Для чего вторичная пластина ступицы вентилятора
Перейти к содержимому

Для чего вторичная пластина ступицы вентилятора

  • автор:

Процесс балансировки вентилятора

Грамотная балансировка вентилятора позволяет уменьшить шумность работы агрегата, увеличить его производительность, повысить длительность и безопасность эксплуатации. Увеличенная вибрация (разбалансировка) свидетельствует о нарушениях во время изготовления, сборки или монтажа вентилятора. Балансировка проверяется величиной вибрации, замеры делаются с учетом требования ГОСТ 31350-2007. Чаще всего измерения выполняются при открытых всасывающих и нагнетающих отверстиях, но иногда, по просьбе потребителей, измерения могут производиться и при частично закрытых отверстиях. Решение принимается с учетом характера работы вентиляторов.

Главная » Полезное » Процесс балансировки вентилятора

  1. Категории вентиляторов
  2. Схема расположения датчиков
  3. Этапы работ
  4. Какие факторы влияют на величину вибрации
  5. Документальное оформление балансировки вентиляторов
  6. Процесс балансировки вентилятора (видео)

Категории вентиляторов в зависимости от назначения

Согласно существующим нормативным актам балансировка вентиляторов должна учитывать условия эксплуатации, этот параметр оказывает влияние на требования по классу точности балансировки.

Схема расположения датчиков

Для проведения балансировки вентиляторов датчики располагаются в зависимости от типа вентилятора и его пространственного размещения.

Схема расположения датчиков для балансировки горизонтального осевого вентилятора
Схема расположения датчиков для балансировки радиального вентилятора одностороннего всасывания
Схема расположения датчиков для балансировки радиального вентилятора с двусторонним всасыванием
Схема расположения датчиков для балансировки осевого вентилятора вертикальной установки

Для каждого та вентилятора установлены пределы вибраций.

Предельные вибрации для различных типов вентиляторов

Этапы работ

Балансировка вентилятора может осуществляться на специальных балансировочных станках или непосредственно на работающем вентиляторе. Процесс балансировки состоит из нескольких этапов. Число датчиков и их месторасположение может определяться производителем. Общие требования рекомендуют устанавливать датчики на подшипниках вала крыльчатки вентилятора и на корпусе. Если это невозможно по техническим причинам или конструкционным особенностям, то они устанавливаются в местах с минимально короткой связью между ними и подшипниками.

Используемые для балансировки приборы и приспособления должны удовлетворять требования существующих стандартов. На каждый прибор обязателен паспорт изготовителя с указанием технических параметров. Состояние приборов должно гарантировать исправное пользование весь период балансировки.

К работам по балансировке допускается только специально подготовленный персонал, его знания и опыт должны позволять своевременно определять неисправности и отклонения от существующих норм. Перед началом работ все используемые средства должны пройти калибровку, периодичность определяется изготовителем и условиями эксплуатации. Балансировка вентиляторов выполняется в следующей последовательности.

  1. Фиксация вентилятора на специальной площадке. Должны быть закреплены все посадочные места, сила затягивания крепежа должна гарантировать устойчивое положение агрегата во время балансировки.
  2. Установка датчиков. Во время выбора мест размещения руководствуются нормативными требованиями документов. Установку контролирует профессиональный сотрудник компании.
  3. Включение компьютерной программы балансировки вентилятора.

  1. Ввод в программу массы поднагруза. Перед этим поднагруз взвешивается на специальных точных электронных весах.

  1. Ввод в программу радиуса первой балансируемой плоскости. Первая плоскость – корпус оси крыльчатки подшипника.
  2. Вод в программу радиуса второй плоскости с поднагрузом. Вторая плоскость – крыльчатка вентилятора.
  3. Первый пуск без поднагрузов, остановка вентилятора. Установка датчика количества оборотов и вибрации с выводом светоотражающей метки на шкив. Замер показаний начальной вибрации.

  1. Установка первого пробного груза к первой плоскости. Второй пуск вентилятора с грузом, замер показаний вибрации.

  1. Установка подгруза на крыльчатку. Для того чтобы не потерялось место установки, на крыльчатке делается специальная метка.

Установка груза на крыльчатку

  1. Третий пуск вентилятора, фиксация изменения параметров вибрации на крыльчатке. Выключение вентилятора.
  2. Подбор грузиков по весу согласно показаниям компьютера. Навешивание грузиков на элементы вентилятора с учетом показателей программы. Она выдает данные не только о массе груза, но и об угле его фиксации по отношению к ранее установленным подгрузам. Угол смещения определяется только по ходу вращения крыльчатки.

  1. Первый пробный пуск после балансировки вентилятора. Проверка данных на компьютере.
  2. Дополнительная балансировка согласно новым данным о показателях вибрации.
  3. Второй запуск вентилятора, контроль фактических результатов балансировки.

Если параметры не выходят за поля нормируемых допусков, то процесс балансировки вентилятора считается оконченным.

Какие факторы влияют на величину вибрации

  1. Состояние крыльчатки. Оказывает самое большое влияние на балансировку агрегата. Превышение допустимых норм может быть следствием нарушения технологии изготовления отдельных элементов, неправильная статическая балансировка или некачественная сборка лопастей на рабочее колесо.
  2. Нестандартные приводные ремни, если они предусмотрены в приводе вентилятора. Ремни становятся причиной разбалансировки во время эксплуатации агрегата.
  3. Некачественный корпус подшипника, отсутствие смазки подшипника качения.
  4. Недостаточное усилие затягивание отдельных частей корпуса.

Изготовители вентиляторов не несут ответственности за разбалансировку, появившуюся в результате неправильного монтажа или эксплуатации вентилятора. Для предупреждения негативных явлений потребители должны постоянно проверять состояние его частей и не допускать чрезмерного износа лопастей и подшипников. Кроме того, все элементы должны периодически очищаться от пыли и грязи. Появление критических вибраций свидетельствует о полной разбалансировке вентилятора, эксплуатировать такой агрегат категорически запрещается. Повторное включение возможно только после выполнения полного комплекса ремонтных и регламентных работ по восстановлению заводских параметров балансировки.

Документальное оформление балансировки вентиляторов

По требованию потребителей и после согласования с условиями договора заказчику может предоставляться акт балансировки вентилятора с указанием следующей информации:

  1. Способ монтажа ротора, метод балансировки (статический или динамический), масса крыльчатки в сборе.
  2. Показатели остаточного дисбаланса по каждой плоскости коррекции, класс точности балансировки согласно действующим стандартам.
  3. Критерии приемки и сертификат на выполненные работы по балансировке.

Дополнительно могут описываться методы и измерительные приборы, используемые во время балансировки вентилятора. Документ содержит перечень использованных измерительных средств, способ фиксации датчиков, технические параметры вентилятора, тип опоры и зафиксированную остаточную вибрацию.

Процесс балансировки вентилятора (видео)

Также мы производим

Воздуховоды хим стойкие

В разделе представлены цилиндрические и прямоугольные воздуховоды. Специалисты и менеджеры компании Пласт Продукт помогут подобрать и рассчитают цену любой интересующей вас продукции. Воздуховоды применяются на промышленных и бытовых объектах, устойчивы к химии и коррозии.

Вентиляторы промышленные коррозионностойкие и химстойкие

Промышленные химически стойкие вентиляторы Plast-Product – предназначенные для гальванических цехов и производственных помещений с агрессивными испарениями. Производятся из хим стойких пластиков Полипропилен ПНД, ПВХ и ПВДФ. Материал и характеристики подбираются в зависимости от задач заказчика.

Фильтры волокнистые гальванические (ФВГ, ФКГ)

Фильтры волокнистые гальванические предназначены для высокоэффективной очистки воздушных вентиляционных выбросов от жидких и растворимых в воде твердых аэрозольных частиц и паров в гальванических, травильных и химических производствах; из вытяжных шкафов, лабораторных помещений; моечных камер для струйной обработки поверхностей. Могут использоваться в пищевой промышленности.

Скруббер

Компания Plast-Product производит скрубберы абсорберы и центробежно-барботажные установки, аппараты которые используются для очистки воздуха от пыле-газо-воздушных смесей и токсичных испарений.

Если вас интересует стоимость изготовления продукции, отправьте нам техническое задание на почту info@plast‑product.ru или позвоните по телефону 8 800 555‑17‑56

Повышение энергоэффективности установок тоннельной вентиляции московского метрополитена при замене главных вентиляторов

В предыдущей статье было упомянуто два типа крупных вентиляторов для проветривания тоннелей метрополитена, которые при большой разнице в производительности по воздуху (70 и 110 м3/с) имели одинаковую мощность 75кВт.

Мне даже попалась статья про попытки увеличить энергетическую эффективность стандартных тоннельных вентиляторов за счёт выкидывания из них лишних деталей. (см.ссылку. ниже)

В этом случае возникает вопрос: А можно ли ещё сильнее оптимизировать данные вентиляторы, чтобы понизить их мощность с сохранением необходимой производительности?

Из имеющейся тенденции можно предположить, что если ещё сильнее увеличить вентилятор по диаметру, то при сохранении нужного расхода можно будет понизить мощность электродвигателя.

В принципе, так оно и есть, но дьявол как обычно в деталях.

Более крупный вентилятор просто не удастся запихнуть в существующие тоннели, а потому данный путь модернизации и оптимизации с укрупнением и так гигантского оборудования не возможно исполнить.

Остаётся только попытаться разобраться в сущности физических процессов при нагнетании воздуха вентилятором, чтобы понять действительные возможные пути для снижения энергопоторебления вентиляторами.

На что расходуется энергия в вентиляторах?

Прежде чем пытаться что‑то улучшить необходимо понять, как работает уже существующие мега вентиляторы типа ВОМ-20 (70м3/с) при мощности 75кВт и ВОМД-24(110м3/с) при мощности 135кВт.

Рис.1. Семейства кривых рабочих характеристик при разных углах установки лопастей вентиляторов ВОМ-16…24 с диаметром рабочего колеса Ф1600…2400мм.

Рис.2. Семейства кривых рабочих характеристик при разных углах установки лопастей вентиляторов ВОМ-24 с диаметром рабочего колеса Ф2400мм. Параболическая крива Pdv — это давление скоростного напора струи воздуха внутри вентилятора, которое надо суммировать со свободным давление для получения полного давления при расчёте суммарной нагрузки на электродвигатель. При рассматриваемой мощности двигателя 75кВт актуальной является кривая 25 градусов с максимальным расходом 80м3/с (288тыс.м3/ч) при свободном давлении 150Па.

рис.3

Рис.3. Разрез вентилятора ВОМ-18 с диаметром рабочего колеса Ф1800мм.

рис.4

Рис.4. Разрез вентилятора ВОМ-24 с диаметромрабочего колеса Ф2400мм.

Согласно рисунку для вентилятора ВОМ-18 кольцевой зазор для воздушного потока между ступицей рабочего колеса и цилиндрическим корпусом относительно мал.

Так диаметры ступицы ротора к обечайке относятся как 6:10.

То есть для диаметра обечайки Ф1800 мм диаметр ступицы составит 1800*6/10=1080мм.

Площадь зазора соответсвенно составит разницу площадей

Пропорция 6:10 сохраняется для характерных диаметров в вентиляторах и других типоразмеров.

Так для вентилятора ВОМ-24 с диаметром крыльчатки Ф2400мм (см рис.4) площадь зазоров составил

Так для вентилятора ВОМ-20 с диаметром крыльчатки Ф2000мм (см рис.4) площадь зазоров составил

Площадь зазора нам нужна для того, чтобы узнать скорость потока воздуха при заданных расходах

V20=70/2,01=34,8м/с, что соответствует скоростному напору Рv=728Па и N=70*728=51кВт

V24=110/2,89=38,1м/с, что соответствует скоростному напору Рv=869Па и N=110*869=96кВт

Скоростной напор нам нужен для того, чтобы узнать реальную статическую характеристику вентилятора, при вычитании Pv из кривой давления на графике.

Из расчёта видно, что в старой конфигурации с большим диаметром ступицы получить расход 110м3/с при мощности 75кВт невозможно, так как мощность на разгон воздуха уже 96кВт без учёта потерь.

Путь модернизации существующих ВОМ-24

Для повышения энергоэффективности вентилятора с сохранением типоразмера необходимо при модернизации заузить ступичный обтекатель, увеличивая проходное сечение и снижая скорость воздушного потока при неизменном расходе. Только так удастся уменьшить мощность электродвигателя с сохранением расхода вентилятора.

Если понизить диаметр ступицы с 0,6D до 0,4D, то получим следующий результат

V=110/3,8=28,9м/с, что соответствует скоростному напору Рv=503Па и N=110*503=54кВт

В итоге оптимизации по габариту ступицы мы получили вполне разумное значение мощности электродвигателя 54/0,75=74кВт, совпадающее с ранее заявленым значением от производителя.

Правда для вентиляторов ВОМ-24 после модернизации (см.рис.2) расход в 110м3/с не достижим при мощности 75кВт, а реальным по диаграмме Pdv является расход около 96м3/с (350тыс.м3/ч). Это соответсвует заужению ступицы до значения приблизительно 0,56*D.

V=96/3,1=30,9м/с, что соответствует скоростному напору Рv=574Па и N=96*574=55кВт

В итоге подгона по габариту ступицы мы получили значение мощности электродвигателя 55/0,75=74кВт, совпадающее с ранее заявленным значением от производителя.

Именно такое заужение центральной части вентилятора видно на сравнительных фото (см.рис.5–7)

рис.5

Рис.5. Старые тоннельные вентиляторы метрополитена типа ВОМД-24. Диаметр вентилятора более 2,4м. Расход каждого такого вентилятора около 400тыс.м3/час при мощности электродвигателя до 135кВт. На фото старая версия ещё с ременным приводом крыльчатки от электродвигателя. Явно видно, что у этого вентилятора кольцевой зазор узкий, а центральный обтекатель имеет радиус больше половины радиуса вентилятора.

рис.6

Рис.6. Комплект для модернизации вентиляторов ВОМД-24 заменой всего внутреннего наполнения старой корпусной обечайки.

рис.7

Рис.7. Более современный тоннельные вентиляторы метрополитена ВОМ-20 с прямым приводом от электродвигателя (без ременной передачи). Диаметр вентилятора более 2м. Расход каждого такого вентилятора около 70м3/с (250тыс.м3/ч) при мощности электродвигателя 75кВт. Явно видно, что у этого вентилятора кольцевой зазор больше половины радиуса вентилятора.

