 |
Примеры решения задач № 1 и № 2 приведены в приложении 2.
|
|
|
|
К контрольному заданию требуется письменно ответить на контрольные вопросы, перечень которых приведен ниже в таблице 3. Номер варианта определить по последней цифре шифра.
Таблица 3.
| Последняя цифра шифра | Перечень вопросов к контрольной работе |
| 1, 3, 6, 8, 10, 12, 14, 17, 19, 18 | |
| 2, 3, 5,7, 9,10, 11,15, 16,18 | |
| 2, 4, 5, 6, 8, 10, 11, 16, 17, 19 | |
| 1, 4, 5, 7, 9, 10, 13, 14, 16, 19 | |
| 1, 3, 5, 7, 8, 10, 13, 14, 17, 18 | |
| 2, 4,6, 8, 12, 15, 16, 17, 18, 19 | |
| 1, 2, 4, 5, 7, 9, 14, 17, 18, 19 | |
| 2, 3, 6, 7, 10, 12, 13, 15, 17, 18 | |
| 1, 3, 5, 7, 8, 9, 11, 14, 17, 18 | |
| 1, 2, 3, 6, 8, 10, 11, 13, 16, 18 |
ВОПРОСЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ К ЭКЗАМЕНУ ПО КУРСУ И ДЛЯ КОНТРОЛЬНОГО ЗАДАНИЯ.
1. Исторический обзор развития гидравлических машин и науки о них, значение их в народном хозяйстве.
2. Классификация нагнетателей, схемы и принцип действия нагнетателей различных типов, их достоинства и недостатки, область применения.
3. Движение жидкости во вращающемся лопастном колесе. Уравнение Л. Эйлера для работы лопастного колеса.
4. Влияние профиля лопаток и их конечного числа на величину коэффициента давления.
5. Назначение и конструкция направляющих устройств. Роль спирального кожуха. Назначение и конструирование диффузора.
6. Теоретическая и действительная характеристики центробежного нагнетателя. Источники потерь давления. Полная характеристика.
7. Пересчет характеристик при изменении частоты вращения, плотности перемещаемой среды, размеров машины. Универсальные характеристики.
8. Изменение полного, статического и динамического давлений в сети, присоединенной к нагнетателю. Характеристика сети. Способ наложения характеристик.
9. Анализ работы нагнетателя при изменении характеристик сети - неточности расчета сети, дросселирование сети, отключение части сети и тому подобные изменения, - при помощи метода наложения характеристик.
|
|
|
10. Технико - экономические основы выбора нагнетателя для
работы в сети.
11. Неустойчивая работа нагнетателя в сети, ее причины и способы предупреждения. Помпаж.
12. Регулирование работы нагнетателей. Качёственное и количественное регулирование, область их применения. Способы изменения характеристик нагнетателей.
13. Совместная работа нагнетателей в общую сеть, Параллельное и последовательное включение машин. Построение суммарной характеристики параллельно и последовательно включенных нагнетателей. Анализ работы параллельно и последовательно включенных одинаковых и разных нагнетателей.
14. Классификация центробежных (радиальных) вентиляторов по величине давления, по назначению. Типы вентиляторов, выпускаемых промышленностью. Соединение вентиляторов с электродвигателем. Мероприятия по борьбе с шумом и вибрацией, возникающими при работе вентиляторов.
15. Испытание вентиляторов. Измерение давлений, измерение производительности, потребляемой мощности, частоты вращения колеса. Порядок испытаний обработка результатов испытаний.
16. Конструкция и установка центробежных насосов. Насосы общего и специального назначения схемы установки циркуляционных, подпиточных и повысительных насосов в системах теплоснабжения, отопления, горячего и холодного водоснабжения. Мероприятия но борьбе с шумом и вибрацией при работе насосов.
17. Кавитация, причины возникновения, способы предупреждения кавитации. Допустимая высота всасывания насосов.
18.Понятие о циркуляции потока по профилю лопаток. Теорема Н. Е. Жуковского о подъемной силе элемента лопатки. Принципы проектирования и расчета осевой машины. Характеристика осевой машины.
19. Типы современных, осевых вентиляторов и насосов. Соединение их с электродвигателем. Область применения.
|
|
|
20. Диаметральные мамины. Принцип действия. Конструктивные особенности, область использования. Характеристика диаметрального нагнетателя.
21. Вихревые машины. Принцип действия, конструктивные особенности, область применения. Характеристика вихревого насоса.
22. Струйные нагнетатели. Принцип действия, классификация,
конструкции струйных нагнетателей применяемых в системах теплоснабжения и вентиляции. Коэффициент полезного действий струйного нагнетатели. Характеристика струйного нагнетателя. Расчет струйного нагнетателя.
