателями располагают на вы-
соте, то площадки должны быть огорожены, лестницы снабжены
перилами.
Должны быть также выполнены и все другие требования действую-
щих правил по технике безопасности.
§ 10-4. Ремонт вентиляторных установок
Весьма важными мероприятиями по надежной эксплуатации
вентиляторных установок являются организация и проведение надле-
жащего планово-предупредительного ремонтов (ППР). Своевременно
и качественно проведенный ремонт вентиляторных установок повы-
шает их долговечность, возвращает утерянные в период эксплуатации
свойства, предупреждает неожиданный выход из строя.
Планово-предупредительный ремонт можно охарактеризовать, как
совокупность организационных и технических мероприятий по теку-
щему обслуживанию и ремонту, проводимому по заранее составленному
плану с целью безотказной работы оборудования.
Ремонт вентиляторных установок может быть текущий и капи-
тальный. Текущий ремонт в основном носит профилактический харак-
тер. Он способствует нормальной эксплуатации вентиляторных уста-
новок и заключается в регулярном их осмотре, устранении мелких
неисправностей, чистке, смазке. Такие осмотры и мелкий ремонт
осуществляет дежурный слесарь по вентиляции.
Установленные в результате осмотра более серьезные недочеты
устраняют при выключенных установках в обеденный перерыв, в меж-
сменное время или в выходные дни силами ремонтных бригад.
Капитальный ремонт установок производят с целью полного или
близкого к полному восстановлению их ресурса с заменой или восста-
новлением любых их частей. Выполняют его силами вентиляционной
мастерской, если она имеется, силами ремонтных бригад предприятия
или привлекаемого со стороны подрядчика. Все работы осуществляют
по графику в соответствии с заранее составленным и согласованным
планом.
Механизации процессов ремонтных работ и их ускорению в значи-
тельной степени препятствует чрезмерное разнообразие даже одно-
типных элементов выпускаемого вентиляционного оборудования —•
например, корпусов подшипников вентиляторов.
При значительном износе вентиляторных установок капитальный
ремонт не производят •— их следует демонтировать.
Текущий ремонт установок производится за счет эксплуатационных
средств предприятия, а капитальный финансируется из средств амор-
тизационных отчислений.
В целях упрощения и ускорения оформления документации по
проведению планово-предупредительного ремонта полезно наметить
по степени сложности несколько типов характерных для данного пред-
приятия вентиляторных установок, например А (аспирационных),
В (вытяжных), П (приточных), с подразделением каждого на 2—4 типо-
размера. Для каждого варианта разрабатывают технологию и смету
J69
ППР, которые применительно к конкретным условиям достаточно
только уточнить в деталях.
Ремонтную бригаду целесообразно комплектовать из 3—5 слесарей
и жестянщиков, сварщика. Для нее нужно подготовить необходимые
материалы, запасные детали, инструмент, такелажные приспособле-
ния. Ремонт электрооборудования, как правило, выполняет специали-
вированная мастерская.
Для выполнения качественного ремонта с минимальной затратой
времени и физических сил нужно использовать современные средства
механизации. Так, резку листовой стали выполняют с помощью ры-
чажных и вибрационных ножниц, сортового проката — пресс-ножни-
цами, применяются листогибочные станки, фальцовочные зиг-машины
и другие механизмы.
Листы из винипласта сваривают нагретым газовыми горелками
или электрическими подогревателями воздухом.
Планово-предупредительный ремонт начинают с осмотра устано-
вок — проверяют плотность всех соединений воздухопроводов, вы-
являют вмятины, пробоины, проржавевшие места, качество изоляции
и окраски, проверяют состояние подвесных креплений, отсасывающих
и воздухораспределительных устройств, регуляторов. При осмотре
проверяют также правильность вращения лопаточных колес венти-
ляторов, контролируют степень их вибрации и состояние баланси-
ровки. По шуму и нагреву устанавливают исправность подшипников,
по натяжению и биению — состояние передачи от вентилятора к дви-
гателю, прочность крепления станины вентилятора и салазок двига-
теля к фундаменту и пр.
При текущем ремонте установок заменяют негодные болты и про-
кладки соединений воздухопроводов, исправляют вмятины и другие
повреждения, производится исправление изоляции и подкраска,
подтягивают или заменяют подвески, исправляют или заменяют регу-
лирующие устройства. Восстанавливают также правильность дей-
ствия отсасывающих и воздухораспределительных устройств; изме-
няют, если из-за неверного подключения перепутано направление вра-
щения лопаточного колеса, производят его балансировку без снятия
с вала, регулируют подшипники и заменяют в них смазку, регулируют
или заменяют ременную передачу, подтягивают болты крепления
к фундаменту и пр.
При капитальном ремонте вентиляторных установок заменяют
не менее половины всех конструктивных элементов воздухопроводов,
восстанавливают или заменяют в них изоляцию, заново окрашивают
все элементы установок, заменяют корпуса или лопаточные колеса
вентиляторов, производят балансировку колес на станке, заменяют
изношенные подшипники и деформированную передачу от двигателей
к вентиляторам и пр.
После капитального ремонта установок производят их испытание
и наладку.
По текущему ремонту вентиляторных установок в зависимости
от вида работ автор рекомендует ориентировочную периодичность
ремонта (в месяцах), приведенную в табл. 10-1.
170
Табл и и а 10-1
Элементы установок с 3 V -1 11 С 1 Л с! Нодт л Окраска Смазка
16' ‘ЗДТХОП ПОРОДЫ 3 -6 3—6 12—24 —
Вентиляторы 3-6 3- 6 12— Эи 6—12
Привод — 1—3 -— —
Электродвигатели 6—12 6—12 12-36 12- 18
Периодичность капитального ремонта зависит прежде всего от
условий эксплуатации и, особенно, от состояния воздушной среды,
которая перемешается установкой, и мест се расположения.
В табл. 10-2 приведены рекомендуемые автором сроки такой перио-
дичности капитальных ремонтов в годах для отдельных частей уста-
нс вок.
Таблица 10-2
Э/.смен ГЫ с J аНС<1;0<» Состояние воздуха
гухой | сырой горячий запылен- ный
Срок, годы
Воздухопроводы:
из листовой стали 5-10 3-5 4—6 4—6
из минеральных плит 10-15 1—5 — —
Вентиляторы:
до № 6,3 5—10 1—5 1—3 1-3
больше № 6,3 10—15 1 — 10 1—5 1—5
Электродвигатели:
до 1 кВт 5-10
больше 1 кВт 10—15
Подшипники для вентиляторов:
низкого давления 15 000*
среднего и высокого давления .... 10 000*
Привод:
плоский ремень ... 3—5
клиновидный ремень 1—3
* Как исключение укатано в чг.сих.
Периодичность капитального ремонта вентиляторных установоя
в целом трудно нормировать, она зависит от условий работы, эксплу-
атации и первоначального монтажа. Ориентировочно капитальный
ремонт вентиляторных установок нужно проводить не реже одного
раза в три года.
Капитальный ремонт можно выполнять силами предприятия иля
специализированной строительной организацией. Текущий (в том
числе и аварийный), а также предупредительный ремонты обычно
выполняют силами и средствами предприятия.
171
§ 10-5. Паспортизация
Технический паспорт вентиляторной установки является
основным документом для организации правильной эксплуатации и
составления инструкции. Паспорт составляют не менее чем в двух
экземплярах, причем один экземпляр должен находиться у лица,
непосредственно ведающего эксплуатацией.
В паспорт должны быть включены сведения из следующих докумен-
тов, хранящихся в архиве: технического задания на проектирование,
проекта с расчетно-пояснительной запиской, исполнительных черте-
жей, результатов испытания и первоначальной регулировки, при-
емосдаточных актов, дефектных ведомостей, сведений по ремонту
и т. д.
Паспорт должен в краткой наглядной форме отражать все основные
данные об установке. В табл. 10-3 приведена примерная форма пас-
порта вентиляторной установки.
Таблица 10-3
Паспорт вентиляторной установки As
I. Общие сведения
1. Наименование предприятия..............................................
2. ’Местонахождение установки............................................