рис.7-А

Рис.7-А. Характеристики модернизированного вентилятора ВОМ-20

Повышение энергоэффективности работы УТВ заменой одного большого вентиляторов на группу параллельно работающих вентиляторов меньших диаметров

Именно этим путём по расширению проходного сечения вентилятора возможно достигнуть ещё более значительной экономии электроэнергии.

Так как скоростной напор внутри вентилятора является бесполезным расходованием энергии на разгон воздуха, который мы никак не можем преобразовать в статическое давление внутри тоннеля метро, то именно его необходимо ещё больше снизить.

Реальное располагаемое статическое давление вентилятора в максимальном режиме составляет всего около 30Па согласно таблице характеристик вентилятора.

Что соответствует полезной мощности Р=30*70= 2100Вт или 2,1 кВт

При этом КПД вентилятора при мощности электродвигателя 75кВт составит всего

Получили смешной КПД всего в 3%, что довольно странно, так как в статьях говорят о минимальных КПД на уровне 25–30%.

Получается, что в как бы научных статьях неправильно используют график рабочей характеристики вентилятора, когда рассчитывают КПД в работающей системе вентиляции.

Если сопротивление воздухозаборного участка от улицы до венткамеры будет иметь сопротивление 80Па (заявляемое свободное располагаемое давление для ВОМ-20 по ТТХ .см.рис.7-А), то КПД вентилятора поднимется аж до 8%.

КПД в 25% потребует давления уже 250Па до вентилятора, что говорит о сильном заужении всасывающего канала с улицы.

Такие высокие КПД более характерны для вытяжных УТВ, где вытяжной канал располагается под эскалатором в наклонном тоннеле, в котором нормативно допускается скорость воздуха 11м/с. В этом случае при скоростном напоре 70-80Па сопротивление 250Па создаётся всего на 5-7 последовательных поворотах, не считая сопротивления самого воздушного канала.

Зная, что использовать для перемещения воздуха по системе можно только статический напор, то можем попытаться подобрать несколько вентиляторов меньшего размера для замены одного большого ВОМ-20.

Так при общем расходе 70м3/с (250тыс.м3/ч) и располагаемом статическом давлении 30Па возможно один вентилятор ВОМ-20 заменить на 32 осевых вентиляторов Ф560мм с расходом 8 тыс.м3/ч при статическом давлении 45Па (см.рис.6), или на 16 вентиляторов Ф630мм с расходом 16 тыс.м3/ч при статическом давлении 90Па(см.рис.7).

Предельным случаем будет замена одного ВОМ-20 на 5–6 шт. вентиляторов Ф1250мм (см.рис.8).

Пунктирная кривая на левых диаграммах соответствует динамическому напору в сечении конкретного вентилятора, а по кривым сверху можно высчитывать полный напор и мощность вентилятора.

На правых диаграммах показан только располагаемый статический напор без учёта динамической составляющей. Именно по значениям с правой диаграммы производят подбор вентиляторов для работы в воздуховодной сети.

рис.8

Рис.8. Габаритные размеры осевых вентиляторов различных типоразмеров.

рис.9

Рис.9. Характеристики вентилятора Ф560мм с двигателями 1500об/мин (4-х полюсные). В расчёте выбрана кривая № 2 (исполнение Б по таблице слева) мощность 0,37кВт при расходе 8тыс.м3/ч и располагаемом давлении 45Па. Динамический напор 50Па, что соответствует скорости потока воздуха 9 м/с.

рис.10

Рис.10. Характеристики вентилятора Ф630мм с двигателями 1500об/мин (4-х полюсные). В расчёте выбрана кривая № 3 (исполнение В по таблице слева) мощность 1,5кВт при расходе 16тыс.м3/ч и располагаемом давлении 90Па. Динамический напор 125Па, что соответствует скорости потока воздуха 14,5м/с.

рис.11

Рис.11. Характеристики вентилятора Ф1250мм с двигателями 1000об/мин (6-х полюсные). В расчёте выбрана кривая № 1 (исполнение А по таблице слева) мощность 5,5кВт при расходе 50тыс.м3/ч и располагаемом давлении 90Па. Динамический напор 75Па, что соответствует скорости потока воздуха 11м/с.

Мощность двигателя одного вентилятора Ф560мм с расходом 8тыс.м3/ч составит всего 0,37кВт (см.рис.9), а суммарная мощность от 32 вентиляторов составит:

То есть без ухудшения располагаемой напорной характеристики вентиляции нам удалось снизить электропотребление вентиляторами в более чем 6 раз!

75/11,84= 6,33 раза.

Для вентилятора Ф630мм картина менее радужная. Так мощность двигателя одного вентилятора Ф630мм с расходом 16тыс.м3/ч составит всего 1,5кВт, а суммарная мощность от 16 вентиляторов составит

То есть без ухудшения располагаемой напорной характеристики вентиляции нам удалось снизить электропотребление вентиляторами в более чем 3 раз.

А каков будет экономический эффект от снижения электрической мощности вентиляторов в 3 раза?

Экономический эффект от замены одного большого вентилятора на много маленьких

Вариант №1 с вентиляторами Ф560мм

Самое интересное начинается, когда экономию электричества переводим в деньги!

Тоннельная вентиляция работает 20 часов в сутки, то есть всё время пока движутся поезда с 5-30 утра до 1-30 ночи.

Тогда за сутки на электроэнергию по цене 6,5 руб/кВт*ч будет потрачено

75*20*6,5=9750 руб/сут. при мощности 75кВт

12*20*6,5=1560 руб/сут. при мощности 12кВт

То есть замена одного большого вентилятора ВОМ-20 на 32 маленьких обеспечивает экономию на электроэнергии 9750-1560=8190 руб/сут.

Если учесть, что один вентилятор Ф560мм 0,37кВт стоит около 60 тыс.руб., и ещё плюс дополнительно на каждый вентилятор клапан с сервоприводом за 11тыс.руб (см рис.12–14), что в сумме составит 71тыс.руб за комплект без монтажа.

Воздушный лапан с сервоприводом (сервопривод с возвратной пружиной, закрывающей клапан при отключении питания) необходимо устанавливать на каждом вентиляторе для перекрытия возможных перетоков воздуха через него, когда данный вентилятор отключен. Отключение отдельных вентиляторов возможно по причине их поломки или при работе всей УТВ на частичной мощности (ночной режим или зима с сильными морозами), когда достаточно меньшего количества вентиляторов для обеспечения необходимой частичной вентиляционной нагрузки.

рис.12

Рис.12. Сервопривод с возвратной пружиной для установки на отсечной клапан отдельного вентилятора.

рис.13

Рис.13. Отсечной клапан для отдельного вентилятора Ф500, закрываемый сервоприводом при отключении вентилятора. Клапан приведён для сравнений цены (диаметр Ф560мм не популярен).

рис.14

Рис.14. Отсечной клапан для отдельного вентилятора Ф630, закрываемый сервоприводом при отключении вентилятора.

В итоге общая стоимость замены больших ВОМ-20 на группу мелих осевиков с отсечными клапанами составляет

А срок полной окупаемости по оборудованию в варианте с вентиляторами Ф560мм составит 2272/8=284 суток.

С учётом затрат на монтаж можно оценить срок окупаемости такой замены в 1 год.

При этом ресурс общепромышленного асинхронного электродвигателя вентилятора до первой замены подшипников составляет 20 тыс. часов.

Таким образом, при 20 часах работы в сутки в режиме вентиляции метрополитена ресурс вентилятора до замены подшипников соответствует 1 тыс. рабочих дней или почти 3 года непрерывной работы.

Экономика в варианте №2 с вентилятором Ф630мм

Для сравнения рассчитаем экономичность применения более мощных и более крупных вентиляторов Ф630мм с мощностью электродвигателя 1,5кВт (см.рис.10).

Тогда за сутки на электроэнергию по цене 6,5 руб/кВт*ч будет потрачено

75*20*6,5=9750 руб/сут. при мощности 75кВт

(16*1,5)*20*6,5=3120 руб/сут. при мощности 24кВт

То есть замен одного большого на 16 маленьких обеспечивает экономию на электроэнергии 9750-3120=6630 руб/сут.

Если учесть, что один вентилятор Ф630мм 1,5кВт стоит около 80тыс.руб.

Плюс дополнительно на каждый вентилятор клапан с сервоприводом за 12тыс.руб

То общая стоимость замены составляет (80+12)*16=1472 тыс.руб.

Срок полной окупаемости при замене вентиляторов по оборудованию в варианте Ф560мм составит 1472/6,6=223 суток.

Срок окупаемости оказался для более крупных вентиляторов Ф630 мм(1,5кВт) даже меньше, чем у более экономичных по электричеству вентиляторов Ф560мм (0,37кВт).

С учётом затрат на монтаж можно оценить срок окупаемости такой замены так же в 1 год, при этом до плановой замены подшипников остаются те же 3 года.

Экономика в варианте №3 с вентилятором Ф1250мм

Предельным по компоновке случаем будет с применением самый крупных вентиляторов Ф1250мм (из выпускаемых серийно) и самых мощных ( 5,5кВт ) из рассматриваемых на замену (см.рис.11).

Тогда за сутки на электроэнергию по цене 6,5 руб/кВт*ч будет потрачено

75*20*6,5=9750 руб/сут. при мощности 75кВт

(5*5,5)*20*6,5=3575 руб/сут. при мощности 27,5кВт

То есть замен одного большого на 16 маленьких обеспечивает экономию на электроэнергии 9750–3575=6175 руб/сут.

Если учесть, что один вентилятор Ф1250мм 5,5кВт стоит около 200тыс.руб.

Плюс дополнительно на каждый вентилятор клапан с сервоприводом за 20тыс.руб

То общая стоимость замены составляет (200+20)*5=1100 тыс.руб.

Срок полной окупаемости при замене вентиляторов по оборудованию в варианте Ф1250мм составит 1100/6,2=178 суток.

Срок окупаемости оказался для более крупных вентиляторов Ф1250 мм(5,5кВт) ещё меньше, чем у более экономичных по электричеству вентиляторов Ф630 мм(1,5кВт).

С учётом затрат на монтаж можно оценить срок окупаемости такой замены так же в 1 год, при этом до плановой замены подшипников остаются те же 3 года.

При таком фантастически коротком сроке окупаемости мелкоразмерных вентиляторов метрополитен может без дополнительного финансирования начать плановую замену старых крупных вентиляторов в составе УТВ на группы мелких осевых вентиляторов размером Ф560 или Ф630мм. При этом такая замен окупит себя так же всего лишь за 1 год только за счёт экономии на электроэнергии!

Оставшиеся 2 года работы новые мелкие вентиляторы в разных вариантах размерности будут приносить чистую прибыль метрополитену относительно варианта применения крупных ВОМ-20. 24, и это только по стоимости электроэнергии.

Сравнение по стоимости мелких вентиляторов и больших ВОМ-20..24.

Экономия электроэнергии всего за 1 год окупает замену больших ВОМ-20 на 16 мелких Ф630мм или 5 более крупных Ф1250мм, а если ещё учесть экономию на цене основного оборудования, то эффект экономии будет ещё ярче.

Так стоимость одного вентилятора ВОМ-20 с массой 5000кг может составить более 5 млн. руб. (точная цена для крупного оборудования не известна, так как цена договорная при заказе). Оценочно стоимость вентилятора определяется по общей массе, считая что средняя цена за 1 кг общепромышленного вентилятора одинакова, и на примере известных цен на наиболее крупные вентиляторы Ф1250 ( 200тыс.руб/170кг) составляет около 1,1 тыс. руб/кг.

При замене больших вентиляторов на мелкие так же в 3–5 раз снижаются затраты на само оборудование, тем самым резко добавляя экономичности системам УТВ за счёт кратного снижения отчислений на амортизацию основного оборудования.

Интересно так же и то, что для замены больших вентиляторов на малые не требуется производства сложных монтажных работ.

Так при замене больших ВОМ-20 в мелкозаглубленных венткамерах даже требуется вскрывать грунт и снимать плиты перекрытия над венткамерой, что сильно удорожает и усложняет организацию такой замены оборудования.

А вот при замене ВОМ-20 на группу мелких вентиляторов старый большой вентилятор можно просто порезать на мелкие легко транспортабельные куски прямо в тоннеле, чтобы вынести их наружу через сравнительно узкие воздуховодные каналы (круглые Ф4м или прямоугольные 3×4м).

При этом новые мелкие вентиляторы весят всего по 30–40кг каждый (Ф630–700мм, длина 450–475мм) или 170кг ( габарит Ф1350мм, длина 700мм), то есть все эти серийные вентиляторы вмещаются в габариты дверных проёмов при ручной транспортировке на обычной тележке.

Учёт поршневого действия поезда в узком тоннеле

При проходе по узкому тоннелю поезд толкает перед собой тоннельный воздух как поршень в цилиндре. Именно по этому движение воздуха от поезда называют «поршневым эффектом».

Воздух перед поездом движется медленнее самого поезда, так как существует просачивание воздуха между поездом и стенками тоннеля (см.рис.15)

рис.15

Рис.15. Разрез стандартного однопутного тоннеля метрополитена с габаритами поезда в нём.

Можно считать, что мимо поезда просачивается 1/2 объёма, а вторая половина объёма движется перед поездом со скоростью 50% от скорости поезда.

Таким образом, можно рассчитать давление в тоннелях от движения одного поезда. Оценочно можно считать, что скорость поезда 20м/с (72км/ч), тогда скорость воздуха в тоннеле составит около 10м/с.

Для тоннеля диаметром 4,95м оценочное удельное сопротивление составит 0,15Па/м.п. при скорости воздуха 10м/с (см.рис.16)

Примем за расчётный участок прямой туннель от станции до станции 1500м, где общее сопротивление сети составит:

Такое избыточное давление вполне способны развивать вентиляторы ВОМ-24 согласно их напорных характеристик (см.рис.2). При этом расход вентилятора снижается приблизительно на 10% от максимального.

Значит запирающего давления от «поршневого эффекта» для существующих вентиляторов ВОМ-24 не возникает, то есть поток через вентилятор полностью не останавливается.

В случае замены на мелкие низконапорные вентиляторы запирающее давление от «поршневого эффекта» при значениях около 225Па также не возникает, но снижает расход вентиляторов в 2–3 раза от максимального.

Если считать, что приточные вентиляторы стоят в середине тоннеля, то при движении поезда с разгоном от станции давление в тоннеле постепенно нарастает до запирающего, в результате чего приток плавно снижается (или даже останавливается совсем для Ф560мм).

