> Техника, страница 28 > Вентиляторы

Вентиляторы

Вентиляторы, машины, создающие некоторую незначительную разность давлений, необходимую для придания скорости и для преодоления сопротивлений перемещению воздуха, газов или смеси их с материальными частицами по трубам и каналам или же непосредственно из одного пространства в другое с одинаковыми давлениями в обоих пространствах. Создаваемая В. разность давлений (разрежение или избыток давления), называемая в дальнейшем давлением, обычно измеряется в миллиметров водяного столба или в м воздушного столба. Современные В. строятся для давлений от 4 до 1 500 миллиметров вод. ст. и даже до 3 500 миллиметров и выше. В. бывают: центробежные, винтовые, цилиндрические. Кроме В. для тех же целей применяются поршневые воздуходувные машины (смотрите) и паро-, водо- и воздухоструйные аппараты. В. применяются: 1) для обновления воздуха (смотрите Вентиляция), путем отсасывания загрязненного, испорченного и нагнетания свежего (чистого) воздуха, в жилых помещениях, конторах, театрах, фабрично-заводских и промышленных предприятиях, 2) для удаления вредностей, получаемых при производстве (газов, паров, пыли, опилок, очесов и т. и.), 3) для транспортирования материалов (стружки древесной, шерсти, волоса, льна, угля, зерна и тому подобное.),

4) для искусственной тяги в паровых котлах (дымососы), 5) для вагранок, металлургии, печей, кузнечных горнов и тому подобное., 6) для проветривания рудников, 7) для создания потока воздуха в аэродинамических трубах, и для других целей.

Центробежные В. Центробежные В. обычно состоят из железного клепаного или литого кожуха, имеющего форму спирали и заключающего в себе т. н. лопастное колесо, к-рое приводится во вращение какой-либо внешней силой. Главные части центробежного В. (фигура 1 и 2) следующие: А—железный клепаный кожух; В—лопастное колесо с приклепанными лопатками С; Ώ—ступица колеса, Е—вал его, расположенный в подшипниках F с кольцевой смазкой (в быстроходных В. ставятся шариковые или роликовые подшипники). У В., которые приводятся в движение от двигателя посредством ремня, между подшипниками на валу или на конце последнего посажен рабочий шкив G, причем для наиболее удобного выключения и включения В. в работу рядом с рабочим шкивом насаживается холостой.

В ряде конструкций вал двигателя связывается непосредственно с валом вентилятора при помощи эластичных муфт. Подшипники монтируются на основательных стойках Н,

клепаных из фасонного железа или литых. Для входа воздуха в В. или для присоединения к нему всасывающего трубопровода на кожухе устанавливается всасывающий патрубок /; в месте выхода воздуха на кожухе устанавливается фланец К, к которому присоединяется также и нагнетательный трубопровод.

При вращении лопастного колеса частицы воздуха, находившиеся в каналах лопаток колеса в состоянии покоя, увлекаемые последними, приходят в движение и под влиянием центробежной силы вылетают из колеса в кожух и далее через выдувное отверстие выбрасываются наружу; взамен их в колесо вступают новые частицы, которые совершают тот же процесс. Этот процесс создает внутри колеса и кожуха вакуум, вызывающий приток воздуха снаружи через всасывающее отверстие J, где и устанавливается определенное разрежение (недостаток давления по отношению к атмосферному давлению), а у выдувного отверстия К—избыток давления. Засасываемый центробежным вентилятором воздух входит в колесо через всасывающее отверстие в осевом направлении, а выходит на окружности колеса, проходя через каналы, в радиальном или близком к радиальному направлении.

При движении воздуха по присоединенной к В. системе труб и аппаратов возникают сопротивления, вызываемые трением в трубах, «местными сопротивлениями» (задвижками, шиберами, отводами, коленами, фильтрами и проч.),вихреобразованиями и тому подобное. Та часть h_s создаваемого В. давления, которая идет на преодоление сопротивлений, называется статич. давлением; часть h_d давления, идущая на сообщение воздуху скорости, называется, давлением; сумма обоих b_д называется общим, или суммарным, давлением. Ур-ие h_g=h_s + h_dявляется основным в вентиляторостроении. Скоростный напор зависит от скорости воздуха (газа), определяющейся из колич. протекающего воздуха и сечения трубопровода или канала. Если перемещается количество воздуха V м³/ск со скоростью υ м/ск, то, при сечении трубопровода в ΐ м², имеем:

v=~mIck и h_d= ~γ миллиметров вод. столба, где у—уд. вес воздуха в килограммах/м³, =9,81 м/ск³. Основное уравнение примет вид:

h_g=К + ^ У миллиметров вод. ст.

Формула для скоростного напора дает достаточно точные для практики результаты, так как ошибка <1% при скоростях до 60 м/ск в вентиляторных же установках скорости значительно ниже.

Главной деталью В. является лопастное колесо. Большую роль в его конструкции играет форма и расположение лопаток (велич. углов лопатки), которые можно подразделить на три типа: 1) лопатки, выходящие радиально (фигура 3 и 4), 2) загнутые вперед (фигура 5), 3) загнутые назад (фигура 6). Воздух, поступая в осевом направлении во всасывающее отверстие В., на дальнейшем своем пути постепенно изменяет направление, отклоняясь на 90°, пока не войдет в каналы лопаток (фигура 2). Главными факторами в расчете лопастного колеса являются абсолютные скорости с входа и выхода воздуха. Эти скорости должны рассматриваться

I I

Фигура 3.

