离心式通风机设计
更新时间:2024-07-06 21:45:01 阅读量: 综合文库 文档下载
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离心式通风机设计
通风机的设计包括气动设计计算,结构设计和强度计算等内容。这一章主要讲第一方面,而且通风机的气动设计分相似设计和理论设计两种方法。相似设计方法简单,可靠,在工业上广泛使用。而理论设讲方法用于设计新系列的通风机。本章主要叙述离心通风机气动设计的一般方法。
离心通风机在设计中根据给定的条件:容积流量,通风机全压,以用其他要求,确定通风机的主要尺寸,例如,直径及直径比宽度
和
,进出口叶片角
和
,工作介质及其密度
,转速n,进出口
,叶片数Z,以及叶片的绘型和扩压器设计,以保证
通风机的性能。
对于通风机设计的要求是:
(1) 满足所需流量和压力的工况点应在最高效率点附近; (2) 最高效率要高,效率曲线平坦; (3) 压力曲线的稳定工作区间要宽; (4) 结构简单,工艺性能好;
(5) 足够的强度,刚度,工作安全可靠; (6) 噪音低; (7) 调节性能好; (8) 尺寸尽量小,重量经; (9) 维护方便。
对于无因次数的选择应注意以下几点: (1) 为保证最高的效率,应选择一个适当的
值来设计。
(2) 选择最大的
值和低的圆周速度,以保证最低的噪音。
(3) 选择最大的值,以保证最小的磨损。
(4) 大时选择最大的
值。
§1 叶轮尺寸的决定
图3-1叶轮的主要参数:
图3-1为叶轮的主要参数:
:叶轮外径
:叶轮进口直径;
:叶片进口直径;
:出口宽度;
:进口宽度;
:叶片出口安装角;
:叶片进口安装角; Z:叶片数;
:叶片前盘倾斜角;
一. 最佳进口宽度
在叶轮进口处如果有迴流就造成叶轮中的损失,为此应加速进口流速。一般采用,
叶轮进口面积为,而进风口面积为,令为叶轮进口速度的变化系数,故有:
由此得出:
(3-1a)
考虑到轮毂直径
引起面积减少,则有:
)
(3-1b
其中
在加速20%时,即
,
(3-1c)
图3-2 加速20%的叶轮图
图3-2是这种加速20%的叶轮图。近年来的研究加速不一定是必需的,在某些情况下减速反而有利。
二. 最佳进口直径
由水力学计算可以知道,叶道中的损失与速度选择在一定的流量和转速条件下合适的
的平方成正比,即为最小。
。为此
,以使
首先讨论叶片厚度的影响。如图3-3,由于叶片有一定厚度这样使进入风机的流速从
增加至
,即:
;以及折边的存在,
图3-3 叶片厚度和进出口的阻塞系数计算
用
和
分别表示进出口的阻塞系数:
(3-2a)
式中为节距,
为切向叶片厚度
同理
那么进出口的径向速度为:
当气流进入叶轮为径向流动时,
,那么:
(3-2b)
为了使但
最小,也就是损失最小,应选用适当的
加大。当
。当过大时,过小,
加大很多,使(3-2c)式右边第二项过大,过小时,(3-2c)式右第
二项小,第一项会过大,总之在中间值时,使最小,即
考虑到进口20%加速系数,及轮毂的影响,的表达式为(3-1b)式,代入(3-2c)式为:
(3-3c)
对式(3-3)求极小值,得出的优化值为:
(3-4a)
出口直径不用上述类似的优化方法,只要选用合适
的即可:
(3-4b)
即:
(3-4c)
也可以根据
,求出
(3-4d)
三. 进口叶片角
1. 径向进口时的
优化值
同且
一样,根据为最小值时,优化计算进口叶片角。当气流为径向进口时,=
)
,
均布,那么从进口速度三角形(令进口无冲击
代入值后得出
值,最后得出:
(3-5)
求极值,即
(3-6a)
这就是只考虑径向进口时的
优化值。
把(3-6a)式代入(3-4a)至(3-4d)式:
(3-6b)
进而当
时:
(3-6c)
或者:
(3-6d)
2. 当叶轮进口转弯处气流分布不均匀时
的优化值。
图3-4,叶片进口处速度分布不均匀,在前盘处速度大小为和,比该面上
的平均值要大,设
那么
此外:
当
时:
(3-7a)
进而采用近似公式:
其中为叶轮前盘叶片进口处的曲率半径。计算出来的表所示:
角比小一些。如下
: 0.2 0.4 1.0 2.0 3.0 4.0
: 0.952 0.88 0.74 0.58 0.472 0.424
:
那么
(3-7b)
式中为
的平均值。
图3-4叶片进口处和分布不均匀
图3-5进口速度三角
3. 当气流进入叶片时有预旋,即
:
由图3-5进口速度三角形可以得出:
求极值后:
(2-8a)
可以看出当气流偏向叶轮旋转方向时(正预旋),