После прохода поезда мимо приточной УТВ давление в тоннеле резко меняет знак с подпор на разрежение, что резко увеличивает расход через приточные вентиляторы выше номинального (двигатель начинает работать в ведомом режиме с потребления энергии холостого хода).

В итоге суммарный баланс расхода воздуха через низконапорные вентиляторы за цикл прохода поезда не меняется. При этом наибольшая часть холодного притока подаётся в поток тёплого воздуха позади поезда, что является весьма полезным с точки зрения снятия теплоизбытков.

Получается, что эффект запирания вентиляционного притока положительно сказывается на режим работы тоннельной вентиляции, ассимилирующей теплоизбытки от движущихся поездов.

рис.16

Рис.16. Диаграмма удельных сопротивлений воздуховодов из оцинкованной стали по стандартным типоразмерам воздуховодов на разных скоростях потока воздуха в них.

Если в тоннеле нет движущегося поезда, то приточный вентилятор задувает воздух в тоннель по обе стороны от себя, что создаёт поток со скоростью всего около 1,5–2 м/с. При этом сопротивление сети падает квадратично к скорости потока. То есть сопротивление тоннелей падает от расчётных 225Па (на скорости 10м/с при тоннельном дутье за счёт «поршневого эффекта»), до 5 Па на скорости 2м/с и половинной длине тоннеля.

Получается, что для подбора приточного и вытяжного вентилятора имеет значение только сопротивление подводящих узких тоннелей от поверхности до венткамеры, где нормированная скорость составляет 7–11м/с, а также там имеется много поворотов и местных сопротивлений (воздухозаборные решётки). Тогда как в тоннелях для поездов потери ничтожны, но требуется учитывать кратковременное циклическое воздействие запирающего давления от «поршневого эффекта» при движении поезда от станции к приточной венткамере в середине тоннеля.

Расстановка мелких вентиляторов взамен ВОМ-24 в существующих венткамерах

Чтобы завершить данное инновационное предложение по замене одних вентиляторов на другие, необходимо осуществить расстановку новых мелких вентиляторов в существующих венткамерах под большие вентиляторы ВОМ-24.

Для размещения УТВ используют стандартные венткамеры двух основных габаритов:

  1. Для мелкозаглублённых станций венткамеры сечением 6,7×4,5м и длиной 12–15м.
  2. Для станций глубокого заложения венткамеры сечением Ф6м и длиной 12–15м,

Интересно, что тоннель Ф6м для венткамеры УТВ имеет на 1 метр диаметр больше, чем у основных тоннелей для поездов (Ф4,95м).

Правда, при этом тюбинги для венткамер используют те же, что и для основных тоннелей, добавляя в стыки клиновые прокладки для увеличения диаметра с Ф4,95 до Ф6 м.

Предполагается, что заменять один большой ВОМ-24 будем на группу мелких осевиков без радикальных изменений в структуре венткамер. Следовательно замену будем производить строго в местах размещения существующих вентиляторов в существующих венткамерах. (см.рис.17)

В цилиндрической венткамере с диаметром Ф6м вместо одного ВОМ-24 можно установить 20 вентиляторов Ф630 (см.рис.17-А) с общей производительностью:

Или можно установить 25 вентиляторов Ф560мм (см.рис.17-В) с общей производительностью

Для самого крупного вентилятора Ф1250мм с расходом 50тыс.м3/ч достаточно 5 шт. в круглой венткамере (см.рис.17-А), при этом обеспечивается расход

Понятно, что для круглых венткамер подходит только вариант замены на вентиляторы Ф630мм и Ф1250мм, так как нужное количество более мелких вентиляторов Ф560мм разместить уже не удаётся.

рис.17

Рис.17. Размещение вентиляторов Ф1250,Ф630 и Ф560 в стандартных венткамерах круглой Ф6м и прямоугольной 6,75х4,5м формы сечения для УТВ метрополитена в замен существующих вентиляторов Ф2400 мм: А-вентиляторы Ф1250-5шт в круглой венткамере , Б- вентиляторы Ф630-20шт в круглой венткамере, В- вентиляторы Ф560-25шт в круглой венткамере, Г-вентиляторы Ф1250-6шт в прямоугольной венткамере, Д- вентиляторы Ф630-24шт в прямоугольной венткамере, Е-вентиляторы Ф560-35шт в прямоугольной венткамере.

Исходя из графического построения получается, что в прямоугольных венткамерах применимы все три типоразмера осевых вентиляторов (Ф560, Ф630 и Ф1250 мм), при этом появляется запас по производительности из‑за возможности установить лишние вентиляторы. В прямоугольной камере уже вместо одного болеем мощного ВОМ-24 можно установить 24 вентиляторов Ф630 (см.рис.9-Д) с общей производительностью:

То есть 24шт. вентиляторов Ф630мм(1,5кВт) в прямоугольной венткамере уже способны заменить самый мощный старый ВОМД-24 (135кВт)с расходом 110м3/с

А для замены слабого ВОМ-20 можно установить 35 вентиляторов Ф560мм (см.рис.17-Е) с общей производительностью

Что соответствует полноценной замене модернизированных ВОМ-20 с расходом 70м3/с.

Для самого крупного вентилятора Ф1250 мм с расходом 50тыс.м3/ч доступна замена только к ВОМ-20, а для замены более мощного модернизированного ВОМ-24 (96м3/с) крупные Ф1250-5,5 кВт уже не применимы. Либо нужно использовать более мощную версию Ф1250 мм с двигателем 7,5 кВт с расходом 64тыс.м3/ч (кривая 2 на рис.11)

Ф1250-5,5 кВт обеспечивается расход 6*50=300тыс.м3/ч (83м3/с)

Ф1250-7,5 кВт обеспечивается расход 6*64=384тыс.м3/ч (107м3/с)

Следовательно в прямоугольной венткамере могут применятся все три рассмотренных варианта замены по усмотрению заказчика и исходя из реальной нагрузки на вентиляцию в данном тоннеле.

Регулирование многовентиляторных УТВ

При работе одного мощного вентилятора ВОМ-24 с двигателем 75кВт необходимо устанавливать систему плавного пуска и частотного регулирования для плавного изменения расхода воздуха.

Так в зимнее время с отрицательными уличными температурами расход воздуха может снижаться в 2 раза при Т=-6С и в 4 раза при Т=-26С.

Это связано с изменением дТ нагрева воздуха при ассимиляции теплоизбытков.

При расчётной температуре на станции +16С и минус -26С на улице дТ=16-(-26)=40С.

При расчётной температуре на станции +16С и минус -6С на улице дТ=16-(-6)=20С.

Тогда как летом расчёт идёт при +16С на станции и +26С вытяжного воздух дТ=26-16=10С

При более высоких температурах летом расход вентиляции через УТВ не изменяется, а теплосъём ведётся за счёт поглощение тепла стенками тоннелей, остывших за зиму.

В результате зимой при отрицательных температурах УТВ работают при 25-50% расхода от номинала.

Для такой регулировки для мощных ВОМ-24 используют дорогие частотные регуляторы.

В то же время для групповых УТВ из мелких осевиков достаточно просто отключить 50-75% вентиляторов.

Регулировка производительности УТВ отключением мелких осевиков гораздо дешевле в реализации, чем частотное регулирование больших ВОМ-24.

Так один небольшой контроллер способен по сигналу из диспетчерской выдавать управляющий сигнал на силовой размыкатель отдельного вентилятора (что значительно дешевле силового частотного регулятора). При этом в памяти контроллера фиксируется наработка часов по каждому вентилятору для осуществления процедур смазки подшипников и их замены по износу, привязанных к наработке двигателя в часах.

Заключение

1. Применение в метрополитене времён СССР гигантских мощных вентиляторов было на тот момент экономически оправдано, так как организовать производство единичных крупных изделий было значительно проще, чем обеспечить серийный выпуск в 30 раз большего числа мелких вентиляторов.

2. Во времена СССР ещё не жалели электроэнергию для не очень большой сети метрополитена.

3. В настоящее время московский метрополитен настолько сильно разросся, что даже вышел за границы МКАД и дотянулся до отдалённых аэропортов, начав конкурировать с более дешёвыми электричками РЖД.

4. Инфраструктура метрополитена значительно дороже наземной железной дороги, а потому конкурировать метрополитену с РЖД экономически очень трудно.

5. В условиях жёсткой конкуренции московского метрополитена с пригородными электричками РЖД требуется всемерно оптимизировать и резко снижать затраты на поддержание инфраструктуры тоннелей. Именно эту задачу по оптимизации эксплуатационных затрат в наиболее выгодном виде решает замена крупных вентиляторов ВОМ-20..24 на группы мелких осевых вентиляторов.

  • тонельная вентиляция
  • вентиляция метрополитена
  • параллельная работа вентиляторов
  • скоростной напор
  • статический напор вентилятора
  • ВОМ-20
  • ВОМД-24
  • ВОМ-24
  • осевой вентилятор
  • ВИОС-190
  • Научно-популярное
  • Физика
  • Транспорт
  • Экология
  • Инженерные системы

Для чего вторичная пластина ступицы вентилятора

Вибродиагностические исследования элементов ротора центробежного вентилятора Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

РОТОР / ВЕНТИЛЯТОР / ЛОПАТКИ / ДИСКИ / ДЕФОРМАЦИЯ / НАПРЯЖЕНИЯ / ЧАСТОТА / КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ / ЖЕСТКОСТЬ / ВИБРОДИАГНОСТИКА / УСТАЛОСТЬ / ROTOR / FAN / SHOULDER BLADES / DISCS / DEFORMATION / VOLTAGE / FREQUENCY / TORSIONAL VIBRATIONS / RIGIDITY / VIBRATION DIAGNOSTICS / FATIGUE

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Беляев Андрей Борисович, Хакимов Аким Гайфуллинович

В первой части работы приводятся результаты экспериментальных исследований по определению собственных частот и форм колебаний пустотелых лопаток с наполнителем в виде пенопласта для рабочих колес центробежных вентиляторов типа ЦЧ-72. Определение величин собственных частот и форм колебаний расчетным путем выполнялось по программе МКЭ, приведена сравнительная оценка расчета и эксперимента. Во второй части работы рассматривается задача определения параметра жесткости и полярного момента инерции пустотелого вала рабочего колеса вентилятора в сечении с дефектом в виде надреза с заданной координатой и длиной надреза по двум собственным частотам крутильных колебаний.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Беляев Андрей Борисович, Хакимов Аким Гайфуллинович

Исследование динамических свойств узлов вентиляторов в возмущенном воздушном потоке
Вибрационная надежность роторов осевых вентиляторов главного проветривания шахт

Влияние возмущений от воздушного потока на НДС основных узлов ротора вентилятора главного проветривания

Анализ напряженно-деформированного и динамического состояния широкохордной лопатки вентилятора ТРДД
О взаимодействии тоннельного вентилятора с возмущенным воздушным потоком в метрополитене
i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Vibrodiagnostic research elements rotor centrifugal fan

The first part of the work presents the results of experimental studies to determine the natural frequencies and vibrational shapes of hollow blades filled with foam in the form of impellers for centrifugal fans of the TsCh-70 type. The determination of the values of natural frequencies and modes of oscillations by calculation was carried out according to the FEM program, a comparative evaluation of the calculation and experiment is given. In the second part of the work, the problem of determining the location and dimensions of the cross section of the hollow shaft of the rotor with damage at three natural frequencies of torsional vibrations is considered.

Текст научной работы на тему «Вибродиагностические исследования элементов ротора центробежного вентилятора»

ISSN 1992-6502 (Print)_

2019. Т. 23, № 4 (86). С. 3-10

ISSN 2225-2789 (Online) http://journal.ugatu.ac.ru

Вибродиагностические исследования элементов ротора центробежного вентилятора

1 2 А. Б. Беляев , А. Г. Хакимов

1ФГБОУ ВО «Уфимский государственный авиационный технический университет» (УГАТУ) 2 Институт механики им. P. P. Мавлютова УФИЦ РАН

Поступила в редакцию 08.11.2019

Аннотация. В первой части работы приводятся результаты экспериментальных исследований по определению собственных частот и форм колебаний пустотелых лопаток с наполнителем в виде пенопласта для рабочих колес центробежных вентиляторов типа ЦЧ-72. Определение величин собственных частот и форм колебаний расчетным путем выполнялось по программе МКЭ, приведена сравнительная оценка расчета и эксперимента. Во второй части работы рассматривается задача определения параметра жесткости и полярного момента инерции пустотелого вала рабочего колеса вентилятора в сечении с дефектом в виде надреза с заданной координатой и длиной надреза по двум собственным частотам крутильных колебаний.

Ключевые слова: ротор; вентилятор; лопатки; диски; деформация; напряжения; частота; крутильные колебания; жесткость; вибродиагностика; усталость.

Вопросы повышения прочности, надежности и ресурса, а также снижения энергетических затрат при эксплуатации изделий машиностроения всегда были важными и актуальными, как и в настоящее время. Эти требования также относятся и к вентиляторным установкам центробежного типа, имеющим применение в различных отраслях народного хозяйства: в промышленном и гражданском строительстве, транспортном машиностроении, химической и нефтеперерабатывающей промышленности и др.

Основным узлом центробежной вентиляторной установки является ротор, включающий в себя рабочее колесо, состоящее из коренного, покрывного дисков, лопаток, установленных между ними и вала. Все перечисленные детали подвергаются вибрационным нагрузкам, и вопросы исследования

их динамики представляются важными и актуальными с точки зрения совершенствования их конструкций, а также в разработке конструктивно-технологических мероприятий, направленных на повышение прочности, надежности и ресурса.

Весьма эффективным методом исследований вибрационных процессов является моделирование механических конструкций изделий. При построении моделей определяют основные связи между элементами объекта и присущие ему закономерности. Общими по степени формализации и удобными для исследования являются математические и электромеханические модели. При рассмотрении динамических явлений в лопатках рабочего колеса последние моделировались как трехслойные пластины переменной толщины с плотностью сохранения первоначальной жесткости.

Работа поддержана средствами государственного бюджета по госзаданию (№ 0246-2019-0088) и грантом РФФИ (№ 18-01-00150).

Решение обратных задач о продольных, крутильных и изгибных установившихся волнах изложены в работах [1-6]. В работе [7] изложен интегральный признак идентификации дефектов в элементах стержневых конструкций, позволяющий определить не только их наличие и местоположение, но и степень их повреждаемости.

В случае стержней конечной длины для определения наличия дефектов можно использовать изменение спектра собственных частот продольных, крутильных и изгибных колебаний.

ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ СОБСТВЕННЫХ ЧАСТОТ И ФОРМ КОЛЕБАНИЙ ЛОПАТОК РАБОЧЕГО КОЛЕСА

Знание собственных частот и форм колебаний лопаток рабочих колес центробежных вентиляторов позволяет оценить участки возможных резонансных явлений и предотвратить разрушение лопаток путем модернизации ее конструкции. Рассмотрим собственные частоты и формы колебаний пустотелых лопаток центробежных вентиляторов с наполнителем в виде пенопласта ППУ-3. Использование таких лопаток — одно из перспективных направлений в венти-ляторостроении.

В табл. 1 приводятся механические характеристики материала лопатки, наполнителя и бобышек.

Механические характеристики материала лопатки и наполнителя

Материал Е1,2 М-1,2 Р1,2

Стеклопластик ЭЦТ (оболочка лопатки) 1,9х104МПа 0,15 г 1,9- ‘ 3 см

ППУ-3 (наполнитель) 80 МПа 0,2 г 0,5- см

Стеклопластик ДСВ-2Р-2М 1,97х104МПа 0,15 г 1,9- 3 см

Геометрические размеры лопатки, торцевых бобышек, толщина обечайки показаны на рис. 1. В местах крепления лопатка изготовлена однослойной из стеклопластика в виде бобышки.

Профиль лопатки рабочего колеса центробежного вентилятора крыловидный, форма спинки лопатки параболическая, форма корытца прямолинейная, радиус входной кромки лопатки 0,24 см, радиус выходной — 0,08 см, хорда лопатки 20,5 см. Размеры в % даны от диаметра колеса.

Бобышка, стеклопластик ДСВ-2Р-2М

Оболочка, стеклопластик ЭЦТ

Рис. 1. Геометрические характеристики лопатки (продольное сечение лопатки)

Лопатка рассматривается как трехслойная пластина и приводится к неоднородной пластине переменной толщины Н по формулам:

1-ц2 2ЕХЬЪ + 5(7г2+5//4

* 2, Е = ЕьИ = Иь О) Н

где 5 — толщина стеклопластиковой оболочки, к2 — толщина пенопласта, р — плотность материала неоднородной пластины.

Изменение толщины лопатки по хорде приводится в табл. 2 [8].

Таблица 2 Изменение толщины лопатки по хорде

В табл. 3 приводится толщина Н и плотность р неоднородной пластины в зависимости от толщины пенопласта h2.

Изменение толщины Н и плотности р неоднородной пластины в зависимости от толщины пенопласта ^

N к2, см Н, см р г/см3

2 0,95 1,171 1,055

3 1,475 1,501 0,994

4 1,625 1,592 0,998

5 1,737 1,656 0,983

6 1,812 1,699 0,981

7 1,82 1,703 0,980

8 1,76 1,669 0,983

9 1,71 1,641 0,985

10 1,67 1,617 0,986

11 1,57 1,559 0,990

12 1,42 1,472 0,999

13 1,24 1,359 1,016

14 1,04 1,230 1,04

15 0,855 1,103 1,072

16 0,665 0,97 1,124

17 0,41 0,773 1,24

18 0,081 0,481 1,68

Для определения расчетных собственных частот и форм колебаний лопаток использовалась программа МКЭ (MSC NASTRAN). Лопатка разбивалась на 294 узла, по хорде 21 узел и по длине 14 узлов. При решении задачи использовались четырехугольные элементы. Принималось шарнирное закрепление лопаток между дисками. На рис. 2 показаны фрагменты лопаток с различными собственными частотами и формами колебаний, в табл. 4, 5 приводятся величины собственных частот и форм колебаний лопаток, полученные расчетным и экспериментальным путем.

Экспериментальное определение собственных частот и форм колебаний лопаток проводилось на вибростенде марки ВДС-5. На лопатку наклеивались тензорезисторы базой 10 мм типа КФ5П1-10-100 со стороны спинки по ее высоте на входной, средней и хвостовой частях. Выходные концы проводов тензорезисторов присоединялись к прибору ТУП-16 для усиления сигнала, после чего он поступал на компьютерное плато АЦП (аналогового цифрового преобразователя), который преобразует поступа-

щие сигналы в напряжение. Формы колебаний определялись при помощи щупа с пье-зоэлементом на его конце.

Вынужденные частоты колебаний лопаток возникают вследствие наличия осевого направляющего аппарата с поворотными лопатками (ОНА) на входе в вентилятор, обеспечивающего регулирование подачи воздуха.

Рис. 2. Собственные формы колебаний лопаток при частотах: а -f=1144 Гц; б -/=1372 Гц; в -/=2037Гц; г -/=2138Гц

Сравнительная оценка высокочастотных собственных колебаний лопаток, полученных расчетным и экспериментальным путем

У экс., Гц 1115 1795 1880 1920

У рас. 1144 1372 2037 2138

Формы колебаний изгибно -крутильные

5 %, погрешность 14 23,5 22 10,3

i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

Собственные низкочастотные колебания лопаток, полученные экспериментальным путем

У экс., Гц 174 336 480 636

Формы колебаний изгибные

На основе полученных результатов экспериментальных исследований построена частотная диаграмма для лопаток рабочего колеса центробежного вентилятора (рис. 3)

Рис. 3. Частотная диаграмма для лопаток рабочего колеса центробежного вентилятора: 1, 4, 8, 14, 24, 28, 34, 36 — номера гармоник

Диаграмма позволяет определить частоты вращения ротора вентилятора, которые могут вызвать резонансные явления в лопатках вентиляторного колеса. Например, для вентиляторной установки с ОНА с чис-

лом поворотных лопаток г=12 явления резонанса в лопатках вентиляторного колеса могут возникнуть на оборотах ротора: п1=788 об/мин, п2=1697 об/мин, п3= =2424 об/мин при собственных частотах колебаний лопаток /1=174 Гц, У2=336 Гц, у3= =480 Гц.

ДИАГНОСТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВАЛА РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО

ВЕНТИЛЯТОРА ПО СОБСТВЕННЫМ ЧАСТОТАМ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ

Рассматриваются собственные крутильные колебания полого вала с повреждением в виде надреза. Вал установлен левым и правым концами на упругих опорах с жесткостью на кручение с1х и с2х и соединен по концам с муфтой с моментом инерции J1 и рабочим колесом центробежного вентилятора с моментом инерции J2 (рис. 4).

Рис. 4. Расчетная схема для крутильных колебаний вала

Задача состоит в определении момента инерции и параметра жесткости поперечного сечения пустотелого вала в зоне повреждения.

Обозначим через Jp, Jk полярный момент инерции и параметр жесткости поперечного сечения неповрежденной части вала, через L, F — длину и площадь поперечного сечения вала, через G, р — модуль сдвига, плотность материала вала, через l, f — длину и площадь поперечного сечения вала в зоне повреждения, через хс — начальную координату повреждения, через jp, jk полярный момент инерции и параметр жесткости поперечного сечения вала в зоне повреждения, через ф, М — угол поворота и крутящий момент в сечении стержня, причем для полого вала с кольцевым сечением [12]

где R и г — внешний и внутренний радиусы поперечного сечения вала.

Между крутящим моментом М и относительным углом закручивания 9 принимается следующая зависимость

Уравнение крутильных колебаний имеет

GJt — pJp|? = 0, M = GJ * .(4) дх dt дх

Граничные условия записываются

Условия стыкования решений при х=хс и хс/=хс+/ (условия равенства крутящих моментов и углов поворота) имеют вид

=т к—2, ф1=ф2^ (х = хД (6) дх дх

m k—2 = —-3, Ф2 = (х = хс1), дх дх

Частное решение задачи (4) имеет вид: ф = (Д cosa,х + Bi sina;x)sino,t(ai = шtlаД

а2 =а1 тр/тк , тр =у1 .1р1->р .

Ненулевые элементы этого определителя записываются в виде

ai1 = cix — J1®2, ai2 =-GJk al,

a25 =(-c2 x + J2®2 )cos (a3 L) + GJk a3 sin (a3 L), a26 =(-c2x + J2®2 )sin (a3L)-GJk a3cos (a3L),

a31 = sin (a1 xc), a32 =- cos (a1 xc),

sin (a2xc) a34 = mkmp cos (a2xc),

a41 = cos (a1 xc),a42 = sin(a1xc), a43 =- cos (a2 xc),a44 =- sin(a2 xc),

a53 = aimkmp sin (a2 xci),

a54 =-aimkmp cos (a2 xcl), a55 =-a3sin (a3 xcl ),

a56 = a3cos (a3xcl)

a63 = cos (a2 xcl ),a64 = sin (a2 xcl ), a65 =-cos (a3xcl ), a66 =- sin (a3xcl ).

Если частное решение представить в амплитудной форме 9¿=C¿ sin (aix+5i) sin rot t, то частотное уравнение после исключения шести констант Ci, 8i (i=1, 2, 3) записывается

tgí a 2xc¡ + arctg

nik —tgl ai xc + arctg-

-a2 x2] = mk 2 —- tgl a3 xc¡ + arctg

Прямая задача. Решение уравнения (9) проведено численно для следующих параметров системы: С=0,77 1011Па, р=7800 кг/м3, 1=0,6 м, R=0,03 м, г=0,025 м, /р=9,81710-6 м4, /1=0,04 кгм2, /2=0,15 кгм2, С1=0 Н м, с2=0 Н м. При этом первая, вторая собственные частоты колебаний вала без надреза ю1=16451,0632 с-1, ю2= =32902,1265 с-1. Для вала с надрезом при хс=0,02 м, /=0,005 м, тр=1,0, тк=0,2 решение прямой задачи дает, что круговые частоты крутильных колебаний вала Ю1=16402,4122 с-1, Ю2=32432,8635 с-1. Видно, что частоты крутильных колебаний вала уменьшились.

На рис. 5 приводятся зависимости круговых частот крутильных колебаний вала ю1 (фрагмент а), ю2 (фрагмент б) от длины надреза / для параметров тр=1, тк=0,2 и различных хс (в м) (кривая 1 — 0,2; 2 — 0,22; 3 — 0,24). Видно, что частоты крутильных колебаний уменьшаются с увеличением длины надреза.

i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

На рис. 6 приводятся зависимости круговых частот крутильных колебаний вала ю1, ю2 от параметра mk для координаты надреза хс=0,02 м, длины надреза 1=0,0025 м и различных тр (кривая 1 — 1,0; 2 — 0,8; 3 — 0,6). Отметим, что частоты крутильных колебаний увеличиваются с увеличением параметра жесткости в зоне надреза.

Обратная задача. Если частотное уравнение записать для двух частот свободных крутильных колебаний, то из полученной системы уравнений определяются параметры mk и тр при известной координате повреждения хс и его длине I. Например, для координаты повреждения хс =0,02 м, длины 1=0,005 м для круговых частот крутильных

колебаний вала ю1=16440 рад/с,

ю2=32760 рад/с решение обратной задачи дает, что стержень имеет параметры т^=0,21499, тр=0,96507.

На рис. 7 приводятся зависимости параметров: т^ (фрагмент а), тр (фрагмент б) от круговой частоты крутильных колебаний стержня ю1, для ю2 =32760 рад/с (кривая 1), ю2=32770 рад/с (кривая 2), ю2=32780 рад/с (кривая 3) для координаты повреждения хс=0,02 м, длины /=0,005 м. Проведенные исследования показывают, что при известных координате повреждения и его длине по двум частотам свободных крутильных колебаний можно определить параметр жесткости и полярный момент инерции в зоне повреждения.

16440 16442 ЮЬ с

\ X \1 ч 4 \ 4 4 \ 4 \ N.

Задача вибродиагностики лопаток рабочего колеса центробежного вентилятора позволила определить спектр собственных частот и форм колебаний. На основе полученного спектра собственных частот находятся резонансные частоты колебаний. Полученные резонансные частоты и формы колебаний позволяют выполнить разработку конструктивно-технологических мероприятий лопатки, направленных на обеспечение надежности. Следует также отметить, что полученные собственные частоты, найденные расчетным и экспериментальным путем, различаются не более чем на 23,5%. Для повышения точности расчетных и экспериментальных исследований по определению собственных частот колебаний лопаток рекомендуется увеличить число узлов конечных элементов лопатки с уточнением ее физической модели, а также проведение испытаний вращающегося ротора.

Во второй части работы найдены частоты крутильных колебаний вала ротора вентилятора, которые уменьшаются с увеличением длины дефекта в виде надреза и увеличиваются с увеличением параметра жесткости. По двум собственным частотам крутильных колебаний при известных координатах повреждения и длине дефекта определяются полярный момент инерции и параметр жесткости поперечного сечения вала в зоне повреждения.

1. G. M. L. Gladwell. Inverse problems in vibration. Dordrecht, Boston, London: Kluver Academic Publishers, 2004. (Русский перевод: Глэдвелл Г. М. Л. Обратные задачи теории колебаний. М. Ижевск: НИЦ «Регулярная и хаотическая динамика». 2008. 608 с.)

2. Ватульян А. О. Обратные задачи в механике деформируемого твердого тела. М.: Физматлит. 2007. 224 с. [ A. O. Vatulyan, Inverse Problems in Mechanics of a Deforma-ble Solid, (in Russian). Moscow: Fizmatlit, 2007. ]

3. Khakimov A. G. Damage Diagnostics in a Vertical Rod with Concentrated Masses on the Elastic Suspender // International Journal of Mechanics and Applications. 2012. Vol. 2, No. 5. Pp. 70-73. [ A. G. Khakimov, «Damage Diagnostics in a Vertical Rod with Concentrated Masses on the Elastic Suspender», in International Journal of Mechanics and Applications, vol. 2, no. 5, pp. 70-73, 2012. ]

4. Хакимов А. Г. О собственных колебаниях вала турбокомпрессора с искусственным дефектом // ИВУЗ. Авиационная техника. 2011. № 1. С. 71-73. [ A. G. Khakimov, «On the Natural Vibrations of the Turbocompressor Shaft with an Artificial Defect», (in Russian), in IVUZ. Aviacionnaya tekhnika, no. 1, pp. 71-73, 2011. ]

5. Ильгамов М. А. Продольные колебания стержня с зарождающимися поперечными трещинами // МТТ. 2017. № 1. С. 23-31. [ M. A. Il’gamov, «Longitudinal Vibrations of a Bar with Incipient Transverse Cracks», (in Russian), in MTT, no. 1, pp. 23-31, 2017. ]

6. Guangming Dong, Jin Chen. Vibration analysis and crack identification of a rotor with open cracks // Japan Journal of Industrial and Applied Mathematics. 2011. Vol. 28, No. 1. Pp. 171-182.

