Комментариев:

После того как сеть воздуховодов спроектирована и просчитана, наступает время подобрать под эту систему вентиляционную установку для подачи и обработки воздуха. Сердцем вентиляционной системы является вентилятор, приводящий в движение воздушные массы и призванный обеспечить необходимый расход и давление в сети. В этом качестве часто выступает агрегат осевого типа. Чтобы необходимые параметры были выдержаны, вначале следует произвести расчет осевого вентилятора.

Осевой вентилятор используется в системах воздуховодов для перемещения больших масс воздуха.

Общее понятие о конструкции агрегата и его назначении

Осевой вентилятор — это лопастная воздуходувная машина, которая передает механическую энергию вращения лопастей рабочего колеса воздушному потоку в виде потенциальной и кинетической энергии, а он затрачивает эту энергию на преодоление всех сопротивлений в системе. Осью рабочего колеса данного типа является ось электродвигателя, она располагается по центру воздушного потока, а плоскость вращения лопастей перпендикулярна ему. Агрегат перемещает воздух вдоль своей оси за счет лопаток, повернутых под углом к плоскости вращения. Крыльчатка и электродвигатель закреплены на одном валу и постоянно находятся внутри воздушного потока. Такая конструкция имеет свои недостатки:

1. Агрегат не может перемещать воздушные массы с высокой температурой, которые могут повредить электродвигатель. Рекомендуемая максимальная температура — 100° C.
2. По той же причине не допускается применять этот тип агрегатов для перемещения агрессивных сред или газов. Перемещаемый воздух не должен содержать липких включений или длинных волокон.
3. В силу своей конструкции осевой вентилятор не может развивать высокое давление, поэтому непригоден к использованию для вентиляционных систем большой сложности и протяженности. Максимальное давление, которое может обеспечить современный агрегат осевого типа, находится в пределах 1000 Па. Однако, существуют специальные шахтные вентиляторы, конструкция привода которых позволяет развивать давление до 2000 Па, но тогда уменьшается максимальная производительность — до 18000 м³/ч.

Достоинства этих машин следующие:

• вентилятор может обеспечить большой расход воздуха (до 65000 м³/ч);
• электродвигатель, находясь в потоке, успешно охлаждается;
• машина не занимает много места, имеет небольшой вес и может быть установлена прямо в канале, что снижает затраты при монтаже.

Все вентиляторы классифицируются по типоразмерам, указывающим на диаметр рабочего колеса машины. Данную классификацию можно увидеть в Таблице 1.

Таблица 1

Вернуться к оглавлению

Описание вычислений параметров воздуходувной машины

Расчет вентиляционного агрегата любого типа выполняется по индивидуальным аэродинамическим характеристикам, не является исключением и осевой вентилятор. Вот эти характеристики:

1. Объемный расход или производительность.
2. Коэффициент полезного действия.
3. Мощность, необходимая для привода агрегата.
4. Действительное давление, развиваемое агрегатом.

Производительность была определена ранее, когда выполнялся расчет самой вентиляционной системы. Вентилятор должен ее обеспечить, поэтому значение расхода воздуха остается неизменным для расчета. Если же температура воздушной среды в рабочей зоне отличается от температуры воздуха, проходящего через вентилятор, то производительность следует пересчитать по формуле:

L = Ln x (273 + t) / (273 + tr), где:

• Ln — необходимая производительность, м³/ч;
• t — температура воздуха, проходящего через вентилятор, °C;
• tr — температура воздуха в рабочей зоне помещения, °C.

Вернуться к оглавлению

Определение мощности

После того как необходимое количество воздуха окончательно определено, нужно выяснить мощность, необходимую для создания расчетного давления при этом расходе. Расчет мощности на валу рабочего колеса производится по формуле:

NB (кВт) = (L x p) / 3600 x 102ɳв x ɳп, здесь:

• L — производительность агрегата в м³ за 1 секунду;
• p — необходимый напор вентилятора, Па;
• ɳв — значение КПД, определяется по аэродинамической характеристике;
• ɳп — значение КПД подшипников агрегата, принимается 0,95-0,98.