23. Поршневые машины. Принцип действия, классификация, область применения поршневых нагнетателей.
24. Поршневые насосы. Конструктивные особенности, Определение подачи машин одно- и многократного действия. Характеристика поршневого насоса, регулирование подачи.
25. Поршневые компрессоры. Процессы сжатия и расширения газа в компрессоре. Индикаторная диаграмма, Типы компрессоров, регулирование подачи.
26. Ротационные машины, принцип действия. Основные конструктивнее особенности ротационных насосов и компрессоров. Определение подачи, способы регулирования подачи, область применения.
27. Пневматические нагнетатели. Принцип действия, область применения. Конструкции эрлифтов.
28. Принцип подбора электродвигателя к нагнетателю. Определение мощности электродвигателя. Типы электродвигателей, применяемых в системах теплогазоснабжения и вентиляции.
Примечания.
1. Ответы на вопросы должны быть исчерпывающими и краткими.
2. Приведенные формулы и буквенные обозначения величин должны поясняться с указанием размерностей.
3. Чертежи, поясняющие ответы на вопросы или сопровождающие решение задачу должны выполняться аккуратно карандашом на миллиметровой бумаге,
4. При выполнении расчетов по определенной методике, формулам должны быть указаны литературные источники, из которых взяты эти материалы.
5. В конце работы дать список примененной литературы.
ЛИТЕРАТУРА
основная
1. Поляков В.В., Скворцов Л.С. Насосы и вентиляторы: М., Стройиздат,1990. 335с.
2. Бремлей М.Ф. Гидравлические машины и холодильные установки. М., Стройиздат, 1971, 259с.
3. Программа дисциплины "Насосы и вентиляторы (нагнетатели)", М.МИСИ им. В.В.Куйбышева, 1989, с.5.
|
|
|
дополнительная
4. Калинушкин М.П. Вентиляторные установки М., "Высшая школа", 1979, 222с.
5. Калинушкин М.Н. Гидравлические машины и холодильные установки. М., Издательство литературы по строительству, 1965, с.
6. Каменев П.Н. Гидроэлеваторы в строительстве, М., Строииздат, 1964, с.
7. Пеклов А.А. Гидравлические мамины и холодильные установки. Киев, "Вища школа", 1971, 274с.
8. Справочник проектировщика, ч.I. Отопление, водопровод и канализация, под ред. Староверова М.Г., М., Стройиздат, 1976, 429с.
9. Справочник проектировщика, ч.II. Вентиляция и кондиционирование воздуха, под ред. Староверова М.Г., М., Стройиздат, 1978 509с.
10. Черкасский В.М., Романова Т.М., Рауль Р.А. Насосы, компрессоры, вентиляторы, М., "Энергия", 1968, с.
11. Внутренние санитарно-технические устройства. В 3 ч. Ч.3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Кн.2/Б.В.Баркалов, Н.Н.Павлов, С.С.Амирджанов и др.; Под ред. Н.Н.Павлова и Ю.И.Шиллера. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992.- 416 с.: ил.- (Справочник проектировщика).
12. Внутренние санитарно-технические устройства. В 3 ч. Ч.3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Кн.1/В.Н.Богословский, А.И.Пирумов, В.Н.Посохин и др.; Под ред. Н.Н.Павлова и Ю.И.Шиллера. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992.- 319 с.: ил.- (Справочник проектировщика).
13. Вахвахов Г.Г. Работа вентилятора в сети. М.: Стройиздат, 1975. с.104.
Составили: ст. преподаватель Бубликова Н.В., ассистент Кубарев А.В.
ПРИЛОЖЕНИЕ 1.
СООТНОШЕНИЕ МЕЖДУ НЕКОТОРЫМИ ЕДИНИЦАМИ ФИЗИЧЕСКИХ ВЕЛИЧИН МКГСС И ЕДИНИЦАМИ СИ.
Таблица 4
| Наименов. величины | Единица | Соотношение единиц | |||
| МКГСС | СИ | ||||
| Наименование | Обознач. | Наименов. | Обознач. | ||
| Длина | метр | м | метр | м | основная единица |
| Масса | Килограмм-сила-секунда в квадрате на метр | кгс сек2/м | килограмм | кг | 1 кгс сек2/м = 9,81 кг |
| Время | Секунда | сек | секунда | с | основная единица |
| Сила | Килограмм-сила | кгс | ньютон | Н | 1 кгс = 9,81 Н |
| Плотность | Килограмм-сила-секунда в квадрате на метр в четвертой степени | кгс сек2/м4 | Килограмм на кубический метр | кг/м3 | 1 кгс сек2/м4 = 9,81 кг/м3 |
| Давление | Килограмм-сила на квадратный сантиметр Миллиметр водяного столба Миллиметр ртутного столба | кгс/м2 мм в.ст. мм рт. ст. | Паскаль Паскаль Паскаль | Па Па Па | 1 кгс/см2=9,8 * 104Па~ 0,1 МПа 1 мм в. ст. = 9,81 Па~ 10Па 1 мм рт. ст. = 133,3Па |
| Работа (энергия) | Килограмм-сила-метр | кгс м | Джоуль | Дж | 1 кгс = 9,8 Дж ~10Дж |
| Количество теплоты | Калория килокалория | кал ккал | Джоуль | Дж | 1 кал = 4,2 Дж 1 ккал = 4200Дж=4,2кДж |
| Температура | градус Цельсия | 0С | градус Кельвина | 0К | Т 0К = Т0С – 273,150 |
| мощность | Килограмм-сила-метр в секунду Килокалория в час | кгс м/с ккал/ч | Ватт | Вт | 1 кгс м/с = 9,81Вт~10Вт 1 ккал/ч = 1,16 Вт |
| Удельная теплоемкость | Килокалория на килограмм градус Цельсия | ккал/кг0С | Джоуль на килограмм-кельвин | Дж/кг К | 1 ккал/кг0С = 4,2 Дж/кг К |
| Угловая скорость вращения | Обороты в минуту | об/мин | Радиан в секунду | рад/с | 1 об/мин = 0,105 рад/с |
|
|
|
ПРИЛОЖЕНИЕ 2.
Задача I.
Рассчитать центральный (радиальный) или осевой вентилятор в зависимости от полученного коэффициента быстроходности, вычертить в масштабе его аэродинамическую схему и параллелограммы скорости на выходе и входе рабочего колеса.
Задано: 1. Производительность L=1,3 м3/с
2. Давление Р=1008 Па = 102,75 кгс/м2
3. частота вращения n=908 об/мин
4. плотность ρ=1,2 кг/м3
Величина полного и гидравлического к.п.д. вентилятора, коэффициент давления и закручивания задается на основании существующих экспериментальных данных, приведенных в литературе [Л-5, гл.II, стр.22…40].
Решение:
I. Определить основные размеры колеса, диаметр входного отверстия, размер выходного отверстия, число лопаток, углы β и z лопаток колеса.
1.Для определения к какому типу нагнетателей (центробежный или осевой по заданным значениям относится вентилятор, определим быстроходность (удельное число оборотов) Рассчитываем коэффициент быстроходности
ny<100 – центробежный вентилятор среднего давления,
2.Определяем диаметр входа в вентилятор 
из условия обеспечения наименьших потерь давления в межлопаточных каналах колеса при минимальном значении относительной скорости на выходе [по ЦАГИ]
,
где С = 3,5 … 5 – коэффициент полученный статистическим путем,
3. Определяем диаметр входа в колесо 
. По конструктивным соображениям обычно принимают равным 
4. Для определения наружного диаметра колеса 
пользуемся усредненной формулой
Выведена формуле на основании обработки многочисленных испытаний центробежных вентиляторов при 
с постоянной шириной колес b1`=b2 и с лопатками, выходные кромки которых загнуты вперед (β2 < 900)
|
|
|
5. Определим раскрытие спирали кожуха прямоугольного сечения, выпускные отверстия которого имеют форму квадрата и по площади равны входным отверстиям.
6. Ширину колеса на входе b1 определяем исходя из следующих соображений. Если исходить из сохранения скорости на повороте потока (C1m=C0) и допустить, что площадь живого сечения потока равна цилиндрической поверхности 
, то получим 
, а так как 
, то 
.
В действительности отрыв потока на повороте неизбежен и ширину колеса принимают с запасом 
, где 
для вентиляторов с лопатками загнутыми вперед.
Итак 
7. Величину раскрытия спиральных кожухов определяют на основании определенных уравнений [Л-2]. Однако в практике при обработке многочисленных испытаний в среднем принимают
После подстановки зависимости 
получим 
8.Зная раскрытие спирали кожуха «А» и принимая, что сторона конструкторского квадрата 
можно построить спираль.
Итак 
9. Число лопаток колеса вентилятора определяем по формуле 
с последующим округлением результатов до чисел кратным 4 или 6.
Примечание. В этой формуле для обеспечения достаточного воздействия лопаток на поток, а также достаточной жесткости колеса шаг (или расстояние между лопатками при среднем диаметре 
должен быть равен радиальной длине лопатки 
.
10. В целях уменьшения гидравлических потерь угол входа на лопатки должен превышать 900, т.е. β1=100 … 1400.
Принимаем β1=1200;
11. При принятых условиях, центробежные вентиляторы, основные размеры которых определены при помощи вышеуказанных формул с достаточной для практики точностью удовлетворяют при угле установки лопаток на входе β2=20 …350.
Принимаем β2=350
II. По определенным размерам и углам вычерчиваем в двух проекциях схему вентилятора в масштабе 1:5 с указанием величин основных размеров и углов.
III. Определяем скорости на входе и выходе колеса.
1. Окружная скорость на входе в колесо будет равна
2. Относительная скорость на входе в колесо, как видно из диаграммы скорости составляет: 
.
При отсутствии закручивания на входе 
и 
, где 
,
откуда 
.
3. Окружная скорость на выходе из колеса составляет
4. Тангенциальная скорость потока на выходе из колеса (скорость закручивания) без учета влияния конечного числа лопаток будет равна 
. В расчетах первого приближения можно принимать 
.
Итак, 
Скорость закручивания с учетом конечного числа лопаток будет меньше, чем 
.
.
Принимаем 
.
5. Коэффициент закручивания потока на выходе из колеса
6. Теоретически давление лопаточного колеса должно быть равным
Находим гидравлическое К.П.Д.
Действительное давление будет
т.е. условие по заданию выполнено.
Треугольник скоростей
β 1
ώ1
β 2
α2
Задача II.
Исследование совместной параллельной и последовательной работы в общую сеть двух одинаковых вентиляторов.
Пример.
Исходные данные
Предположим, что мы имеем следующие значения L, м3/ч, Р, Па, 
%, N,кВт:
Таблица 2.1
| № точек параметры | ||||||
| L, м3/ч | ||||||
| Р, Па |
Полная характеристика вентилятора
Решение.
1. По этим координатам строим графики P – L – индивидуальную характеристику давления одного работающего нагнетателя.
2. Удваивая производительность одного нагнетателя при Р=const (т.е. по абсциссе) получаем точки для построения суммарной характеристики давления двух параллельно работающих нагнетателей - P – L сум I.
3. Удваивая значения давления одного нагнетателя при L=const (т.е. по ординате) получаем точки для построения суммарной характеристики давления двух последовательно соединенных нагнетателей - P – L сум II.
4. Действительные производительность и давление двух совместно работающих нагнетателей, соединенных сетью будут зависеть от свойств этой сети – сопротивления при расходе через сеть равном производительности нагнетателей. Для определения этих параметров воспользуемся графическим методом. Для этого необходимо построить график зависимости сопротивления сети от расхода - ΔPс – L.
Известно из гидравлики, что ΔPс = k x L2, где k – удельное сопротивление сети при расходе через нее равном 1, а график характеристики сети – квадратичная парабола. Для построения характеристики сети в задаче используем условную формулу (см. с.10), где N – цифры из шифра студента. Допустим, что k=11700. Задаваясь несколькими значениями L м3/с и подставляя их в формулу ΔPс, определяем ΔPс.
Таблица 2.2
| L, м3/с ΔPс, Па | 0,1 | 0,2 | 0,3 | 0,4 |
| L, м3/ч | ||||
| Р, Па |
ΔРс1=11700 
0,12=41 Па,
ΔРс1=11700 0,22=164 Па,
ΔРс1=11700 0,32=370 Па,
ΔРс1=11700 0,52=11700 Па,
Если определенное по условной формуле значение K недостаточно вписывается в графики P – L, допустимо выбрать его значение произвольно, чтобы график ΔPс – L накладывался на характеристики вентилятора.
По полученным данным строим график ΔPс – L в том же масштабе, что и P – Lинд, P – Lсумм.
В точках, где ΔPс – L пересекает характеристики нагнетателя имеется равенство ΔPс=Pнагн. при Lсети= Lнагн.
Эти точки называются рабочими – РТинд., РТсумм парал., РТсумм посл.
Координаты этих точек выписываем в таблицу 2.3
Примечание. Для решения этих задач пренебрегаем изменениями характеристики сети при отключении одного из нагнетателей.
| Способ соединения нагнетателей | Количество вентиляторов | L, м3/ч | Р, Па | Мощность, кВт | КПД, % | Примечание |
| Параллельное | Совместное | - | - | Коорд. РТсумм Ркажд.=Рсумм. Коорд. РТиндив | ||
| Каждый | 0,36 | 0,66 | ||||
| Индивидуальное | 0,38 | 0,69 | ||||
| Последовательное | Совместное | - | - | Коорд. РТсумм. Ркажд.=Рсумм./2 Коорд. РТиндив. | ||
| Каждый | 0,43 | 0,74 | ||||
| Индивидуальное | 0,38 | 0,69 |
Построение суммарной характеристики при последовательном соединении вентиляторов
|
|
|