7. Интегральный диагностический признак идентификации повреждений в элементах стержневых конструкций / В. А. Акопьян и др. // Контроль. Диагностика. 2012. № 7. С. 50-56. [ V. A. Akopyan, et. al. «Integral Diagnostic Sign of Damage Identification in Elements of Rod Constructions», (in Russian), in Kontrol’. Diagnostika, no. 7, pp. 50-56, 2012. ]

8. Соломахова Т. С., Чербышева К. В. Центробежные вентиляторы. Аэродинамические схемы и характеристики: Справочник. М.: Машиностроение, 1980. 176 с. [ T. S. Solomakhova, K. V. Cherbysheva, Centrifugal fans. Aerodynamic diagrams and characteristics, (in Russian). M.: Mash-inostroenie, 1980. ]

9. Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Иосилевич Г. Б. Расчет на прочность деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 702 с. [ I. A. Birger, B. F. Shorr, G. B. Iosilevich, Calculation of the strength of machine parts, (in Russian). M.: Mashi-nostroenie, 1979. ]

10. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей / Д. В. Хронин и др. Под ред. Д. В. Хронина. М.: Машиностроение, 1989. 318 с. [ D. V. Hronin, et. al. Ed. D. V. Hronina, The design and design of aircraft gas turbine engines, (in Russian). M.: Mashi-nostroenie, 1989. ]

11. Прочность, устойчивость, колебания / Я. Г. Понавко и др. Под ред. И. А. Биргера. Справочник в 3 т. Т. 3. М.: Машиностроение, 1968. 567 с. [ Ya.G. Ponavko, et. al. Ed. I. A. Birger, Durability, stability, fluctuations, (in Russian). Reference in 3 vol. Vol. 3. M.: Mashinostroenie, 1968. ]

12. Феодосьев В. И. Сопротивление материалов. М.: Наука. 1986. 512 с. [ V. I. Feodosyev, Strength of materials, (in Russian). Moscow: Nauka, 1986. ]

Title: Vibrodiagnostic research elements rotor centrifugal fan.

Authors: A. B. Belyaev1, A. G. Khakimov2

1 Ufa State Aviation Technical University (UGATU), Russia.

2 Institute of Mechanics. R. R. Mavlyutova UC RAS, Russia.

Email: 1 okmim@ugatu.ac.ru, 2 hakimov@anrb.ru

Source: Vestnik UGATU (scientific journal of Ufa State Aviation Technical University), vol. 23, no. 4 (86), pp. 3-10, 2019. ISSN 2225-2789 (Online), ISSN 1992-6502 (Print).

Abstract: The first part of the work presents the results of experimental studies to determine the natural frequencies and vibrational shapes of hollow blades filled with foam in the form of impellers for centrifugal fans of the TsCh-70 type. The determination of the values of natural frequencies and modes of oscillations by calculation was carried out according to the FEM program, a comparative evaluation of the calculation and experiment is given. In the second part of the work, the problem of determining the location and dimensions of the cross section of the hollow shaft of the rotor with damage at three natural frequencies of torsional vibrations is considered.

Key words: rotor; fan; shoulder blades; discs; deformation; voltage; frequency; torsional vibrations; rigidity; vibration diagnostics; fatigue.

BELYAEV, Andrei Borisovich, Deputy Ch. Engineer BashNI-INeftemash. Diploma Ing. economist mechanic (USATU, 2001). Ex. in the region technical diagnostics of parts and components of mechanical engineering, with . and the dynamics of centrifugal fan installations.

KHAKIMOV, Akim Gaifullinovich, Ved. Researcher, Institute of Mechanics. R.R. Mavlyutova UFSC RAS. Diploma Ing. mechanic. Graduated from the AIM in 1970. Thesis in 1977, Kazan State. university. Еssl. in the field of the interaction of elastic and elastoplastic bodies with solid, liquid and gaseous media.

БЕЛЯЕВ Андрей Борисович, зам гл. инженера БашНИ-Инефтемаш. Диплом инж. механик-экономист (УГАТУ, 2001). Иссл. в обл. технической диагностики деталей и узлов машиностроения, статики и динамики центробежных вентиляторных установок.

ХАКИМОВ Аким Гайфуллинович, вед. научный сотрудник Института механики им. Р. Р. Мавлютова УНЦ РАН. Диплом инж. механик (УАИ, 1970). Канд. физ.-мат. наук (КГУ, 1977). Иссл. в области динамики взаимодействия упругих и упру-гопластических тел с твердой, жидкой и газовой средой.

Переходная пластина вентилятора осевого (ПВО)

Переходная пластина вентилятора осевого (ПВО)

Переходная пластина предназначена для монтажа осевого вентилятора на стакан монтажный серии СМ при установке на кровле здания в вертикальном положении.

Доставка: Владимир и область, Москва и область, Иваново и область, Ярославская область, Нижегородская область и другие регионы России.

  • Габаритные и присоединительные размеры
  • Расшифровка номенклатуры

габарит.jpg

D1, мм D2, мм A1, мм A2, мм n, шт Масса, кг
3,15 315 345 432 480 8 3,46
3,55 355 385 475 523 8 3,90
4,0 400 430 520 570 8 6,52
4,5 450 480 570 620 10 7,30
5,0 500 530 620 670 10 8,10
5,6 560 590 680 730 10 9,10
6,3 630 660 750 800 12 10,30
7,1 710 740 870 950 12 19,76
8,0 800 830 1080 1200 12 34,30
9,0 900 940 1180 1300 16 38,35
10,0 1000 1040 1280 1404 16 63,46
11,2 1120 1160 1460 1584 18 80,34
12,5 1250 1290 1590 1714 18 89,84

номенкл.jpg

Переходная пластина вентилятора осевого (ПВО)

  • Габаритные и присоединительные размеры
  • Расшифровка номенклатуры

Вас может заинтересовать

  • Каталог
  • Промышленные вентиляторы
  • Огнезадерживающие клапаны
  • Климатическое оборудование
  • Автоматика для вентиляции
  • Вентиляционные решётки
  • Комплектующие для вентиляции

Вся информация на сайте не является публичной офертой. Обращаем ваше внимание на то, что данный интернет-сайт, а также вся информация о товарах и ценах, предоставленная на нём, носит исключительно информационный характер и ни при каких условиях не является публичной офертой, определяемой положениями Статьи 437 Гражданского кодекса Российской Федерации. Для получения подробной информации о наличии и стоимости указанных товаров и (или) услуг, пожалуйста, обращайтесь с помощью специальной формы связи или по телефону, указанном на сайте.

Процесс балансировки вентилятора

Грамотная балансировка вентилятора позволяет уменьшить шумность работы агрегата, увеличить его производительность, повысить длительность и безопасность эксплуатации. Увеличенная вибрация (разбалансировка) свидетельствует о нарушениях во время изготовления, сборки или монтажа вентилятора. Балансировка проверяется величиной вибрации, замеры делаются с учетом требования ГОСТ 31350-2007. Чаще всего измерения выполняются при открытых всасывающих и нагнетающих отверстиях, но иногда, по просьбе потребителей, измерения могут производиться и при частично закрытых отверстиях. Решение принимается с учетом характера работы вентиляторов.

Главная » Полезное » Процесс балансировки вентилятора

  1. Категории вентиляторов
  2. Схема расположения датчиков
  3. Этапы работ
  4. Какие факторы влияют на величину вибрации
  5. Документальное оформление балансировки вентиляторов
  6. Процесс балансировки вентилятора (видео)

Категории вентиляторов в зависимости от назначения

Согласно существующим нормативным актам балансировка вентиляторов должна учитывать условия эксплуатации, этот параметр оказывает влияние на требования по классу точности балансировки.

Схема расположения датчиков

Для проведения балансировки вентиляторов датчики располагаются в зависимости от типа вентилятора и его пространственного размещения.

Схема расположения датчиков для балансировки горизонтального осевого вентилятора
Схема расположения датчиков для балансировки радиального вентилятора одностороннего всасывания
Схема расположения датчиков для балансировки радиального вентилятора с двусторонним всасыванием
Схема расположения датчиков для балансировки осевого вентилятора вертикальной установки

Для каждого та вентилятора установлены пределы вибраций.

Предельные вибрации для различных типов вентиляторов

Этапы работ

Балансировка вентилятора может осуществляться на специальных балансировочных станках или непосредственно на работающем вентиляторе. Процесс балансировки состоит из нескольких этапов. Число датчиков и их месторасположение может определяться производителем. Общие требования рекомендуют устанавливать датчики на подшипниках вала крыльчатки вентилятора и на корпусе. Если это невозможно по техническим причинам или конструкционным особенностям, то они устанавливаются в местах с минимально короткой связью между ними и подшипниками.

Используемые для балансировки приборы и приспособления должны удовлетворять требования существующих стандартов. На каждый прибор обязателен паспорт изготовителя с указанием технических параметров. Состояние приборов должно гарантировать исправное пользование весь период балансировки.

К работам по балансировке допускается только специально подготовленный персонал, его знания и опыт должны позволять своевременно определять неисправности и отклонения от существующих норм. Перед началом работ все используемые средства должны пройти калибровку, периодичность определяется изготовителем и условиями эксплуатации. Балансировка вентиляторов выполняется в следующей последовательности.

  1. Фиксация вентилятора на специальной площадке. Должны быть закреплены все посадочные места, сила затягивания крепежа должна гарантировать устойчивое положение агрегата во время балансировки.
  2. Установка датчиков. Во время выбора мест размещения руководствуются нормативными требованиями документов. Установку контролирует профессиональный сотрудник компании.
  3. Включение компьютерной программы балансировки вентилятора.

  1. Ввод в программу массы поднагруза. Перед этим поднагруз взвешивается на специальных точных электронных весах.

  1. Ввод в программу радиуса первой балансируемой плоскости. Первая плоскость – корпус оси крыльчатки подшипника.
  2. Вод в программу радиуса второй плоскости с поднагрузом. Вторая плоскость – крыльчатка вентилятора.
  3. Первый пуск без поднагрузов, остановка вентилятора. Установка датчика количества оборотов и вибрации с выводом светоотражающей метки на шкив. Замер показаний начальной вибрации.

  1. Установка первого пробного груза к первой плоскости. Второй пуск вентилятора с грузом, замер показаний вибрации.

  1. Установка подгруза на крыльчатку. Для того чтобы не потерялось место установки, на крыльчатке делается специальная метка.

Установка груза на крыльчатку

  1. Третий пуск вентилятора, фиксация изменения параметров вибрации на крыльчатке. Выключение вентилятора.
  2. Подбор грузиков по весу согласно показаниям компьютера. Навешивание грузиков на элементы вентилятора с учетом показателей программы. Она выдает данные не только о массе груза, но и об угле его фиксации по отношению к ранее установленным подгрузам. Угол смещения определяется только по ходу вращения крыльчатки.

  1. Первый пробный пуск после балансировки вентилятора. Проверка данных на компьютере.
  2. Дополнительная балансировка согласно новым данным о показателях вибрации.
  3. Второй запуск вентилятора, контроль фактических результатов балансировки.

Если параметры не выходят за поля нормируемых допусков, то процесс балансировки вентилятора считается оконченным.

Какие факторы влияют на величину вибрации
  1. Состояние крыльчатки. Оказывает самое большое влияние на балансировку агрегата. Превышение допустимых норм может быть следствием нарушения технологии изготовления отдельных элементов, неправильная статическая балансировка или некачественная сборка лопастей на рабочее колесо.
  2. Нестандартные приводные ремни, если они предусмотрены в приводе вентилятора. Ремни становятся причиной разбалансировки во время эксплуатации агрегата.
  3. Некачественный корпус подшипника, отсутствие смазки подшипника качения.
  4. Недостаточное усилие затягивание отдельных частей корпуса.

Изготовители вентиляторов не несут ответственности за разбалансировку, появившуюся в результате неправильного монтажа или эксплуатации вентилятора. Для предупреждения негативных явлений потребители должны постоянно проверять состояние его частей и не допускать чрезмерного износа лопастей и подшипников. Кроме того, все элементы должны периодически очищаться от пыли и грязи. Появление критических вибраций свидетельствует о полной разбалансировке вентилятора, эксплуатировать такой агрегат категорически запрещается. Повторное включение возможно только после выполнения полного комплекса ремонтных и регламентных работ по восстановлению заводских параметров балансировки.

Документальное оформление балансировки вентиляторов

По требованию потребителей и после согласования с условиями договора заказчику может предоставляться акт балансировки вентилятора с указанием следующей информации:

  1. Способ монтажа ротора, метод балансировки (статический или динамический), масса крыльчатки в сборе.
  2. Показатели остаточного дисбаланса по каждой плоскости коррекции, класс точности балансировки согласно действующим стандартам.
  3. Критерии приемки и сертификат на выполненные работы по балансировке.

Дополнительно могут описываться методы и измерительные приборы, используемые во время балансировки вентилятора. Документ содержит перечень использованных измерительных средств, способ фиксации датчиков, технические параметры вентилятора, тип опоры и зафиксированную остаточную вибрацию.

Процесс балансировки вентилятора (видео)

Также мы производим

Воздуховоды хим стойкие

В разделе представлены цилиндрические и прямоугольные воздуховоды. Специалисты и менеджеры компании Пласт Продукт помогут подобрать и рассчитают цену любой интересующей вас продукции. Воздуховоды применяются на промышленных и бытовых объектах, устойчивы к химии и коррозии.

Вентиляторы промышленные коррозионностойкие и химстойкие

Промышленные химически стойкие вентиляторы Plast-Product – предназначенные для гальванических цехов и производственных помещений с агрессивными испарениями. Производятся из хим стойких пластиков Полипропилен ПНД, ПВХ и ПВДФ. Материал и характеристики подбираются в зависимости от задач заказчика.

Фильтры волокнистые гальванические (ФВГ, ФКГ)

Фильтры волокнистые гальванические предназначены для высокоэффективной очистки воздушных вентиляционных выбросов от жидких и растворимых в воде твердых аэрозольных частиц и паров в гальванических, травильных и химических производствах; из вытяжных шкафов, лабораторных помещений; моечных камер для струйной обработки поверхностей. Могут использоваться в пищевой промышленности.

Скруббер

Компания Plast-Product производит скрубберы абсорберы и центробежно-барботажные установки, аппараты которые используются для очистки воздуха от пыле-газо-воздушных смесей и токсичных испарений.

