3 Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра ЮНЕСКО «Энергосбережение и возобновляемые источники энергии» ЭНЕРГОПРЕОБРАЗУЮЩИЕ МАШИНЫ Лабораторный практикум Минск БНТУ 2010 Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра ЮНЕСКО «Энергосбережение и возобновляемые источники энергии» ЭНЕРГОПРЕОБРАЗУЮЩИЕ МАШИНЫ Лабораторный практикум для студентов специальности 1-43 01 06 «Энергоэффективные технологии и энергетический менеджмент» Минск БНТУ 2010 УДК [621.65 + 621.63 + 621.51] (076.5) ББК 31.56я7 Э 65 С о с т а в и т е л ь А.Г. Рекс Р е ц е н з е н т ы: В.В. Кузьмич, С.Ю. Яновский Э 65 Энергосберегающие машины: лабораторный практикум для сту- дентов специальности 1-43 01 06 «Энергоэффективные технологии и энергетический менеджмент» / сост. А.Г. Рекс. – Минск: БНТУ, 2010. – 59 с. Содержит теоретический материал и практические указания к вы- полнению лабораторных работ. Составлен в соответствии с учебным планом специальностей и программой дисциплины. Рекомендован методической комиссией факультета гуманитарно- го образования и управления и одобрен учебно-методическим управ- лением. УДК [621.65 + 621.63 + 621.51] (076.5) ББК 31.56я7 ISBN 978-985-525-220-8  БНТУ, 2010 3 Лабораторная работа № 1 Изучение распределения давления на поверхности лопатки Цель работы: Изучить механизм появления усилия, действую- щего на лопатку турбины. Построить и изучить эпюры давления на поверхности симметричного профиля турбинной лопатки. Общие сведения Принцип действия нагнетательных устройств, турбин основан на процессе обмена энергией между газовым либо жидкостным пото- ком и лопатками устройства. Эффективность работы устройств во многом определяется формой профиля лопаток. В зависимости от назначения имеется большое разнообразие форм профилей. На рис. 1.1 изображено 3 характерных типа про- филей. Форма первого профиля, относительно нетолстого и мало изогнутого, с закругленной передней кромкой, типична для ком- прессорных и гидротурбинных лопаток. Второй и третий профили, довольно толстые и достаточно изогнутые, характерны для лопаток реактивных и активных ступеней паровых турбин. Профили лопаток характеризуются следующими основными геометрическими характеристиками: хордой, средней или осевой дугой, максимальной толщиной и вогнутостью. Хордой называется отрезок b прямой, соединяющей две наибо- лее удаленные точки профиля А и В (рис. 1.2). 3 2 1 Рис. 1.1 B A y x b y ср y н y в Рис. 1.2 4 Обычно форма профиля задается относительными координатами ву и ну в зависимости от х , где х – расстояние от носика профи- ля, отнесенное к длине хорды b, ву и ну – ординаты соответствен- но верхнего и нижнего обводов профиля, отнесенные к длине хор- ды b. Средней линией называется геометрическое место точек, равно- отстоящих от верхнего и нижнего обвода вдоль направления, пер- пендикулярного к хорде: 2 нв ср уу у   . Расстояние от верхней до нижней части контура профиля в ка- ком-либо сечении, перпендикулярном к хорде, называется абсо- лютной толщиной с профиля. Толщина профиля переменна вдоль хорды. Относительной толщиной профиля называется отношение мак- симальной толщины к длине хорды bсс  . Отношение максимальной ординаты средней линии к длине хорды называется относительной вогнутостью max ср        b y f . Как правило, окончательная отработка формы профилей лопаток производится экспериментально. Описание гидродинамики процесса обтекания профиля лопатки представляет собой сложную задачу и основано на использовании теории решеток профилей. Пусть направление движения потока идеальной жидкости со скоростью w0 на большом рас- стоянии от профиля совпадает с осью ох, давление на бесконеч- ности – р0 (рис. 1.3). Тогда при обтекании профиля лопатки распределение давлений и ско- ростей потока на поверхности A B рВ рА x p p0 w0 + _ + Рис. 1.3 5 профиля можно определить на основании уравнения Бернулли p w p w     22 2 0 2 0 , где w и p соответственно скорость и давление потока в некоторой точке поверхности профиля. Откуда            2 0 22 0 0 1 2 w ww pp . Величина 2 2 0w называется динамическим давлением. Коэффициентом давления называется безразмерная величина 2 2 0 0 w pp p    либо          2 0 2 1 w w p . Величина коэффициента давления в каждой точке профиля определяется скоростью потока в этой точке. В точке А скорость потока равна нулю и давление в этой точке превышает давление р0 в потоке на бесконечности на величину 2 2 0w ( 1р ). В области утолщения профиля скорость потока возрастает, коэффициент дав- ления 0р (т. е. разрежение) (см. рис. 1.3). В кормовой части профиля давление вновь увеличивается. При обтекании тела иде- альной жидкостью давление в т. В становится равным давлению в т. А. При обтекании профиля потоком вязкой жидкости или газа су- ществуют потери энергии, обусловленные вязкостью и связанные со срывом вихрей потока с поверхности лопатки. Из-за этого в по- токе реальной жидкости давление в точке В меньше, чем в точке А. Если профиль имеет несимметричную форму либо расположен под углом  к набегающему потоку, то распределение давлений на верхнем (выпуклом) и нижнем (вогнутом) обводах профиля оказы- вается неодинаковым. Скорость потока на верхней (выпуклой) ча- сти профиля больше, чем на нижней (вогнутой). В соответствии с уравнением Бернулли давление на верхней части имеет меньшую величину, чем давление на нижней части профиля. 6 Несимметричность распределения давления по обводу лопатки приводит к появлению результирующей силы R, воздействующей на лопатку. Эта сила воздействия потока на лопатку определяется суммой всех сил, действующих на каждый элементарный участок поверхности лопатки. Проекция силы сопротивления R на направление потока среды на бесконечности называется силой лобового сопротивления Fx; проекция силы R на направление, перпендикулярное потоку, назы- вается подъемной силой Fу. На практике для характеристики профилей вводятся коэффици- ент подъемной силы Су , коэффициент сопротивления Сх : b w F C y y 2 2 0  ; b w F C хх 2 2 0  . На основании анализа эпюр распределения давления на поверх- ности профиля можно рассчитать усилие, действующее на этот профиль. Эпюра давления по обводу профиля строится следующим обра- зом. В масштабе вычерчивается контур профиля с отметкой точек замера давления. Из этих точек замера проводятся перпендикуляр- но к поверхности профиля линии, длина которых соответствует ве- личине давления р в этих точках. Плавная кривая линия, соединя- ющая концы отрезков, соответствующих давлениям, называется эпюрой давления по обводу профиля. Эпюры коэффициента давления на верхней и нижней сторонах симметричного профиля при углах атаки, равных соответственно 0 и 60, представлены на рис. 1.4 и рис. 1.5. Для симметричного про- филя при угле атаки  = 0 имеет место симметричное распределе- ние коэффициента давления относительно оси ох. Эпюры распре- деления коэффициента давления на верхней и нижней сторонах профиля совпадают (рис. 1.4, а и рис. 1.5, а). Результирующая подъемная сила Fx = 0. При увеличении угла атаки симметрия рас- пределения нарушается (рис. 1.4, б и рис. 1.5, б). Резко возрастает разрежение на верхней стороне профиля. За счет этого создается основная часть подъемной силы. 7 а - - ++ б + + - -  = 6 o Рис. 1.4 Рис. 1.5 Величина подъемной силы пропорциональна сумме площадей положительной и отрицательной частей эпюр. При дальнейшем увеличении угла атаки подъемная сила возрастает. Однако суще- ствует некоторое предельное значение угла атаки, при котором подъемная сила максимальна. При дальнейшем увеличении угла атаки наступает отрыв пограничного слоя, нарушение плавности обтекания профиля на его задней кромке, образование вихревых дорожек в следе, что приводит к быстрому уменьшению подъемной силы. Уменьшение подъемной силы сопровождается значительным ростом лобового сопротивления. Величина силы лобового сопро- тивления пропорциональна разности площадей эпюр распределения давления вдоль оси оу. При малых углах атаки удобообтекаемый профиль имеет малый коэффициент сопротивления. При превыше- нии предельного угла атаки наблюдается увеличение лобового со- -0,5 0,0 0,5 1,0 x = x/L  = 0 L x р -1,0 -0,5 0,0 0,5 1,0 x = x/L  = 6 0 p -1,0 -0,5 0,0 0,5 1,0 1,5 р у = у/L  = 6 0 р 8 противления, что с учетом уменьшения подъемной силы приводит к резкому снижению качества профиля К = Су/Сх. Экспериментальная установка Работа выполняется на аэродинамической трубе 1 (рис. 1.6). По- ток воздуха создается осевым вентилятором, электродвигатель ко- торого запитан от источника постоянного тока. Установка необхо- димой скорости воздуха в рабочей части трубы производится за счет регулирования силы тока питания электродвигателя. В рабо- чую часть аэродинамической трубы устанавливается исследуемый профиль лопатки 2. По обводу симметричного и несимметричного профилей выпол- нены дренажные отверстия для измерения распределения давления вдоль поверхности. Контур симметричного профиля и координаты точек измерения приведены на рис. 1.6, б и в табл. 1.1. Поворотный механизм обеспечивает установку профиля под различными углами атаки. Давление на поверхности лопатки измеряется микромано- метром 3, имеющим переключатель на 8 положений. 1 2 3 а 8 7 6 5 4 3 2 1 y х б Рис. 1.6 Таблица 1.1 Точки 1 2 3 4 5 6 7 8 х 0 0,12 0,5 0,83 1,0 0,87 0,65 0,35 у 0 0,06 0,09 0,04 0 0,03 0,06 0,07 9 Порядок выполнения работы 1. Изучить экспериментальную установку, методики выполнения измерений. 2. Установить в рабочую часть аэродинамической трубы дрени- рованный профиль лопатки под углом атаки  = 00. 3. В отсутствие потока воздуха в трубе отметить начальное пока- зание микроманометра l0. 4. Включить блок питания аэродинамической трубы. Установить необходимое значение скорости воздушного потока в рабочей зоне путем задания тока питания вентилятора аэродинамической трубы. 5. Величину статического давления р0 принять равным атмо- сферному давлению (т.е. соответствующему начальному показанию микроманометра). 6. Измерить динамическое давление потока воздуха 2 2 0w . Для этого необходимо снять показание микроманометра l в точке 1 при угле атаки  = 00. 7. Измерить давление в контрольных точках поверхности лопат- ки. Для этого необходимо снять показания микроманометра l при различных положениях переключателя микроманометра. Результа- ты измерений записать в табл. 1.2. 8. Выполнить измерения при углах атаки  = 00,  = 60,  = 120,  = 180. Таблица 1.2 Угол атаки  № точки измерения Показания микроманометра р – р0, Па 2 2 0 0 w pp p    l0, мм l, мм 1 2 … 8 10 Обработка экспериментальных результатов 1. Вычислить динамическое давление на бесконечности по фор- муле  0спирта 2 0 дин 2 llgk w р    , где спирта = 809,5 кг/м3 – плотность спирта в микроманометре; l – l0 – разность показаний микроманометра, м, (в данной форму- ле l – показание микроманометра в точке 1 при угле атаки  = 0). k – синус угла наклона трубки микроманометра, k = 0,2. 2. Разность давлений р – р0 в контрольных точках поверхности профиля определить по формуле  0спирта0 llgkpp  , где l – показание микроманометра в контрольных точках поверхно- сти профиля (м). 3. Вычислить коэффициенты давления в каждой точке профиля. 4. Построить эпюры распределения коэффициента давления вдоль профиля. 5. Проанализировать полученные результаты. Лабораторная работа № 2 Исследование сил, действующих на лопатки в потоке воздуха Цель работы: определение сил в потоке воздуха, действующих на лопатку, и установление их зависимости от угла атаки. Общие сведения В лопастных нагнетательных устройств (вентиляторах, компрес- сорах, насосах) передача энергии к потоку перемещаемой среды (жидкости либо газа) осуществляется при помощи рабочего колеса, представляющего собой систему лопастей, закрепленных на втулке. 11 При вращении колеса лопатки взаимодействуют с потоком, пере- дают ему энергию, и в результате среда перемещается. Для рассмотрения работы лопастных нагнетательных устройств пользуются теорией решетки профилей. Если рассечь рабочее коле- со с лопастями цилиндрической поверхностью, и затем развернуть эту поверхность с сечениями лопастей, то получается плоская ре- шетка профилей (рис. 2.1). Профили несимметричного сечения расположены под некоторым углом  к потоку среды, движущемуся со скоростью w0. При обтекании профилей скорость среды в точке a больше, чем скорость в точке b. Поэтому в соответствии с уравнением Бернулли давление в точке a меньше давления в точке b. Таким образом, из-за разности давлений на каждый профиль решетки действует сила давления, которая дает результирующую гидродинамичес- кую силу R. Суммарная сила воздействия потока среды на решетку определяется суммой всех сил, действующих на каждый профиль решетки. Пример обтекания потоком среды решетки профилей позволяет пояснить работу турбин. В нагнетательных устройствах рабочее колесо, представляющее собой решетку несимметричных профилей, приводится во враще- ние электродвигателем. При вращении колеса профили движутся по отношению к жидкости или газу и возникают силы взаимодействия между профилями и средой, приводящие ее в движение. Детальное рассмотрение взаимодействия потока с колесом мож- но провести на одной элементарной лопатке. На лопатку, находящуюся в потоке газа, действует сила гидро- динамического воздействия R  (рис. 2.2). Эту силу можно разло- жить на две составляющие. Составляющая силы, направленная  R R R R w0 Рис. 2.1 a b 12 вдоль скорости набегающего потока w0, называется силой лобового сопротивления Fx. Кроме силы лобового сопро- тивления на лопатку в потоке газа действует еще и подъем- ная сила Fy, представляющая собой составляющую полной силы гидродинамического воз- действия R  , перпендикуляр- ную скорости набегающего потока. Сила лобового сопротивления Fx и подъемная сила Fу определя- ется соответственно выражениями 2 2 0wcF хх   , 2 2 0wcF yy   . Коэффициент называется коэффициентом лобового сопротивле- ния, коэффициент су  коэффициент подъемной силы. В приведен- ных выражениях  представляет собой площадь миделева сечения. Подъемная сила возникает при несимметричном относительно направления потока обтекании лопаток. Эта несимметричность мо- жет создаваться за счет несимметричной формы профиля лопатки, а также за счет задания ориентации лопатки в потоке. Помимо коэффициентов сх и для описания аэродинамических характеристик лопаток используется величина К = су/сх , называемая качеством лопатки. В большинстве устройств требуется большая подъемная сила при малом лобовом сопротивлении. Лопатка тем лучше будет удовлетворять этому требованию, чем больше К. Коэффициент лобового сопротивления сх может быть определен только экспериментальным путем. Приближенное значение коэф- фициента су можно рассчитать теоретически, но более точные его значения – при экспериментальном испытании. Коэффициенты сх, су и К зависят от угла атаки . Существует не- которое значение угла , при котором величина К имеет макси- мальное значение. R Fx  w0 y х Fy Рис. 2.2 13 Экспериментальная установка Работа выполняется на аэродинамической трубе (рис. 2.3). Ло- патка помещается в рабочую область трубы. При включении венти- лятора она обтекается потоком воздуха со скоростью w0. Скорость потока воздуха измеряется трубкой Пито-Прандтля и микромано- метром (на рисунке не показаны). Для измерения подъемной силы и силы лобового сопротивления лопатка закреплена на рычажных весах (рис. 2.4). Действие измеря- емой силы уравновешивается путем перемещения правого груза. Таким образом, измерение силы сводится к измерению координаты х центра правого груза. Рис. 2.3 w0 F Рис. 2.4 х х Подвижный груз Лопатка Неподвижный груз Порядок проведения работы 1. До включения аэродинамической трубы снять начальное пока- зание микроманометра l0 . 2. Включить аэродинамическую трубу, установив в ней постоян- ное значение скорости w0 воздушного потока. Измерить значение скорости потока с помощью трубки Пито-Прандтля, установленной в рабочем зазоре трубы. Для этого необходимо снять показание l микроманометра. Данные записать в табл. 2.1. 3. Внося в рабочий зазор трубы исследуемые профили лопаток, измерить действующую на них силу лобового сопротивления Fx и подъемную силу Fy при указанных в табл. 2.1 углах атаки. Для это- 14 го необходимо уравновесить эти силы правым грузом измеритель- ной системы и измерить координату правого груза х. 3. Данные измерений и вычислений занести в табл. 2.1. Таблица 2.1 l0 = мм; l = мм; w0 = м/с № Угол атаки Лобовое сопротивление Подъемная сила Качество лопатки  x Fx сx x Fу су К = су/сх град. мм Н - мм Н - - 1 0 2 4 3 8 4 12 5 16 Обработка экспериментальных результатов 1. Вычислить скорость потока воздуха wo по формуле  0 в ж2 llkgwo     , где ж – плотность спирта в микроманометре (ж = 809 кг/м3); в – плотность воздуха (в = 1,2 кг/м3); l – l0 – разность показаний микроманометра, м; k – синус угла наклона трубки микроманометра, k = 0,2. 2. Сила лобового сопротивления Fx и подъемная сила Fу опреде- ляются по тарировочному графику на рис. 2.5. 3. Вычислить коэффициент лобового сопротивления и коэффи- циент подъемной силы    2 2 0в V F с xx    2 2 0в V F с у у , где площадь  = 0,4710 -2 м2. 15 4. Вычислить качество лопатки К = су/сх. 5. Построить зависимости сx, сy и качества лопатки К от угла ата- ки. 6. Определить критический угол атаки кр, при котором подъем- ная сила начинает падать. 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 0,00 0,05 0,10 0,15 0,20 С и л а F , Н Координата центра правого груза х, мм Рис. 2.5. Тарировочный график для определения силы Лабораторная работа № 3 Изучение характеристик центробежного вентилятора Цель работы: определение полных индивидуальных характери- стик центробежного вентилятора, изучение влияния на них числа оборотов двигателя. 16 Общие сведения Полной индивидуальной характеристикой нагнетателя называ- ются графически выраженные зависимости развиваемого полного давления р (или напора Н), мощности N, коэффициента полезного действия (КПД)  от производительности Q при постоянной часто- те вращения n рабочего колеса. Наиболее важной характеристикой является зависимость давления от производительности p = f(Q), ко- торая называется основной характеристикой. Набор характеристик, построенных для различных частот вра- щения рабочего колеса называется универсальной характеристикой нагнетателя. Использование характеристик позволяет произвести подбор нагнетатели для работы в данной установке, определить режим его работы. Характеристики нагнетателей определяются экспериментально на стендах при постоянной частоте вращения рабочего колеса, а затем при помощи формул подобия строятся универсальные харак- теристики. Методика определения характеристик нагнетателя состоит в следующем. Нагнетатель подключается к трубопроводу с перемен- ным гидравлическим сопротивлением, например, задвижкой. Затем, поддерживая постоянной частоту вращения колеса нагнетателя, производится определение давления, мощности, КПД и производи- тельности при каждом фиксированном положения задвижки. Характеристики нагнетателей Подачей (производительностью) нагнетателя называется количе- ство газообразной либо жидкой среды, подаваемой нагнетателем в единицу времени. В зависимости от способа определения количе- ства среды различают объемную Q и массовую M подачи. При известных средней скорости сср движения потока в напор- ном трубопроводе и площади поперечного сечения трубопровода F объемная производительность нагнетателя Q определяется выраже- нием Q = сср F. 17 Массовая производительность M связана с объемной производи- тельностью выражением M = Q, где   плотность перекачиваемой среды. Единица измерения объемной производительности  м3/с, а мас- совой  кг/с. Величина производительности нагнетателя определяется его конструкцией, и зависит от числа оборотов рабочего колеса, харак- теристики сети, к которой подключен нагнетатель. Давление р нагнетателя представляет собой энергию, сообщен- ную единице объема перекачиваемой среды. Измеряется давление в Па (Н/м2) или Дж/м3. Напор Н нагнетателя – это энергия, передан- ная единице веса среды. Единица измерения напора – м. Давление р и напор Н связаны соотношением р = gН. Полное давление рп, нагнетателя состоит из статического рст и динамического рд давлений рп = рст + рд. Динамическое давление можно определить из выражения рд = сср2/2 Мощность нагнетателя. Полезной энергией нагнетателя называ- ется энергия, полученная потоком среды от рабочих органов нагне- тателя. Эта энергия равна разности энергий потока в выходном и входном патрубках нагнетателя. Полезной мощностью нагнетателя Nп называется полезная энергия в единицу времени. Единицы измерения мощности  1 Вт = 1 Дж/с. Полезная мощность нагнетателя может быть определена выра- жениями Nп = рQ = QgН = МgН . 18 От вала двигателя к валу нагнетателя передается мощность на валу Nв. Мощность, передаваемая нагнетателем потоку среды, меньше мощности, передаваемой двигателем валу нагнетателя, на величину объемных, механических и гидравлических потерь энер- гии в нагнетателе. Коэффициент полезного действия нагнетательного устройства. Эффективность использования энергии нагнетателем оценивается полным КПД нагнетателя , который определяется как отношение полезной мощности к мощности на валу нагнетателя  = Nп /Nв В нагнетателях потери мощности подразделяются на механиче- ские, гидравлические и объемные. В соответствии с этим вводятся понятия механического м, объемного о и гидравлического г ко- эффициентов полезного действия. Потери мощности N на различные виды трения в рабочем ор- гане нагнетателя являются механическими потерями. Механиче- ский КПД определяется выражением м = (Nв  N)/Nв. Объемные потери мощности возникают в результате утечек сре- ды через уплотнения в нагнетателе. Если обозначить объемы утечек в единицу времени через Q, то при подаче нагнетателя Q объем- ный КПД о = Q/(Q + Q). Гидравлический КПД учитывает потери, возникающие вслед- ствие наличия гидравлических сопротивлений в подводящем и от- водящем трубопроводах, в рабочем колесе нагнетателя. Гидравли- ческий КПД определяется выражением г = Н/(Н + Нпот) , 19 где Нпот  потери напора. Полный КПД равен произведению гидравлического, механиче- ского и объемного КПД:  = м г о. Центробежный вентилятор Схема центробежного вентилятора приведена на рис. 3.1. Воздух через входной коллектор 1 поступает на лопасти рабочего колеса. Рабочие лопасти 2, жестко скреплены с дисками, один из которых закреплен на валу, соединенным с валом приводного двигателя. Лопасти вращаются вокруг оси вала. Под действием центробежных сил воздух повышает свою энергию и выбрасывается в спиральную камеру, образованную корпусом 3, и далее вытесняется в напорный трубопровод 4. Характерная индивидуальная характеристика вен- тилятора приведена на рис. 3.2. 2 1 2 3 4 p  N Q n = const Рис. 3.1. Схема центробежного вентилятора Рис. 3.2. Индивидуальная характеристика вентилятора Экспериментальная установка Экспериментальный стенд для исследования характеристик вен- тиляторов (рис. 3.3) включает в себя следующие элементы: центро- бежный 1 и осевой 2 вентиляторы, задвижки 3 и 4 на выходе каждо- го из вентиляторов, напорный трубопровод 5, дроссельное устрой- 20 ство (задвижка) 6. Измерение полного и динамического давлений в напорном трубопроводе осуществляется трубкой Пито-Прандтля 7 с краном 8 и микроманометром 9. Электрическая схема стенда приведена на рис. 3.4. Вентиляторы приводятся в движение электродвигателями переменного тока. Напряжение питания электродвигателей регулируется латрами 1 и 2. Потребляемая вентиляторами мощность измеряется ваттметром. Коммутация вентиляторов, а также подключение к ним ваттметра осуществляется группой переключателей В1 – В4. Частота враще- ния рабочего колеса вентилятора измеряется частотомером с помо- щью фотодатчика. 5 1 2 4 3 6 7 8 9 Рис. 3.3. Схема экспериментального стенда W датчик об/мин частотомер 220 В Латр 2 Латр 1 В 1 В 2 В 4 В 4 В 3 С 1 С 2 Центробежный вентилятор Осевой вентилятор Ваттметр 21 Рис. 3.4. Электрическая схема лабораторной установки Порядок выполнения работы 1. Ознакомиться с устройством и принципом работы центробеж- ного вентилятора. 2. Изучить экспериментальный стенд для определения характе- ристик центробежного вентилятора. 3. Полностью открыть задвижку на центробежном вентиляторе. Задвижку на осевом вентиляторе закрыть. 4. Подключить стенд к сети. 5. Определить начальное показание l0 микроманометра. 6. Включить центробежный вентилятор включателем В1. Пере- ключатели В3 – В4 установить в положение «Измерение мощности центробежного вентилятора». 7. Латром 1 установить число оборотов рабочего колеса венти- лятора 4000 об/мин. При этом измерение частоты вращения произ- водить частотомером. 8. Полностью закрыть задвижку на напорном трубопроводе (по- ложение 1) – холостой ход вентилятора. 9. Ваттметром измерить потребляемую двигателем мощность Nв. 10. Микроманометром определить полное lп (дел) и динамиче- ское lдин (дел) давления в напорном трубопроводе. 11. Показания приборов записать в табл. 3.1. 12. При одном и том же числе оборотов вентилятора произвести серию измерений потребляемой мощности, полного и динамиче- ского давлений для каждого положения задвижки в соответствии с пп. 9 – 11. 13. Используя описанную методику, повторить опыты при чис- лах оборотов вентилятора, указанных в табл. 3.1. Обработка экспериментальных результатов 1. Определить динамическое и полное давления по формулам  0динспирта 2 ос дин 2 llgk c р    ; 22  0пспиртап llgkp  , где спирта= 809,5кг/м3  плотность спирта в микроманометре; g – ускорение свободного падения; l  l0  разность показаний микроманометра, м; k = 0,2  масштаб микроманометра. 2. Скорость движения потока воздуха на оси напорного трубо- провода определяется по формуле   динос 2 р с , где   плотность воздуха при 20 оС и  = 50 % ( = 1,2кг/м3). 3. Определить среднюю скорость движения воздуха в трубопро- воде сср = 0,8 сос. 4. Подачу (производительность) вентилятора определить по формуле Q = сср F, где F  площадь поперечного сечения напорного трубопровода. Диаметр трубопровода, используемого в установке, d = 0,053 м. 5. Определить полный коэффициент полезного действия венти- лятора %100 в п в п  N Qp N N . 6. Все рассчитанные величины внести в табл. 3.1. 7. На основании результатов измерений и расчетных данных по- строить на индивидуальные характеристики центробежного венти- лятора рп= f(Q), Nв = f(Q),  = f(Q) для каждого числа оборотов дви- гателя вентилятора. 23 8. Проанализировать влияние частоты оборотов вентилятора на его индивидуальные характеристики. Таблица 3.1 № п/п Результаты измерений Расчетные данные n lп рп lдин рдин Nв сос сср Q  об/мин дел Па дел Па Вт м/с м/с м3/с % 1.1 … 1.5 4000 2.1 … 2.5 3500 3.1 … 3.5 3000 Лабораторная работа № 4 Изучение характеристик осевого вентилятора Цель работы: определение индивидуальных характеристик осе- вого вентилятора, изучение влияния на них числа оборотов двига- теля. Общие сведения Осевые нагнетательные устройства относятся к классу лопаст- ных машин с высоким коэффициентом быстроходности (ns > 600). Для этих устройств характерны малые напоры и большие подачи. Основное конструктивное отличие от колеса центробежного нагнетателя заключается в том, что лопасти осевого нагнетателя 24 размещены между цилиндрической втулкой и цилиндрической внешней стенкой корпуса. По сравнению с центробежными осевые нагнетатели имеют ряд преимуществ, а именно: более высокий КПД на оптимальном ре- жиме, реверсивность, компактность, лучшие регулирующие свой- ства. К недостаткам осевых нагнетателей следует отнести: малые коэффициенты давления, необходимость больших окружных ско- ростей, неустойчивая работа при малых подачах, малая высота вса- сывания (для насосов), резкий воющий шум. Схема осевого вентилятора дана на рис. 4.1. Воздушный поток через коллектор 1 поступает на входной направляющий аппарат 2, затем в рабочее колесо 3 и в выходной направляющий аппарат 4. Колесо сидит на валу, вращающемся на подшипниках, укрепленных на стойках. Колесо и направляющие аппараты заключены в кожух 5 (обечайку). Втулка рабочего колеса имеет обтекатель 6. 1 2 3 4 5 6 5 3 Рис. 4.1 Передача энергии от двигателя потоку среды происходит во вращающемся рабочем колесе. Вращающиеся лопасти колеса взаи- модействуют с потоком воздуха, передают ему энергию и переме- щают его вдоль оси вентилятора. Движение потока осуществляется преимущественно в направлении оси вращения. Некоторое закру- чивание приобретается лишь при выходе из колеса. 25 Характеристики осевых машин представляются как зависимости давления (напора), мощности на валу и КПД от производительно- сти. Вид характеристики осе- вого вентилятора определя- ется его конструкцией и аэродинамическими свой- ствами. В отличие от центробеж- ных вентиляторов напорная характеристика осевого вен- тилятора часто имеет седло- образную форму (рис. 4.2). Седлообразная характери- стика устанавливает неодно- значную зависимость давле- ния от подачи. Режим работы нагнетателей с такой характеристикой является неустойчивым. Методика определения характеристик осевого вентилятора такая же, что и для центробежных нагнетателей. Описание параметров нагнетателей и методики определения характеристик см. в лабора- торной работе № 3. Экспериментальная установка Экспериментальный стенд для исследования характеристик вен- тиляторов описан в лабораторной работе № 3. Порядок выполнения работы 1. Ознакомиться с устройством и принципом работы осевого вентилятора. 2. Изучить экспериментальный стенд для определения характе- ристик осевого вентилятора. 3. Полностью открыть задвижку на осевом вентиляторе. Задвиж- ку на центробежном вентиляторе закрыть. 4. Подключить стенд к сети. 5. Определить начальное показание l0 микроманометра. (Q) N(Q) p(Q) Q Рис. 4.2 26 6. Включить осевой вентилятор включателем В2. Переключате- ли В3 – В4 установить в положение «Измерение мощности осевого вентилятора». 7. Латром 2 установить напряжение питания вентилятора 220 В. 8. Полностью закрыть задвижку на напорном трубопроводе (по- ложение 1) – холостой ход вентилятора. 9. Ваттметром измерить потребляемую двигателем мощность Nв. 10. Микроманометром определить полное lп (дел) и динамиче- ское lдин (дел) давления в напорном трубопроводе. 11. Показания приборов записать в табл. 4.1. 12. Установить задвижку на напорном трубопроводе в положе- ние 2. Выполнить измерения в соответствии с пп. 9–11. 13. При одном и том же числе оборотов вентилятора произвести серию измерений потребляемой мощности, полного и динамиче- ского давлений для каждого положения задвижки. Обработка экспериментальных результатов 1. Методика определения динамического рдин и полного рп дав- ления, осевой сос и средней сср скоростей, производительности Q вентилятора описана в лабораторной работе № 3 (см. раздел «Обра- ботка опытных данных», пп. 1–4). 2. Определить полный коэффициент полезного действия венти- лятора %100 в п в п  N Qp N N 3. Все рассчитанные величины внести в табл. 4.1. 4. На основании результатов измерений и расчетных данных по- строить на миллиметровой бумаге индивидуальные характеристики центробежного вентилятора рп= f(Q), Nв = f(Q),  = f(Q). Таблица 4.1 № Результаты измерений Расчетные данные n lп рп lдин рдин Nв сос сср Q  27 об/мин дел Па дел Па Вт м/с м/с м3/с % 1.1 … 1.5 4700 5. Проанализировать полученные индивидуальные характери- стики осевого вентилятора. Лабораторная работа № 5 Работа центробежного вентилятора в сети Цель работы: определение режима работы центробежного вен- тилятора на сеть. Общие сведения Под режимом работы нагнетателя подразумевается совокуп- ность значений подачи, напора, мощности и КПД, которые может обеспечить нагнетатель при работе на конкретной установке. Ре- жим работы нагнетателя зависит не только от свойств самого нагнетателя, но и от условий работы, определяемых присоединен- ной к нему сетью. Сетью называется простой или сложный, всасывающий, и нагне- тательный трубопроводы, обслуживаемые нагнетателем. Для подачи среды через сеть нагнетателю требуется преодоле- вать потери давления на трение и на местных сопротивлениях, а также разность давлений на выходе и входе сети р = рвс + рнагн + (рвых – рвх), где рвс  потери давления на линии всасывания, рнагн  потери давления в линии нагнетания, рвх  давление на входе в сеть, рвых  давление на выходе из сети. 28 Известно, что потери давления в линиях всасывания и нагнета- ния представляют собой сумму потерь давления на трение и на местных сопротивлениях рвс = (ртр)вс + (рм)вс рнагн = (ртр)нагн + (рм)нагн где ртр и рм  потери давления на трение и в местных сопротив- лениях. Разность давлений ро = (рвых – рвх) называется гидростатиче- ской составляющей давления. Давление, создаваемое нагнетателем, определяется суммарной потерей давлений в сети. Для любой сети полным потерям давления соответствует опре- деленный расход среды. Характеристикой сети называется график, выражающий зависимость потерь давления в данной сети от расхо- да перекачиваемой среды через нее. В общем случае уравнение характеристики сети имеет вид рс = ро + KQ2, где рс  перепад давления в сети, Q  расход перекачиваемой среды через сеть, K  коэффициент пропорциональности, характеризую- щий сеть. Характеристика сети имеет вид параболы (на рис. 5.1 кривая 1). Крутизна ветви параболы будет зависеть от гидравличе- ских сопротивлений, определяемых величиной коэффициента K. Коэффициент K тем больше, чем сеть длиннее, извилистее, бо- лее сужена по проходным сечениям, чем больше шероховатость внутренних поверхностей и т.п. Чем больше K , тем характеристика сети получается более крутой. Для простейших вентиляционных и отопительных сетей обычно рс = KQ2, т.е. характеристика таких сетей представляет собой исходящую из начала координат параболу (рис. 5.1, кривая 2). 29 Если сеть является сложной и состоит из нескольких участков с различными характеристиками (длинами l, диаметрами d, коэффи- циентами  и ), то общую характеристику сети можно выразить через параметры этих участков                            2 4 2 2 2 2 d Q d lс d l р i i i i i i i i i i i i 22 2 2 2 4 KQQ dd l i i i i i i                             . С помощью характеристики сети можно быстро определить рас- ход среды через сеть при заданной потере давления, или наоборот, потери давления при заданном расходе. Характеристику сложной сети можно получить путем сложениях характеристик отдельных участков и ответвлений трубопровода. Суммарная характеристика последовательно соединенных участков получается путем сложения ординат р, а параллельно со- единенных  путем сложения абсцисс Q. Режим работы нагнетателя на данную сеть может быть опреде- лен путем графического построения характеристик нагнетателя и характеристики сети, либо с помощью аналитических зависимо- стей. При графическом методе на одном и том же графике строятся характеристики нагнетателя, и в масштабе напорной характеристи- ки наносится характеристика трубопровода (рис. 5.2). Точка А пе- ресечения напорной характеристики нагнетателя и характеристики сети называется рабочей (режимной) точкой. При этом полное дав- ление нагнетателя равно полному гидравлическому сопротивлению или полным потерям давления в сети. Рабочая точка А определяет давление и производительность данного нагнетателя в данной сети. Если известна производительность нагнетателя, то по его полной характеристике легко определить значение мощности N и коэффи- циента полезного действия . Для получения величины потребляе- мой нагнетателем мощности и значения КПД следует через рабо- 30 чую точку А провести вертикальную прямую до пересечения ее с кривыми N(Q) и (Q) (рис. 5.2). Точки А, В, С определяют рабочий режим нагнетателя при работе на данную сеть. При подборе нагнетателя для его совместной работы на сеть же- лательно, чтобы рабочая точка находилась в области максимально- го значения КПД нагнетателя (рис. 5.2, точка В). р ро 1 2 Q p, N,  В  (Q) N N(Q) рп(Q) рп С А Сеть Q Q Рис. 5.1 Рис. 5.2 Диапазон давлений, получаемый нагнетателем, определяется ха- рактеристикой сети. Если нагнетатель работает в сети с малым со- противлением, то невозможно достичь высоких давлений ни увели- чением частоты вращения, ни увеличением размеров рабочего ко- леса нагнетателя. Экспериментальная установка Экспериментальный стенд для исследования работы вентилято- ра на сеть описан в работе № 3 (рис. 3.3). Центробежный 1 вентиля- тор подключен к сети – напорному трубопроводу 5 с дроссельным устройством (задвижкой) 6 и задвижкой 4 на выходе из вентилято- ра. Характеристика сети определяется положением задвижки 6. Порядок выполнения работы 1. Изучить экспериментальный стенд для определения режима работы центробежного вентилятора на сеть. 31 2. Полностью открыть задвижку 4 на центробежном вентилято- ре. Задвижку на осевом вентиляторе закрыть. 3. Определить начальное показание l0 микроманометра. 4. Включить центробежный вентилятор включателем В1. 5. Установить задвижку 6 на трубопроводе в положение 2. 6. Латром 1 установить напряжение питания Uпит центробежного вентилятора в соответствии с табл. 5.1. 7. Микроманометром определить полное lп (дел) и динамическое lдин (дел) давления в напорном трубопроводе. 8. Показания приборов записать в табл. 5.1. 9. Произвести измерения для данного положения задвижки при различных напряжениях питания вентилятора. 10. Полностью открыть задвижку на напорном трубопроводе. Вы- полнить необходимые измерения в соответствии с пп. 6–9. Обработка экспериментальных результатов 1. Методика определения динамического рдин и полного рп дав- ления, осевой сос и средней сср скоростей, производительности Q вентилятора описана в лабораторной работе № 3 (см. раздел «Обра- ботка опытных данных», пп. 14). 2. Считать, что расход воздуха в сети равен объемной произво- дительности вентилятора. 3. Все рассчитанные величины внести в табл. 5.1. 4. Построить экспериментальные характеристики pп(Q) сетей. 5. Произвести аппроксимацию экспериментальных характеристик сетей 1 и 2. Для этого необходимо определить коэффициент К, характери- зующий гидродинамическое сопротивление сети. Аппроксимацию произвести методом наименьших квадратов. Чтобы выполнить ап- проксимацию экспериментальных данных указанным методом, необходимо из табл. 5.1 перенести содержимое столбцов Qi и рпi в табл. 5.2 для каждой из сетей 1 и 2. Затем нужно построить таблицу значений (Qi2)2 и (рпiQi2), где i = 1...9 (табл. 5.2). В табл. 5.2 вычис- лить суммы (Qi2)2 и (рпiQi2). Коэффициент К для каждой сети определяется из выражения 32    22 2 i i Q Qр K i    . 6. Используя вычисленные значения К простроить расчетные ха- рактеристики сети 1 и сети 2 по формуле рп расч = КQ2 . Результаты вычислений записать в табл. 5.1. Построить расчетные характери- стики сетей 1 и 2. Таблица 5.1. Экспериментальная и расчетная характеристики сети Сеть Uпит lп рпi эксп lдин рдин сср Qi рп расч В дел Па дел Па м/с м3/с Па Сеть 1 (Задвижка в полож. 2) К = 0 130 140 150 160 170 180 200 220 Сеть 2 (Задвижка открыта полностью К = 0 130 140 150 160 170 180 200 220 7. Определить режимы работы центробежного вентилятора на сеть 1 и сеть 2. Для этого необходимо выполнить следующее: 7.1. На характеристики сетей графически наложить индивиду- альные характеристики центробежного вентилятора, определенные 33 при числе оборотов n = 3500 об/мин (данные можно взять из лабо- раторной работы № 3). 7.2. Найти режимные точки работы вентилятора на сети 1 и 2 как пересечение характеристик давления рп(Q) вентилятора и характе- ристик сетей. По режимным точкам определить полное давление вентилятора рп(Q) и подачу Q. 7.3. По полученной производительности вентилятора определить потребляемую мощность и КПД вентилятора. 7.4. Результаты вычислений записать в табл. 5.3. 8. Провести анализ режимов работы вентилятора на обе сети. Определить, какая сеть более предпочтительна для данного венти- лятора. Таблица 5.2. Таблицы для определения характеристики К для сетей 1 и 2 Сеть 1 № Qi pпi Qi2 (Qi2)2 (pпi Qi2) м3/c Па 1 .... 9 (Qi2)2 = (рпiQi2)= К1 = Сеть 2 № Qi pпi Qi2 (Qi2)2 (pпi Qi2) м3/c Па 1 .... 9 (Qi2)2 = (рпiQi2)= К2 = Таблица 5.3 Режим работы вентилятора на сети 1 и 2 № сети Q pп N  34 м3/c Па Вт % Сеть 1 Сеть 2 Лабораторная работа № 6 Исследование совместной работы двух параллельно включенных вентиляторов Цель работы: изучение совместной работы двух параллельно включенных вентиляторов, имеющих различные характеристики; определение режимов при совместной и раздельной работе на сеть. Общие сведения Очень часто производственные потребности вызывают необхо- димость параллельного соединения нагнетательных устройств. В большинстве случаев параллельное включение двух и большего числа нагнетателей рекомендуется тогда, когда оно приводит к уве- личению подачи, а соответствующее увеличение частоты вращения рабочего колеса или размеров нагнетателя невозможно из-за чрез- мерного шума либо конструктивных соображений. Основные схемы параллельного включения нагнетателей пока- заны на рис. 6.1. Различают полностью параллельное включение (рис. 6.1, а) и полупараллельное включение (рис. 6.1, б и 6.1, в). (а) (б) (в) T S О Q1 Q2 QΣ QΣ QΣ QΣ Q1 Q2 Q1 Q2 QΣ =Q1+Q2 Рис. 6.1 Пусть два вентилятора, имеющие различные рабочие характери- стики, включены параллельно (рис. 6.1, б). C целью упрощения анализа можно предположить, что потери давления на соедини- 35 тельных участках трубопроводов TO и SO пренебрежимо малы. То- гда давление, развиваемое при совместной работе, одинаково для обоих вентиляторов (р1 = р2 = рΣ). Суммарная же подача при сов- местной работе двух нагнетателей равна сумме подач нагнетателей при давлении в трубопроводе рΣ : QΣ = Q1 + Q2. Таким образом, суммарная напорная характеристика двух и бо- лее параллельно включенных нагнетателей строится путем сумми- рования подач одновременно работающих нагнетателей при посто- янном давлении. На рис. 6.2 приведены напорные характеристики p1(Q) и p2(Q) двух вентиляторов и суммарная характеристика, построенная по указанному правилу. Здесь же приведены характеристики трех се- тей pс(Q), различающихся гидравлическим сопротивлением. Q 1 2 3 0 Q2С Q1С Q A1 A2 B1 B2 р (Q) р1(Q) р2 (Q) D2 D K1 K2 D1 A р рс (Q) р Q1Р Q2Р р1Р р2Р С Рис. 6.2 Целесообразность параллельного включения вентиляторов опре- деляется характеристикой сети, а именно, ее гидравлическим со- противлением. При совместной работе двух вентиляторов на сеть 1 точка А яв- ляется рабочей точкой. Она определяет давление в сети р и сум- 36 марную производительность Q двух одновременно работающих вентиляторов. Суммарное давление, создаваемое двумя вентилято- рами, равно давлению каждого из одновременно работающих вен- тиляторов р = р1С = р2С. Режим работы каждого из вентиляторов при совместной работе определяется точками В1 и В2. В соответ- ствии с этим каждый из вентиляторов при совместной работе имеет производительность Q1С и Q2С. Потребляемая мощность и КПД каждого из вентиляторов при совместной работе определяются при данных производительностях по пересечению вертикальных линий, проходящих через точки В1 и В2, с индивидуальными характери- стикам мощности и кпд (на рисунке не показано). При отключении одного из вентиляторов рабочая точка из по- ложения А вдоль характеристики сети сместится в т. А1 либо т. А2. Эти точки описывают режим работы каждого из вентиляторов при раздельной работе на сеть 1 и параметрами вентиляторов являются соответственно р1Р, Q1Р и р2Р, Q2Р. Из графика видно, что параллельное включение двух вентилято- ров приводит к увеличению производительности. Однако, чем больше гидравлическое сопротивление сети (т.е. чем круче харак- теристика сети), тем достигается меньшее увеличение производи- тельности при параллельном включении. Следовательно, парал- лельное включение нескольких вентиляторов для работы на сеть с пологой характеристикой является целесообразным. Такой режим работы возможен на участке суммарной напорной характеристики правее точки С. При работе на сеть 2 режим совместной работы определяется точкой С. Видно, что включение в параллельную работу вентилято- ра с характеристикой р2(Q) бесполезно, т.к. суммарная производи- тельность равна производительности, которую имеет при индиви- дуальной работе на ту же сеть первый вентилятор. При работе на сеть с крутой характеристикой 3 (область напор- ной характеристики левее точки С) совместная работа вентиляторов нецелесообразна и даже вредна. Общая производительность при совместной работе, определяемая т.D, меньше, чем производитель- ность первого вентилятора при раздельной работе на сеть (т.D1). Точки К1 и К2 определяют режимы работы каждого из вентиляторов при их одновременной работе на сеть 3. Второй вентилятор имеет 37 отрицательную производительность (т.К2), и это означает, что воз- дух движется через этот вентилятор в отрицательном направлении. Производительность первого вентилятора имеет положительное значение. Таким образом, параллельное подключение второго вен- тилятора для работы на сеть 3 приводит к не увеличению, а к уменьшению производительности. Чтобы такого не происходило, для работы на сеть с крутой характеристикой целесообразно сов- местное параллельное включение вентиляторов с одинаковыми напорными характеристиками. При параллельном включении вентиляторов суммарный КПД определяется выражением 2 2 1 1 21      QQ QQ . Экспериментальная установка Экспериментальный стенд для исследования характеристик при параллельном соединении вентиляторов (см. рис. 3.3) включает в себя следующие элементы: центробежный 1 и осевой 2 вентиляторы, задвижки 3 и 4 на выходе каждого из вентиляторов, напорный тру- бопровод 5, дроссельное устройство (задвижка) 6. Измерение пол- ного и динамического давлений в напорном трубопроводе осу- ществляется трубкой Пито-Прандтля 7 с краном 8 и микроманомет- ром 9. Вентиляторы приводятся в движение электродвигателями пере- менного тока. Напряжение питания электродвигателей регулирует- ся латрами. Потребляемая вентиляторами мощность измеряется ваттметром. Коммутация вентиляторов, а также подключение к ним ваттметра осуществляется группой переключателей. Частота вра- щения рабочего колеса вентилятора измеряется частотомером с по- мощью фотодатчика. Порядок выполнения работы 38 1. Изучить экспериментальный стенд для определения характе- ристик при параллельном включении двух вентиляторов. 2. Полностью открыть задвижку на центробежном вентиляторе. Задвижку на осевом вентиляторе закрыть. 3. Снять рабочие характеристики при раздельной работе на сеть цен- тробежного вентилятора. Результаты измерений записать в табл. 6.1. 4. Открыть полностью задвижку на осевом вентиляторе. Задвиж- ку на центробежном вентиляторе закрыть. 5. Снять рабочие характеристики при раздельной работе на сеть осевого вентилятора. Данные измерений записать в табл. 6.2. 6. Открыть полностью задвижки на обоих вентиляторах. Снять суммарную рабочую характеристику двух параллельно включенных вентиляторов при их одновременной работе. Число оборотов уста- навливать в соответствии с табл. 6.1 и 6.2. Результаты измерений внести в табл. 6.3. 14. Используя описанную методику, повторить опыты при чис- лах оборотов вентилятора, указанных в табл. 3.1. Обработка экспериментальных результатов 1. Методика определения динамического рдин и полного рп дав- ления, осевой сос и средней сср скоростей, производительности Q и кпд  вентилятора описана в лабораторной работе № 3 (см. раздел «Обработка опытных данных», пп. 15). 2. Построить суммарную экспериментальную напорную харак- теристику рэксп = f(Q). На этом же графике построить индивидуаль- ные напорные характеристики для каждого из вентиляторов, рабо- тающих раздельно на сеть. 3. Графическим методом построить суммарную расчетную напорную характеристику ррасч = f(Q). одновременно работающих вентиляторов. Сравнить эту характеристику с экспериментально полученной суммарной характеристикой. 4. Определить коэффициент полезного действия для случаев совместной и раздельной работы вентиляторов. 5. Построить зависимости КПД и мощности вентиляторов для случаев раздельной и совместной работы. 39 6. Полученные данные проанализировать. Таблица 6.1 Индивидуальные характеристики центробежного вентилятора при раздельной работе на сеть № п/п Результаты измерений Расчетные данные n lп рп lдин рдин Nв сос сср Q  об/мин дел Па де л Па Вт м/с м/с м3/с % 1 … 5 2600 Таблица 6.2 Индивидуальные характеристики осевого вентилятора при раздельной работе на сеть № п/п Результаты измерений Расчетные данные n lп рп lдин рдин Nв сос сср Q  об/мин дел Па дел Па Вт м/с м/с м3/с % 1 … 5 4700 Таблица 6.3 Суммарные характеристики вентиляторов при совместной работе на сеть № п/п Результаты измерений Расчетные данные lп рп lдин рдин Nв1 Nв2 сос сср Q  40 дел Па дел Па Вт Вт м/с м/с м3/с % 1 … 5 Лабораторная работа № 7 Изучение совместной работы последовательно включенных центробежных вентиляторов Цель работы: исследование режимов работы двух последова- тельно включенных центробежных вентиляторов, имеющих одина- ковые рабочие характеристики Общие сведения Последовательное включение двух или большего числа нагнета- телей в большинстве случаев применяется тогда, когда давление, создаваемое одним нагнетателем, недостаточно для преодоления сопротивления сети. Таким образом, последовательное включение нагнетателей производится с целью увеличения давления. Иногда последовательное включение нагнетателей применяется из-за того, что для достижения необходимого давления требуются слишком высокие окружные скорости рабочего колеса, которые могут быть причиной разрушения колеса. Схема последовательного включения нагнетателей приведена на рис. 7.1. При последовательным включении одно и то же количе- ство среды последовательно перемещается всеми нагнетателями, а давление, необходимое для преодоления сопротивления всей сети, равно сумме давлений, создаваемых каждым нагнетателем. Q1 Q2 Q? =Q1=Q2 Рис. 7.1 р? =р1+р2 41 Анализ совместной работы последовательно включенных цен- тробежных нагнетателей не зависит от числа включенных машин, и поэтому ниже рассматривается работа двух нагнетателей. Суммарная напорная характеристика при совместной работе по- лучается путем алгебраического сложения давлений каждого нагне- тателей при одной и той же производительности. Суммарная работа в сети двух одинаковых последовательно включенных вентиляторов иллюстрируется на рис. 7.2. Общая по- дача и давление определяются по пересечению суммарной напор- ной характеристики с характеристикой сети (точка А). p A A1 B Q СЕТЬ Q1Р Q р 0 р1Р р1С р(Q) р1,2 (Q) Рис. 7.2 Давление каждого из совместно работающих вентиляторов определяется по пересечению их индивидуальных характеристик с ординатой, проведенной через точку А пересечения суммарной ха- рактеристики вентиляторов с характеристикой сети (см. рис. 7.2). На этом рисунке режим работы каждого из вентиляторов при одно- временной работе на сеть характеризуется точкой В. Режимам ра- боты каждого из вентиляторов при их раздельной работе на сеть соответствует точка А1. Видно, что при одновременной работе двух последовательно включенных одинаковых вентиляторов давления каждого в два раза меньше общего давления. Подача же двух вен- 42 тиляторов равна подаче каждого из них, но больше, чем у одного вентилятора при изолированной его работе. На рис. 7.3 показаны характеристики p = f(Q) для двух различ- ных вентиляторов, включенных последовательно (р1 – характери- стика первого вентилятора, р2 – характеристика второго вентилято- ра и р – суммарная характеристика вентиляторов). Анализ сов- местной работы проводится также, как и для одинаковых вентиляторов. Точками А, D определяются суммарные режимы ра- боты; точки В1, В2 и K1, K2 соответствуют режимам работы каждого из вентиляторов при одновременной работе на сети 1 и 3 соответ- ственно. Режимы же раздельной работы вентиляторов на сети 1 и 3 определяются точками А1, А2 и D1 и D2. Совместная работа вентиляторов целесообразна при режимах, когда рабочая точка располагается левее точки С на совместной напорной характеристике. Это хорошо иллюстрируется работой вентиляторов на сеть 3. В этом случае создаваемое давление сов- местно работающими вентиляторами (точка А) больше давления, которое создавал бы каждый из вентиляторов при раздельной рабо- те на эту сеть (точки А1 и А2). При совместной работе вентиляторов на сеть 2 рабочей точкой является точка С. Видно, что включение в совместную работу вен- тилятора с характеристикой р2 (Q) бесполезно, поскольку увеличе- ния давления по сравнению с давлением, создаваемым при индиви- дуальной работе на эту сеть вентилятором с характеристикой р1 (Q), не происходит. Работа в режимах, когда рабочая точка располагается правее точки С (например, при работе на сеть 1), характеризуется сниже- нием суммарного давления (точка D) по сравнению с давлением вентилятора с характери- стикой р1 (Q) при индивиду- альной работе (точка D1). В данном режиме второй вен- тилятор работает как дрос- сель, и первому вентилятору приходится преодолевать сопротивление не только сети, но и второго вентиля- 0 Q p?(Q) Q 2 1 р 3 р1 р2 K1 D1 B1 D2 A1 B2 A2 A K2 Q2Р Q1Р Рис. 7.3 C D 43 тора. Включение в совместную работу второго вентилятора даже вредно. Вопрос о целесообразности совместной работы вентиляторов необходимо решать не только с учетом давления, но и КПД. Наибо- лее экономичной работа вентиляторов при последовательном включении будет, если каждый из них работает в режиме макси- мального КПД. При совместной работе нескольких нагнетателей суммарный КПД определяется известными давлениями и коэффициентами по- лезного действия каждого из нагнетателей при одновременной ра- боте из выражения 2 2 1 1 21      pp pp . Экспериментальная установка Экспериментальная установка (рис. 7.4) включает следующие основные элементы: два вентилятора 1 запитанные от блоков пита- ния 2, напорный трубопровод 3, дроссельное устройство (задвижка) 4. Для определения полного и динамического напоров в напорном трубопроводе используются трубка Пито-Прандтля 5, переключа- тель 6 и микроманометр 7. 5 6 7 БП БП 2500 об/мин 2500 об/мин 8 1 2 34 44 Рис. 7.4 Потребляемая вентиляторами мощность измеряется ваттметрами (на схеме не показаны), частота вращения рабочих колес вентиля- торов определяется частотомерами 8. Порядок выполнения работы 1. Изучить экспериментальный стенд для определения характе- ристик при последовательном включении двух вентиляторов. 2. Снять рабочие характеристики при раздельной работе венти- ляторов на сеть. Число оборотов устанавливать в соответствии с табл 7.1. Данные измерений записать в табл. 7.1. 3. Снять суммарную рабочую характеристику двух последова- тельно включенных вентиляторов при их одновременной работе. Число оборотов устанавливать в соответствии с табл. 7.2. Обработка экспериментальных результатов 1. Определить скорость и расход воздуха в напорном трубопро- воде, используя методику лабораторной работы № 3. 2. Построить суммарную экспериментальную напорную харак- теристику pΣэксп. = f(Q). На этом же графике построить индивиду- альные напорные характеристики обоих вентиляторов. 3. Графическим методом построить суммарную расчетную напорную характеристику pΣрасч. вентиляторов. 4. Сравнить суммарные экспериментальные и расчетные харак- теристики вентиляторов. 5. Определить полный коэффициент полезного действия при совместной работе двух вентиляторов по формуле 21 NN Qp    . 6. Провести анализ полученных результатов. 45 Таблица 7.1 Индивидуальные характеристики вентиляторов при раздельной работе на сеть № п/п Результаты измерений Расчетные данные n lп рп lдин рдин Nв сос сср Q  об/мин дел Па дел Па Вт м/с м/с м3/с % 1 … 5 Венти- лятор 1 2400 1 … 5 Венти- лятор 2 4700 Таблица 7.2 Суммарные характеристики вентиляторов при совместной работе на сеть № п/п Результаты измерений Расчетные данные lп рп lдин рдин Nв1 Nв2 сос сср Q  дел Па дел Па Вт Вт м/с м/с м3/с % 1 … 5 Лабораторная работа № 8 Изучение влияния частоты вращения рабочего колеса на характеристики центробежного вентилятора Цель работы: определение влияния частоты вращения рабочего колеса центробежного вентилятора на его характеристики. Сравне- ние теоретически пересчитанных характеристик с полученными экспериментально характеристиками. 46 Общие сведения При изменении частоты вращения рабочего колеса нагнетателя его рабочие параметры изменяются, изменяются также и характе- ристики нагнетателя. Полученные характеристики при некоторой частоте вращения n, можно пересчитать и построить для других частот вращения. На основе пересчета характеристик строятся уни- версальные характеристики нагнетателей. Пересчет характеристик нагнетателей можно осуществить бла- годаря теории гидродинамического подобия, основанной на выпол- нении трех условий. Два нагнетателя гидродинамически подобны, если выполняются следующие условия 1. Геометрическое подобие, в соответствии с которым существу- ет пропорциональность соответствующих размеров нагнетателей. Пусть имеются два нагнетателя с диаметрами колеса соответ- ственно D2 и D’2, шириной колеса b и b’ и т.д. Тогда условие гео- метрического подобия выражается соотношениями гk D D b b D D  1 1 2 ' 2 2 ' 2 ' . 2. Кинематическое подобие, в соответствии с которым скорости в сходственных точках потока пропорциональны к u u k c c c c u u  ... 2 ' 2 2 ' 2 2 ' 2 ; ' 11  ' 22  . 3. Условие равенства углов установки лопаток на входе и выходе рабочего колеса ' 11  ; ' 22  . На основании этих условий можно получить формулы пропор- циональности, которые используются при пересчете характеристик нагнетателя. 47 Пусть имеется напорная характеристика Н = (Q) нагнетателя при частоте вращения n (рис. 8.1). Выбираем на напорной характери- стике произвольную точку 1, которой соответствуют параметры Н1 и Q1. В предположении постоянства коэффициентов полезного дей- ствия о = const и г = const при изменении частоты вращения nn’ параметры можно пересчитать по формулам n n Q Q    1 1 , 2 1 1          n n H H , откуда n n QQ 111    , 2 11          n n HH На графике 8.1 от- кладываем новые значе- ния Н1’ и Q1’, в результате получается точка 1’. Подобные вычисле- ния и построение можно провести и для других точек характери- стики. Соединением построенных новых точек получается новая напорная характеристика Н’ = (Q’) при частоте вращения n’. При изменении частоты вращения точки пересчета характери- стики перемещаются вдоль линии, называемой линией пропорцио- нальности (на рис. 8.1 штриховые линии). Эти линии являются па- раболами с вершиной в начале координат и описываются выраже- нием H = kQ2. Пересчет характеристик проводился с предположением, что ко- эффициент полезного действия постоянен и не зависит от частоты нагнетателя. Поэтому линия пропорциональности называется также линией постоянного КПД Точки пересечения линии пропорциональности и напорных ха- рактеристик при различных частотах вращения позволяют опреде- лить параметры Q и H в подобных режимах работы. Q H1 ` H1 1 2 3 3’ 2’ 1’ 3=const 2=const 1=const H n n’ H(Q) H’(Q’) Q1 Q1’ Рис.8.1 48 Аналогичным образом пересчитывается характеристика мощно- сти (рис. 8.2) с использованием формул подобия n n Q Q    1 1 , 3 1 1          n n N N , откуда 3 11          n n NN . В данном случае точки пересчета перемещаются вдоль штриховых линий пропорциональности N = mQ3, представляющих собой кубические параболы (см. рис. 8.2). При изменении частоты вращения изменяется и характеристика КПД, которая пересчитывается следующим образом. Пусть заданы характеристики напора и КПД при частоте враще- ния n (рис. 8.3). Проводим линии подобных режимов для напорной характеристики. Эти линии являются так- же линиями посто- янных значений КПД 1 = const, 2 = const и т.д. Пересчитываем производительность Q. При этом учиты- ваем постоянство КПД =const. В ре- зультате точка С кривой КПД при ча- стоте n’ получается Q 2 1 n n’ 2=const 1=const 2’ 1’ N Q1 N1 N=(Q) N’=(Q’) Рис. 8.2 Рис. 8.3 Q Q2’ Q2 H, 1’ 2’ 2 1 H2 2’=2 H’(Q’) H(Q) (Q) ’(Q) С 49 перенесением по горизонтали значения 2 на ординату, которая со- ответствует подаче Q2’. Аналогично строятся остальные точки характеристики. Из приведенного рисунка видно, что при изменении частоты вращения характеристика КПД деформируется вдоль направления, параллельного оси абсцисс. Порядок выполнения работы 1. Используя методику лабораторной работы № 3 снять полные характеристики центробежного вентилятора при частотах вращения вала 3000, 3500 и 4000 об/мин. Данные внести в табл. 8.1. Таблица 8.1 № п/п Результаты измерений Расчетные данные n lп рп lдин рдин Nв сос сср Q  об/мин дел Па дел Па Вт м/с м/с м3/с % 1.1 … 1.5 3000 2.1 … 2.5 3500 3.1 … 3.5 4000 Обработка экспериментальных результатов 1. Методика определения динамического рдин и полного рп дав- ления, осевой сос и средней сср скоростей, производительности Q и КПД вентилятора описана в лабораторной работе № 3 (см. раздел «Обработка опытных данных», пп. 14). Все определенные величи- ны внести в табл. 8.1. 50 2. Внести экспериментально полученные значения подачи Q, полного давления рп, мощности N и КПД  для указанных частот n из табл. 8.1 в графы «экспериментальные значения» табл. 8.2. 3. На основании рабочих параметров вентилятора, определенных при частоте n = 3500об/мин, произвести пересчет характеристик полного давления и мощности для частот n =3000 и 4000 об/мин по формулам подобия         n n QQ ; 2         n n pp ; 3         n n NN , где Q, p, N  значения параметров вентилятора при частоте враще- ния 3500 об/мин, Q, p и N  значения параметров при частоте n. Таблица 8.2 n, об/мин № точки Q, м3/с рп , Па N, Вт , % эксп. знач. расч. знач. эксп. знач. расч. знач. эксп. знач. расч. знач. эксп. знач. 3500 1 2 3 4 5 3000 1 2 3 4 5 4000 1 2 3 4 5 51 4. Построить экспериментальные и расчетные характеристики полного давления pп (Q) и мощности N(Q) для частот вращения 3000, 3500 и 4000 об/мин. Провести сравнение результатов. 5. Построить линии пропорциональности (линии постоянных значений КПД). По графикам определить области эффективной ра- боты вентилятора. 8. Графическим методом построить характеристики КПД для ча- стот вращения 3000 и 4000 об/мин. Лабораторная работа № 9 Регулирование центробежных вентиляторов Цель работы: изучение способов регулирования работы центро- бежных нагнетателей и определение наиболее оптимального из них. Общие сведения Регулированием называется такое изменение подачи и др. пара- метров нагнетателя, которое осуществляется непрерывно без оста- нова устройства. Целью регулирования является приспособление параметров нагнетателя к изменяющимся условиям работы. При работе нагнетателя в сети его рабочая точка определяется пересечением характеристики полного давления и характеристики сети. Поэтому изменять подачу нагнетателя можно перемещением рабочей точки либо вдоль характеристики сети либо вдоль напор- ной характеристики. В соответствии с этим существуют два наибо- лее распространенных способа регулирования нагнетателей: а) изменением характеристик сети; б) изменением характеристик нагнетателя. Существует еще способ регулирования подачи поворотными направляющими лопастями на входе в рабочее колесо. При таком способе регулирования одновременно изменяются характеристика сети и характеристики нагнетателя. 52 Дроссельное регулирование при постоянной частоте вращения вала Регулирование заключается в искусственном введении в сеть дополнительного гидравлического сопротивления. При этом изме- няется характеристика сети, но не изменяется характеристика нагнетателя. Регулирующими устройствами, дросселирующими сеть, могут быть клапаны, задвижки, диафрагмы и т.п. устройства. Пусть нагнетатель включен в трубопроводную систему с венти- лем. Режим работы нагнетателя на такую сеть можно определить графически путем наложения характеристики сети на полную ха- рактеристику нагнетателя, представляющую собой зависимости полного давления рп, мощности N и КПД  от производительности (рис. 9.1). Точка пересечения характеристик сети и полного давле- ния является рабочей точкой и определяет величину давления и производительности нагнетателя. При полностью открытом вентиле характеристика сети является самой пологой, и режим работы определяется точкой А. Этой точке соответствуют значения производительности QA, и давление рА. По известной производительности QA можно также определить по- требляемую мощность NA и коэффициент полезного действия А. При перекрытии вен- тиля сопротивление сети увеличивается, и харак- теристика сети стано- вится более крутой. Ра- бочая точка перемеща- ется из положения А в положение В, а затем в С. Эти точки определя- ют новые параметры работы нагнетателя. Из рисунка видно, что максимальная пода- ча обеспечивается при полностью открытом вентиле. Следовательно, рc(Q) рп(Q) ? (Q) А С В QВ N(Q) QА рА рВ А NА рдр Рис. 9.1 53 дроссельный способ регулирования применяется только для уменьшения подачи. Мощность на валу при регулировании умень- шается. При этом увеличивается доля энергии, расходуемой на дросселирование. Например, регулирование до точки В приводит к бесполезной потере давления на дросселе рдр. Тогда мощность, затрачиваемая на дросселирование В ВQр N    др дрос Чем более глубоко осуществляется процесс регулирования, тем более непроизводительны затраты мощности. Поскольку есть затраты мощности на дросселирование, то с энергетической точки зрения способ не выгоден, однако ввиду чрезвычайной простоты этот способ имеет широкое применение. Дросселирование насосов имеет свои особенности. При перека- чивании жидкостей насосом регулирующие устройства устанавли- ваются только на нагнетательном трубопроводе, с целью предот- вращения кавитации. Дроссельное регулирование допустимо только при возрастаю- щей характеристике мощности. Если характеристика падающая, то с уменьшением производительности затраченная мощность растет, что нецелесообразно. Регулирование изменением частоты вращения рабочего колеса Способ состоит в изменении частоты вращения рабочего колеса без изменения характеристик сети. Характеристики нагнетателя при этом изменяются. Пусть центробежный нагнетатель может работать при различ- ных скоростях вращения рабочего колеса n1, n2, n3, и т.д. (рис. 9.2). Рабочие точки нагнетателя определяются тогда как пересечение напорных характеристик с характеристикой сети (точки 1, 2, 3). Видно, что изменением частоты вращения можно достигнуть раз- личных значений подач Q1, Q2, Q3 и давлений р1, р2, р3. Мощность и КПД определяются по графику при соответствующих значениях подачи. 54 С увеличением ча- стоты вращения колеса подача и давление уве- личиваются, с умень- шением – уменьшают- ся. В отличие от регу- лирования дроссели- рованием данный спо- соб может осуществ- ляться как в сторону уменьшения, так и в сторону увеличения подачи. Потери мощности на дросселирование отсутствуют, поэтому способ энергетически выгоден, но более сложен в реализации. Из-за сложности реализа- ции в эксплуатации данный способ регулирования применяется бо- лее редко. Экономичность способа регулирования зависит от способа из- менения частоты вращения рабочего колеса. Способы изменения частоты вращения колеса:  использование двигателя постоянного тока и регулировка напряжением питания этого двигателя;  использование паротурбинного привода и изменение частоты вращения турбины воздействием на паровпускное устройство;  использование гидромуфта и индукторных муфт скольжения;  использование ременных вариаторов частоты вращения рабо- чего колеса. Порядок выполнения работы 1. Регулирование вентилятора дросселированием 1. Ознакомиться со способами регулирования центробежных вентиляторов. n1 n2 n3 Q3 Q2 Q1 Q p3 p2 p1 p, N,  pC(Q) p(Q) (Q) N(Q) 1 2 3 n1