3. Назначение установки .................................................
4. Проект выполнен.......................................................
5. Монтаж выполнен.......................................................
6. Наладка выполнена.....................................................
7. Вступила в эксплуатацию...............................................
8. Сведения о ремонте....................................................
П. Сеть »
Аксонометрическая схема с обозначением по участка i I — в м, d—в мм,
L — в м3,'ч..................................................................
III. Оборудование
Вентилятор (инвентарный Хе ) По проекту В натуре
1. Тип 2. № 3. Завод-изготовитель 4. Частота вращения 5. Привод с двигателем 6. Производительность 7. Давление -
172
П рлдошени? тя'-л. 10-3
Электродвигатель (инвентарный № По проекту В натуре
1. Тип Завод-изго1овитсль 3. Частота вращения 4. Привод с вентилятором 5. Мощность 6. Напряжение тока
Другие виды оборудования.................................................
Дата заполнения -------------
Паспорт составил ------------
Проверил --------------
Номер вентиляторной установки рекомендуется обозначать бук-
вой и числом. Буква характеризует назначение установки: напри-
мер, П —приточная, В —вытяжная, А — аспирационная и т. д.,
число же после буквы выбирают произвольно, обычно по порядку
расположения установки на этажах или в цехах.
Присвоенный номер нужно надписывать на корпусе вентилятора,
крупно, яркой краской и вписать в паспорт.
Рекомендуется также составлять сводный для всего предприятия
паспорт вентиляторного хозяйства по форме, приведенной
в табл. 10-4.
Таблица 10-4
Па спорт- ный № уста- новки Место располо- жения установки Назна- чение установки Основные параметры
Вен1илятор Двигатель Сеть
Тип № рад/с Тип м, кВт рад/с Общая протя- жен- ность, м Диа- метр голов* ноте у чао» к а, мм
Форма такого эксплуатационного журнала приведена
в табл. 10-5.
Т а б л и ц а 10-5
Обнаруженный дефект Содержание ремонта Рекоменда- ции по даль- нейшему ремонту Подпись ремонтера, время дежурства
без простоя установки с простоем установки продолжи- тельность простоя
Помимо паспорта для каждой вентиляторной установки состав-
ляют эксплуатационную инструкцию, которую вывешивают на видном
месте возле пускового устройства. В инструкции в краткой и четкой
форме указывают операции по включению и выключению установок,
должны содержаться указания о порядке действия обслуживающего
персонала при пожаре. Кроме того, рекомендуется повседневно вести
эксплуатационный журнал, в котором должны быть зафиксированы
выявленные неисправности, все случаи вынужденных выключений
установок, а также фамилии дежурных, дни и часы дежурств.
§ !0-6. Характерные неисправности и меры по их
устранению
Эффект действия вентиляторной установки может резко сок-
ратиться по многим причинам. Наиболее характерные и важные из
них перечисляются ниже, указываются также меры по их устранению:
1. Колесо радиального вентилятора вращается против разворота
спирали корпуса, а колесо осевого вентилятора — выпуклостью или
острой кромкой вперед. Нужно изменить направление вращения, для
чего достаточно переключить концы двух фаз у электродвигателя;
осевое колесо, кроме того, следует перевернуть на валу.
2. Колесо радиального вентилятора забито изнутри кусками бу-
маги, тряпками, волокном.
Необходимо отсоединить всасывающий воздухопровод, снять вход-
ной патрубок и очистить колесо; следует заметить, что такое засоре-
ние наиболее вероятно для вентиляторов с часто расставленными
лопатками колеса, например, типа Ц14-46. Но засорение практи-
чески исключается при использовании пылевых вентиляторов типа
Щ17-40.
174
3. Колесо осевого вентилятора, расположенное в цилиндрическом
корпусе, имеет слишком большой зазор. Следует уменьшить диаметр
корпуса, доведя величину зазора не более чем до 1,5% от длины ло-
Увелмч; цать зазор между колесом радиального вентилятора и
внутренней кремней входного нот рубка также недопустимо, хотя по
сравнению с осевыми вентиляторами влияние зазора менее значи-
тельно.
4. При пуске вентилятора возникают стуки, вибрация. Следует
подтянуть болты крепления корпуса, проверить надежность крепле-
ния колеса на валу, а если это не помогает, то следует проверить и
произвести балансировку колеса.
4. Ременный привод буксует. Надо передвинуть электродвигатель
на салазках, перешить ремень или заменить его.
5. Перегорает предохранитель или обмотка электродвигателя.
Их следует восстановить, устранив причину повреждения.
6. Засорен воздухопровод. Следует установить место засорения
простукиванием, затем разобрать звено и прочистить его.
7. Ослабли места соединений или образовались щели (дыры) в воз-
духопроводе: нужно подтянуть фланцы, заменить прокладки, дыры
заделать пли заменить звено.
ПРИЛОЖЕНИЯ
Приложение 1
Таблица для расчета воздухопроводов
В первой горизонтальной строке головки таблицы указаны диаметры
d (мм), во второй —площади поперечных сечений f (м3).
В первой колонке указаны скорости воздуха v (м/с), во второй—соответ-
V, м/с d, ММ 100 125 140 160
f, мг 0,00785 0,0123 0,0152 0.0201
(Р/2) о’, Па L к/л L k/d L Х./4 L К/d
1 0,6 28 0,360 44 0,280 56 0,230 75 0,195
1,5 1,4 42 0,325 66 0,245 83 0,215 109 0,180
2 2,4 56 0,305 88 0,230 111 0,200 145 0,170
3 5,4 85 0,285 133 0,215 166 0,185 217 0,160
4 9,6 113 0,270 177 0,200 222 0,175 289 0,150
5 15,0 141 0,260 221 0,195 277 0,170 362 0,145
6 21,6 170 0,250 265 0,190 332 0,165 434 0,140
7 29,4 198 0,245 309 0,185 388 0,160 506 0,135
8 38,4 226 0,240 353 0,185 443 0,160 579 0,135
9 48,5 254 0,235 397 0,180 499 0,155 651 0,130
10 60,0 283 0,235 442 0,180 554 0,155 724 0,130
11 72,5 311 0,230 486 0,175 609 0,155 796 0,130
12 86,5 339 0,230 530 0,175 665 0,150 868 0,125
13 101 367 0,225 574 0,170 720 0,150 940 0,125
14 118 396 0,225 618 0,170 775 0,150 1013 0,125
15 135 424 0,225 662 0,170 831 0,145 1085 0,125
16 153 452 0,220 706 0,165 886 0,145 1157 0,120
17 173 480 0,220 751 0,165 942 0,145 1230 0,120
18 194 509 0,220 795 0,165 997 0,145 1302 0,120
19 216 537 0,220 839 0,165 1052 0,140 1375 0,120
20 240 565 0,215 883 0,165 1108 0,140 1447 0,120
21 264 595 0,215 925 0,165 1165 0,140 1520 0,120
22 291 620 0,215 970 0,165 1220 0,140 1590 0,120
23 318 650 0,215 1015 0,165 1275 0,140 1665 0,120
24 346 680 0,215 1060 0,165 1330 0,140 1735 0,120
25 375 707 0,215 1104 0,160 1385 0,140 1810 0,120
176
ствующие динамические давления (Па), приведенные к стандартному воз-
духу при р=1,2 кг/м».
В колонках для соответствующих d и и; первое число означает расход воз-
духа L (м3/ч), второе число — приведенный коэффициент сопротивления трения
Х/d (1/м). Значения к приняты по данным «Справочника проектировщика», ч. 2,
М., Стройиздат, 1977, а ряд d — в соответствии со СНиП П-33 — 75 (см. с. 54).
Продолжсние приложения I
Я» м/с d, мм 180 200 225
f, м! 0,0254 0,0314 0,0397
(Р/2) о*, Па L i./d L K/d L X/d
1 0,6 92 0,165 из 0,145 143 0,115
1,5 1,4 137 0,155 170 0,140 215 0,115
2 2,4 183 0,145 226 0,130 286 0,110
3 5,4 275 0,135 339 0,120 429 0,100
4 9,6 3G6 0,130 452 0,115 572 0,095
5 15,0 458 0,125 565 0,110 715 0,090
6 21,6 549 0,120 '678 0,105 858 0,090
7 29,4 641 0,120 791 0,105 1001 0,090
8 38,4 733 0,115 904 0,100 1156 0,085
9 48,5 824 0,115 1017 0,100 1288 0,085
10 60,0 916 0,115 ИЗО 0,100 1431 0,085
11 72,5 1007 0,110 1243 0,100 1574 0,085
12 86,5 1009 0,110 1356 0,095 1717 0,085
13 101 1190 0,110 1470 0,095 1860 0,080
14 118 1282 0,110 1584 0,095 2003 0,080
15 135 1373 0,110 1696 0,095 2146 0,080
16 153 1465 0,105 1809 0,095 2289 0,080
17 173 1557 0,105 1922 0,090 2432 0,080
18 194 1648 0,105 2035 0,090 2575 0,080
19 216 1740 0,105 2148 0,090 2718 0,080
20 240 1830 0,105 2261 0,090 2861 0,080
21 264 1925 0,105 2375 0,090 3005 0,080
22 291 2015 0,100 2485 ’ 0,090 3145 0,080
23 318 2105 0,100 2600 0,090 3290 0,075
24 346 2200 0,100 2715 0,090 3435 0,075
2Ь 375 2290 0,100 2826 0,090 3575 0,075
177
Продолжение приложения !
2» м/с d, мм 250 280 315 355
f, м* 0,0490 0,0615 0,083 0,0980
(Р/2) Па L Л/d L Л/d L Л/d L Л/d
1 0,6 159 0,110 222 0,100 298 0,085 356 0,075
1,5 1,4 265 0,100 332 0,090 446 0,080 534 0,065
2 2,4 353 0,095 443 0,085 596 0,075 712 0,060
3 5,4 530 0,090 665 0,080 895 0,070 1068 0,060
4 9,6 706 0,085 886 0,075 1190 0,065 1425 0,055
5 15,0 883 0,080 1108 0,075 1490 0,065 1781 0,055
6 21,6 1060 0,080 1329 0,070 1785 0,065 2137 0,055
7 29,4 1234 0,080 1551 0,070 2085 0,060 2-193 0,050
8 38,4 1413 0,075 1772 0,070 2385 0,030 2849 0,050
9 48,5 1590 0,075 1994 0,065 2680 0,060 3205 0,050
10 60,0 1766 0,075 2216 0,065 2980 0,060 3561 0,050
11 72,5 1913 0,075 2437 0,065 3280 0,055 3918 0,050
12 86,5 2120 0,075 2659 0,065 3570 0,055 4274 0,045
13 101 2296 0,070 2880 0,055 3870 0,055 4630 0,045
14 118 2473 0,070 3102 0,060 4170 0,055 4986 0,045
15 135 2649 0,070 3323 0,060 4470 0,050 5342 0,045
16 153 2826 0,070 3545 0,060 4770 0,050 5698 0,045
17 173 3003 0,070 3766 0,060 5060 0,050 6054 0,045
18 194 3179 0,070 3988 0,060 5360 0,050 611 0,045
19 216 3356 0,070 4210 0,060 5660 0,050 6767 0,045
20 240 3533 0,070 4431 0,060 5760 0,050 7123 0,045
21 264 3710 0,070 4655 0,060 5890 0,050 7480 0,045
22 291 3885 0,070 4875 0,060 6170 0,050 7835 0,045
23 317 4060 0,070 5095 0,060 6450 0,050 8190 0,045
24 346 4240 0,070 5315 0,060 6730 0,050 8550 0,045
25 382,0 4416 0,070 5540 0,060 7450 0,060 7450 0,045
178
Продо > wwe приложения I
d, мм 40и | -1эч бои ! 560
V, f, И2 0,11! | 0,159 О 1ЧВ 1 1 0.2-16
м/с (р/2) ! Па 1 и 1 i А V L I k:d | ! L L
1 0,6 452 0,060 572 0,050 707 0,045 886 0,040
1,5 1,4 678 0,055 856 0,050 1 060 0,045 1 329 0,040
2 2,4 904 0,055 1 145 0,045 1 413 0,040 1 772 0,035
3 5,4 1402 0,050 1 717 0,045 2 120 0,040 2 659 0,035
4 9,6 1 809 0,050 2 289 0,040 2 826 0,035 3 545 0,030
5 15,0 2 261 0,045 2 861 0,040 3 532 0,035 4 431 0,030
6 21,6 2713 0,045 3 434 0,040 4 239 0,035 5317 0,030
7 29,4 3 165 0,045 4 006 0,040 4 945 0,035 6 204 0,030
8 38,4 3 617 0,045 4 578 0,035 5 652 0,035 7 090 0,030
9 48,5 4 069 0,045 5 150 0,035 6 359 0,030 7 976 0,025
10 60,0 4 522 0,040 5 723 0,035 7 065 0,030 8 862 0,025
11 72,5 4 974 0,040 6 295 0,035 7 772 0,030 9 749 0,025
12 86,5 5 426 0,040 6 867 0,035 8 478 0,030 10 635 0,025
13 101 5 878 0,040 7 439 0,035 9 185 0,030 11 520 0,025
14 118 6 330 0,040 8 012 0,035 9 891 0,030 12 405 0,025
15 135 6 782 0,040 8 584 0,035 10 600 0,030 13 295 0,025
16 153 7 235 0,040 9 156 0,035 11 305 0,030 14 180 0,025
17 173 7 687 0,040 9 729 0,035 12 010 0,030 15 065 0,025
18 194 8 139 0,040 10 300 0,035 12 715 0,030 15 950 0,025
19 216 8 591 0,040 10 875 0,035 13 425 0,030 16 840 0,025
20 240 9 043 0,040 11 445 0,035 14 130 0,030 17 725 0,025
21 264 9 495 0,040 12 020 0,035 14 835 0,030 18610 0,025
22 291 9 950 0,040 12 590 0,035 15 545 0,030 19 495 0,025
23 318 10 400 0,040 13 160 0,035 16 250 0,030 20 385 0,025
24 346 10 850 0,040 13 735 0,035 16 955 0,030 21 270 0,025
25 375 11 305 0,040 14 305 0,035 17 665 0,030 22 155 0,025
179
Прос о гнение приложения I
и, M/0 d, мм ; 63o 710 sou 1000
1, М» 0,311 0,502 0.6S3 0,785
(Р/2) v2, Па L K/d L K/d L \/d L K/d L l/d
1 0,6 1 122 0,035 1 425 0,030 1 809 0,025 2 289 0,020 2 826 0,015
1,5 1,4 1 682 0,035 2 137 0,030 2713 0,025 3 434 0,020 4 239 0,015
2 2,4 2 243 0,030 2 849 0,025 3617 0,025 4 578 0,020 5 652 0,015
3 5,4 3 365 0,030 4 274 0,025 5 426 0,020 6 867 0,020 8 478 0,015
4 9,6 4 481 0,025 5 698 0,025 7 235 0,020 9 156 0,015 11 305 0,015
5 15,0 5 608 0,025 7 123 0,023 9 043 0,020 11 445 0,015 14 130 0,015
6 21,6 6 730 0,025 8 548 0,025 10 850 0,020 13 735 0,015 16 955 0,015
7 29,4 7 851 0,025 9 972 0,020 12 660 0,020 16 025 0,015 19 780 0,015
8 38,4 8 973 0,025 11 395 0,020 14 470 0,020 18310 0,015 22 610 0,015
9 48,5 10 096 0,025 12 820 0,020 16 275 0,020 20 600 0,015 25 435 0,015
10 60,0 11 215 0,025 14 245 0,020 18 085 0,020 22 890 0,015 28 260 0,015
11 72,5 12 340 0,020 15 670 0,020 19 895 0,015 25 180 0,015 31 085 0,015
12 86,5 13 460 0,020 17 095 0,020 21 705 0,015 27 470 0,015 33 910 0,010
13 101 14 580 0,020 18 520 0,020 23 510 0,015 29 760 0,015 36 740 0,010
14 118 15 705 0,020 19 945 0,020 25 320 0,015 32 045 0,015 39 565 0,010
15 135 16 825 0,020 21 370 0,020 27 130 0,015 34 335 0,015 43 390 0,010
16 153 17 945 0,020 22 795 0,020 28 940 0,015 36 625 0,015 45 215 0,010
17 173 19 070 0,020 24 110 0,020 30 745 0,015 38915 0,015 48 040 0,010
18 194 20 190 0,020 25 645 0,020 32 555 0,015 41 205 0,015 50 870 0,010
19 216 21 310 0,020 27 065 0,020 34 365 0,015 43 490 0,015 53 695 0,010
20 240 22 435 0,020 28 490 0,020 36 175 0,015 45 780 0,015 56520 0,010
21 264 23 555 0,020 29915 0,020 37 980 0,015 48 070 0,015 59 345 0,010
22 291 24 675 0,020 31 340 0,020 39 790 0,015 50 360 0,015 62 170 0,010
23 317 25 800 0,020 32 765 0,020 41 600 0,015 52 450 0,015 62 500 0,010
24 346 26 920 0,020 34 190 0,020 43 405 0,015 54 935 0,015 67 825 0,010
25 375 28 040 0,020 35 615 0,020 45 215 0,015 57 225 0,015 70 650 0,010
180
Продолжсние приложения I
0, м/с d, мм 1120 1250 | । 1400 1600
А м’ 0,995 1.225 । I 1,540 2,01
(Р/2) Па L X/d L K!d L К/d L К/d
1 0,6 3 545 0,015 4416 0,015 5 539 0,015 7 235 0,010
1,5 1,4 5317 0,015 6 623 0,015 8 308 0,015 10 850 0,010
2 2,4 7 090 0,015 8 831 0,010 11 080 0,016 14 470 0,009
3 5,4 10 635 0,015 13 245 0,010 16615 0,100 21 705 0,009
4 9,6 14 180 0,015 17 660 0,010 22 155 0,010 28 940 0,009
5 15,0 17 725 0,015 22 080 0,010 27 695 0,010 36 175 0,008
6 21,6 21 270 0,010 26 495 0,010 33 235 0,009 43 405 0,008
7 29,4 24 815 0,010 30 900 0,010 37 885 0,009 50 625 0,008
8 38,4 28 360 0,010 35 325 0,010 44 310 0,009 57 875 0,008
9 48,5 31 905 0,010 39 740 0,010 49 880 0,009 65 НО 0,008
10 60,0 35 450 0,010 44 155 0,010 55 390 0,009 72 345 0,007
11 72,5 38 995 0,010 . 48 570 0,010 60 930 0,009 79 580 0,007
12 86,5 42 540 0,010 52 990 0,010 66 470 0,009 86 815 0,007
13 101 46 085 0,010 57 405 0,010 72 005 0,009 94 050 0,007
14 118 49 630 0,010 61 880 0,010 77 545 0,009 101 285 0,007
15 135 53 175 0,010 66 235 0,010 83 085 0,008 108 520 0,007
16 153 56 720 0,010 70 650 0,009 88 625 0,008 115 755 0,007
17 173 60 265 0,010 75 065 0,009 94 160 0,008 122 990 0,007
18 194 63 810 0,010 79 480 0,009 99 700 0,008 130 220 0,007
19 216 67 355 0,010 83 895 0,009 105 240 0,008 137 455 0,007
20 240 70 900 0,010 88 315 0,009 110 780 0,008 144 690 0,007
21 264 74 445 0,010 92 730 0,009 116 320 0,008 151 925 0,007
22 291 77 990 0,010 97 145 0,009 121 855 0,008 159 160 0,007
23 317 81 535 0,010 101 560 0,009 127 390 0,008 166 395 0,007
24 346 85 080 0,010 105 975 0,009 132 953 0,008 173 630 0,007
25 375 88 625 0,010 110 390 0,009 138 475 0,008 180 865 0,007
181
Прилоиссние II
l Таблица значений н1/5 и н5/5 для увязки давлений в разветвленных
воздухопроводах
(верхние числа — /г175, нижние — /г2'5)
п 0,00 0,01 0,02 0,03 0,04 0,05 0,06 0,07 0,08 0,09
0,5 0,871 0,758 0,875 0,764 0,878 0,770 0,881 0,776 0,885 0,782 0,888 0,787 0,891 0,793 0,894 0,799 0,897 0,804 0,900 0,809
0,6 0,903 0,815 0,906 0,821 0,909 0,826 0,912 0,831 0,915 0,837 0,918 0,842 0,921 0,847 0,924 0,852 0,926 0,857 0,929 0,862
0,7 0,931 0,867 0,934 0,872 0,937 0,877 0,940 0,882 0,942 0,866 0,945 0,891 0,947 0,895 0,949 0,900 0,952 0,905 0,955 0,910
0,8 0,958 0,915 0,960 0,919 0,962 0,924 0,965 0,927 0,967 0,931 0,969 0,936 0,971 0,941 0,973 0,946 0,975 0,950 0,977 0,954
0,9 0,979 0,958 0,981 0,962 0,983 0,966 0,985 0,970 0,988 0,974 0,990 0,979 0,992 0,984 0,994 0,988 0,99'6 0,992 0,998 0,996
1,0 1,000 1,000 1,002 1,004 1,004 1,008 1,006 1,012 1,008 1,016 1,010 1,020 1,012 1,023 1,014 1,027 1,015 1,031 1,018 1,035
1,1 1,020 1,039 1,022 1,042 1,024 1,046 1,025 1,050 1,027 1,054 1,029 1,057 1,030 1,061 1,032 1,065 1,034 1,070 1,033 1,075
1,2 1,038 1,078 1,040 1,081 1,042 1,084 1,043 1,087 1,045 1,090 1,047 1,093 1,049 1,097 1,050 1,100 1,052 1,104 1,053 1,107
1,3 1,054 1,110 1,055 1,114 1,056 1,117 1,058 1,121 1,060 1,124 1,061 1,1 ?7 1,063 1,131 1,065 1,134 1,066 1,137 1,063 1,141
1,4 1,070 1,144 1,072 1,147 1,073 1,150 1,074 1,154 1,076 1,157 1,078 1,160 1,079 1,163 1,080 1,166 1,082 1,170 1,083 1,173
1,5 1,085 1,176 1,087 1,179 1,089 1,182 1,090 1,185 1,091 1,188 1,093 1,192 1,094 1,195 1,096 1,198 1,097 1,201 1,099 1,204
1,6 1,100 1,207 1,102 1,210 1,103 1,213 1,105 1,216 1,106 1,219 1,107 1,222 1,108 1,225 1,109 1,228 1,110 1,230 1,112 1,233
1,7 1,114 1,236 1,115 1,239 1,116 1,242 1,117 1,245 1,118 1,248 1,119 1,251 1,120 1,254 1,121 1,256 1,122 1,259 1,124 1,262
1,8 1,126 1,265 1,127 1,268 1,128 1,271 1,129 1,273 1,130 1,276 1,131 1,279 1,132 1,282 1,133 1,295 1,134 1,287 1,135 1,290
1,9 1,137 1,293 1,138 1,295 1,140 1,298 1,140 1,301 1,142 1,304 1,143 1,306 1,145 1,309 1,146 1,311 1,148 1,314 1,149 1,317
2,0 1,150 1,320 1,151 1,322 1,152 1,325 1,154 1,327 1,155 1,330 1,156 1,332 1,157 1,335 1,158 1,337 1,159 1,340 1,160 1,343
182
Приложение HI
Аэродинамические схемы и характеристики для подбора вентиляторов
Примечания: 1. В приложении приведены данные об основных типах
нтиляторов, выпускаемы:, отечественной промышленностью.
2. Помимо иоменов вентиляторов, характеристики которых здесь приведены,
птускаются и некого;'!.;-: др:: те номера.
3. Исходные характеристики, которые пересчитаны в соответствии с плотностью
>здуха р= 1,2 кг ’.г1 и по формулам подобия (см. с. 103), заимствованы из мате-
илов ЦАГИ и ВН.ППкондвеигмаша.
4. Максимальные частоты вращения, обозначенные на характеристиках верхней
тивой, приняты ориентировочно; опа должны быть скорректированы в соответствии
гарантиями заводов-изготовителей.
5. Аэродинамические схемы с размерами в процентах от диаметров рабочих
)Лес заимствованы из материалов ЦАГ11; конструктивные и установочные размеры
элжны применяться по данным заводов-изготовителей.
6. Методика подбора вентиляторов по характеристикам изложена на с. 111.
7. При пересчете из размерности СП нужно принимать, что 1 Па ~ 0,1 кгс/м3
'очно 0,102 кгс/м3) и 1 рад/с т= 10 об/мин (точно 9,55 об/мин).
Аэродинамическая схема радиального вентилятора Ц4-70
(размеры в процентах от диаметра рабочего колеса)
Продолжение приложения II)
184
Продолжение приложения 11J
I8S
Продолжение приложения 111
186
П poi'iOPin'PHUP ПОИЛП'ЧГРНИЯ III
187
Продолжение приложения [II
188
П родплжрние приложения 111
Дэоэдинамнчсская схема радиального вентилятора Ц4-76
(размеры в процентах от диаметра рабочего колеса)
Продолжение приложения III
П р и м с ч а н и с. На нижней кривой ш вместо 150 считать /□ раде.
190
11 еодолукеш;* прилеп/ ения Ill
Характеристика вентилятора И4-76 № 12,5
О
20000
W00
60000
L, Ms/4
Продолжение приложения III
192
Продолжение приложения lit
Аэродинамическая схема радиального вентилятора ЦИ-4в
(размеры в процентах от диаметра рабочего колеса)
7 Калинушкии М. П.
193
Продолжение приложения Ц
Характеристика вентилятора Ц14-46 №2,5
194
Продолжение приложения Ilf
Характеристика вентилятора Ц14-46 № 3,2
7*
195
77родолжение приложения III
Характеристика вентилятора Ц14-46 № 4
1500.
196
Продолжение приложения III
Примечание. На шкале L считать 20 000 вместо 2000,
-197
Продолжение приложения 11/
Харак1еристика вентилятора Ц14-46 № 6,3
198
Продолжение приложения III
Аэродинамическая схема радиального вентилятора Ц8-18
(размеры в процентах от диаметра рабочего колеса)
Характеристика вентилятора Ц8-18 № 5
199
Продолжение приложения 1П
200
Продолжение приложения Hi
•01
Продолжение приложения III
202
Продолжекие приложения Ml
Аэродинамическая схема радиального вентилятора ЦП7-40
(размеры в процентах от диаметра рабочего колеса)
7Z,,5 , 57,5
S9P
263
Продолжение приложения III
Характеристика вентилятора ЦП7-40 № 6,3
.204
i
Продолжение приложения Ht
> 805
Продолит?ние приложения III
006
Продолжение приложения III
Аэродинамическая схема осевого вентилятора 06-300
(размеры в процентах от диаметра рабочего колеса)
Продолжение приложения III
Характеристика вентилятора 06-300 № 5
208
Продолжение приложения 111
Характеристика вентилятора 06-300 №6,3
209
Продолжение приложения III
210
Продолжение приложения HI
211
Приложение fV
to
to
Производительность крышных вентиляторов L, м3/ч
№ 1 4 5 6 8 10 12
D, м 0.4 0,5 0.6 . 0,5 1,0 1.2
Радиальные, КЦЗ-90 (см. рис 3-22. а)
40 — — — — — 30 000—40 500
©. рад/с 50 — — — — 20 000—28 500 —
60 — — — 10 000—17 500 —
100 2000—3200 4000—6500 8000—12000 — —
Ссевые, ЦЗ-04 (см. рис. 3-22, б)
75 — — — — 30 000—44 000
со, рад/с 100 — — — 10 000—17 000 —
150 2000—3500 4000—6000 8000—11 000 —
Приложение V
Таблица для подбора электродвигателей
1. Типы и мощности электродвигателей серии А2
3000 об/мин (2900 об/мин » — 300 рад/с) 1500 об/мин (1450 об/мин = ~ 150 рад е) 1000 об/мин (950 об/мин = = 100 рад/с) 750 об'мин (720 об/мин = = 75 раде)
Тип Л'. кВт Тип А\ кВт Тип кВт Тип кВт
АО2-11-2 0,8 АО2-11-4 0,6 АО2-11-6 0,4 AO2-4I-8 2,2
АО2-12-2 1,1 АО2-12-4 0,8 АО2-Г2-6 0,6 АО2-42-8 3,0
AO2-21-2 1,5 АО2-21-4 1,1 АО2-21-6 0,8 АО2-51-8 4,0
АО2-22-2 2,2 АО2-22-4 1,5 АО2-22-6 1,1 АО2-52-8 5,5
AO2-31-2 3,0 АО2-31-4 . 2,2 АО2-31-6 1,5 АО2-61-8 7,5
АО2-32-2 4,0 АО2-32-4 3,0 АО2-32-6 2,2 АО2-62-8 10
АО2-41-2 5,5 АО2-41-4 4,0 АО2-41-6 3,0 АО2-71-8 13
АО2-42-2 7,5 АО2-42-4 5,5 АО2-42-6 4,0 АО2-72-8 17
АО2-51-2 10 АО2-51-4 7,5 АО2-51-6 5,5 АО2-81-8 22
AO2-52-2 13 АО2-52-4 10 АО2-52-6 7,5 АО2-82-8 30
АО2-62-2 17 АО2-61-4 13 АО2-61-6 10 АО2-91-8 40
АО2-71-2 22 АО2-62-4 17 АО2-62-6 13 АО2-92-8 55
АО2-72-2 30 АО2-71-4 22 AO2-71-6 17 — —
АО2-81-2 40 AO2-72-4 30 АО2-72-6 22 — —
АО2-82-2 55 АО2-81-4 40 АО2-81-6 30 —
АО2-91-2 75 АО2-82-4 55 АО2-82-6 40 — —
АО2-92-2 100 АО2-91-4 75 АО2-91-6 55 — —
— — АО2-92-4 100 АО2-92-6 75 — —
АОЛ2-11-2 0,8 АОЛ2-11-4 0,6 АОЛ2-11-6 0,4 — —
АОЛ2-12-2 1,1 АОЛ2-12-4 0,8 АОЛ2-12-6 0,6 — —
АОЛ2-21-2 1,5 АОЛ2-21-4 1,1 АОЛ 2-21-6 0,8 — —
АОЛ2-22-2 2,2 АОЛ2-22-4 1,5 АОЛ2-22-6 1,1 — —
АОЛ2-31-2 3,0 АОЛ2-31-4 2,0 АОЛ2-31-6 1,5 — —
АОЛ2-32-2 4,0 АОЛ2-32-4 3,0 АОЛ2-32-6 3,2 — —..
213
Продолжение приложения V
3000 об/мин (2900 об/мин — — 300 рад/с) 1500 об/мин (1450 об/мин == = 150 рад/с) 1UCO об/мин (950 об/мин — =100 рад/с) 750 об/мин (720 об/мии =» — 75 рад/с)
Тип Л, кВт Тип JV, кВт Тип N, кВт Тип JV, кВт
А2-61-2 17 А2-61-4 13 А2-61-6 10 А2-61-8 7,5
А2-62-2 22 А2-62-4 17 А2-62-6 13 А2-62-8 10
А2-71-2 30 А2-71-4 22 А2-71-6 17 А2-71-8 13
А2-72-2 40 А2-72-4 30 А2-72-6 22 А2-72-8 17
А2-81-2 55 А2-81-4 40 А2-81-6 30 А2-81-8 22
А2-82-2 75 А2-82-4 55 А2-82-6 40 А2-82-8 30
А2-91-2 100 А2-91-4 75 А2-91-6 55 А2-91-8 40
А2-92-2 125 А2-92-4 100 А2-92-6 75 А2-92-8 55
2. Установочные размеры электродвигателей серии А2, мм
Т ипо- размср Общая длина L 2сг 2с Si И h d l
А2 АО2
и 298 100 140 183 188 90 18 40
12 — 323 125 140 183 188 90 18 40
21 — 326 112 160 208 209 100 22 50
22 — 365 140 160 208 209 100 22 50
31 — 374 114 190 243 266 112 28 60
32 — 400 140 190 243 266 112 28 60
41 — 468 140 216 274 310 132 32 80
42 — 506 178 216 274 310 132 32 80
51 — 546 178 254 318 361 160 38 80
52 — 576 210 254 318 361 160 38 80
61 558 629 203 279 345 410 180 42 НО
62 596 647 241 279 345 410 180 42 110
71 601 655 228 318 393 461 200 48 НО
72 640 693 267 318 393 461 200 48 НО
81 784 850 311 406 491 351 250 60 140
82 822 888 349 406 491 551 250 60 140
91 894 970 368 457 552 627 280 70 140
92 944 1025 419 457 552 627 280 70 140
АОЛ2
11 292 100 140 172 183 90 18 40
12 317 125 140 172 183 90 18 40
21 328 — 112 160 194 203 100 22 50
22 356 140 160 194 203 100 22 50
31 361 — 114 190 244 235- 112 28 60
32 387 — 140 190 244 235 112 28 60
Обозначения: АО2— закрытое обдуваемое исполнение; АОЛ2 —закрытое
обдуваемое исполнение, алюминиевая оболочка; А2 — защищенное исполнение.
После дефиса первое число обозначает номер габарита, т. е. размер наруж-
ного диаметра сердечника статора, вторая цифра — длину сердечника статора.
После второго дефиса обозначено число полюсов (а не их лар!), характеризующее
частоту вращения. Двигатели мощностью менее 0,4 кВт в таблице не указаны.
214
Приложение V!
Типы электродвигателей, соединяемых на одном салу
с вентиляторами Ц4-70 при изменяемых диаметрах лопаточных колес
(по данным Сантехпроекта
Вентиляторы Электродвигатели Общая масса, кг
№ мм А2 А4
Тип N, кВт (0, рад/с Тип кВт О, рад/с А2 А4
АОЛ 11-4 0,12 150 4АА56А4 0,12 150 27 26
240 АОЛ22-2 0,6 300 4АА63В2 0,55 300 31 27
АОЛ21-2 0,4 300 4АА63А2 0,37 300 30 28
2,5 250 АОЛ 11-4 0,12 150 4АА56А4 0,12 150 27 26
АОЛ22-2 0,6 300 4АА63В2 0,15 300 32 28
260 АОЛ 11-4 0,12 150 4АА56А4 0,12 150 27 26
АОЛ 2-11-2 0,8 300 4А7А2 0,75 300 34 30
305 АОЛ21-4 0,27 150 4АА63А4 0,25 150 44 42
АОЛ2-21-2 1,5 300 4А80А2 1,5 300 43 45
АОЛ21-4 0,27 150 4АА63А4 0,25 150 44 42
3,2 320 АОЛ2-22-2 2,2 300 4680В2 2,2 300 56 58
АОЛ2-21-2 1,5 300 4А80А2 1,5 300 54 59
335 АОЛ 22-4 0,4 150 4АА63В4 0,37 150 46 46
АОЛ2-22-2 2,2 300 4А80В2 2,2 300 57 57
АОЛ2-11-6 0,4 100 4А71А6 0,37 100 80 84
380 АОЛ 2-11-4 0,6 150 4А71А4 0,55 150 82 86
АО2-32-2 4,0 300 4A100SA2 4,0 300 123 113
АОЛ2-11-6 0,4 100 4А71А6 0,37 100 81 85
4 400 АОЛ2-12-4 0,8 150 4А71В4 0,75 150 85 89
АО2-41-2 5,5 300 4А100В2 5,5 300 134 112
420 АОЛ2-11-6 0,4 100 4А71А6 0,37 100 81 85
АОЛ2-21-4 1,1 150 4А80А4 1,1 150 85 83
АО2-12-2 ЗОЭ 4А112МА2 7,5 300 134 116
215
Продолжение прилож. VI
Вен тиляторы Электродвигатели Общая масса, кг
№ Ds, мм А2 А4
Тип N. кВт (0, рад/с Тип N, кВт (0, рад/с А2 А4
450 АОЛ2-12-6 0,6 100 4А71В6 0,55 100 113 111
АОЛ2-22-4 1,5 150 4А80В4 1,5 150 119 117
АОЛ-2-12-6 0,6 100 4А71В6 0,55 100 114 112
475 АО2-31-4 2,2 150 4A90LA4 2,2 150 127 113
5 АОЛ-2-22-4 1,5 150 4А80В4 1,5 150 120 118
АОЛ2-21-6 0,8 100 4А80А6 0,75 100 118 120
Г 00 АО2-31-4 9 9 150 4A90LA4 2,2 150 128 114
АОЛ2-22-4 1,5 150 4А80В4 1,5 150 120 118
АОЛ2-21-6 0,8 100 4А80А6 0,75 100 118 120
525 АО2-32-4 3.0 150 4A1100SA4 3 150 134 124
АО2-31-4 2,2 150 4A90LA4 2,2 150 129 115
АО2-31-6 1,5 100 4A90LA6 1,5 100 191 177
600 АО2-42-4 5,5 150 4А112МА4 5,5 150 222 203
АО2-41-4 4,0 150 4A100L84 4,0 150 219 197
АО2-32-6 2,2 100 4A100LB6 2,2 100 202 199
6,3 630 АО2-51-4 7,5 150 4A132S4 7,5 150 294 281
АО2-42-4 5,5 150 4А112МА4 5,5 150 226 207
660 АО2-32-6 2,2 100 4A100LB6 2,2 100 200 197
АО2-51-4 7,5 150 4A132S4 7,5 150 271 258
Q АО2-52-6 7,5 100 4А132М6 7,5 100 388 369
АО2-51-6 5,5 100 4A132S6 5,5 100 368 356
10 АО2-62-8 10 75 4А160М8 11 75 663 652
— АО2-72-6 22 100 4А200М6 22 100 738 769
216
Приложение VJJ
Материалы для изготовления воздухопроводов,
рекомендуемые СНиП Н~33—75
{Характеристика транспор- тируемой по воздухо- проводам среды Материалы
Воздух с температурой менее 80* С при относи- тельной влажности не ; более 60% Бетонные и железобетонные блоки; асбоцементные трубы (безнапорные) и короба; известково-гипсовые; керамзитобетонные, шлакоалебастровые, арболитовые плнты и другие неметаллические материалы; сталь кровельная и тонколистовая; бумага и картон
То же, при относи- тельной влажности воз- духа более 60% Бетонные и железобетонные блоки; асбоцементные трубы (безнапорные) и короба; пластмассовые трубы, короба и плитки; алюминий листовой; плиты из вла- гостойких строительных материалов; керамические трубы и короба; сталь тонколистовая оцинкованная; бумага и картон с соответствующей пропиткой
Воздушная смесь с хи- мически активными га- зами и пылью Керамические трубы и короба; пластмассовые трубы, короба и плитки; химически стойкие строи- тельные материалы; сталь листовая; бумага и картон с соответствующими транспортируемой среде защит- ными ПОКРЫТИЯМИ И ПРОПИТКОЙ; бЛОКИ ИЗ КИСЛОТОт упорного бетона и пластбетоиа
Воздух с химически нейтральной пылью и i а- зами Керамические трубы в короба; бумага и картон с соответствующими пропитками (при газах); асбоце- ментные трубы (безнапорные) и короба (при газах); пластмассовые трубы, короба и плитки (при газах); бетонные и железобетонные блоки (при газах); извест- ково-гипсовые, шлакоалебастровые, арболитовые плиты (при газах); сталь тонколистовая (при пыли н газах); алюмини.". листовой (при газах); блоки для пластобетона (при газах)
Примечания: 1. При относительной влажности среды, транспортируемой
по воздухопроводам (более 60%), кровельную и тонколистовую сталь следует
предусматривать с покрытием влагостойкими лаками и красками;
2. В жилых и общественных зданиях, а также вспомогательных зданиях в
помещениях предприятий следует предусматривать воздухопроводы из неметалли-
, ческих материалов;
3. Блоки из пластбетоиа нужно применять заводского изготовления.
Т 217
ОСНОВНАЯ ЛИТЕРАТУРА *
Поликовский В. И. Вентиляторы, воздуходувки, компрессоры. — М.:
Машгиз, 1938.
Ушаков К- Л. и др. Аэродинамика осевых вентиляторов и элементы их конст-
рукций. — М.: Госгортехиздат, 1960.
Соломахова Т. С. и др. Центробежные вентиляторы.—М.: Машиностроение,
1975.
Экк Б. Проектирование и эксплуатация центробежных и осевых вентиляторов
(пер. с немецкого). — М.: Госгортехиздат, 1959.
Керстен О. И. Аэродинамические испытания шахтных вентиляторов. —М.:
Недра, 1964.
Вахвахов Г. Г. Работа вентиляторов в сети. —М.: Стройиздат, 1975.
Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. — М.: Гос-
энергоиздат, 1975.
Труды и другие издания ЦАГИ, ГОСТы, СНиПы, руководящие указания, ката-
логи.
Справочник проектировщика. Вентиляция и кондиционирование воздуха.
Под ред. И. Г. Староверова. — М., 1977.
Хазанов И. С. Эксплуатация, обслуживание и ремонт вентиляционных уста-
новок машиностроительных предприятий. — М., 1976.
ИСПОЛЬЗОВАННЫЕ В КНИГЕ ГЛАВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ АВТОРА
Калинушкин 4'1. П. Вентиляторные установки. 6-е изд. —М.: Высшая
школа, 1967.
Калинушкин М. П. Насосы и вентиляторы. — М.: Стройиздат, 1952.
Калинушкин М. П. Гидравлические машины и холодильные установки. 3-s
изд.—М.: Высшая школа. 1973.
Калинушкин М. П. Пневматический транспорт. Влияние механических примесей
к воздуху на работу центробежных вентиляторов. — Тр. ЦАГИ, 1933.
Калинушкин М. П. Пневматический транспорт. Влияние механических приме-
сей к воздуху на потери в трубопроводах. — Сб. трудов ЦАГИ. М., 1936.
Калинушкин М. П. Вентиляторы осевые ЦАГИ и центробежные низкого и сред-
него давления. —М.: Изд. ЦАГИ, 1937.
Калинушкин М. П. Пылесосные установки. 2-е изд. — М.: Стройиздат, 1964.
Калинушкин М. П. Новый пылевой вентилятор типа ЦАГИ. — Сб. трудов ЦАГИ
по промышленной аэродинамике и вентиляторостроению. М.: 1935.
Калинушкин А1. П. Новая система вентиляции вагонов (крышными вентилято-
рами). — Отопление и вентиляция, 1937, № 1.
Калинушкин М. П. О запасе мощности при подборе моторов к вентиляторам. —
Отопление и вентиляция, 1941, Xs 3.
Калинушкин М. П. Технико-экономический расчет вентиляторных установок. —
Отопление и вентиляция, 1941, №7—8.
Калинушкин М. П. О винтовом движении в трубопроводах. —Изв. Академии
наук СССР. Отд. тех. наук, 1952, № 3.
Калинушкин At. L. К мет »дике отбора проб иа пыль, туман и газы в воздухо-
проводах. — Гигиена и санитария, 1955, №9.
* Дополнительная литература по отдельным вопросам указана в сносках к
тексту.
218
Калинушкин М. П. Наладка и эксплуатация вентиляторов. —Сб. Наладка
и эксплуатация систем промышленной вентиляции. Изд. МДНТП, 1961.
Калинушкин М. П- Эксплуатация систем промышленной вентиляции.—Сб.
Промышленная вентиляция. Изд. МДНТП, 1965.
Калинушкин М. П. Исследования вентиляции. —Справ, пособие Безопасность
труда на 'производстве. Исследования и испытания. —М.: Металлургия, 1976.
Калинушкин М. П. О подборе вентиляторов. — Сб. Вентиляторы общего и
специального назначения. Изд. МДНТП, 1973.
Калинушкин Л1. П. Научно-техническая пропаганда достижений в области
вентиляторостроения. — Сб. Вентиляторы общего назначения. Изд. МДНТП, 1978.
Калинушкин М. П. Определение основных размеров радиальных вентилято-
ров. — Водоснабжение и санитарная техника, 1978, № 9.
АЛФАВИТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Автоматизация 165
Актинометр 142
Алонж 145
Альтшуля А. Д. формула 16
Анемометр 153
Аппарат направляющий 92
Аппарат регулировочный 162
Аспирация 5'
Атмосферный воздух 7
Балансировка 136
Бернулли Д. уравнение 9
Блазиуса формула 14
Вариатор 161
Вентилятор наддува 157
Вентиляторов защищенность 84
— прочность 84
•— размеры 91
Вентури трубка 151
Виброизоляция 139
Вихревой вентилятор 83
Влажность воздуха 7
Воздушное отопление 5
Вход в вентилятор 28
Входное сопротивление 43
Выходное сопротивление 43
Вязкость воздуха 8
Герметичность сети 134
Гигрометр 144
Гидромуфта 162
Гидравлический радиус 10
Гидростатическая составляющая 65
Давление динамическое 9
— полное 9
— статическое 9
Дефлекторное сопротивление 46
Диффузор 30
Децентрализация вентиляторных уста-
новок 57
Диаметральный вентилятор 83
Диафрагма регулировочная 29
Динамометр 156
Дисковый вентилятор 82
дроссель-клапан 30
Дутьевой вентилятор 85
Дымососа подбор 119
Жалюзийной решетки сопротивленш
27
Жуковского Н. Е. теория 90
Задвижки сопротивления 29
Зазоры в корпусе вентилятора 79
Звукоизоляция 138
Импульса сил уравнение 17
Калорифера сопротивление 42
Калорифер, влияние установки 119
Камеры глушения 141
— испытания вентиляторов 157
Кататермометр 142
Колено 34
Коллектор 23
Кондиционирование 5
Конструкции вентиляторов
— Боброва А. Е. 76
— Вахвахова Ю- Г. 76
— Кацнельсона Г. А. 75
— Поликовского В. И. 220
— Рысина С. А. 71
— Саблукова А. А- 5
— Соломаховой Т. С. 220
— Ушакова К. А. 220
— Экка Б. 220
Коллектор вихревой 25
Конфузор 32
Корпус спиральный 91
Корпус цилиндрический 91
Коэффициент местного сопротивления
16
— сопротивлении трению 13
Кромка входная, влияние 19
Критерий быстроходности 68
.— габаритности 69
— прижатия 64
Крутка воздушного потока 64
Крышный вентилятор 83
Ламинарное течение 12
Допатки колеса 90
Лопатки направляющие 37
220
pin к ром анометр 147
^Местные сопротивления 16
^Механические примеси к воздуху 63
Монтаж вентиляторных установок 12
^Мощность двигателя 129
Мурина А. В. формула 15
Насадки вентиляционных установок 44
Наложение характеристик 116
!Напор 7
jНеисправности вентиляторных устанот
; вок 173
^Никурадзе формула 15
< Обход, местное сопротивление 34
'Отвод, местное сопротивление 34
Ответвления, увязка сопротивлений 61
Осевой вентилятор 78
’ Паспорт вентиляторной установки 172
Пересчет характеристик вентиляторов
102
Подбор вентилятора 111
Подшипники вентилятора 137
Поле скоростей 13
Помпаж 128
Пнев неметрическая трубка 148
Плотность воздуха 7
Поперечные размеры труб 54
Прочность вентиляторов
Психрометр 143
Пылевой вентилятор 75
Пылемер 146
Радиальный вентилятор 70
Расчет вентиляторов 92
Расчет сетей 47
Реактивный воздухоизмеритель 153
Регулировка вентиляторов 159
Регулировка сетей 154
Рейнольдса критерий 13
Ремонт вентиляторов 127
Решетки сопротивление 40
Сеток сопротивление 41
Сирокко вентиляторы 74
Система СИ 6
Смерчевый вентилятор 82
Скос потока 149
Совместная работа вентиляторов 122
Стандартный воздух 7
Створок сопротивление 27
Термометр 142
Технико-экономический расчет воздум®.
проводов 49
Трение сопротивление 10
Точности расчета влияние 117
Тройник, местное сопротивление Зв
Турбулентное движение 12
Тягомер 147
Удар, местное сопротивление 17
Универсальная характеристика вейте*
лятора 106
Устойчивость работы вентиляторов 19
Утка, местное сопротивление 34
Участок воздухопровода 47
Фильтров сопротивление 43
Форма лопаток вентиляторов 90
Характеристика вентиляторов 96
Характеристики сетей 65
ЦАГИ 5
Централизация вентиляторных уета-
новок 56
Циклопов сопротивление 46
Шайба регулировочная 26
Шахт сопротивление 25
Шевелева Ф. А. формула 15
Шероховатость стенок воздухопрово-
дов 11
Шифринсона Б. Л. формула 15
Шум вентиляторов 140
Эквивалентный диаметр 11
Эквивалентное отверстие 67
Эксплуатация вентиляторных устано-
вок
Эйлера Л. уравнение 88
Электродвигатели 131
Электромуфта 161
Эпюра давлений 114
Язык в корпусе вентилятора 92
Стр.
СКПАЗЛЕНИЕ
Предисловие..................................................... 4
Введение................................................................ 4
Система единиц измерения........................................ . 6
Воздух и его свойства.............................................. 7
Часть I
Сети
Глава 1. Потери давления в сетях ...................................... 10
§ 1-1. Сопротивление трения....................................... 10
§ 1-2. Шероховатость стенок ...................................... 11
§ >-3. Режим течения.............................................. 12
§ 1-4. Коэффициент сопротивления трения........................... 13
§ 1-5. Потери давления в местных сопротивлениях. Коэффициенты
местных сопротивлений............................................. 16
§ 1 6. Потери давления на удар.................................... 17
§ 1-7. Потери давления на вход потока............................. 18
§ 1-8. Потери давления при изменении величины скорости потока 29
§ 1-9. Потери давления при изменении направления движения
потока............................................................ 33
§ 1-10. Потери давления при слиянии и разделении потоков в трой-
никах .......................................................... 38
§ 1-11. Потери давления в препятствиях, равномерно распределенных
по сечению......................................................... 40
§ 1-12. Потери давления при выходе потока из воздухопровода .... 43
Глава 2. Расчет сетей (воздухопроводов) .л.............................. 47
§ 2-1. Основы расчета простых и сложных воздухопроводов......... 47
§ 2-2. Порядок расчета воздухопроводов............... .... 48
§ 2-3. Основы технико-экономического расчета воздухопроводов ... 49
§ 2-4. Методы аэродинамического расчета воздухопроводов..... 58
§ 2-5. Увязка давлений в ответвлениях . 61
§ 2-6. Учет влияний при расчете воздухопроводов............. 63
§ 2-7. Характеристики сетей.................................. . 65
Ч а с т ь 11
Вентиляторы
Глава 3. Типы вентиляторов ............................................. 68
5 31. Классификация вентиляторов по критерию быстроходности 68
§ 3-2. Радиальные вентиляторы.................................... 70
§ 3-3. Осевые вентиляторы......................................... 78
§ 3-4. Сравнение осевых вентиляторов с радиальными................ 81
§ 3-5. Другие типы вентиляторов.............................. , 81
§ 3-6, Прочность и защищенность вентиляторов...................... 84
Глава 4, Аэродинамика вентиляторов. ................................... 86
§ 4-1, Работа лопаточного колеса................................. 86
§ 4-2, Назначение корпуса.......................................... 91
§ 4-3, Определение основных размеров радиальных вентиляторов
простейшего типа................................................. 92
Г л а в а 5. Характеристики вентиляторов, ............................ 96
§ 5-1, Полные характеристики .................................... 96
§ 5-2, Характеристики р =- L .................................. 96
222
Стр.
§ 5-3. Характеристики Л’— L...................................... 98
§ 5-4. Характеристики р — L...................................... 99
§ 5-5. Пересчет характеристик................................... 102
§ 5-6. Универсальные характеристики ............................ 106
§ 5-7. Подбор вентиляторов по характеристикам................... 111
§ 5-8. Определение основных размеров вентиляторов методом пере-
счета характеристик ............................................. 112
Глава 6. Работа вентиляторов в сетях.................................. 113
§ 6-1. Эпюра давления в сети.................................... 113
§ 6-2. Метод наложения характеристик............................ 116
§ 6-3. Совместная работа вентиляторов........................... 122
§ 6-4. Устойчивость работы вентиляторов......................... 127
Глава 7. Подбор двигателей к вентиляторам............................. 129
§ 7-1. Определение установочной мощности двигателя.............. 129
§ 7-2. Электродвигатели.........................'............... 131
Ч а с т ь III
Монтаж, наладка и эксплуатация вентиляторных установок
Г л а в а 8. Монтаж вентиляторных установок ........................ 134
§ 8-1. Воздухопроводы .......................................... 134
§ 8-2. Установка вентиляторов и электродвигателей............... 135
§ 8-3. Балансировка колес вентиляторов.......................... 136
§ 8-4. Подшипники.............................................. 137
§ 8-5. Звукоизоляция............................................ 138
Г л а в а 9. Наладка (испытание и регулировка) вентиляторных установок 141
§ 9-1. Измерение температуры ьоздуха........................... 142
§ 9-2. Измерение влажности воздуха............................. 143
§ 9-3. Измерение подвижности воздуха........................... 144
§ 9-4. Измерение загрязненности воздуха........................ 144
§ 9-5. Измерение давлений...................................... 147
9-G. Измерение производительности............................ 15)
§ 9-7; Испытание и регулиропка сетей......................... 154
§ 9-8. Испытание вентиляторов ................................. 155
§ 9-9. Регулировка вентиляторов ................................ 159
Глава 10. Эксплуатация вентиляторных установок........................ 164
§ 10-1. Экономика эксплуатации ................................. 164
§ 10-2. Служба эксплуатации вентиляторных установок............. 165
| 10-3. Пожарная и производственная безопасность при эксплуатации
вснти тяторных установок.................................. 1^8
§ 10-4. Ремонт вентиляторных установок ........................ 169
§ 10-5. Паспортизация......................................... 172
§ 10-6. Характерные неисправности и меры по их устранению .... 174
Приложения............................................................ 176
Приложение ! ................................................... 176
Приложение II................................................... 182
Приложение II!.................................................. 183
Приложение IV................................................... 212
Приложение V.................................................... 213
Приложение VI .... ............................................. 215
Приложение VII.................................................. 217
Основная литература .................................................. 218
Использованные в книге главные публикации автора . ............. 218
Алфавитный указатель................................................ 220
Михаил Павлович Калинушкин
ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ УСТАНОВКИ
Редактор А. П. Мартынов. Художник В М Боровков Художественный ре-
дактор Т. А. Дурасова. Технический редактор Н. А. Битюкова. Корректор
Г И. Кострикова.
И Б № 1568
Изд № Стр.-329. Сдано в набор 16.11.78. Поди, в печать 10.04.79. Т-06986.
Формат 60Х90‘/1б- Бум. тип № 3 Гарнитура литературная. Печать высокая.
Объем 14 усл. печ. л. 13,43 уч.-изд. л. Тираж 50000 экз. Заказ № 1151.
Цена 45 коп.
Издательство «Высшая школа», Москва, К-51, Неглинная ул., д. 29/14
Отпечатано с матриц ордена Октябрьской Революции, ордена Трудового Крас-
ного Знамени Ленинградского производственно-технического объединения
«Печатный Двор» имени А. М. Горького «Союзполиграфпрома» при Государ-
ственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной
торговли. 197136, Ленинград, Г1-136. Гатчинская, 26 в Московской типографии
№ 4 Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам
издательств, полиграфии и книжной торговли. хЧосква, 1 ’9041.Б. Переяслав-
ская ул., 46