Если вас интересует стоимость изготовления продукции, отправьте нам техническое задание на почту info@plast‑product.ru или позвоните по телефону 8 800 555‑17‑56

RU2208712C2 — Осевой вентилятор — Google Patents

Publication number RU2208712C2 RU2208712C2 RU2000126488/06A RU2000126488A RU2208712C2 RU 2208712 C2 RU2208712 C2 RU 2208712C2 RU 2000126488/06 A RU2000126488/06 A RU 2000126488/06A RU 2000126488 A RU2000126488 A RU 2000126488A RU 2208712 C2 RU2208712 C2 RU 2208712C2 Authority RU Russia Prior art keywords fan blade blades plane angle Prior art date 1998-03-23 Application number RU2000126488/06A Other languages English ( en ) Other versions RU2000126488A ( ru Inventor Алессандро СПАДЖАРИ Original Assignee Спал С.Р.Л. Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.) 1998-03-23 Filing date 1999-03-18 Publication date 2003-07-20 Family has litigation First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=26149914&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=RU2208712(C2) «Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License. 1998-03-23 Priority claimed from EP98830169A external-priority patent/EP0945627B1/en 1999-03-18 Application filed by Спал С.Р.Л. filed Critical Спал С.Р.Л. 2002-09-20 Publication of RU2000126488A publication Critical patent/RU2000126488A/ru 2003-07-20 Application granted granted Critical 2003-07-20 Publication of RU2208712C2 publication Critical patent/RU2208712C2/ru

Links

Images

Classifications

    • F — MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04 — POSITIVE — DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D — NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00 — Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26 — Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/32 — Rotors specially for elastic fluids for axial flow pumps
    • F — MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04 — POSITIVE — DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D — NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00 — Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26 — Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/32 — Rotors specially for elastic fluids for axial flow pumps
    • F04D29/38 — Blades
    • F04D29/384 — Blades characterised by form
    • Y — GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10 — TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10S — TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10S416/00 — Fluid reaction surfaces, i.e. impellers
    • Y10S416/02 — Formulas of curves

    Abstract

    Осевой вентилятор содержит центральную ступицу, большое количество лопаток, которые имеют корневую часть и концевую часть. Согласно одному из вариантов осуществления лопатки отстоят друг от друга на неодинаковые углы, которые могут изменяться от 0,5% до 10% по сравнению с конфигурацией с равными промежуточными углами (θ=) для вентиляторов с таким же количеством лопаток. Предпочтительно, чтобы лопатки были ограничены выпуклой кромкой, проекция которой на плоскость вращения вентилятора определяется параболическим сегментом, и вогнутой кромкой, проекция которой на плоскость вращения вентилятора образована дугой окружности. Изобретение при своем использовании обеспечивает низкий уровень шума, высокий кпд и легкую балансировку колеса вентилятора. 10 з.п. ф-лы, 2 табл., 10 ил.

    Description

    Изобретение относится к осевому вентилятору для перемещения воздуха через теплообменник, предназначенному для использования в охлаждающих и нагревательных системах автомобилей.

    Вентиляторы этого типа должны отвечать определенным требованиям, среди которых низкий уровень шума, высокий коэффициент полезного действия, малые размеры и способность обеспечения удовлетворительных величин напора и подачи.

    В европейском патенте ЕР-0553598В на имя заявителя настоящей заявки на патент раскрыт вентилятор с лопатками, которые имеют равные промежуточные углы. Лопатки имеют неизменную длину хорды по всей их длине и ограничены у передней и задней кромок двумя кривыми, которые в проекции на плоскость вращения колеса вентилятора представляют собой две дуги окружности.

    Хотя вентиляторы, изготовленные согласно этому патенту, позволяют добиться хороших результатов в отношении коэффициента полезного действия и низкого звукового давления, распределение шума может оказывать раздражающее действие на ухо человека.

    Фактически, когда лопатки отстоят друг от друга через одинаковые углы, имеют место случаи резонанса с основной гармоникой, частота которой представляет собой произведение количества оборотов в секунду колеса вентилятора и количества лопаток. Этот резонанс приводит к свистящему шуму, который может раздражать ухо человека.

    Хотя ощущение раздражения, вызываемого звуком, в основном носит субъективный характер, по существу имеется две причины, которые влияют на распределение шума: степень звукового давления, то есть интенсивность шума, и то, как он распределяется в отношении тональности. В результате шумы малой интенсивности также могут стать раздражителем, если распределение тональности шума отличает их от фоновых шумов.

    Для решения этой проблемы изготавливают вентиляторы с лопатками, отстоящими друг от друга на неодинаковые углы.

    При проведении расчетов средних значений интенсивности звука на различных частотах для лопаток, отстоящих друг от друга на неодинаковые углы, получаемый шум почти равен шуму для лопаток, отстоящих друг от друга на одинаковые углы. Однако разное распределение тональности шума обеспечивает повышение акустического комфорта. Но вентиляторы с лопатками, отстоящими друг от друга на неодинаковые углы, имеют ряд недостатков.

    Первый недостаток заключается в том, что во многих случаях коэффициент полезного действия вентиляторов с лопатками, отстоящими друг от друга на неодинаковые углы, меньше коэффициента полезного действия вентиляторов с лопатками, отстоящими друг от друга на одинаковые углы, меньше коэффициента полезного действия вентиляторов с лопатками, отстоящими друг от друга на одинаковые углы.

    Другой недостаток заключается в том, что колесо вентилятора с лопатками, отстоящими друг от друга на неодинаковые углы, может оказаться неуравновешенным.

    Задача настоящего изобретения заключается в создании усовершенствованного осевого вентилятора с весьма низким уровнем шума.

    Другая задача настоящего изобретения заключается в том, чтобы создать усовершенствованный осевой вентилятор с высокими значениями коэффициента полезного действия, напора и подачи.

    Еще одна задача настоящего изобретения заключается в создании усовершенствованного осевого вентилятора, колесо которого по существу легко балансируется.

    Согласно одному из аспектов настоящего изобретения раскрыт осевой вентилятор, указанный в независимом пункте формулы изобретения. Зависимые пункты формулы изобретения относятся к предпочтительным, обеспечивающим преимущество вариантам осуществления конструкции согласно изобретению.

    Далее изобретение будет описано со ссылками на прилагаемые чертежи, которые иллюстрируют предпочтительные варианты его осуществления без ограничения объема изобретения и на которых:
    на фиг. 1 представлен вид спереди варианта осуществления, раскрытого в этом изобретении;
    на фиг.2 — вид спереди геометрических отличительных признаков лопатки в некоторых из вариантов осуществления вентилятора, раскрытого в настоящем изобретении;
    на фиг.3 представлены сечения лопатки вентилятора в некоторых вариантах осуществления этого изобретения, взятые через систематические интервалы, начиная от ступицы и до окончания лопатки;
    на фиг. 4 представлен вид в перспективе других геометрических отличительных признаков лопатки некоторых вариантов осуществления вентилятора, раскрытого в этом изобретении;
    на фиг. 5 в увеличенном масштабе подробно представлена часть колеса и взаимосвязанного с ним канала в некоторых вариантах осуществления согласно этому изобретению;
    на фиг.6 — вид спереди другого варианта осуществления согласно настоящему изобретению;
    на фиг. 7 показана диаграмма, представляющая в декартовых координатах выпуклую кромку лопатки вентилятора в некоторых из вариантов осуществления согласно настоящему изобретению;
    на фиг.8 — диаграмма, показывающая изменения угла лопатки в различных ее сечениях как функцию радиуса вентилятора в некоторых из вариантов осуществления согласно этому изобретению;
    на фиг.9 представлен вид спереди другого варианта осуществления согласно этому изобретению;
    на фиг.10 — схематический вид спереди, который определяет промежуточные углы между лопатками в некоторых из вариантов осуществления согласно этому изобретению.

    Термины, используемые для описания вентилятора, можно охарактеризовать следующим образом:
    хорда (L) представляет собой длину прямолинейного отрезка, стягиваемого дугой, проходящей от передней кромки к задней кромки по аэродинамическому профилю сечения лопатки, полученного путем пересечения лопатки с цилиндром, ось которого совпадает с осью вращения вентилятора и радиус r которого совмещается с точкой Q;
    центральная линия или линия (МС) средней хорды лопатки представляет собой линию, соединяющую средние точки хорд L с различными лучами;
    угол (δ) развертки, измеренный в данной точке Q характеристической кривой лопатки, например кривой, изображающей заднюю кромку лопатки вентилятора, представляет собой угол, создаваемый лучом, исходящим из центра вентилятора к рассматриваемой точке Q, и касательной к кривой в той же самой точке Q;
    угол скоса или угол чистого углового смещения (α) характеристической кривой лопатки представляет собой угол между лучом, проходящим через характеристическую кривую, например кривую, представляющую собой центральную линию или линию средней хорды лопатки, к ступице вентилятора, и лучом, проходящим через характеристическую кривую у конца лопатки;
    угол (θ) промежутка между лопатками представляет собой угол, измеренный в центре вращения между лучами, проходящими через соответствующие точки каждой лопатки, например кромку в конце лопаток;
    угол (β) установки лопатки представляет собой угол между плоскостью вращения вентилятора и прямой линией, соединяющей переднюю кромку с задней кромкой аэродинамического профиля сечения лопатки;
    относительный шаг (P/D) представляет собой отношение между шагом спирали, то есть величиной, на которую рассматриваемая точка (Q) смещена в осевом направлении, то есть P = 2•π•r•tan(β), где r представляет собой длину луча к точке Q, а β представляет собой угол установки лопатки в точке Q, и максимальным диаметром вентилятора;
    изгиб (f) профиля представляет собой самый длинный прямолинейный отрезок, перпендикулярный хорде L, измеренный от хорды L до линии изгиба лопатки; положение изгиба f профиля относительно хорды L может быть выражено как процентное отношение длины самой хорды;
    отклонение (V) представляет собой осевое смещение лопатки от плоскости вращения вентилятора, включая не только смещение всего профиля от плоскости вращения, но также и осевого компонента вследствие кривизны лопатки, если это вообще требуется, также в осевом направлении.

    Если обратиться к прилагаемым чертежам, то согласно им вентилятор 1 вращается вокруг оси 2 и содержит центральную ступицу 3 с прикрепленным большим количеством лопаток 4, изогнутых в плоскости вращения ХУ вентилятора 1. Лопатки 4 имеют корневую часть 5 и концевую часть 6 и ограничены выпуклой кромкой 7 и вогнутой кромкой 8.

    Поскольку удовлетворительные результаты в отношении коэффициента полезного действия, уровня шума и напора достигаются посредством вращения вентилятора, выполненного согласно настоящему изобретению, как в одном, так и в другом направлении, выпуклая кромка 7 и вогнутая кромка 8 могут представлять собой переднюю кромку или заднюю кромку лопатки.

    Другими словами, вентилятор 1 может вращаться таким образом, что перемещаемый воздух вначале встречается с выпуклой кромкой 7, а затем с вогнутой кромкой 8, либо наоборот, вначале с вогнутой кромкой 8, а затем с выпуклой кромкой 7.

    Очевидно, что аэродинамический профиль сечения лопатки должен быть ориентирован согласно режиму работы вентилятора 1, то есть согласно тому, с какой из кромок — выпуклой 7 или вогнутой 8, воздушный поток встречается первым.

    На конце 6 лопаток 4 должно быть установлено упрочняющее кольцо 9. Кольцо 9 усиливает комплект лопаток 4, например, за счет предотвращения изменения угла β лопатки 4 в зоне конца лопатки, принимая во внимание аэродинамические нагрузки. Кроме того, кольцо 9 в сочетании с каналом 10 ограничивает завихрение воздуха вокруг вентилятора и уменьшает вихри в конце 6 лопаток 4; как известно, эти вихри образуются за счет разности давлений на двух поверхностях лопатки 4.

    С этой целью кольцо 9 имеет утолщенную выступающую часть 11, которую устанавливают в сопрягающееся с ней посадочное место 12, выполненное в канале 10. Расстояние (а), весьма малое в осевом направлении, между утолщенной частью 11 и посадочным местом 12 совместно с лабиринтной формой части между двумя элементами уменьшает воздушный вихрь на конце лопаток вентилятора.

    Кроме того, специальная посадка между наружным кольцом 9 и каналом 10 обеспечивает возможность соприкосновения двух частей друг с другом с уменьшением при этом осевых перемещений вентилятора.

    В целом кольцо 9 имеет форму сопла, то есть его внутреннее сечение больше сечения, через которое воздух проходит у конца лопаток 4. Большая поверхность всасывания позволяет сохранять постоянную скорость текущего воздуха за счет компенсации сопротивления потоку.

    Однако, как показано на фиг.6, вентилятор, выполненный согласно настоящему изобретению, необязательно должен быть оснащен наружным усиливающим кольцом и взаимосвязанным с ним каналом.

    Лопатка 4 в проекции на плоскость вращения ХУ вентилятора 1 имеет описанные ниже геометрические характеристики.

    Угол (В) у центра, считая за центр геометрический центр вентилятора, совпадающий с осью вращения 2 вентилятора, соответствующий ширине лопатки 4 у корневой части 5, вычисляют с использованием зависимости, учитывающей зазор, который должен существовать между двумя смежными лопатками 4. Фактически, поскольку вентиляторы этого типа предпочтительно изготавливают из пластика, используя литьевое формование, лопатки в форме не должны перекрывать друг друга, поскольку в ином случае форма, используемая для изготовления вентилятора, должна быть весьма сложной, а вследствие этого неизбежно увеличиваются производственные затраты.

    Кроме того, следует помнить о том, что, особенно в случае применения на автомобилях, вентиляторы не находятся в работе постоянно, поскольку большую часть времени работы двигателя теплообменники, с которыми связаны вентиляторы, охлаждаются потоком воздуха, создаваемым при движении самого автомобиля. Поэтому должна быть обеспечена возможность свободного течения воздуха через вентилятор даже тогда, когда вентилятор не вращается. Это достигается за счет обеспечения относительно широкого зазора между лопатками вентилятора. Другими словами, лопатки вентилятора не должны формировать экран, который бы препятствовал охлаждающему действию воздушного потока, создаваемого при движении автомобиля. Зависимость, используемая для вычисления угла (В) в градусах, такова:
    В=(360 o /количество лопаток) — К; Kmin=J (диаметр ступицы; высота профиля лопатки у ступицы).