Значение установочной мощности электродвигателя отличается от мощности на валу, последняя учитывает только нагрузку в рабочем режиме. При пуске любого электродвигателя происходит скачок силы тока, следовательно, и мощности. Этот пусковой пик должен быть учтен при расчете, поэтому установочная мощность электродвигателя будет:

Ny = K NB, где K — коэффициент запаса на пусковой момент.

Значения коэффициентов запаса при различной мощности на валу отражены в Таблице 2.

Таблица 2

Если агрегат устанавливается в помещении, в котором температура воздуха может достигать по разным причинам +40° C, то параметр Ny следует увеличить на 10%, а при +50° C установочная мощность должна быть выше расчетной на 25%. Окончательно этот параметр электродвигателя принимают по каталогу завода-производителя, выбрав ближайшее большее значение к расчетному Ny с просчетом всех запасов. Как правило, воздуходувную машину устанавливают до теплообменника, который нагревает воздух для дальнейшей его подачи в помещения. Тогда электродвигатель будет запускаться и работать на холодном воздухе, что есть более экономично в плане расхода электроэнергии.

Воздуходувные машины разных типоразмеров могут быть укомплектованы электродвигателями различной мощности в зависимости от напора, который требуется получить. Каждая модель агрегата имеет свою аэродинамическую характеристику, которую завод-производитель отражает в своем каталоге в графическом виде. Коэффициент полезного действия — величина переменная для различных условий работы, окончательно ее можно будет выяснить по графической характеристике вентилятора, опираясь на величины производительности, расхода и установочной мощности, вычисленные ранее.

Основная задача расчета и подбора вентилятора — выполнить требования по перемещению необходимого количества воздуха с учетом сопротивления сети воздуховодов, при этом добиться максимального значения КПД агрегата.

Министерство образования и науки РФ

ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра промышленной теплоэнергетики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели»

на тему: «Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа»

Студент Яков Д.В.

Группа ЭН-390901

Преподаватель Колпаков А.С.

Екатеринбург 2011

1. Исходные данные

Результаты расчета

Краткая характеристика центробежных вентиляторов

Аэродинамический расчет центробежного вентилятора

Механический расчет

Выбор привода вентилятора

Список литературы

1. Исходные данные

Таблица 1.

Рабочим телом во всех предлагаемых вариантах расчета центробежного вентилятора является воздух.

2. Результаты расчета

Таблица 2.

. Краткая характеристика центробежных вентиляторов

Центробежные вентиляторы относятся к категории нагнетателей, отличающихся наибольшим разнообразием конструктивных типов. Колеса вентиляторов могут иметь лопатки загнутые как вперед, так и назад относительно направления вращения колеса. Достаточно распространены вентиляторы с радиальными лопатками.

При проектировании следует учитывать, что вентиляторы с лопатками назад более экономичны и менее шумны.

КПД вентилятора растет с увеличением быстроходности и для колес конической формы с лопатками назад может достигать значения ~0,9.

С учетом современных требований к энергосбережению при проектировании вентиляторных установок следует ориентироваться на конструкции вентиляторов, соответствующих отработанным аэродинамическим схемам Ц4-76, 0,55-40 и сходным с ними.

Компоновочные решения определяют КПД вентиляторной установки. При моноблочном исполнении (колесо на валу электропривода) КПД имеет максимальное значение. Использование в конструкции ходовой части (колесо на собственном валу в подшипниках) снижает КПД приблизительно на 2%. Клиноременная передача по сравнению с муфтой дополнительно снижает КПД еще минимум на 3%. Проектные решения зависят от давления вентиляторов и их быстроходности.

По развиваемому избыточному давлению воздушные вентиляторы общего назначения делятся на следующие группы:

Вентиляторы высокого давления (до 1 кПа);

Вентиляторы среднего давления (1¸3 кПа);

Вентиляторы низкого давления (3¸12 кПа).

Некоторые специализированные вентиляторы высокого давления могут развивать давление до 20 кПа.

По быстроходности (удельному числу оборотов) вентиляторы общего назначения подразделяют на следующие категории:

Быстроходные вентиляторы (11<n s <30);

Вентиляторы средней быстроходности (30<n s <60);

Быстроходные вентиляторы (60<n s <80).

Конструктивные решения зависят от требуемой проектным заданием подачи. При больших подачах вентиляторы имеют колеса двустороннего всасывания.

Предлагаемый расчет относится к категории конструктивных и выполняется методом последовательных приближений.

Коэффициенты местных сопротивлений проточной части, коэффициенты изменения скорости и соотношения линейных размеров задаются в зависимости от проектного давления вентилятора с последующей проверкой. Критерием правильности выбора является соответствие расчетного давления вентилятора заданному значению.

4. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора

Для расчета задаются:

Отношением диаметров рабочего колеса

.

Отношением диаметров рабочего колеса на выходе и на входе газа:

.

Меньшие значения выбираются для вентиляторов высокого давления.

Коэффициентами потерь напора:

а) на входе в рабочее колесо:

б) на лопатках рабочего колеса:

в) при повороте потока на рабочие лопатки:

;

г) в спиральном отводе (кожухе):

Меньшие значения x вх, x лоп, x пов, x к соответствуют вентиляторам низкого давления.

Выбираются коэффициенты изменения скорости:

а) в спиральном отводе (кожухе)

б) на входе в рабочее колесо

;

в) в рабочих каналах

.

.

Из условия минимума потерь давления в вентиляторе определяется коэффициент R в:

.

Находится угол потока на входе в рабочее колесо:

, град.

Вычисляется отношение скоростей

.

Определяется коэффициент теоретического напора из условия максимума гидравлического коэффициента полезного действия вентилятора:

.

Находится значение гидравлического к.п.д. вентилятора:

.

11. Определяется угол выхода потока из рабочего колеса, при оптимальном значении h Г:

, град.

Необходимая окружная скорость колеса на выходе газа:

, м/с.

где r [кг/м 3 ] - плотность воздуха при условиях всасывания.

Определяется необходимое число оборотов рабочего колеса при наличии плавного входа газа в рабочее колесо

, об/мин.

Здесь m 0 =0,9¸1,0 - коэффициент заполнения сечения активным потоком. В первом приближении он может быть принят равным 1,0.

Рабочее число оборотов приводного двигателя принимается из ряда значений частот, характерных для электроприводов вентиляторов: 2900; 1450; 960; 725.

Наружный диаметр рабочего колеса:

, мм.

Входной диаметр рабочего колеса:

, мм.

Если действительное отношение диаметров рабочего колеса близко к принятому ранее, то уточнения в расчет не вносятся. Если значение получается больше 1м, то следует рассчитывать вентилятор с двухсторонним всасыванием. В этом случае в формулы следует подставлять половинную подачу 0,5Q .

Элементы треугольника скоростей при входе газа на рабочие лопатки

16. Находится окружную скорость колеса на входе газа

, м/с.

Скорость газа на входе в рабочее колесо:

, м/с.

Скорость С 0 не должна превышать 50 м/с.

Скорость газа перед лопатками рабочего колеса:

, м/с.

Радиальная проекция скорости газа при входе на лопатки рабочего колеса:

М/с.

Проекция входной скорости потока на направление окружной скорости принимается равной нулю для обеспечения максимума напора:

С 1u = 0.

Поскольку С 1r = 0, то a 1 = 90 0 , то есть вход газа на рабочие лопатки радиальный.

Относительная скорость входа газа на рабочие лопатки:

w 1 =, м/с.

По рассчитанным значениям С 1 , U 1 , w 1 , a 1 , b 1 строится треугольник скоростей при входе газа на рабочие лопатки. При правильном подсчете скоростей и углов треугольник должен замкнуться.

Элементы треугольника скоростей при выходе газа с рабочих лопаток

22. Радиальная проекция скорости потока за рабочим колесом:

, м/с.

Проекция абсолютной скорости выхода газа на направление окружной скорости на ободе рабочего колеса:

Абсолютная скорость газа за рабочим колесом:

, м/с.

Относительная скорость выхода газа с рабочих лопаток:

По полученным значениям С 2 , С 2u ,U 2 , w 2 , b 2 строится треугольник скоростей при выходе газа из рабочего колеса. При правильном расчете скоростей и углов треугольник скоростей должен также замкнуться.

По уравнению Эйлера производится проверка давления, создаваемого вентилятором:

Па.

Расчетное давление должно совпадать с проектным значением.

Ширина лопаток на входе газа в рабочее колесо:

, мм,

здесь: a УТ = 0,02¸0,03 -коэффициент утечек газа через зазор между колесом и входным патрубком; m u1 = 0,9¸1,0 - коэффициент заполнения входного сечения рабочих каналов активным потоком.

Ширина лопаток на выходе газа из рабочего колеса:

, мм,

где m u2 = 0.9¸1.0 - коэффициент заполнения активным потоком выходного сечения рабочих каналов.

Определение углов установки и числа лопаток рабочего колеса

29. Угол установки лопатки на входе потока в колесо:

, град,

где i - угол атаки, оптимальные значения которого лежат в пределах -3¸+5 0 .

Угол установки лопатки на выходе газа из рабочего колеса:

, град,

Средний установочный угол лопатки:

, град.

Число рабочих лопаток:

Округляем число лопаток до целого четного числа.

Уточняется принятый ранее угол отставания потока по формуле:

,

где k = 1,5¸2,0 при загнутых назад лопатках;

k = 3,0 при радиальных лопатках;

k = 3,0¸4,0 при загнутых вперед лопатках;

b 2л =;

s =b 2л -b 2 =2

Уточненное значение угла s должно быть близким к предварительно заданному значению. В противном случае следует задаться новым значением σ .

Определение мощности на валу вентилятора

34. Полный КПД вентилятора: 78.80

,

где h мех = 0,9¸0,98 - механический к.п.д. вентилятора;

0,02 -величина утечек газа;

a д = 0,02 - коэффициент потери мощности на трение рабочего колеса о газ (дисковое трение).

Необходимая мощность на валу двигателя:

=25,35 кВт.

Профилирование лопаток рабочего колеса

Наиболее часто применяются лопатки, очерченные по дуге окружности.

Радиус лопаток колеса:

, м.

Радиус центров находим по формуле:

ц =, м.

Построение профиля лопаток может быть выполнено также в соответствии с рис. 3.

Рис. 3. Профилирование лопаток рабочего колеса вентилятора

Расчет и профилирование спирального отвода

У центробежного вентилятора отвод (улитка) имеет постоянную ширину B , существенно превышающую ширину рабочего колеса.

Ширину улитки выбирают конструктивно:

В »2b 1 =526 мм.

Очертания отвода чаще всего соответствуют логарифмической спирали. Ее построение выполняется приближенно по правилу конструкторского квадрата. При этом сторона квадрата a в четыре раза меньше раскрытия спирального корпуса A .

39. Величину А определяем из соотношения:

, м.

где средняя скорость газа на выходе из улитки С а находится из соотношения:

С а =(0,6¸0,75)*С 2u =33,88 м/с.

а = А /4 =79,5 мм.

Определим радиусы дуг окружностей, образующих спираль. Исходной окружностью для образования спирали улитки является окружность радиуса:

, мм.

Радиусы раскрытия улитки R 1 , R 2 , R 3 , R 4 находим по формулам:

1 = R Н +=679,5+79,5/2=719,25 мм;

R 2 = R 1 + а =798,75 мм;

R 3 = R 2 + a =878,25 мм; 4 = R 3 + а =957,75 мм.

Построение улитки выполняется в соответствии с рис. 4.

Рис. 4. Профилирование улитки вентилятора по методу конструкторского квадрата

Вблизи рабочего колеса отвод переходит в так называемый язык, разделяющий потоки и уменьшающий перетечки внутри отвода. Часть отвода, ограниченную языком, называют выходной частью корпуса вентилятора. Длина выходного отверстия C определяет площадь выходного отверстия вентилятора. Выходная часть вентилятора является продолжением отвода и выполняет функции криволинейного диффузора и напорного патрубка.

Положение колеса в спиральном отводе задают, исходя из минимума гидравлических потерь. Для уменьшения потерь от дискового трения колесо смещено к задней стенке отвода. Зазор между основным диском колеса и задней стенкой отвода (со стороны привода) с одной стороны, и колесом и языком с другой, определяется аэродинамической схемой вентилятора. Так, например, для схемы Ц4-70 они составляют соответственно 4 и 6,25%.

Профилирование всасывающего патрубка

Оптимальная форма всасывающего патрубка соответствует суживающимся сечениям по ходу газа. Сужение потока увеличивает его равномерность и способствует ускорению при входе на лопатки рабочего колеса, что уменьшает потери от удара потока о кромки лопаток. Лучшими показателями обладает плавный конфузор. Сопряжение конфузора с колесом должно обеспечивать минимум протечек газа с нагнетания на всос. Величина протечек определяется зазором между выходной частью конфузора и входом в колесо. С этой точки зрения зазор должен быть минимален, его реальное значение должно зависеть только от величины возможных радиальных биений ротора. Так, для аэродинамической схемы Ц4-70 размер зазора составляет 1% от наружного диаметра колеса.

Лучшими показателями обладает плавный конфузор. Однако в большинстве случаев оказывается достаточно обычного прямого конфузора. Входной диаметр конфузора должен быть больше диаметра всасывающего отверстия колеса в 1,3¸2,0 раза.

. Механический расчет

вентилятор лопатка колесо привод

1. Проверочный расчет лопаток рабочего колеса на прочность

При работе вентилятора лопатки несут три вида нагрузок:

· центробежные силы собственной массы;

· разность давлений перемещаемой среды на рабочую и тыльную стороны лопатки;

· реакция деформирующихся основного и покрывного дисков.

На практике нагрузки второго и третьего видов не учитывают, потому что эти нагрузки значительно меньше нагрузок от центробежных сил.

При расчете лопатку рассматривают как балку, работающую на изгиб. Ориентировочно изгибающее напряжение в лопатке можно подсчитать по формуле:

s ил == 779 кг/см 2 ,

где R 1 и b 1 - радиус колеса на всосе и толщина лопатки соответственно, мм .

Проверочный расчет на прочность основного диска рабочего колеса

При проектировании рабочих колес толщины дисков назначаются конструктором с последующей проверкой напряжений расчетом.

Для колес одностороннего всасывания максимальное значение тангенциального напряжения можно проверить по формуле:

s τ = кг/см 2

где G л - суммарная масса лопаток, кг ;

δ / - толщина диска, мм ;

n 0 - число оборотов, об/мин .

л ==110 кг ,

где ρ = 7850 кг/м 3 .

Коэффициенты k 1 и k 2 определяются по номограмме (Рис. 5).

Рис. 5. Номограмма для определения коэффициентов k 1 и k 2

Полученное напряжение не должно превышать предел текучести для стали [s τ ] = 2400 кг/см 2 .

6. Выбор привода вентилятора

Для привода вентиляторов консольного типа преимущественно используются асинхронные электродвигатели серии 4А и их аналоги других серий. Для выбора электродвигателя руководствуются частотой вращения вентилятора и его мощностью. При этом требуется учесть необходимость запаса по мощности во избежание выхода двигателя из строя при запуске, когда возникают большие пусковые токи. Коэффициент запаса вентиляторов общего назначения =1,05¸1,2 выбирается, исходя из величины мощности вентилятора. Большие значения коэффициента соответствуют меньшим значениям мощности.

Для дутьевых вентиляторов мощность привода выбирается с учетом коэффициентов запаса по давлению k д =1,15 и подаче k п =1,1. Запас по мощности двигателя k N =1,05.

Выбор электродвигателей производится по каталогам и справочникам . Выбираем электродвигатель АИР180М4 с частотой вращения 1500 об/мин и мощностью 30 кВт.

7. Список литературы

1. Соломахова Т.С., Чебышева К.В. Центробежные вентиляторы. Аэродинамические схемы и характеристики: Справочник. М.: Машиностроение, 1980. 176 с.

Вахвахов Г.Г. Энергосбережение и надежность вентиляторных установок. М.: Стройиздат, 1989. 176 с.

Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод). / Под ред. С.И. Мочана. Л.: Энергия, 1977. 256 с.

Тягодутьевые машины: Каталог. «Сибэнергомаш». 2005.

Алиев Электротехнический справочник

Встроенный вентилятор, укрепленный на валу электрической машины, должен создавать напор, достаточный для того, чтобы обеспечить необходимый расход охлаждающей среды в каналах вен­тиляционной системы машины. Вентиляторы проектируются с уче­том особенностей конструктивного исполнения конкретного типа машины .

Ниже приводится упрощенный метод поверочного расчета встроенного вентилятора, основанный на данных серийных машин общего назначения. В таких машинах используют преимущественно центробежные вентиляторы с радиальными лопатками, рабочее колесо которых изменяет свое направление потока на радиальное.

Внешний диаметр вентиляторного колеса выбирают в соответствии с типом вентиляционной системы и конструкции машины. При аксиаль­ной вентиляции внешний диаметр рабочего колеса (рис. 7.7) выбирают максимально возможным.

Рис. 7.7. Колесо вентилятора

По выбранному внешнему диаметру вентилятора определяют окружную скорость, м/с:

. (7.49)

Максимальное значение КПД вентилятора приблизительно соответствует режиму, когда но­минальное давление вентилятора
,где
- давление, развиваемое вентилятором в режиме холостого хода, т. е. при закрытых отверстиях по внешнему диаметру, когда рас­ход воздуха равен нулю. Номинальное значение расхода приблизитель­но равно:

,

где
- расход вентилятора, м 3 /с, работающего в режиме коротко­го замыкания (по аналогии с электрической цепью), т. е. в открытом пространстве.

Из условия максимального КПД принимается

. (7.50)

Сечение на выходной кромке вентилятора, м 2 ,

, (7.51)

где 0,42 - номинальный КПД радиального вентилятора.

Ширина колеса вентилятора

, (7.52)

где 0,92 - коэффициент, учитывающий наличие вентиляционных ло­паток на поверхности вентиляционной решетки (поверхности ).

Внутренний диаметр колеса определяют из условия, что вентилятор работает при максимальном значении КПД, т. е. при
и
. Используя уравнения статического давле­ния, развиваемого вентилятором, Па, найдем давление, развиваемое вентилятором при холостом ходе:

, (7.53)

где = 0,6 для радиальных лопаток;
кг/м 3 - плотность воздуха.

Зная расход воздуха V , сопротивление вентиляционной системы и определив окружную скорость на внутренней кромке вентилятора :

, (7.54)

найдем внутренний диаметр колеса вентилятора, м:

. (7.55)

Во встроенных вентиляторах отношение
лежит в пределах 1,2…1,5.

Число лопаток вентилятора принимают :

. (7.56)

Для уменьшения вентиляционного шума рекомендуется выбирать число лопаток вентилятора таким, чтобы оно равнялось нечетному числу. При вытяжной вентиляции могут быть рекомендованы и числа зависимости от диаметра вентилятора: при
мм
, при
мм
, при
мм
, при
мм
.

Для вентиляторов асинхронных двигателей серии 4А рекомендуется выбирать число лопаток согласно табл. 7.6.

Таблица 7.6. Число лопаток вентилятора

Число лопаток вентиляторов машин постоянного тока выбирают ориентировочно:

. (7.57)

Значение округляют до ближайшего простого числа.

После расчета вентилятора необходимо уточнить результаты вентиляционного расчета.

Для определения действительного расхода воздуха и давления
и строят совмещенные характеристики вентилятора и вентиляционного тракта машины. Характеристика вентилятора может быть выражена с достаточной точностью уравнением

Характеристика вентиляционного тракта согласно (7.50)

. (7.59)

На рис. 7.8 представлены графи­ки, построенные по уравнениям (7.58) (кривая 1 ) и (7.59) (кривая 2 ). Координата точки пересечения этих характеристик определяется путем решения уравнений

(7.60)

Рис. 7.8. Характеристики вентилятора

Мощность, потребляемая вентилятором, Вт,

, (7.61)

где - энергетический КПД вентилятора, который может быть принят равным примерно

(7.62)

Вентиляционный расчет электрической машины при курсовом проектировании проводится по упрощенной методике. Более подробные расчеты отдельных видов исполнения машин приводятся в гл. 9-11.

Одним из важнейших элементов производственного процесса является обеспечение комфортных условий труда. Состояние и состав воздушных масс в любой отрасли промышленности часто требует корректировки из-за пыли, выделения паров и газов, чрезмерной влажности, повышенной температуры или токсичных примесей. В зависимости от особенностей технологического процесса эти факторы влияют не только на здоровье работников, но и на герметичность оборудования.

Приемлемый температурный режим, комфортная влажность и удаление загрязненных примесями отработанных воздушных масс обеспечиваются системой вытяжной вентиляции. Не стоит ее путать с приточной, которая призвана нагнетать свежий воздух в помещения, хотя обе они осуществляют свои функции при помощи специальной техники – вентиляторов или эжекторов.

Широкое применение в промышленности получила вытяжная система с использованием радиальных или центробежных вентиляторов.

Вытяжные системы с использованием радиальных вентиляторов

Эффективные и простые устройства пользуются заслуженной популярностью и в бытовых условиях. Вытяжка улитка, как по-другому называют такие вентиляторы, быстро справляется с устранением запахов, излишней влажностью, снижением температуры на кухне, в ванной комнате, в гараже, подвальных помещениях или в погребах. Такие системы используются, например, в котельных или многоквартирных домах.

На рисунке показана схема, обеспечивающая вытяжку воздушных масс при помощи радиального вентилятора.

Конструкция

Простота сборки и доступность конструкционных элементов стали причиной того, что радиальные вентиляторы собираются не только в заводских условиях, но и в домашних. Ведь промышленная сборка, хотя и имеет гарантию качества, не всегда доступна по ценовому диапазону и в необходимой конфигурации для небольших жилых или подсобных помещений.

Конструкция стандартного центробежного вентилятора предусматривает обязательное наличие:

1. Всасывающего патрубка, в который поступают отработанные газо-воздушные массы.
2. Рабочего (турбинного) колеса, оснащенного радиальными лопастями. В зависимости от предназначения они могут быть загнуты вперед или назад от угла вращения. В последнем варианте бонусом будет экономия расходуемой электроэнергии до 20%. Они обеспечивают ускорение, а также задают направление движению воздуха.
3. Спиральной коллекторной трубы или спирального кожуха, из-за которого конструкция и получила название улитки. Она призвана снизить скорость движения прогоняемого через устройство воздуха.
4. Вытяжного канала. Из-за разной скорости, с которой воздушные массы двигаются во всасывающем патрубке и в спиральном кожухе, здесь создается достаточно сильное давление, которое может доходить до 30кПа в промышленных условиях.
5. Электродвигателя.

Размеры улитки, мощность двигателя, угол вращения и форма лопастей и другие особенности зависят от сферы и конкретных условий применения.

Принцип действия

Эффективность вытяжных систем с применением улиток основана на их простом принципе действия.

В процессе работы электродвигатель запускает вращение рабочего колеса.

Турбинное колесо с радиальными лопатками, благодаря центростремительному движению, засасывают через патрубок и придают газо-воздушным массам ускорение.

Их движению передается вращательный характер центробежного усилия лопаток. Это обеспечивает разный вектор входящему и выходящему потокам.

Вследствие этого выходящий поток направляется в спиральный кожух. Конфигурация спирали обеспечивает торможение и последующую подачу потока под давлением в вытяжной канал.

Из вытяжного канала газо-воздушные массы выводятся в воздуховоды для дальнейшей очистки и выброса в атмосферу.

Если в воздуховодах предусмотрены перекрывающие клапаны, то радиальный вентилятор может работать как вакуумный насос.

Виды

Масштабы помещений, а также уровень загрязнения и нагрева воздуха в них требуют установки вытяжных систем соответствующего размера, мощности и конфигурации. Поэтому и центробежные вентиляторы бывают различных видов.

В зависимости от уровня давления, создаваемого воздушными массами в вытяжном канале, они классифицируются на вентиляторы:

1. Низкого давления – до 1кПа. Чаще всего их конструкция предусматривает широкие листовые лопатки, которые загнуты вперед к всасывающему патрубку, с максимальной скоростью вращения до 50м/с. Сфера их применения – преимущественно вентиляционные системы. Они создают меньший уровень шума, вследствие этого их можно использовать в помещениях, где постоянно находятся люди.
2. Среднего давления. При этом уровень нагрузки, создаваемой движением воздушных масс в вытяжном канале, может находиться в диапазоне от 1 до 3 кПа. Их лопасти могут иметь разный угол и направление наклона (как вперед, так и назад), выдерживают максимальную скорость до 80м/с. Сфера применения шире, чем у вентиляторов низкого давления: они также могут устанавливаться на технологических установках.
3. Высокого давления. Такая техника применяется преимущественно для технологических установок. Полное давление в вытяжном канале составляет от 3кПа. Мощность установки создает окружную скорость всасываемых масс более 80 м/с. Турбинные колеса оснащаются исключительно лопастями загнутыми назад.

Давление является не единственным признаком, по которому различают радиальные вентиляторы. В зависимости от скорости воздушных масс, которая обеспечивается рабочим колесом, они делятся на два класса:

• I класс – говорит о том, что фронтально загнутые лопасти обеспечивают скорость менее 30 м/с, а обратно загнутые – не более 50 м/с;
• II класс включает более мощные установки: они обеспечивают скорость прогоняемым воздушным массам выше, чем вентиляторы I класса.

Кроме того, устройства производятся с разным направлением вращения относительно всасывающего патрубка:

• ориентированные направо можно устанавливать с поворотом корпуса по ходу часовой стрелки;
• налево – против хода часовой стрелки.

Сфера применения улиток во многом зависит от электродвигателя: его мощности и способа крепления к рабочему колесу:

• оно может набирать обороты непосредственно на валу двигателя;
• его вал соединяется с двигателем при помощи муфты и фиксируется одним или двумя подшипниками;
• при помощи клиноременной передачи, при условии его фиксации одним или двумя подшипниками.

Ограничения в использовании

Радиальные вентиляторы целесообразно устанавливать для перемещения больших объемов газо-воздушных масс при условии, что они не содержат:

• взрывчатых веществ;
• волокнистых материалов и липких взвесей в количестве более 10 мг/м 3 ;
• взрывоопасной пыли.

Важным условием эксплуатации является температурный режим окружающей среды: он не должен выходить за рамки от -40 0 С до +45 0 С. Кроме того, в составе проходящих газо-воздушных масс не должны присутствовать коррозионные агенты, способствующие ускоренному разрушению проточной части вентилятора.

Безусловно, для использования в некоторых отраслях промышленности, производятся вентиляторы с большой степенью коррозионной устойчивости, защитой от искр и перепадов температуры с корпусами и внутренними комплектующими из сплавов повышенной прочности.