Фигура 4.

Фигура 5.

Фигура 6.

как результирующие относительных скоростей w входа и выхода и окружных скоростей и, существующих на внутренней и наружной окружностях колеса. На фигуре 7 графически изображены скорости воздуха в радиальных лопатках. Если с w и и выражены в м/ск, а—угол между сим, β — угол между ми м, то в общем случае с²=w³ + м² — 2ww cos (180°—β); м;²=с² + и² — 2си cos а;

cos α=

П - ______
	ft ----„с

Теоретическое суммарное давление, создаваемое колесом вентилятора, составляется из давлений, образуемых суммой разности скоростей воздуха и разности окружных скоростей. Обозначим через C₁, w₁ и и_tскорости у входа в каналы лопаток и на внутренней окружности колеса, через с₂, м>₂ и м₂— соответственно скорости у выхода и на внешней окружности, че- рез а_г и β_ί —· углы лопаток у входа и через а₂ и /?₂ — у выхода. Если положить, что каналы лопаток расширяются по направлению к наружной окружности колеса, то относительная скорость уменьшается на w₁—w₂, окружная скорость возрастает на и_г—и_х, результирующая абсолютная скорость возрастает на с₂—с_г. Теоретическое суммарное давление, создаваемое колесом, выразится аналогично

Фигура 7.

й=г- у миллиметров вод. ст.=— м возд. ст. ли

Я =

2 д

2 9

+

через

2 О

м возд. ст.

2 О

Сумма разностей квадратов окружных и относительных скоростей создает статическ. давление, в то время как -¹—^! представляет

2,0

динамическ. давление. В действительности В. не дает давления, равного теоретическому, вследствие появляющихся потерь от ударов при движении воздуха по каналам лопаток.

Отношение действительно созданного давления к теоретическому называется манометрическим кпд μ, который не следует смешивать с механическим кпд ц, обозначающим отношение полезно отданной работы В. к затраченной.Если h_g—действительно созданное суммарное давление, το-^=μ; отсюда: Ь_д=H-μ м возд. ст.=Η·μ·γ миллиметров вод. ст.

В зависимости от формы лопаток манометрический кпд μ для больших В. имеет следующие средние значения: для лопаток, загнутых вперед—77%, для прямых—65%, для загнутых назад—55%. Для небольших В. эти значения очень понижаются. Потери от удара, достигая больших размеров, сильно снижают манометрический кпд μ, особенно при резких изменениях направления потока воздуха при вступлении его в колесо; наименьшие потери получаются при радиальном направлении струй воздуха у входа в каналы лопаток; поэтому угол б. ч. выбирается так, чтобы абсолютная скорость Ci входа потока в лопатки имела радиальное направление. Такое направление потока обусловливает выбор wj > и_г соответственно с₁. При радиальном направлении Ci (фигура 8)

_ „, - тт 4Ϊ-Κ*- »е“

w=cf + nl; тогда Н=или, подставляя

<19

с=w + и —2ιν._λιι₂ cos (180° — β₂)== w + w + 2w₂u₂ cos β·ι,

получим:

Я =

ul+w,u, cos р,

и действительно суммарное давление (в миллиметров водяного ст.) будет: для лопаток, имеющих радиальный выход 1ι₉=~·γ·μ для лопаток, отогнутых по направлению вращения колеса,

и!+и,ю, cos р,

у-μ;

для лопаток, отогнутых назад.

U|-4,»P,COS ~

Ясно, что для 2-го случая

7 У-2

а для 3-го случая

7 „ w*

*ι<7^,)·Α

то есть при одной и той же окружной скорости во 2-м случае создается наибольшее суммарное давление, а в 3-м случае—наименьшее. Практика дает хорошие результаты при выборе /9₂=135° для лопаток, отогнутых назад, и /3₂=45° для лопаток, отогнутых вперед. Внутренний угол лопаток определяется из выражения tg/·,=—, где у,=180°—/?; этот

Щ

угол целесообразно выбирать в 110—140°.

Скорости воздуха в каналах лопаток колеса находятся в зависимости от скорости входа Ci в лопастное колесо. В большинстве случаев скорость с₁ принимается равной скорости V, во всасывающем отверстии В., так как на сравнительно коротком пути от всасывающего отверстия до входа в каналы лопаток едва ли может измениться величина скорости. Функциональная зависимость v, от суммарного давления h_g была дана Пель-цером и помещена в Hiitte в виде цифровой табл, для давлений до Ь_д — 350 миллиметров водяного столба (для этого последнего давления v,==27,8 м/ск). С возрастанием скорости, а вместе с ней и скоростного напора доля статич. давления в суммарном уменьшается; вместе с этим уменьшается и полезная отдача ра·, боты В.; малые же скорости влекут за собой больших размеров В. Практика диктует

пределы для выбора максимальных скоростей, а именно »„=28—30 м/ск. На фигуре 9 показаны кривые изменения величин h_d и h_s как функции h_g.

Внутренний диаметр D_x колеса целесообразно принимать равным диаметру всасывающего отверстия. Принятые практикой размеры диаметров всасывающих отверстий можно считать: 50, 75, 100, 150, 200, 250, 300 миллиметров и т. д., с возрастанием на 50 миллиметров до диаметра 600—700 миллиметров и на 100 миллиметров для больших диаметров. Наружный диаметр D₂ составляет: при Ь_д не выше 100 миллиметров водяного столба 1,25—1,5 D_x; при h_g=от 100 до 200 миллиметров—1,5—1,75 2?!, при h_g свыше 200 миллиметров —1,75—2 Т)_г.

Окружная скорость

Di-n-r.

‘

относительная скорость ю_х=1/cf + и=;

где γ_χ= 180° — β_χ. Абсолютная скорость с₂: 1) для лопаток, радиально выходящих: _

с»=/w +ul;

2) для лопаток, загнутых вперед:

e,=j/w| + м| + 2и)₂щ cos /9₂,

3) для лопаток, загнутых назад:

с,=Уκ>1 + г(|—2и’₃«₂ cos β₂. Окружная скорость м₂: 1) для лопаток, радиально выходящих:

и„ =

hg. ГУ· ’

2) для лопаток, загнутых вперед:

3) для лопаток, загнутых назад:

cos β₃.

w₂ cos p_a ^!, hg. cos β.

2 ¹ ГУ ‘ 2

Относительная скорость находится из соотношения: w₂=l,0 ιι — 1,5 иу;

ιυ, D i тт очень часто принимается: — Число л опаток 2 определяется "из выражения: Z =Щ~· Карг дает следующие значения для х- для малых вентиляторов — 70 — 90 миллиметров, Для средних —100—130 миллиметров и для больших — 130—150 миллиметров.

У В. высокого давления, у которых получаются большие промежутки между лопатками, устанавливают вспомогательные лопатки, которые не доводятся до внутреннего отверстия колеса. В зависимости от скоростей входа и выхода и объёма перемещаемого воздуха V определяется сечение каналов по формуле F=— · Из фигура 10

ясно, что сечение потока, которое должно быть перпендикулярно к направлению скорости, принимаемой при расчете, не всегда соответствует полному сечению канала. Это обстоятельство и кладется Гронвальдом в основу определения искомого сечения канала. Обозначим: а_х, а₂—высота канала у входного и выходного сечений в м, a_{Ci t}a_C1 — высота сечений потока при расчете ПО СКОРОСТЯМ С_х и с₂в м, ац, а„₂ — высота сечений потока при расчете по скоростям w_x и w₂ в м, Ь_х, &₂— ширина канала и сечения потока у входа и выхода (ширина колеса), F_Cl, Fq^, F_w±, F_Wi—эквивалентные сечения потока в м^г, отнесенные к скоростям с_х, с₂ или му, w о, й_экз._1; й_Эк8.₂—эквивалентные диаметры в м, соответствующие сечениям потока, D_x, D₂,—внутренний и наружный диаметры колеса в м, Z—число каналов лопаток.

Сечение канала F= ; для сечения канала

у выхода при расчете по с₂ имеем: F_c„= -=—·

2 Z»C₂

Рассматривая^ как эквивалентное круглое сечение, можно написать равенство:

F.=^d"

ЗКв.о где

2 а_с.

&С₂ +^2

и ширина колеса (канала) будет:

^аС · dg.

при ЭТОМ

^ас₂=ei2 sin α₂; α_χ=-^-;

«С=~Ύ~ ^Sin “2 ¹¹=У

i Zj if Z-C₂-tc

Так же определяются ширина сечения у входа в канал по с_х и ширина канала у входа и выхода по w_x и хо_г.

В старых конструкциях кожух непосредственно прилегал к лопастному колесу. Современные центробежные В. имеют кожуха с постепенно расширяющимся выходным пространством, так что в нем скорость воздуха по мере приближения к выдувному отверстью постепенно падает, и потому часть скоростного напора (высокого, благодаря большим скоростям выхода воздуха из лопаток) превращается в ста-тическ. давление; другими словами, часть кинетическ. энергии переходит в потенциальную. Начиная с самого узкого места кожуха, к-рое находится у т. н. язычка z (фигура 11), сечение кожуха в том месте, куда переходит воздух из каналов лопаток, должно постепенно увеличиваться соответственно увеличению количества воздуха, выходящего из каждого последующего канала, до размеров сечения, через которое должен пройти воздух, выброшенный всеми каналами за один оборот колеса. Кожух строится в виде «архимедовой спирали».

В центробежных В. (гл. обр, высокого давления) лопастное колесо полностью обхватывается спиралью кожуха, расстояние от высшей точки колеса до высшей точки спирали равно высоте выдувного отверстия В.; в В. среднего и низкого давления колесо не полностью обхвачено спиралью кожуха, и высшая точка колеса лежит выше нижней линии выдувного отверстия. В этом случае сечение А (фигура 12), проходящее через высшую точку колеса и высшую точку спирали, все же должно находиться в определенной зависимости от сечения выдувного отверстия F_a например, если колесо одето спиралью на 80%, то сечение А будет равно 0,8F_a, так как через него пройдет столько воздуха, сколько его выбросит колесо до этого сечения. У В. высокого давления, где колесо полностью обхватывается спиралью кожуха, сечение А должно быть=.Р_а. Скорость воздуха в выдувном отверстии должна

поддерживаться согласно соотношению: v_a^ <v_s, так как в противном случае произойдет нецелесообразное снижение статич. давления.

Карг рекомендует следующие соотношения при выборе ширины кожуха: для В. низкого и среднего давления D=D₂:2; для В. барабан, (типа Сирокко) D=D„:1,3; для В. высокого давления В=В_а, где!)а—диаметр наружной окружности колеса, Д, — отверстия и D_a— диаметр выдувного отверстия.

Чтобы избежать потерь в просветах, то есть повторного протекания части перемещаемого воздуха через просвет между язычком и колесом, необходимо язычок подводить по возможности ближе к колесу, но это допустимо лишь до известных пределов во избежание появления воющих шумов. Практика дает след, зависимость: 2 е;0,05—0,07Da-Диффузор представляет собой конический патрубок (фигура 13), в к-ром происходит постепенное падение скорости потока по мере приближения его к выходу (к большему отверстью диффузора), вместе с чем падает и скоростный напор (динамич. давление), и освобожденная т. о. часть динамич. давления м. б. использована как статич. давление, хотя и не в полной мере, так как часть его расходуется на вихри и тре-- ние. Диффузоры применяются не только у В. с кожухами без расширяющегося выходного пространства, но и во всех тех случаях, когда необходимо часть скоростного напора путем снижения больших скоростей превратить в статическое давление. Обозначим через Di—сечение диффузора у входа (в jk²), F₂— у выхода, υ₁—скорость воздуха у входа в м/ск, ν₂—у выхода, h_dl—динамич. давление в Di в миллиметров вод. ст., h_d—в F₂, li_s — прирост статическ. давления в жжвод. ст. Теоретич. прирост статич. давления выразится так:

*ί|Μθρ. =Ч“Ч·

или

Г

⁸теор. 2 д

Принимая же во внимание кпд диффузора Чдифф., зависящий от угла а и, по Билю, выражающийся формулой:

f-iW

Чдифф-=1---у-,

F+¹

действительный прирост статич. давления выразится так: К=пьифф. К_теор. Длина диффузора определяется из ур-ия:

где D,—диаметр в сечении Di, D₂—диаметр в сечении F₂, а—угол раскрытия диффузора. Кпд диффузора приведены в таблице 1.

Таблица 1.—Кпд диффузора.

F, Fx	2	3	4	5	6
Углы 10°	0,94	0,91	0,89	0,88	0,87
15°	0,91	0,87	0,82	0,82	0,81
20°	0,88	0,82	0,78	0,76	0,74
25°	0,84	0,77	0,72	0,69	0,67

Круглая форма трубы наиболее отвечает форме потока; если поток заключен в канал или трубу квадратного или прямоугольного сечения, он заполняет сечение не полностью, и происходит образование мертвых углов. Так. образом через трубопровод квадратного сечения со стороной а пройдет только то количество, которое пропустит круглое отверстие с диаметром круга, вписанного в квадрат, d₉n_e, =а. Диаметр круглого отверстия, соответствующего данному прямоугольному, называется эквивалентным и определяется из выражения:

, 2 ab Ь-0_экв

^йэК8· ⁼ D+ь ’ ^{откуда а} ~ 2ь^Т~ >

гдеаий— стороны прямоугольного сечения в м. В случаях прямоугольных сечений труб и каналов для определения скоростей и протекающих количеств надлежит всегда принимать в расчет соответствующее эквивалентное круглое сечение d _Ke%-~.

Для наглядного представления пределов производительности В. при различных числах оборотов и сопротивлениях и для составления характеристик В. в рудничном деле уже давно введено понятие об э к в и-валентном отверстии (франц. горным инж. D. Murgue, в 1873 г.). Под этим понимается отверстие в тонкой железной стенке, обращенное заостренным краем против потока и создающее то же сопротивление потоку, какое создал бы соответствующий трубопровод, присоединенный кВ., пропуская те же количества воздуха под теми же давлениями. При помощи этих отверстий можно создавать все необходимые в практике величины сопротивления, не прибегая к громоздким и сравнительно дорогим трубопроводам. При изменении эквивалентного отверстия (сопротивления) изменяется также немедленно и перемещаемое количество воздуха при неизменном числе оборотов вентилятора. Протекающее количество воздуха V через сечение f под давлением h, создаваемым вентилятором, теоретически выражается так:

В действительности, протекающее количество меньше, так как струя претерпевает сужение е (фигура 14), и V_meop. требует

диаметр всасывающего

J	h
	1
:К	ж--
	г

Фигура 14.

поправки, путем введения коэффициента истечения к, зависящего от отношения ~; тогда

V_de,

k-f т ^ | _γ

Вводя вместо f значение А, представляющее эквивалентное отверстие, получим:

-i/S

По Мюргу, для рудничных В. к =0,65. В Правилах испытания В. (Regeln fur Leistungsver-suche an Ventilatoren u. Kompressoren), выработанных Союзом германских инженеров,

к принято равным 1 и 4_t= V - д- Эта величина А; соответствует протеканию через скругленный насадок. изменяется от 0 до полного открытия отверстия, то есть от 0 до F_a, где F_a—сечение выдувного отверстия В.

На основе приведенной выше зависимости, устанавливая искусственные сопротивления (стенки с различными отверстиями, представляющие собою доли полного сечения выдувного отверстия F_a) и заставляя В. работать на каждое открытие при различных числах оборотов В., замеряют

А,-О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 _пр_0текаЮщ_ие КОЛИ-

ф_иг. is. чества и давления и получают т. обр. характеристику данного В. (фигура 15). Для определения расхода, мощности и полезной производительности В. строятся еще кривые кпд В. (фигура 16) как функции эквивалентных отверстий А_х для каждого числа

hg миллиметров вод. от.

оборотов. Каждый В. может дать максимальный кпд только при вполне определенном числе оборотов и определенном отвер стии (сопротивлении), создавая определенное давление и перемещая определенное количество воздуха.

Расход силы В. определяется из ур-ия N=~ ЕР, где V — перемещаемое количество воздуха в м³/ск, h—суммарное давление В. в миллиметров вод. столба, η—кпд В. (равный 0,4—0,6, иногда доходящий до 0,75).

Испытания В. показывают, что, при не-изменяющемся эквивалентном отверстии А_х(сопротивлении) или неизменном присоединенном трубопроводе, существует пропорциональность между давлением h, перемещаемым количеством воздуха V, расходом силы и числом оборотов п: 1) количество перемещаемого воздуха пропорционально числу оборотов лопастного колеса,

2) суммарное давление пропорционально квадрату числа оборотов, 3) мощность В. пропорциональна кубу числа оборотов.

Расчет деталей центробежных В. на прочность и износ вообще ничем не отличается от расчета соответствующих деталей любой машины и производится общепринятыми способами; в частности, при расчете валов надлежит учитывать появление критического числа оборотов у В. высокого давления, т. к. эти В. имеют большие числа оборотов.

Неравномер. распределение массы лопастного колеса относительно вала как оси вращения является причиной возникновения «свободных» центробежных сил, вызывающих сотрясения приработе В., в результате чего могут происходить серьезные повреждения его частей. Для устранения неуравновешенности надлежит производить выверку и балансировку колес на заводе.

По величине создаваемого давления В. делятся на: В. низкого давления (6—100 миллиметров водян. столба), среднего (100— 200 лш), высокого

На фигуре 17 изображен Фигура 21.

4 - ступенчат, турбовентилятор завода Oerlikon производительностью в 170л1³вмин., b_д= 3 600 миллиметров вод.ст.

“ ванием. Парал-

лельн. соединение 2 или нескольк. В. применяется в случаях, когда необходимо перемещать большие количества воздуху; при этом все В. работают на одно и то же пространство при одном и том же давлении. Последовательное соединение В. применяется в тех случаях, когда необходимо повысить создаваемое одним В. давление: если первый В. подает во второй воздух при давлении h, то второй В. повышает это давление до 2h и т. д., при т колесах давление последнего вентилятора будет mh; в то же время количество перемещаемого воздуха для всех В. будет одно и то же.

Конструкция основных элементов центробежного В. (лопастного колеса, лопаток и кожуха), равно как и выбор материала для них, определяется назначением В.: например, если отсасывается грубая пыль, то лопатки таких В. не должны иметь соединительных колец; в вентиляторах, предназначенных для перемещения крупных частиц (кусков), колесо и кожух делаются из стали. Если вентилятор отсасы

Фигура 23.

вает пары кислот, то для него берут кислотоупорным материал или же части вентилятора покрывают кислотоупорным лаком. Для наилучш. перемешивания отдельных струй сечение каналов лопаток уменьшают по направлению к наружной окружности колеса (фигура 18); этого можно достигнуть также установкой вспомогательных лопаток (фигура 19). Для уменьшения потерь на трение и вихреобразование уголки, которые связывают клепаные кожуха, ставят снаружи.

На фигуре 20 представлено колесо В. Сирокко с двойным входным отверстием; на фигуре 21—с одним входным отверстием; на фигуре 22 и 23—нормальные пылевые В. Сирокко; на фигуре

24—В. Сирокко высокого давления,для горнов. На фигуре 25 приведены лопастные колеса центро-_{фиг 24} бежных В. Стюрте-

вант: 1 — чугунное или бронзовое колесо для хлопка или шерсти; 2—колесо из стальных пластинок

Фигура 25.

для хлопка или шерсти; 3 и 4—для длинных стружек; 5 и 6—колеса для небольших скоростей; 7—колесо с многочисленными лопастями для хлопкового эксгаустера, 8 и

9—колеса с боковыми пластинами, в туркус.

Винтовые В. Винтовые В. применяются в тех случаях, когда требуется переместить большие объёмы воздуха при малых напорах. Основной частью их является лопаточное колесо, в общих чертах похожее на воздушный или водяной винт. Лопаточное колесо состоит из нескольких радиально расположенных лопаток или крыльев и втулки. Последняя служит для скрепления лопаток между собою и с валом. Лопаточное колесо насаживается непосредственно на вал мотора или же на самостоятельный вал, расположенный в подшипниках, укрепленных на чугунной или железной (клепаной) раме. В последнем случае на том же валу насаживается шкив для вращения колеса В. Винтовые В. устанавливаются обычно непосредственно в потолке или в стене вентилируемого помещения для того, чтобы не делать длин, трубопроводов для воздуха, создающих дополнительн. потери. Но целесообразно делать небольшой длины кожух (фигура 26) для создания плавного подвода воздуха к колесу с небольшим диффузором сзади последнего для уменьшения потерь на выхлоп; этим значительно повышается кпд В. Работа винтовых В. основана на действии наклонных лопаток. При вращении колеса лопатки встречают воздух под некоторым углом и, действуя как крылья, создают перепад давлений в колесе и тем

заставляют воздух перемещаться в осевом направлении. Наиболее распространенными винтовыми вентиляторами являются В. системы Сирокко-Пропеллер (фигура 27), имеющие форму гребных винтов, и системы Блекман (фигура 28), имеющие лопатки ковшеобразной формы. Размеры и производительность винтовых В. типа Сирокко даны в таблице 2 и 3, а типа Блекман—в табл. 4. Эти типы, однако, теперь устарели. Вследствие плохой конструкции их лопаточного колеса получается неодинаковый перепад давлений по длине лопаток (около втулки колеса получается иногда даже обратный ток воздуха), вследствие чего кпд их очень низок (~0,2— 0,4). В последнее время появились более совершенные конструкции винтовых В. Так, например, во Франции фирма Рато выпускает В. с 16 изогнутыми по винтовой поверхно

№М	Диам. крыла в миллиметров	А	Б	В	Г	Шкив
						Д	Е
27.	318	565	533	432	214	32	95
3	381	654	622	511	242	38	114
37.	445	765	718	591	267	44	133
4	508	860	813	670	306	51	152
5	635	1022	965	813	354	64	191
6	762	1 181	1124	956	398	76	229
7	889	1 346	1 276	1 099	416	89	267
8	1 016	1499	1429	1 241	455	102	305
9	1 143	1 664	1 588	1 384	503	114	343
10	1 270	1 835	1 759	1 527	541	127	381
11	1 397	2 007	1 924	1 670	537	140	419
12	1 524	2 164	2 083	1 800	629	152	457

Таблица 3.—П роизводительность винтовых вентиляторов типа Сирокко.

№№	Диам. крыла в миллиметров	Число об/м.	Производительность в м“/мин
27.	318	1 000—1 500	31—	46	0,06— 0.20
3	381	800—1 400	42—	76	0,07— 0,40
37.	445	600—1 300	51—	112	0,07— 0,60
4	508	500—1 200	63—	154	0,07— 0,85
5	635	400—1 100	100—	216	0,10— 2,00
С	762	400—1 100	173—	478	0,25— 4,50
7	889	300— 800	208—	554	0,25— 3,50
8	1 016	300— 700	305—	721	0,40— 4,50
9	1 143	300— 650	438—	953	0,65— 6,00
10	1 270	250— 600	498—	1 200	0,65— 7,75
11	1 397	200— 550	534—	1 468	0,55—10,50
12	1524	150— 500	522—	1 740	0,30—10,50

Таблица 4.—Размеры и производительность винтовых вентиляторов Блекман.

Диаметр крыльев в	ЧИСЛО об/м.	Производительность в м“/мин	Диаметр и ширина шкива в миллиметров	ЬР
355	1000—1500	29— 43	57x32	V.-1/.
457	700—1200	57— 86	76x51	7.-V.
610	500— 900	86—172	102x63	7.-/.
762	450— 750	113—258	127X76	7,-17.
914	400— 650	220—400	152—178Х89	V*—I1/*
1067	350— 600	329—572	178—204x101	7.-17.
1219	300— 550	386—360	203—229x127	1-27,

сти лопатками, расположенными на широкой металлич. втулке (фигура 29). (Эти В. еще не получили в СССР широкого распространения.) Винтовые В. системы Рато имеют напор до 100 миллиметров во-дян. столба с производительностью до 2 800 м^г/мин. Кпд этих В. значительно выше и приближается к кпд центробежных; для Сирокко кпд 0,45 —

0,50. В СССР Центральным аэро-гид-родинамич. ин-том (ЦАГИ)НТУВСНХ в Москве выработаны типы винтовых В., лопаточное колесо которых делается по типу воздушного пропеллера и имеет профилированные расширяющиеся ко втулке лопасти. Число лопастей бывает

различное и увеличивается при увеличении расчетного напора В., кпд весьма высок— 0,6 и превосходит даже при одинаковых напорах кпд центробежных В. Сирокко.

Эти В. употребляются как для аэродина-мическ. труб, так и для нужд промышленности (фигура 30). Расчет их производится по вихревой теории гребного винта проф. Η. Е. Жуковского (смотрите Воздушный винт). В основу этой теории положено понятие о скорости циркуляции вокруг лопасти за счет различных скоростей около верхней и нижней поверхностей лопасти (смотрите Вихревая теория). Теория действий винтового В. в общем такая же, как и винта воздушного и водяного, но формулы несколько изменяются в виду существования статическ. перепада давлений за и перед В. Обозначим: Q—расход воздуха bjh ³/стс, /г_ст_ —статическ. перепад давлений в килограммах/м², а υ—скорость воздуха в плоскости лопаток, определяемая по ф-ле

V=где Έ =

=.яJR² (1-|²)-площадь прохода воздуха в плоскости лопаточного колеса, В—внешний радиус колеса и ξ —

относительный радиус втулки. В таком случае сила давления на лопаточное колесо, или его тяга

Р =kQ& + Ti_cmnR² (1)

и идеальная мощность без учета потерь в самом лопаточном колесе

Т_{=Ро=IcQ ψ + h_cmnR²v. (2)

В этих ф-лах для Р и 1 первый член учитывает потери на выхлоп. В них коэфф. к зависит от кожуха В. Потери на выхлоп и коэфф-т к молено определить по скорости у выходного отверстия кожуха вентилятора

Величинаесть нечто иное, как Q—·

Таким образом имеем bР=ν, откуда к=^.

Если кожух совершенно отсутствует, ток= =4, т^к. струя получается ненаправленной и, согласно теории гребного винта, скорость

«₁=2г>. Величина носит название скоростного напора; обозначив ее через h_g и приняв во внимание, что

Q=vnR*{ l-ξ²) и *£=f=n_g,

преобразуем ур-ия для силы тяги и идеальной мощности так:

Р=[Ь_д (1-£²) + hem.] irP², T_t=[h,(l-!²) +/icm.] яРЧ

или, заменив в выражении для Т₍ множитель πΒ²ν через получим:

Ώ=Κ + ^>)<2· (4)

Потери мощности в самом лопаточном колесе В. определяются по вихревой теории гребного винта. Вводя, как и в теории воздушного и водяного винта, отвлеченные обозначения: для тяги

р

2τ.ρω²ϋ*

2 pu²

Т

для мощности Т=_{2пзц)ЗД5} и для скорости

V V Г.п

«;=^=—, где ω=——угловая скорость колеса, п—число об/м. колеса, u—a>R— окружная скорость конца лопасти, R — внешний радиус колеса, ρ—плотность воздуха, равная Ve Для нормальных условий (15° и 760 миллиметров Hg), и, пользуясь уравнениями (смотрите Вихревая теория) для случая, когда циркуляция J постоянна вдоль лопасти:

JP= J-[(l—6*) + 2J4n£—2М1—I)]

T=j [t)(l-?) +4Ml-I³)-2(1-!)] I ^{( J}

находим по первому ур-ию, зная P, циркуляцию J, и по второму ур-ию мощность Т, а по ней и действительную мощность Т в кзм/ск с учетом потерь в лопаточном колесе.

В этих ф-лах ξ=^ —относительный радиус втулки и μ—коэфф., учитывающий сопротивление трения воздуха о лопасти, называемый качеством профиля сечения лопасти. Форма лопасти колеса найдется из соотношения (смотрите Воздушный винт) J=C_ybw, где Су—коэффициент подъемной силы профиля сечения лопасти цилиндром, концентрическим лопаточному колесу (он зависит так же, как и встречающееся выше качество профиля μ, от формы профиля и от угла атаки сечения, которые находят опытным путем, продувая в аэродинамической трубе крыло такого же профиля); от-носительи. ширина лопасти Ь=т-~, где b — действительная ширина лопасти, i — число л о- *

„ « w Фигура 31.

пастей, w—-относи-

и тельная скорость воздуха (фигура 31), различная для каждого радиуса; согласно вихревой теории гребного винта,

Таким образом имеем:

j

СуЬ

или С„b —

V^v2 + (*—г)

:.(6)

Действительная ширина лопасти, следовательно, будет:

(7)

г о у

Величина ЬС_У с уменьшением радиуса увеличивается, как показывает ур-ие (6); следовательно, ширина лопасти В., рассчитанного по вихревой теории, увеличивается по направлению ко втулке. Угол β подхода воздуха к лопасти (фигура 32) найдется из соотношения:

tgf=-V (8)

Г —

Г

Как видим отсюда, угол β возрастает по направлению от конца лопасти ко втулке. Прибавив к углу β угол атаки а, найденный выше по продувке профиля и выбранному

значению С_у, находим угол наклона сечения лопасти θ=£+α. Называя кпд лопаточного колеса отношение идеальной мощности !_г к действительной мощности Т,

Ti

то есть η=ψ, получаем по вихревой теории, как показывают уравнения (5),

V =

Ρν _ 1-ξ’+2<7Ίηζ 1-6*

1-2

Здесь

^{1 +} ^

— VwVmp.·

Vu =

i-i+2JlnE i-6* t

окружной кпд, учитывающий потери на закручивание струи, а

Vmp· —

1— 2μ. -

_ηιι

, 2 δ ’

14--μ -

S ν

где

δ =

1—£—β«Τ(ΐ—ζ) 1-6*

кпд трения, учитывающий потери на трение воздуха о лопасти. Называя статическим кпд вентилятора отношение: Vcm.=_и

заменяя здесь Т через получим:

„ _ Qhcm. „

Vcm. — ~f^~V>

или, подставив сюда величину Т из уравнения (4) и сократив на Q, имеем:

Van. —

или где

Ьд+ -

Vcm. — Vh =

V,

Vh-V,

hem.

hg + -

1-6*

Определив по этим формулам находим мощность, потребную для В. по формуле:

Называя

rp _ Qhcm. __ Qhcm. jp ‘Чет. ЧЬЧст.

+

1-6*

полным напором, отнесенньш к рабочей плошади лопаточного колеса, то есть к площади F= πΒ² (1—f²), будем иметь мощность

_Я_^?^ЛН- _где η_η0ΛΗ —полный кпд В., равный (O’?полк. кпд лопаточного колеса η, учитывающий потери на закручивание струи и на трение.

Для наиболее рационального подбора В. к условиям задания удобно пользоваться характеристиками В., получаемыми опытным путем. На фигуре 33 изображена характеристика винтового В. типа ЦАГИ. На этой диаграмме по оси абсцисс отложена производительность В. в м³/ч, а по оси ординат отложены напор в миллиметров вод. ст., кпд и мощность в Н>. На этой же диаграмме пунктирными линиями изображены полный напор и полный кпд. Характеристика В. построена при постоянном числе 2 000 об/м. Эта кривая мощности показывает, что при

изменении напора мотор винтового В. не перегружается: мощность почти постоянна. При изменении числа оборотов производительность вентиляторов изменяется прямо пропорционально числу оборотов, напор·— пропорционально квадрату, а мощность— кубу числа оборотов. г. ку»ьмин.

Цилиндрические В. Цилиндрическ. В., называемые также капсельными воздуходувками, представляют собою коловратный механизм. Они бывают с одним, двумя и тремя крыль-чатыми колесами, ра-ботающ. в общем кожухе. Наиболее распространенными ци-линдрич. В. являются В. типа Рута (фигура 34) и типа Егера (фигура 35).Обе конструкции относятся к группе вентиляторов с двумя вращающимися колесами. Цилиндрические вентиляторы применяются для вентиляции шахт, литейных, для дутья в кузнечных горнах и тому подобное.

Вентиляторы Рута обычно дают давление от 100 до 500 миллиметров водяного столба; производительность их приведена в таблице 5.

	сэ -2L		|bks	1 £ СО г?		1 Р.	Шкивы
о	ю * Sg &£	Внутр.			n ST	S =5	=1
		размеры		3	о g	4	η S d а «
о я о а		вагранки в миллиметров	я £ ° 3 RS£*	Колич духа в	5 ° 2 О* 2 а О	Ф> к S н d «К R.CQ о		а з» а, 2 а аш
400	1 800	350— 600	16	30	160	300	250	100
400	2 700	600— 750	24	44	200	355	300	110
350	4 000	750— 900	35	62	250	405	360	125
325	7 000	900—1 200	50	92	300	450	405	150
300	9 000	1 200—1 500	73	132	350	525	530	180
220	14 000	1 500—1 800	116	210	450	630	600	200

Фасонные колеса В. этого типа вращаются около параллельных друг другу осей. Колеса изготовляются из чугуна и в местах соприкосновения имеют уплотняющие накладки А (фигура 34). Вращение колес осуществляется через шкив ременной передачи и две шестерни, насаженные на концах валов колес. Шестерни одинаковых диам.,а потому вращение происходит с одинаковыми угловыми скоростями. Колеса вращаются в противоположные стороны. Объемный кпд ^0,8, механический кпд ^0,75.

В. типа Егера (фигура 35) состоит из двух фасонных колес, вращающихся в одном кожухе. Вращающиеся части показаны на

фигура черными, неподвижные—заштрихованы. Верхнее фасонное колесо вращается на верхнем валу; нижнее колесо, представляющее собой 3 грушевидного сечения тела д, укрепленных на поперечном диске, вращается на нижнем валу. Нижнее колесо, вращающееся вокруг неподвижного ядра (заштриховано), находится в зацеплении с верхним колесом. Производительность вентиляторов типа Егера приведена в таблице 6.

Таблица 6.—Производительность вентиляторов типа Егера.

ш	Производит, в мш/мин	Число об/м.	Диам. ВХОД. И выход, отверстия в миллиметров	Шкивы		Число сопел, диам. 30 миллиметров в кузн. горнах	Диам. вагранки в миллиметров	Производительность вагранки в килограммах/ч	Расход силы на каждые 100мм давлен, вод. ст. в IP
				диам. в миллиметров	ширина в миллиметров
000	0,17	500	25	90	40				0,01
00	0,5	500	40	110	40	—	_	_	0,03
0	1	400	60	120	50	1	_	_	0,05
1	3	400	80	175	50	2	_	_	0,12
2	7	400	90	200	60	3	—	—	0,25
3	10	400	100	250	70	5	—	-	0,35
4	14	400	150	280	75	7	350	1 000	0,45
5	25	380	200	330	100	13	450	1 750	0,8
6	40	360	225	400	125	20	600	3 000	1,3
7	55	340	250	450	15С	30	700	4 000	1,7
8	80	320	300	500	175	40	800	5 550	2,5
9	114	300	350	650	180	60	900	8 000	3,5
10	140	280	400	750	200	70	1000	10 000	4,2
11	200	260	450	1 000	200	100	1300	15 000	6
12	300	240	550	1 200	250	—	1600	22 500	9

В. типа Егера дают высокие давления: малые модели — до 5 м, большие до 3 метров вод. столба. Объемный кпд равен 0,90—0,70 (в зависимости от создаваемого давления); механический кпд 0,75—0,85.

Лит.: Гартман К.,Вентиляция промышл.заведений, Москва, 1926; Герман А.П., Турбомашины, Л., 1925; Зотов Π. II., Вентиляция на фаб.-зав. предпр., М„ 1927; Карг Г., Центробежные вентиляторы, перевод с нем., М., 1928; Тур ку с В. А. и Л и х у ш и н Η. М., Определение мощности вентиляторов по потерям в трубопроводе, М., 1927; Баулин К., Испытание вентиляторов и эксгаустеров, «Вестник Инженеров», М., 1928, 3; Η и 11 е, Справочная книга для йнж., 16 изд., М., 1916; Blaess V., Die Stromung in Rohren usw., Mlinciien, 1911; Dietz L„ Lehrbuch der Lilftungs- und Heizungs-Technik, Miinchen, 1920; G r ο n w a 1 d E., Zentrifu-gal-Ventilatoren, B., 1925; К arg H. R., Schleuder-geblase, Mimchen, 1926; Regeln fur Leistungsversuche an Ventilatoren u. Kompressoren, VDI, B., 1926; Reck-nagel’s Kalender t. Gesundbeits- und Warme-Technik, MUnchen, 1927; Rietschel H., Leitfaden der Heiz-u. Luftungstechnik, 2 Auli., B, 1925; Schwanecke H. K., Liittung und Entstaubung, Lpz., 1909; Wiesmann E., Die Ventilatoren, B., 1924; Carrier W.

H., Fan Engineering, Buffalo, N. Y., 1925. В. Турвус.