    Угол (К) представляет собой фактор, который учитывает минимальное расстояние, которое должно быть обеспечено между двумя смежными лопатками для предотвращения их перекрытия друг другом в течение формования, и является функцией диаметра ступицы: чем больше диаметр ступицы, тем меньше угол (К). На величину угла (К) также может влиять высота профиля лопатки у ступицы.

    Приведенное ниже описание, изложенное лишь в качестве примера без каких-либо ограничений на объем идеи изобретения, относится к варианту осуществления вентилятора, выполненного в соответствии с настоящим изобретением. Как показано на прилагаемых чертежах, вентилятор имеет семь лопаток, ступицу диаметром порядка 140 мм и наружный диаметр, соответствующий диаметру наружного кольца 9, составляющий 385 мм.

    Угол (В), соответствующий ширине лопатки у ступицы и вычисляемый, используя эти значения, составляет 44 o .

    Далее будет описана геометрия лопатки 4 вентилятора 1: лопатку 4 вначале определяют в виде проекции на плоскость вращения ХУ вентилятора 1 и затем проекцию лопатки 4 на плоскость ХУ перемещают в пространстве.

    Что касается подробностей, показанных на фиг. 2, то геометрическая конструкция лопатки 4 согласно фигуре заключается в изображении биссектрисы 13 угла (В), который, в свою очередь, ограничен лучом 17 слева и лучом 16 справа. Также проведены луч 14, повернутый в направлении против часовой стрелки на угол А= 3/11В относительно биссектрисы 13, и луч 15, также повернутый в направлении против часовой стрелки на угол (А), но относительно луча 16. Таким образом два луча 14, 15 повернуты на угол А=3/11В, то есть на A=12 o .

    Пересечения лучей 17 и 16 со ступицей 3, и пересечения лучей 14 и 15 с наружным кольцом 9 вентилятора (или с кругом, по диаметру равным наружному кольцу 9), образуют четыре точки (M, N, S, T), лежащие в плоскости ХУ, которые определяют проекцию лопатки 4 вентилятора 1. Проекция выпуклой кромки 7 также определяется у ступицы первой касательной 21, наклоненной под углом С= 3/4А, то есть под углом С=9 o , относительно луча 17, проходящего через точку (М) у ступицы 3.

    Как можно видеть на фиг.2, угол (С) измеряют в направлении по часовой стрелке относительно луча 17, и поэтому первая касательная 21 находится перед лучом 17, когда выпуклая кромка 7 первой встречает воздушный поток, либо позади луча 17, когда выпуклая кромка 7 последней встречает воздушный поток, то есть когда первой встречает воздушный поток кромка 8.

    У наружного кольца 9 выпуклая кромка 7 также определяется второй касательной 22, которая наклонена под углом (W), равным 6 углам (А), то есть 72 o , относительно луча 14, проходящего через точку (N) у наружного кольца 9. Как показано на фиг.2, угол (W) измеряют в направлении против часовой стрелки относительно луча 14 и поэтому вторая касательная 22 находится впереди, когда выпуклая кромка 7 первой встречает воздушный поток, либо позади луча 14, когда выпуклая кромка 7 последней встречает воздушный поток, то есть когда первой встречает воздушный поток кромка 8.

    На практике проекция выпуклой кромки 7 представляет собой касательную к первой касательной 21 и ко второй касательной 22, и отличается кривой с одной выпуклой частью без точек перегиба. Кривая, которая определяет проекцию выпуклой кромки 7, представляет собой параболу следующего типа:
    У=ах 2 +bх+с.

    В представленном варианте осуществления конструкции парабола определяется следующим уравнением:
    У=0,013x 2 -2,7x+95,7.

    Это уравнение определяет кривую, представленную в декартовой системе координат, показанную на фиг.7, как функция взаимосвязанных переменных х и у плоскости ХУ.

    Если вновь обратиться к фиг.2, то концевые точки параболы определяются касательными 21 и 22 в точках (М) и (N), а зона максимальной выпуклости представляет собой зону, ближайшую к ступице 3.

    Эксперименты показывают, что выпуклая кромка 7 с ее параболической проекцией на плоскость вращения ХУ вентилятора обеспечивает превосходные характеристики в отношении коэффициента полезного действия и уровня шума.

    Что касается проекции вогнутой кромки 8 лопатки 4 на плоскость ХУ, то может быть использована какая-либо кривая второй степени, расположенная таким образом, чтобы определять вогнутость. Например, проекция вогнутой кромки 8 может быть определена параболой, подобной параболе выпуклой кромки 7 и расположенной фактически таким же образом.

    В предпочтительном варианте осуществления конструкции кривая, определяющая проекцию вогнутой кромки 8 на плоскость ху представляет собой дугу окружности, радиус (Rcu) которой равен радиусу (R) ступицы, причем в случае описанного здесь практического применения величина этого радиуса составляет 70 мм.

    Как показано на фиг.2, проекция вогнутой кромки 8 ограничена точками (S) и (Т), и представляет собой дугу окружности, радиус которой равен радиусу ступицы. Следовательно, проекция вогнутой кромки 8 полностью определена в отношении геометрии.

    На фиг.3 представлены одиннадцать профилей 18, характеризующих одиннадцать сечений лопатки 4, выполненных через равные интервалы слева направо, то есть от ступицы 3 к наружной кромке 6 лопатки 4. Профили 18 имеют некоторые общие характеристики, но все они геометрически различны, чтобы обеспечивалась возможность приспосабливания к аэродинамическим условиям, которые фактически представляют собой функцию положений профилей в радиальном направлении. Характеристики, общие для всех профилей лопаток, особенно подходят для достижения высокого коэффициента полезного действия и высокого напора, а также низкого шума.

    Первые профили слева изогнуты по дуге в большей степени и имеют больший угол (β) установки лопатки, поскольку из-за нахождения ближе к ступице их линейная скорость меньше, чем скорость наружных профилей.

    Профили 18 имеют поверхность 18а, содержащую первоначальный прямолинейный отрезок. Этот прямолинейный отрезок предназначен для обеспечения плавного вхождения воздушного потока, за счет чего предотвращается «удар» лопатки воздухом, который мог бы препятствовать получению плавного воздушного потока, а следовательно, привел бы к повышению шума и понижению коэффициента полезного действия. На фиг. 3 этот прямолинейный отрезок отмечен (t), а его длина составляет от 14% до 17% длины хорды (L).

    Остальная часть поверхности 18а, по существу, составлена дугами окружности. Проходя от профилей, находящихся вблизи от ступицы, к профилям, находящимся у конца лопатки, дуги окружности составляют поверхность 18а, становясь больше и больше по радиусу, то есть кривизна (f) профиля лопатки 4 уменьшается.

    Что касается хорды (L), то кривизна (f) профиля располагается в месте, отмеченном на фиг. 3 как (If), составляя между 35 и 47% общей длины хорды (L). Эта длина должна быть измерена от кромки профиля, которая первой встречает воздушный поток.

    Обратная сторона 18b лопатки образуется кривой таким образом, что максимальная толщина (Gmax) профиля располагается в зоне, составляющей между 15 и 25% общей длины хорды лопатки, а предпочтительно у 20% длины хорды (L). В этом случае эта длина также должна быть измерена от кромки профиля, которая первой встречает воздух.

    Перемещаясь от профилей, ближних к ступице, где максимальная толщина (Gmax) имеет свое наивысшее значение, толщина профиля 18 уменьшается с постоянным коэффициентом к профилям у конца лопатки, где она уменьшена примерно на четверть своего значения. Максимальная толщина (Gmax) уменьшается соответственно фактически линейному изменению как функции радиуса вентилятора. Профили 18 сечений лопатки 4 у самой дальней от центра части вентилятора 1 имеют наименьшее значение (Gmax) толщины, поскольку их аэродинамические характеристики должны обеспечивать их пригодность для повышенных скоростей. Таким образом, профиль оптимизирован в отношении линейной скорости сечения лопатки, причем очевидно, что эта скорость увеличивается с увеличением радиуса вентилятора.

    Длина хорды (L) профилей (18) также изменяется как функция радиуса.

    Длина (L) хорды достигает своего наивысшего значения в средней части лопатки 4 и уменьшается к концу 6 лопатки, с тем чтобы уменьшить аэродинамическую нагрузку на самую удаленную от центра часть лопатки вентилятора, а также чтобы облегчить прохождение воздуха, когда вентилятор не работает, о чем говорилось выше.

    Угол (β) установки лопатки также изменяется как функция радиуса вентилятора. В частности, угол (β) уменьшается согласно квазилинейному закону.

    Закон изменения угла (β) установки лопатки может быть выбран в соответствии с аэродинамической нагрузкой, требуемой на самой удаленной от центра части лопатки вентилятора.

    В предпочтительном варианте осуществления конструкции изменение угла (β) установки лопатки как функция радиуса (r) вентилятора следует кубическому закону, определяемому уравнением:
    (β)=-7•10 -6 •r 3 +0,0037•r 2 -0,7602r+67,64.

    Закон изменения (β) как функции радиуса (r) вентилятора представлен на диаграмме, показанной на фиг.8. На фиг.4 показано, как проекция лопатки 4 в плоскости ХУ перемещается в пространстве. Лопатка 4 имеет отклонение V относительно плоскости вращения вентилятора 1.

    На фиг. 4 представлены сегменты, соединяющие точки (M’, N’) и (S’, T’) лопатки (4).

    Эти точки (М’, N’, S’, Т’) получают исходя от точек (M, N, S, T), которые лежат в плоскости ХУ, и проводя перпендикулярные отрезки (М, М’), (N, N’), (S, S’), (Т, Т’), которые таким образом определяют отклонение (V) или иными словами смещение лопатки 4 в осевом направлении. Кроме того, в предпочтительном варианте осуществления конструкции каждая лопатка 4 имеет форму, определяемую дугами 19 и 20, показанными на фиг.4. Эти дуги 19 и 20 представляют собой дуги окружности, кривизну которых вычисляют как функцию длины прямолинейных отрезков (M’, N’) и (S’, T’). Как показано на фиг.4, дуги 19 и 20 смещены относительно соответствующих прямолинейных отрезков (M’, N’) и (S’, T’) на длины соответственно (h1) и (h2). Эти длины (h1) и (h2) измеряют на перпендикуляре к плоскости вращения ХУ вентилятора 1 и вычисляют как процентное отношение самих отрезков (М’, М’) и (S’, T).

    Пунктирные линии на фиг. 4 представляют собой кривые — параболический сегмент и дугу окружности, взаимосвязанные с выпуклой кромкой 7 и с вогнутой кромкой 8.

    Отклонение V лопатки 4 как в отношении ее компонента осевого смещения, так и в отношении кривизны, позволяет откорректировать изгибы лопатки вследствие аэродинамической нагрузки и уравновесить аэродинамические моменты на лопатках таким образом, чтобы получить равномерный осевой воздушный поток, распределенный по всей передней поверхности вентилятора.

    Все характерные величины лопатки вентилятора соответственно описанному варианту осуществления конструкции сведены в табл.1, где r представляет собой общий радиус вентилятора, а последующие геометрические переменные относятся к соответствующему значению радиуса:
    L обозначает длину хорды;
    f — изгиб профиля;
    t — первоначальный прямолинейный отрезок сечения лопатки;
    1f — положение изгиба профиля относительно хорды L;
    β — угол профиля сечения лопатки, выраженный в градусах;
    х и у обозначают декартовы координаты в плоскости ХУ параболической кромки лопатки.

    Эксперименты, проведенные для сравнения обычных вентиляторов с вентиляторами, которые выполнены согласно вариантам осуществления конструкции, в которых используют лопатки, отстоящие на одинаковые углы θ, показывают, что происходит уменьшение мощности звука примерно на 25-30%, измеренной в дб(А), с улучшением акустического комфорта.

    Кроме того, при одних и тех же условиях подачи воздуха вентиляторы, выполненные согласно вариантам осуществления конструкции с лопатками, отстоящие на равные углы θ, развивают напор, значения которого до 50% выше по сравнению с обычными вентиляторами этого типа.

    В вентиляторах, выполненных согласно вариантам осуществления конструкции с лопатками, отстоящими на равные углы θ, при переходе от задней стороны лопаток к их передней конфигурации отсутствуют заметные изменения уролвня шума. Кроме того, при определенных условиях работы вентилятора, в частности при высоком диапазоне напора, передняя конфигурация лопаток обеспечивает подачу на 20-25% больше, чем задняя конфигурация лопаток.

    На фиг.9 и 10 представлен другой вариант осуществления конструкции вентилятора 30, содержащего колесо 31 с лопатками 34, отстоящими на неодинаковые углы θ. Вариант осуществления конструкции с лопатками, отстоящими на неодинаковые углы θ, дополнительно повышает акустический комфорт. Разное распределение шума от вентилятора, выполненного согласно этому варианту осуществления конструкции, делает его даже более приятным для уха человека.

    Если обратиться к фиг.9 и 10, то колесо 31 имеет семь лопаток 34, расположенных на следующих углах, выраженных в градусах:
    θ1= 55,381; θ2= 47,129; θ3-50,727; θ4=55,225; θ5=50,527; θ6=48,729, θ7= 52,282.

    Если колесо 31 имеет лопатки (34), отстоящие на равные углы, или как у вентиляторов согласно фиг. 1 и 6, то промежуточный угол будет составлять θ= ==360 o /7=51,429 o .

    В табл. 2 указаны значения неравных углов θi. n, θ=, а также абсолютные отклонения и отклонения, выраженные в процентном отношении, величин неравных углов θi. n, по сравнению с соответствующим значением равного угла θ= для вентилятора с семью лопатками.

    Точнее, во второй колонке приведены значения углов θi, . n, согласно представленному варианту осуществления конструкции; в третьей колонке приведены значения углов θ=, когда все углы равны; в четвертой колонке приведена алгебраическая разность или приведено алгебраическое отклонение значений углов, указанных во второй и третьей колонках; в пятой колонке приведено значение отклонения четвертой колонки, выраженное в виде процентного отношения углов в третьей колонке θ=.
    Таблица показывает, что процентное и алгебраическое отклонение углов относительно невысоко по сравнению конфигурацией лопаток, отстоящих на равные углы. Согласно представленному варианту осуществления конструкции значения процентного отклонения промежуточных углов между лопатками должны находиться между 0,5 и 10%.

    Следовательно, даже если достигается улучшение шумовых характеристик, коэффициент полезного действия колеса с лопатками, отстоящими на одинаковые углы, фактически остается тем же самым.