将增大,同时得到:
4. 叶轮的型式不同时
有所区别
一般推荐叶片进口角稍有一个较小的冲角。后向叶轮中叶道的摩擦等损失较小,此时
的选择使叶轮进口冲击损失为最小。
冲角
一般后向叶轮:
对于前向叶轮,由于叶道内的分离损失较大,过小的进口安装角导片弯曲度过大,分离损失增加。较大的安装角虽然使进口冲击损失加大,但是流道内的损失降低,两者比较,效率反而增高。
一般前向叶轮:
当时,甚至
。
四. 叶轮前后盘的圆角和叶片进口边斜切
设计中,在可能情况下尽量加大叶轮前后盘的圆角半径r和R(图3-1)。叶片进口边斜切是指前盘处叶片进口直径象。
大于后盘处的直径
,以适应转弯处气流不均匀现
如果叶片进口与轴平行,如图3-6(a)所示,速度
不均匀,而周速
相同。故气流角
在进口边各点是相同的。但该处气流不同,这样就无法使叶片前缘各点的气
大,且
流毫无冲击地进入叶轮。为此将叶片进口边斜切(见图3-6(b)),靠近前盘处的其
亦大,而靠近后盘
小,且
亦小。使气流良好地进入叶道。
前向叶轮,进口气流角
是根据叶片弯曲程度来考虑的,故不做成斜切。
图3-6叶轮前后盘的圆角和叶片进口边斜切
五. 叶片数Z的选择
叶片数太少,一般流道扩散角过大,容易引起气流边界层分离,效率降低。叶片增加,能减少出口气流偏斜程度,提高压力。但过多的叶片会增加沿程摩阻损失和叶道进口的阻塞,也会使效率下降。
根据试验,叶片间流道长度l为流道出口宽度a的2倍,且l为,由几何关系:
那么
(3-9)
出口角大的叶轮,其叶道长度较短就容易引起当量扩张角过大,应采用较多叶片。出口角小时,叶道较长,应采用较少叶片。同时叶片过于稠密。
对于后向叶轮:当Z=8~12个时,采用机翼型及弧型叶片,当Z=12~16时,应采用直线型叶片。
对于前向叶轮,Z=12~16.
较小时,Z也少一些为好,以免进口
六. 叶片进出口宽度
1. 后向叶轮一般采用锥形圆弧型前盘,对于一定流量叶轮,叶轮后的损失增大,而由于
过大,扩压过大,导致边界层分离,所以
过小则出口速度过大,的大小要慎重决定。
(3-10a)
上式表明,在一定的时,值与成正比,对于一定的叶轮过大,出口速
度大,叶轮后损失增大,反之同,即
过小,扩压度过大。试验证明,不同的,值不
(3-10b)
然后,利用(3-10a)式可计算出
。
后向叶轮的进口处宽度,一般可近似计算:
(3-10c)
2.前向叶轮进口处参数影响很大。其叶片入口处宽度出的大一些。例如当
应比公式计算
前向叶轮采用平直前盘时:,若采用锥形前盘,必须正确选用前盘倾斜角,即
0.3~0.4 0.45~0.55 >0.5
根据值及,可决定
。
图3-7 前盘形状
叶片形状的确定
离心式通风机主要参数片的形状有很多选择。 一. 平直叶片
及Z已知后,就可以绘制叶片的形状,叶
平直叶片是最简单的叶片型式,根据图3-8,由正弦定理:
(3-11)
上式表明例如:
,
和之间满足(3-11)式,不能同时任意选择。
: 0.3 0.5 0.7
(当时)
:
图3-8平直叶片
二. 圆弧型叶片
圆弧型叶片分单圆弧和多圆弧,一般多采用单圆弧。在设计中,一般先求出
,Z等,根据已知条件确定叶片圆弧半径
以及圆弧所在半径
。
的大小,和该圆弧的中心位置P,
图3-9a后向圆弧叶片
图3-9 b前向圆弧叶片
图3-9 c 径向叶片
1. 后向叶片圆弧如图3-9a所示,已知
在
和
中,P0为公共边:
由余弦公式:
(3-12a)
(
3-12b)
叶片长度l:
2. 前向叶轮圆弧叶片
(3-13a)
(3-13b) 3. 径向叶片见图3-9c
(3-14a)
(3-14b)
三.叶片流道的决定
对于直叶片和圆弧叶片,其进口不能很准确地成型,所以在某些情况下会产生过高的前缘叶片压力,从而导致了气流的分离。最好在进口有一段无功叶片,或用近似的圆弧表示。这种无功近似圆弧如图3-10所示:
从1点引出的无功圆弧的半径r等于从该点引出的对数曲线的曲率半径。图解时,连接01两点,做角半径做圆弧,弧角为
,过0点做
的垂线,交于角的另一边为A点,以
为
段为无功叶片,e点的以后用抛物线,或者曲线板延长,而且保证出口
,
即可。流道画出以后,检查过流断面,过流断面变化曲线的斜率不能大于
否则的话,扩散度过在,造成较大的边界层损失,甚至分离。一般叶片较少时,用圆弧叶
片还是合理的。
图3-10无功叶片及过流断面检查
图3-11无功叶片的形状
以下用解析法做几种情况的无功叶片:
无功叶片就是环量不变的叶片,即保持常数(或标”0”表示进口,则:
由于
(3-15)
上式为无功叶片的方程.
(1)
情况,这时前盘为双曲线,即
(3-16a) 积分后:
(3-16b)
如果进口无预旋:
(3-16c)
保持常数)的叶片,用下
(3-16d)
(2)
(3-17a)
当
时
(3-17b)
图3-12 叶片基元
四.叶片造型的解析法和图解法
1. 减速叶片间流道
由于风机叶轮中的流动为逆压梯度,易造成边界层的脱流,而造成过大的边缘失。如果使相对流速w的减少呈线性关系,那么在叶轮中就不会造成过大的逆压梯度。
图3-12中的一个叶片基元,分解成(径向)和
(周向)两个分量:
(3-18a)
这就可以利用w代替
进行叶片绘形。如果采用等减速流道,即
(3-18b)
可以看出对于等减速流道,w的分布曲线是一条抛物线,其中有几种情况可以得到解析解。
a. 等径向速度流道
当轴面流道的关系为br=常数时,
=常数。把(3-18a)式代入(3-18b)式:
为常数,积分而得到速度分布为:
(3-19)
此时w沿半径是线性分布的。
b.
=常数的等角螺线叶片:
(3-20)
c.=常数同时
=常数,w也必为常数。见图3-13所示。同时:
那么压力系数:
(3-21)
只与几何尺寸,即
有关。
d.等宽度叶道,b=常数 由于:
常数
那么:
(3-21)
图3-13
2. 等减速叶片的图解法。
在一般情况,由式(3-18b)得到:
积分后:
(3-22)
积分常数为:
那么已知w和,就可以求出
,进而利用:
可利用图解法绘型叶片。
例如:令
,
,代入方程中:
得到
=常数:
若令
(3-23)
当及已知时,可以求出和w,进而求出,即可进行叶片绘型。即先
用数值方法计算出,然后图解绘图。
例如:
时
可列表计算:
r b br
5.5 2.45 13.5 0.223 5.84 33
6.5 2.06 13.4 0.221 5.79 33.2
7.5 1.7 12.75 0.212 5.55 34.9
8.5 1.33 11.30 0.1868 4.48 39.3
9.5 0.98 9.6 0.1585 4.15 46.3
绘型步骤如下:把半径分成n分,求出各段中点的w和求出各段中点的值,根据出叶片形状如图3-14所示。
,在图上量取
和
值,并列入表内,就可以,从进口画起,就可以得
以上风机叶片的设计是按的线性分布设计叶片,同样可以按叶片角的分布进行叶片角绘型,在水轮机中还可以按给定
的分布进行叶片绘型。
的
图3-14
离心通风机的进气装置
图3-15离心通风机的进气装置
图3-16离心通风机的进气装置位置
图3-17离心通风机的进气形状
一. 进气室
进气室一般用于大型离心通风机上。倘若通风机进口之前需接弯管,气流要转弯,使叶轮进口截面上的气流更不均匀,因此在进口可增设进气室。进气室装设的好坏会影响性能: 1. 进气室最好做成收敛形式的,要求底部与进气口对齐,图3-15所示。
2. 进气室的面积与叶轮进口截面
之比
一般为矩形,
为最好。
3.进气口和出气口的相对位压,对于通风机性能也有影响。最差。如图3-16所示。
时为最好,时
二,进气口
进气口有不同的形式,如图3-17所示。
一般锥形经筒形的好,弧形比锥形的好,组合型的比非组合型的好。例如锥弧型进气口的涡流区最小。此外还注意叶轮入口的间隙型式,套口间隙,比对口间隙形式好。
三,进口导流器
若需要扩大通风机的使用范围和提高调节性能,可在进气口或进气室流道装设进口导流器,分为轴向、径向两种。
可采用平板形,弧形和机翼型。导流叶片的数目为Z=8~12。
图3-18离心通风机的进气导叶
导叶设计
在单极通风机中几乎不用导叶。主要在压气机中使用,空气离开叶轮后有一个绝对速度与圆周方向的夹角为
,
,因此
根据环量不变和连续方程:
(3-25)
由此可以得出
常数
所以,空气在离开叶轮后按对数螺线流动,其对数螺线方程为:
(3-26)
因此,至少在截面
采用对数螺线,或用近似的圆弧表示:其曲线曲率半径:
以后部分可用式(3-26)计算。 流道宽度a+s为
(3-27)
式中,t--叶片节距,由于考虑叶片厚度引起流道变窄,可把用
表示
(3-28)
通风机用的导叶多用直导叶,流道不允许有过大的扩散度,若最大的扩压角为,那么所
需最少叶片数为
,如图3-19所示。
图3-19
蜗壳设计
图 3-20离心通风机蜗壳
一,概述
蜗壳的作用是将离开叶轮的气体集中,导流,并将气体的部分动能扩压转变为静压。
目前离心通风机普遍采用矩形蜗壳,优点是工艺简单适于焊接,离心通风机蜗壳宽度B比其叶轮宽度所示,
大得多,则气流流出叶轮后的流道突然扩大,流速骤然变化。如图3-20
为其气流角(分量为
和
),蜗壳内一点的流
为叶轮出口后的气流速度,
和
,
速为c,分量为
为气流角,半径为r.
二,基本假设:
1`,蜗壳各不同截面上所流过流量比:
与该截面和蜗壳起始截面之间所形成的夹角成正
(3-29)
2,由于气流进入蜗壳以后不再获得能量,气体的动量矩保持不变。
常
数 (3-30)
三,蜗壳内壁型线:
图 3-21离心通风机蜗壳内壁型线
根据上述假设,蜗壳为矩形截面,宽度B保持不变,那么在角度
的截面上的流量为:
(3-31)
代入式(3-30)后:
(3-32)
上式表明蜗壳的内壁为一对数螺线,对于每一个,可计算
,连成蜗壳内壁。
可以用近似作图法得到蜗壳内壁型线。 实际上,蜗壳的尺寸与蜗壳的张度A的大小有关
令
按幂函数展开:
(3-33)
其中那么
(3-34a)
系数m随通风机比转数面两项的10%,当
而定,当比转数时,(3-34)式第三项是前
时仅是1%。为了限制通风机的外形尺寸,经验表明,对低中比
转数的通风机,只取其第一项即可:
(3-34b)
则得
(3-35)
式(3-35)为阿基米德螺旋线方程。在实际应用中,用等边基方法,或不等边基方法,绘制一条近似于阿基米德螺旋线的蜗壳内壁型线,如图3-22所示。
由式(2-34)得到蜗壳出口张度A
(3-36)
一般取
,具体作法如下:
先选定B,计算A[式(3-36)],以等边基方法或不等边基方法画蜗壳内壁型线。
四,蜗壳高度B
蜗壳宽度B的选取十分重要。确定扩张当量面积
的。若速度
,一般维持速度在一定值的前提下,
过小,
过大,通风机出口动压增加,速度
相应叶轮出口气流的扩压损失增加,这均使效率下降。
如果改变B,相应需改变A使 不变。当扩张面积不变情况,从磨损和
损失角度,B小A大好,因为B小,流体离开叶轮后突然扩大小,损失少。而且A大,螺旋平面通道大,对蜗壳内壁的撞击和磨损少。
一般经验公式为: 1.
(3-37a)
或2.
(3-37b)
低比转数取下限,高比转速取上限。
3.
为叶轮进口直径,系数:
五,蜗壳内壁型线实用计算
以叶轮中心为中心,以边长作一正方形。为等边基方。以基方的四角为圆心分别以
为半径作圆弧ab,bc,cd,de,而形成蜗壳内壁型线。其中
(3-37)
等边基方法作出近似螺旋线与对数螺线有一定误差,当比转速越高时,其误差越大。可采用不等边。方法不同之处,做一个不等边基方:
不等边基方法对于高比转速通风机也可以得到很好的结果。
图3-22 等边基方法
图3-23 不等边基方法
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