    Как более подробно показано ниже, если процентные значения отклонения сохраняются в этих пределах, колеса, которые по существу уравновешены, могут быть выполнены даже с любым количеством лопаток n, большим трех, и поэтому отличаются от колеса 31, которое имеет семь лопаток, как показано в примере. Даже в вариантах осуществления конструкции, выполненных с количеством лопаток 34, отличающимся от семи, и с такими ограничениями, которые касаются углового промежутка, достигаются хорошие результаты в отношении коэффициента полезного действия и уровня шума.

    Шум, создаваемый вентиляторами, выполненными с упомянутыми выше углами θi, . n, имеет почти такую же интенсивность, но в меньшей степени раздражает ухо человека. Хорошие результаты, касающиеся обеспечения шума, не вызывающего раздражения, были достигнуты для конфигурации передней части лопаток и для конфигурации задней части лопаток.

    Предпочтительно, чтобы конфигурация лопаток 34, упомянутая выше, могла быть использована в сочетании с лопатками 4 с параболической кромкой 7 других вариантов осуществления конструкции, упомянутых ранее. Кроме того, в этом случае значения напора, подачи и коэффициента полезного действия фактически неизменны.

    Другое преимущество этой конфигурации заключается в том, что центр тяжести всегда находится на оси 32 вращения вентилятора 30. В аналитическом виде, считая системой отсчета систему, начало которой находится на оси вращения, справедливо следующее:

    где Хg и Yg представляют собой декартовы координаты центра тяжести колеса 30 вентилятора, а mi, Xi, Yi, соответственно представляют собой массу и декартовы координаты центра тяжести каждой лопатки 34.

    Для показанного на фиг.9 и 10 примера колеса 31с числом n лопаток одинаковой массы m формула такова:

    В случае этой конфигурации может быть получено колесо 31, уже фактически сбалансированное без необходимости влияния на массу лопаток 34, или какое-либо подобное влияние для уравновешивания колес такого типа, в которых лопатки отстоят друг от друга на неодинаковые углы. Следовательно, обеспечиваются преимущества в отношении простоты и экономичности конструкции.

    Claims ( 11 )

    1. Осевой вентилятор (1; 30), вращающийся в плоскости (ХY) и содержащий центральную ступицу (3; 33), множество (n) лопаток (4; 34), составляющее более трех, при этом каждая лопатка имеет корневую часть (5; 35) и концевую часть (6; 36), причем лопатки (4; 34) также ограничены первой кромкой (7; 37) и второй кромкой (8; 38) и состоят из участков с аэродинамическими профилями (18), у которых угол (β) установки лопатки постепенно и непрерывно уменьшается от корневой части (5; 35) к концевой части (6; 36) лопатки (4; 34), при этом угол (β) установки лопатки определяется как текущий угол между плоскостью вращения (ХY) и прямой линией, соединяющей переднюю кромку и заднюю кромку аэродинамического профиля (18) каждого участка лопатки, причем лопатки (4; 34) отстоят друг от друга на неодинаковые углы (θi. n), отличающийся тем, что эти неодинаковые промежуточные углы (θi. n) могут изменяться в процентном отношении (θ%) на величины, находящиеся между 1,5 и 8,5% по сравнению с конфигурацией с равными промежуточными углами (θ=) для вентиляторов с тем же самым количеством (n) лопаток, т.е.

    Figure 00000006

    так что вентилятор (30), по существу, сбалансирован естественным образом, тем, что проекция выпуклой кромки (7) на плоскость (ХY) определяется параболическим сегментом и что проекция вогнутой кромки (8) на плоскость (ХY) определяется геометрической кривой второй степени.

    2. Вентилятор по п. 1, отличающийся тем, что он содержит семь лопаток (34), и что неравные промежуточные углы (θi. n) лопаток (34) имеют следующие значения, выраженные в градусах: θ1=55,381; θ2=47,129; θ3=50,727; θ4= 55,225; θ5=50,527; θ6=48,729; θ7=52,282.

    3. Вентилятор по любому из предшествующих пунктов, отличающийся тем, что проекция вогнутой кромки (8) на плоскость (ХY) определяется параболическим сегментом.

    4. Вентилятор по п.1, отличающийся тем, что проекция вогнутой кромки (8) на плоскость (ХY) определяется дугой окружности.

    5. Вентилятор по любому из предшествующих пунктов, отличающийся тем, что аэродинамические профили (18) имеют поверхность (18а), содержащую по меньшей мере один прямолинейный участок (t).

    6. Вентилятор по п. 5, отличающийся тем, что аэродинамические профили (18) имеют поверхность (18а), содержащую сегмент, следующий за первоначальным участком (t), который, по существу, составлен из дуг окружности.

    7. Вентилятор по п.5 или 6, отличающийся тем, что аэродинамические профили (18) имеют длину (L) хорды и заднюю часть (18b), определяемую выпуклой кривой, которая в сочетании с поверхностью (18а) определяет величину (Gmax) максимальной толщины профиля в зоне между 15 и 25% общей длины хорды (L), измеренной от кромки, которая первой встречает воздушный поток.

    8. Вентилятор по любому из предшествующих пунктов, отличающийся тем, что каждая лопатка (4) в проекции на плоскость (ХY) ограничена четырьмя точками (M, N, S, T), лежащими в плоскости (ХY), и определяется как функция угла (В) относительно ширины одной лопатки (4), стянутого у центра вентилятора, а также отличается тем, что четыре точки (M, N, S, T) определяются следующими характеристиками: точки (М) и (S) расположены у ступицы (3) или у корневой части (5) лопатки (4) и определяются лучами (16, 17), выходящими из центра вентилятора и формирующими угол (В); точка (N) расположена в конце (6) лопатки (4) и смещена в направлении против часовой стрелки на угол (А)=3/11(В) относительно биссектрисы (13) угла (В); точка (Т) расположена в конце (6) лопатки (4) и смещена в направлении против часовой стрелки на угол (А)= 3/11(В) относительно луча, выходящего из центра вентилятора и проходящего через точку (S).

    9. Вентилятор по п.8, отличающийся тем, что проекция выпуклой кромки (7) на плоскость (ХY) в точке (М) имеет первую касательную (21), наклоненную под углом (С), равным трем четвертям (А), относительно луча (17), проходящего через точку (М), а также тем, что проекция выпуклой кромки (7) на плоскость (ХY) в точке (N) имеет вторую касательную, наклоненную под углом (W), равным шести углам (А), относительно луча (14), проходящего через точку (N), при этом первая и вторая касательные (21, 22) находятся перед соответствующими лучами (17, 14), когда направление вращения вентилятора (1) таково, что выпуклая кромка (7) первой встречает воздушный поток, причем первая и вторая касательные (21, 22) расположены таким образом, чтобы определить кривую в плоскости (ХY), которая имеет одну выпуклую часть без точек перегиба.

    10. Вентилятор по любому из пп.4-9, отличающийся тем, что дуга окружности, образуемая проекцией вогнутой кромки (8) на плоскость (ХY), имеет радиус (Reu), равный радиусу (R) ступицы (3).

    11. Вентилятор по любому из предшествующих пунктов, отличающийся тем, что лопатки (4) образованы из участков, аэродинамические профили (18) которых имеют угол (β), постепенно и непрерывно уменьшающийся от корневой части (5) к концевой части (6) лопатки (4) в соответствии с кубическим законом изменения как функция радиуса.

    RU2000126488/06A 1998-03-23 1999-03-18 Осевой вентилятор RU2208712C2 ( ru )

    Applications Claiming Priority (4)

    Application Number Priority Date Filing Date Title
    EP98830169.3 1998-03-23
    EP98830169A EP0945627B1 ( en ) 1998-03-23 1998-03-23 Axial flow fan
    EP98124401.5 1998-12-23
    EP98124401A EP0945625B1 ( en ) 1998-03-23 1998-12-23 Axial flow fan

    Publications (2)

    Publication Number Publication Date
    RU2000126488A RU2000126488A ( ru ) 2002-09-20
    RU2208712C2 true RU2208712C2 ( ru ) 2003-07-20

    Как проверить вискомуфту вентилятора?

    Вариатор — что это?

    Конструкция автомобиля ‒ это сложная система, в которой не предусматриваются вечные запчасти. Поэтому каждый водитель должен знать, каким образом функционирует автомобиль, а также как ухаживать за его запчастями. В том числе и как проверить вискомуфту.

    Вискомуфта ‒ это запчасть, с которой владельцам транспортных средств приходится сталкиваться нечасто. Деталь отличается надежностью и редко ломается, поэтому не все водители ознакомлены с принципом ее работы.

    Что такое вискомуфта в автомобиле

    Принцип работы вискомуфты не отличается особой сложностью. Главная задача запчасти ‒ регулировка скорости оборотов вентилятора. Конструкция вискомуфты предусматривает наличие герметичного корпуса и рядов дисков ведущего и ведомого вала. Между дисками находится фиксированный зазор, который заполняет силиконовый материал.

    Если вас интересует, как работает вискомуфта, передача энергии идет от ведущего вала к вращательному. Скорость вращения вала напрямую зависит от вязкостных характеристик силиконовой жидкости, а параметр в свою очередь меняется в зависимости от температуры ДВС. Если мотор начинает нагреваться, то жидкость становится менее вязкой, что увеличивает скорость вращения вала.

    Чтобы точно узнать, что такое вискомуфта, также следует ознакомиться с возможными схемами запчасти. В автомобилестроении существует два наиболее распространенных варианта комплектующей. А вообще гидромуфта вентилятора, принцип работы которой вы узнали ранее, применяется не только в устройстве транспортных средств, но и в ряде других механизмов.

    Итак, вискомуфта бывает:

    1. С герметичным корпусом и наличием турбинных колес. Последний элемент находится на обоих валах. Между конструктивными элементами предусматривается небольшое свободное пространство, заполненное силиконовой жидкостью. Таким образом синхронизируется вращение колес.
    2. Вторая муфта вентилятора системы охлаждения также имеет герметичный корпус. Используется пара дисков, которые изначально не соприкасаются. Однако при повышении температуры ДВС расширяется силиконовая жидкость. Она прижимает диски, что увеличивает передачу крутящего момента.

    Для чего нужна вискомуфта

    Прежде чем узнать, как отремонтировать вискомуфту, следует также понимать, где именно может использоваться подобная запчасть. В конструкции автомобиля может быть несколько таких деталей, что является еще одной причиной узнать принцип работы вискомуфты вентилятора.

    Итак, в основном запчасть используется для двух основных целей:

    1. Для регулировки вентилятора ДВС. Подобная запчасть применяется все реже, поскольку признаки заклинившей вискомуфты часто проявляются как раз в летний период времени, когда повышается температура работы ДВС. Запчасть устанавливается на один шток с вентилятором. Однако сейчас вместо нее все чаще применяют электронный вентилятор, работа которого регулируется специальным датчиком через ЭБУ.
    2. Для подключения полного привода автомобиля. В кроссоверах принцип действия гидромуфты часто применяется для подобных целей, однако и здесь запчасть понемногу вытесняется более эффективными электромеханическими решениями.

    Гидромуфта, устройство которой вы могли узнать выше, несмотря на примитивный принцип работы, остается актуальной из-за нескольких основных причин:

    1. Стоимость запчасти достаточно низкая в сравнении с электронными аналогами.
    2. Регулировка вискомуфты вентилятора осуществляется достаточно просто. Однако при отсутствии навыков и знаний лучше обратиться к профессионалам.
    3. Признаки неисправности вискомуфты весьма заметны. Опытный водитель часто может определить причину поломки.
    4. Простой принцип работы вискомуфты системы охлаждения способствует повышенной надежности запчасти.
    5. Запчасть очень прочная. Герметичный корпус способен выдерживать высокие нагрузки. Достаточно часто деталь способна проработать больше 10 лет до первой поломки.

    Как проверить гидромуфту

    Если вас интересует, как проверить гидромуфту вентилятора, то процесс не отличается особой сложностью. Перед диагностикой запчасти сначала следует заглянуть в справочник автомобиля. В большинстве случаев проверка вискомуфты вентилятора осуществляется как на горячем, так и на холодном моторе. Процедура предусматривает выполнение водителем таких действий:

    1. Собственными усилиями попробовать прокрутить вентилятор. Для этого не нужно заводить мотор. Лопасти должны проворачиваться с заметным сопротивлением, при этом в движении должна полностью отсутствовать инерция.
    2. Завести ДВС и дать мотору прогреться. Далее подсунуть под лопасть сложенную бумагу. При исправной муфте лопасти должны остановиться, но бумага при этом существенно сдвинется.
    3. Принцип работы гидромуфты системы охлаждения напрямую зависит от вязкости силиконовой жидкости. Поэтому водитель может демонтировать запчасть и нагреть ее в воде (корпус ведь герметичный). Если лопасти после этого не сопротивляются вращению, значит внутри механизма осталось слишком мало силиконового вещества.
    4. Проверить запчасть на люфт. При его наличии деталь нужно поменять.

    Муфта вентилятора системы охлаждения: ремонт запчасти

    Если хотите узнать, что такое гидромуфта и как определить поломку запчасти, то для начала обратите внимание на такие признаки:

    • Вентилятор охлаждения работает с одинаковыми оборотами как на холодном, так и на горячем двигателе.
    • При работе вентилятор издает неприятные хрустящие и шипящие звуки.
    • Корпус вискомуфты потерял герметичность в результате механического повреждения, поэтому образовалась течь из силиконовой жидкости.
    • Двигатель начинает перегреваться, особенно это заметно в летний период времени.

    Если причина в низком уровне жидкости, то водитель может самостоятельно заменить вещество. Если интересует, чем заправить вискомуфту, то для этого применяются специальные силиконовые жидкости, которые продаются в магазинах автомобильных комплектующих.

    Процедура замены жидкости выглядит таким образом:

    1. Механизм демонтируется и разбирается.
    2. Вы уже узнали, как работает гидромуфта. Поэтому вполне логично, что нужно снять верхний диск, под которым находится пластинка с пружиной. Возле расположено отверстие. Именно туда нужно заливать вязкостную жидкость.
    3. Как правило, хватает 15 мл силиконовой жидкости.
    4. Процесс заливки следует выполнять максимально аккуратно, после чего нужно заново собрать и установить запчасть.

    Если слышится шум в работе запчасти, то следует поменять подшипник или всю деталь целиком. Чтобы запчасть не разлетелась на кусочки, нужно знать, как заклинить вискомуфту. Для этого нужно слить силиконовую жидкость, заменив ее на эпоксидный клей. Если вас интересует, можно ли ездить без вентилятора радиатора в работающем состоянии, то некоторое время использовать автомобиль можно. Главное, не затягивать с ремонтом.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *