От центра под углом. Устройство центробежного вентилятора

26.01.2021

Устройство центробежного вентилятора должно рассматриваться совместно с устройством всей системы вентиляции, так как некоторые конструкции центробежных вентиляторов выполняются для определенных задач (крышные вентиляторы, бытовые настенные вентиляторы и т.д.).

Рассматривая принцип работы центробежного вентилятора, который основан на перемещении воздуха из центра рабочего колеса в стороны, нужно учитывать особенности такой работы. То есть всасывание воздуха в корпус центробежного вентилятора может производиться через различные отверстия, и он подается в центр крыльчатки. Вращаюсь, крыльчатка распределяет воздух от центра к краям, тем самым создавая зону разряжения в центре и зону повышенного давления за пределами лопастей. Разряженная зона втягивает новый объем воздуха, а зона с повышенным давлением выталкивает воздух далее по вентиляционным каналам.

Но представленная схема не отражает всех особенностей конструкции и не может считаться полноценной. Для детального ознакомления необходимо разобрать конструкцию по элементам и выяснить их назначение.

Конструкция корпуса центробежного вентилятора

Корпус центробежного вентилятора может быть различным от классической «улитки» до современных каплеобразных моделей. Также корпуса могут содержать электрический двигатель внутри или иметь выход основного вала для подключения внешних приводов.

Конструкция корпуса предусматривает наличие входного отверстия, которое расположено в одной оси с рабочим колесом. Выходное отверстие обычно выполняется под углом 90° и со смещением (ось выходного отверстия является касательной к внешней окружности рабочего колеса). Это обусловлено наилучшим выбросом воздуха из центробежного вентилятора в таком направлении.

Но существуют другие конструкции корпусов центробежных вентиляторов, которые производят выброс в различных направлениях или с созданием воздушного потока в одной оси с входящим отверстием. Такая конструкция обладает меньшими габаритами и может использоваться в качестве канальных вентиляторов. Но такой принцип работы значительно уступает по производительности стандартной конструкции из-за большого количества поворотов направленности воздушного потока внутри устройства.

Конструкция рабочего колеса (крыльчатки) центробежного вентилятора

Рабочее колесо (или крыльчатка) центробежного вентилятора своим внешним видом напоминает колесо водяной мельницы. То есть стандартная (классическая) конструкция предполагает наличие одного сплошного диска и одного плоского кольца того же диаметра. Лопасти крыльчатки располагаются максимально ближе к краю диска и соединяются кольцом. Угол наклона лопастей зависит от конкретного назначения и принципа работы центробежного вентилятора (реверсивный, с минимальным энергопотреблением, определенный уровень создаваемого давления и т.д.).

Захват воздуха происходит по центру рабочего колеса и распределяется по всему периметру лопастями. За пределами рабочего колеса создается высокое давление, что обуславливает вытеснение воздуха через выходное отверстие.

Описанный принцип работы в последнее время несколько изменен некоторыми производителями, которые применяют сложные конструкции крыльчаток и особую форму лопастей. Это делается с целью повышения основным параметров центробежного вентилятора и минимизации негативных составляющих.

Привод центробежного вентилятора и способы подключения

В последнее время повсеместно применяются электрические двигатели в качестве привода для вентиляционного оборудования. Многие производители стараются создать такие электродвигатели, которые будут иметь максимально удобную форму и минимальные размеры с сохранением мощности и скорости вращения. Эти задачи трудновыполнимы и исключают взаимозаменяемость двигателей разных моделей.

Подобные проблемы возникают при создании центробежных вентиляторов с двигателем, размещенным внутри корпуса. Но промышленные центробежные вентиляторы для больших вентиляционных систем полностью лишены похожих сложностей благодаря расположению двигателя за пределами корпуса.

Электрический двигатель с внешней установкой располагается на специальных конструкциях, кронштейнах или подставках (полках). Соединение двигателя с валом вентилятора происходит посредством муфт или через ременные передачи. Применение ременной передачи позволяет добиться необходимой скорости вращения рабочего колеса отличной от скорости вращения двигателя. Также ременная передача допускает некоторые отклонения от параллельности валов, исключает их повреждение при заклинивании и не передает вибрации между вентилятором и приводом.

В качестве электрических двигателей применяются однофазные или трехфазные модели, а также двигатели с подключением к сети постоянного тока. Не исключается применение других (не электрических) двигателей для центробежных вентиляторов с выходом основного вала за пределы корпуса (промышленные центробежные вентиляторы большой мощности). Применение электродвигателей стандартной номенклатуры позволяет подключать их к системе управления и автоматизации технологического процесса.

Конструкция и устройство центробежных вентиляторов современных производителей снабжаются всевозможными новшествами, которые направлены на улучшение характеристик. Подобные усовершенствования касаются все элементов конструкции и могут представлять собой совсем другие конструкции от описанных. Это связано с тем, что все производители стремятся создать универсальное устройство, которое может выполнять широкий спектр задач в области вентиляции. Не всегда эти попытки приводят к хорошему результату. Обычно конструкция нагромождается всевозможными электронными устройствами или классические решения выдаются за новые. Это приводит к удорожанию центробежного вентилятора без существенных изменений его основных параметров.

Надежный и долговечный центробежный вентилятор — это простая конструкция, которая обладает высокими показателями и выполнена с четкой проработкой всех параметров механических элементов.

Источник высокого качества Радиальная Крыльчатка Вентилятора производителя и Радиальная Крыльчатка Вентилятора на Alibaba.

com

Искать. радиальная крыльчатка вентилятора на Alibaba.com, чтобы получить надежную мощность и долговечность. Найдите устройства, которые могут быстро и эффективно охладить большую комнату. Наиболее. радиальная крыльчатка вентилятора полезно иметь на фабриках или в мастерских. Просмотрите широкий спектр моделей, чтобы найти лучший тип, чтобы вашим сотрудникам было удобно, а ваше оборудование было в безопасности. Многие разновидности являются хорошей альтернативой более стандартным вентиляторам. 
Многие. радиальная крыльчатка вентилятора бывают самых разных размеров, чтобы охватить разные области. Некоторые модели предназначены для установки в оборудование или электронику. Этот тип блока легко предотвратит перегрев ваших компонентов. Прочные материалы, такие как пластик и стекловолокно, продлевают срок службы лезвий. Сократите объем обслуживания, необходимый для снижения затрат и рабочей силы.  Большинство типов могут использоваться как на производственных предприятиях, так и в областях с компьютерами и другой чувствительной электроникой. 
Некоторые поставщики на Alibaba.com разрабатывают свои. радиальная крыльчатка вентилятора, чтобы быть водонепроницаемыми для использования в более широком диапазоне условий. Многие предлагают настраиваемую упаковку и логотипы. Ищите поставщиков с образцами предложений для тестирования отдельного устройства перед покупкой полной партии. Для вашего удобства часто может быть организована онлайн-техническая поддержка и другие послепродажные услуги. 
Поиск. радиальная крыльчатка вентилятора на Alibaba.com, чтобы ваше рабочее место оставалось прохладным и безопасным, не выходя за рамки бюджета. Доступен широкий выбор моделей с разными ценами как для крупных, так и для мелких предприятий. Найти. радиальная крыльчатка вентилятора, который предоставит вам наиболее удобные функции.

▷ Крыльчатка вентилятора в завода «МУССОН»

Крыльчатка вентилятора – важная деталь, встроенная в корпус устройства, предназначенного для перемещения воздушных масс. Учитывая назначение, тип и габариты вентиляторов крыльчатка может быть разной. Различают деталь по количеству лопастей, материалу из которого она изготовлена (метал, пластик) и диаметру.

Еще несколько десятилетий назад крыльчатка вентилятора изготавливалась исключительно из металла. Сегодня все большее количество вентиляторов сделаны из прочного пластика, что говорит об их длительном эксплуатационном периоде и низкой себестоимости. Единственным минусом выступает температурные режимы. Ведь пластик чаще всего не способен выдержать сильный мороз или жару.

Крыльчатка центробежного вентилятора

Вентиляторы могут быть разными. Выделяю центробежные, осевые, диаметральные и безлопастные. Центробежный агрегат оснащен вращающимся роутером. Крыльчатка центробежного вентилятора имеет лопатки спиральной формы. Они могут быть загнуты внутрь или наружу вентилятора (учитывая направление вращения).

Важно знать, что если вентилятор работает по принципу лопаток, которые загнуты назад, то он экономит электрическую энергию примерно на 15-20%.

Крыльчатка осевого вентилятора

Воздух в осевом вентиляторе перемещается вдоль оси. Именно такие агрегаты являются самыми популярными и применяются повсеместно в различных бытовых и промышленных условиях.

Крыльчатка осевого вентилятора может быть пластмассовой, металлической или пластиковой. Лопасти вращаются вокруг своей оси. Такие устройства устанавливают для дымоудаления, в шахтных и бытовых вентиляторах, для охлаждения электронных приборов, в том числе компьютеров.

Изготовление крыльчатки вентилятора

Сегодня изготовление крыльчатки вентилятора – это сложный процесс от качества, проведения которого зависит эффективность товара и его эксплуатационные особенности.

Изготавливают такие важные детали преимущественно крупные заводы и фабрики. Приобретать элементы вентилятора важно с учетом гарантий и технических характеристик товара. Большой опыт и квалификация технического персонала, соблюдение стандартов и норм предопределил высокое качество деталей для промышленных и бытовых вентиляторов. Благодаря мощному производственному оборудованию и новейшим технологиям современные крыльчатки вентиляторов надежны и долговечны.

Рабочее колесо вентилятора

Рабочее колесо вентилятора       Заказать

Рабочие колеса (крыльчатки) вентиляторов и дымососов — основные, максимально нагруженные элементы вентиляционных агрегатов. С их помощью перемещаемому воздуху передается энергия от электродвигателя вентилятора. От размера рабочего колеса вентилятора зависят не только габаритные размеры агрегата, но и его рабочие параметры — производительность по воздуху и давление. Размер рабочего колеса дымососа или вентилятора равен его диаметру и прописывается в марке агрегата в дециметрах — например, в марке вентилятора ВР 280-46 №8 цифра «8» означает, что диаметр колеса равен восьми дециметрам, то есть восьмистам миллиметрам. Таким образом, номер вентилятора всегда приравнен к диаметру его рабочего колеса (крыльчатки).

В зависимости от типа вентиляторов, рабочее колесо имеет различную конструкцию. Например, радиальные вентиляторы низкого давления комплектуются рабочими колесами с 12-ью назад загнутыми лопатками (фото слева), радиальные вентиляторы среднего давления оснащены колесом с 32-мя вперед загнутыми лопатками (фото справа), а радиальные вентиляторы высокого давления имеют колеса с 16-тью назад загнутыми лопатками.  Крышные, осевые и пылевые вентиляторы также имеют собственную конструкцию рабочих колес, отличную от других типов вентиляторов.

Рабочее колесо вентилятора может быть правого вращения (по часовой стрелке) или левого вращения (против часовой стрелки), если смотреть со стороны всасывания и состоит из следующих элементов :
— ступица (втулка)
— передний диск
— задний диск
— лопатки (загнутые назад, загнутые вперед или прямые) :

Загнутые назад лопатки: сохраняется низкий уровень шума при достижении 80% эффективности, однако количество подаваемого такими лопатками воздуха сильно зависит от давления. Не рекомендуется для загрязненного воздуха.

Загнутые вперед лопатки: вентилятор сохраняет 60% эффективности, однако при этом повышенное давление воздуха незначительно сказывается на его производительности. Данная конструкция позволяет укладываться в более меньшие габаритные размеры, что благоприятно сказывается на массе вентилятора и возможности его размещения.

Прямые радиальные лопатки: вентилятор еще менее подвержен налипанию из воздуха загрязняющих веществ, и сохраняет при этом эффективность использования 50% и более.

Мы изготавливаем рабочие колеса только для вентиляторов и дымососов, представленных у нас на сайте, в том числе жаропрочные и нержавеющие из коррозионностойкой стали.

При оформлении заказа необходимо указать :

1. Марку вентилятора (дымососа, тягодутьевой машины)
2. Номер вентиляционного агрегата (или диаметр рабочего колеса)
3. Параметры электродвигателя — марка двигателя или его мощность, число оборотов.

Здесь можно заказать и купить рабочие колеса вентиляторов, дымососов

АС центробежный вентилятор ø 220 мм

Типы вентиляторов — официальный сайт VENTS

Вентиляторы – это механические устройства для перемещения воздуха по воздуховодам, непосредственной подачи либо вытяжки воздуха из помещения. Перемещение воздуха происходит за счет создания перепада давления между входом и выходом вентилятора.

Осевые вентиляторы — это колеса из лопастей (т. наз. крыльчатка) в цилиндрических кожухах, прикрепленные к втулке под определенным углом к плоскости вращения.

При вращении лопастей происходит захват воздуха и перемещение его в осевом направлении. При этом в радиальном направлении воздух почти не перемещается. Чаще всего лопасти осевого вентилятора устанавливаются непосредственно на ось электродвигателя.

Применение: для вытяжки и притока воздуха через свободные проемы или вместе с воздуховодами не более 3-х метров горизонтального участка с небольшим аэродинамическим сопротивлением сети.

Центробежно-осевые вентиляторы могут перемещать воздух в направлении оси двигателя. Широко применяются в системах вентиляции с круглыми воздуховодами.

Круглые канальные вентиляторы имеют типовые размеры от 100 до 450 мм. Их производительность — от 250 до 5200 м³/ч. Вентиляторы оборудованы асинхронными двигателями с внешним ротором, имеющим центробежное рабочее колесо с загнутыми назад лопатками. Для увеличения срока эксплуатации в двигателях применяются подшипники качения. Корпуса вентиляторов выполнены из пластика, стали с полимерным покрытием или оцинкованной стали, что обеспечивает стойкую защиту от коррозии и, вместе с тем, придает эстетичный внешний вид.

Применение: для вытяжки-притока воздуха в системах вентиляции с большой протяженностью воздуховодов и большим аэродинамическом сопротивлении сети.

Центробежные вентиляторы состоят из двух основных частей: турбины и улитки. Рабочее колесо такого вентилятора — это пустотелый цилиндр, в котором установлены лопатки, скрепленные по окружности дисками. В центре скрепляющих дисков находится ступица для насаживания колеса на вал.

При вращении рабочего колеса воздух, попадающий между лопатками, движется радиально от центра и при этом сжимается. Под действием центробежной силы воздух выдавливается в спиральный корпус, а затем направляется в нагнетательное отверстие.

Центробежные вентиляторы производятся с рабочими колесами с лопатками, загнутыми назад или вперед. Применение радиальных вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, позволяет экономить электроэнергию примерно на 20%. Другое, немаловажное достоинство вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, заключается в том, что они относительно легко переносят перегрузки по расходу воздуха. Центробежные вентиляторы с лопатками, загнутыми вперед, обеспечивают такие же расходные и напорные характеристики, что и вентиляторы с лопатками, загнутыми назад, но при меньшем диаметре колеса и более низкойт частоте вращения. Таким образом, они могут достичь требуемого результата, занимая меньше места и работая более бесшумно.

Применение: для вытяжки и притока воздуха в системах вентиляции с большой протяженностью воздуховодов и большим аэродинамическом сопротивлении сети.

Вентиляторы с вперед или назад загнутыми лопатками

Каталог

Производители

В радиальных (центробежных) вентиляторах используются крыльчатки двух видов: с вперед загнутыми лопатками и с назад загнутыми лопатками.

У колес с назад загнутыми лопатками разница между статическим и полным давлением невелика, и они имеют достаточно большие КПД. Сохраняется низкий уровень шума при достижении 80% эффективности, однако количество подаваемого такими лопатками воздуха сильно зависит от давления. Не рекомендуется для загрязненного воздуха. Отклонённые назад прямые лопатки: вентиляторы с такой формой лопаток хорошо подходят для загрязненного воздуха, возможно достижение 70% эффективности.

Вентиляторы с вперед загнутыми лопатками имеют очень большие скорости закручивания потока на выходе. Аэродинамический КПД таких вентиляторов несколько меньше, однако они позволяют получить требуемые параметры в рабочей точке при меньших габаритах или меньшей частоте вращения, что в ряде случаев бывает определяющим. Однако из-за большой скорости потока на выходе из вентилятора динамическое давление является большей величиной, чем в случае вентиляторов с назад загнутыми лопатками. Загнутые вперед лопатки: вентилятор сохраняет 60% эффективности, однако при этом повышенное давление воздуха незначительно сказывается на его производительности. Данная конструкция позволяет укладываться в более меньшие габаритные размеры, что благоприятно сказывается на массе вентилятора и возможности его размещения.

Необходимо также учитывать, что потребляемая мощность растет с увеличением производительности, но из-за конструктивных особенностей максимальный КПД находится в районе максимума полного давления или же примерно на трети максимальной производительности вентилятора. Шум вентилятора с вперед загнутыми лопатками несколько меньше, чем у вентилятора с назад загнутыми лопатками.

Рабочее колесо вентилятора — это основной, максимально нагруженный узел вентилятора. Именно рабочее колесо осуществляет передачу энергии от привода (электродвигателя) вентилятора, перемещаемому воздуху. Его величина определяет не только габариты, но и основные параметры машины, ее производительность и давление. Диаметр рабочего колеса всегда указывается в обозначении вентилятора.

Производители вентиляторов для систем приточной и вытяжной вентиляции обычно изготавливают вентиляторы как с вперед, так и назад загнутыми лопатками крыльчатки рабочего колеса. Наиболее известные и распространенные: европейского производства вентиляторы Ostberg, вентиляторы Systemair, Ruck, украинские вентиляторы ВЕНТС/VENTS, российские вентиляторы Shuft, вентиляторы Тепломаш и другие вентиляторы систем вентиляции на выбор.

Выбрать вентилятор с вперед или назад загнутыми лопатками крыльчатки и купить по лучшей цене в Санкт-Петербурге: (812) 702-76-82.

Центробежная крыльчатка с вентиляторными колесами

: Cincinnati Fan

ПРИМЕЧАНИЕ. Информацию о гребных винтах (опорах или лопастях вентилятора) см. На странице «Пропеллеры».

Существует 8 основных типов нагнетательных колес или центробежных рабочих колес , используемых в промышленных нагнетателях. Их:

1. Радиальный отвал с кожухом
2. Открытый радиальный отвал
3. Открытое лопастное колесо
4. Наклон назад назад
5. с назад загнутыми лопатками
6. Лопасть аэродинамического профиля
7. Изогнутая вперед многоходовая лопатка (беличья клетка)
8. Радиальные с назад загнутыми лопатками

Тип 1
Закрытый радиальный клинок

Тип 2
Открытый радиальный отвал

Тип 3
Открытое лопастное колесо

Тип 4
Обратный наклон

Тип 5
Назад загнутые

Тип 6
Лезвие аэродинамического профиля

Тип 7
Загнутые вперед
Многолопастный

Тип 8
Назад загнутые
Радиальный

Тип 1, Радиальные лопасти с кожухом Колеса воздуходувки предназначены для
давления для систем нагнетания, продувки и длинных участков воздуховодов или трубопроводов.
Доступен в моделях PB, SPB, PBS, RBE и некоторых воздуходувках серии HP II.

Тип 2, Открытая радиальная лопасть с задней пластиной Колеса воздуходувки предназначены для
транспортировка порошкообразного или гранулированного материала и длинных волокнистых бумажных обрезков или волокон.

Предлагаются воздуходувки моделей PB, SPB, PBS и RBE.

Тип 3, Открытое лопастное колесо в основном предназначено для транспортировки порошкообразных или гранулированных материалов.
материал.
Этот тип колес не продается в Cincinnati Fan.

Тип 4, Наклонные назад колеса выпускаются с плоскими лопастями. Эти типы колес обычно используются для общей вентиляции,
принудительное охлаждение при более высоких давлениях и в системах сбора пыли, где вентилятор
находится на стороне чистого воздуха пылесборника.

Доступны модели нагнетателей HDBI, SQBI и CPF.

Тип 5, Колеса воздуходувки с загнутыми назад лопатками обеспечивают высокую эффективность и низкий уровень шума. Обычно они используются для общей вентиляции, сбора пыли, когда вентилятор находится на чистой стороне пылесборника, воздуха для горения и сушки.

Доступны модели нагнетателей HDBI и CPF.

Тип 6, колеса Airfoil имеют лопаточную конструкцию с поперечным сечением крыла самолета.Они представляют собой наиболее эффективную конструкцию для перемещения больших объемов воздуха. Они обычно используются для вентиляции, принудительного охлаждения при более высоких давлениях и на пылесборниках, где вентилятор находится на чистой стороне коллектора.

Доступны модели нагнетателей HDAF, SQAF и CPAF.

Тип 7, Многолопастные воздуходувные колеса с изгибом вперед предназначены для перемещения больших объемов
воздуха при более низком давлении. Обычно выбирается для общей вентиляции или принудительной вентиляции.
охлаждение на более медленных скоростях.
Предлагаются воздуходувки моделей LM и LMF.

Тип 8, Радиальные воздуходувные колеса с загнутыми назад лопатками — это модифицированная версия
Откройте колесо Radial Blade. Он предназначен для увеличения рейтингов производительности открытых
радиальные лопаточные колеса в некоторых вентиляторах с прямым приводом. В некоторых случаях его можно использовать для
транспортировать гранулированный материал, но не должен использоваться для транспортировки порошкообразного или волокнистого материала.
Предлагаются воздуходувки моделей PB, SPB и PBS.

Каково работать с Cincinnati Fan?

Наши клиенты и представители описывают свой опыт менее чем за 2 минуты.

Конструкция рабочего колеса центробежного вентилятора с оптимизацией лопастей

Представлен метод модернизации центробежного рабочего колеса и его впускного канала. Спиральный кожух с двойным выпуском является структурным ограничением и сохраняет свою форму.Усилия по модернизации были направлены на достижение проектного давления на выходе улитки при одновременном снижении мощности, необходимой для работы вентилятора. Учитывая высокие характеристики базовой крыльчатки, при модернизации был использован высокоточный вычислительный подход на основе CFD, способный учесть все аэродинамические потери. В настоящем усилии использовалась численная оптимизация с экспериментальными методами управления для изменения конструкции лопастей вентилятора, впускного канала и кожуха рабочего колеса. В результате изменения проточного тракта не только удовлетворили требования к давлению, но и снизили мощность вентилятора на 8. На 8% выше базового уровня. Уточненная CFD-оценка соединения крыльчатки и спиральной камеры и зазора между неподвижным воздуховодом и вращающимся кожухом показала снижение эффективности из-за спиральной камеры и зазора. Расчеты подтвердили, что новое рабочее колесо лучше соответствует оригинальной улитке. Данные измерений модели вентилятора использовались для подтверждения прогнозов CFD и целей конструкции крыльчатки. Результаты CFD дополнительно демонстрируют эффект числа Рейнольдса между модельным и полномасштабным вентиляторами.

1.Введение

В тяжелых транспортных средствах на воздушной подушке обычно используются центробежные подъемные вентиляторы для создания давления в воздушной подушке и привода рулевого двигателя. Конструкция системы подъемного вентилятора должна соответствовать требованиям по полезной нагрузке, расстоянию между механизмами и прочности [1]. Текущая базовая крыльчатка подъемного вентилятора с низкой удельной скоростью (≈0,2) (в настоящей статье она называется крыльчаткой B # 1), показанная на рисунке 1, оснащена спиральной камерой с двойным выпуском (DDV), показанной на рисунке 2, для подачи воздуха. как для подъема подушки, так и для управления вектором тяги.Рабочее колесо центробежного типа двойной ширины с двойным всасыванием (DWDI) с двумя рядами лопастей без ступенек. Каждый ряд лопастей рабочего колеса имеет лопатки обратной стреловидности, установленные между общей задней пластиной и кожухами. Чтобы эффективно управлять расходом топлива корабля, необходимо снизить рабочую мощность вентилятора. Поскольку DDV является конструктивным ограничением, и его необходимо поддерживать в своей форме, поэтому базовая крыльчатка и узел с двумя раструбами (или впускным воздуховодом) модернизируются для повышения производительности вентилятора.В дополнение к базовой крыльчатке существует существующая эталонная крыльчатка (названная крыльчаткой B # 2), которая обеспечивает дальнейшее сравнение производительности по отношению к базовой линии. В данной статье было проведено систематическое численное исследование аэродинамических характеристик существующих рабочих колес. Исследование показало, что, хотя существующие рабочие колеса с самого начала были высокопроизводительными, оставались некоторые возможности для улучшения. В частности, обе крыльчатки были подвержены разделению потока около передней кромки лопасти и вблизи области кожуха, где ступица переходила в общую опорную пластину для системы крыльчатки.Впоследствии был применен поэтапный подход к изменению конструкции, и ступица, кожух и раструб, а также лопасти рабочего колеса были переработаны для улучшения производительности системы вентилятора. В процессе редизайна использовалось множество различных методов: например, концентратор был изменен путем упрощения трассировки; раструб / кожух был изменен путем изменения локальной кривизны возле лопасти, тогда как для изменения профиля лопасти использовалась процедура оптимизации на основе формального генетического алгоритма (GA-).Экспериментальное рулевое управление было использовано для преобразования оптимизированного двухмерного профиля лопасти в трехмерную стреловидную лопасть, что еще больше повысило производительность рабочего колеса.

Также было проведено подробное исследование системы сопряженное рабочее колесо-спиральная камера. Взаимодействие между крыльчаткой и связанной с ней улиткой может значительно изменить рабочие характеристики крыльчатки. Несколько групп сообщили о своих выводах о работе систем со спиральной крыльчаткой.Тем не менее, большинство предшествующих исследований в литературе касалось центробежных крыльчаток и улиток с одним выходом. Например, Кауперт и Штаубли [2] зафиксировали сильные колебания нагрузки на лопасти, когда лопасть проходила язычки спиральной спирали на двойной спиральной спиральной улитке, особенно при расходах ниже расчетных. Hillewaert и Van den Braembussche [3] использовали численные прогнозы трехмерного нестационарного невязкого потока рабочего колеса, взаимодействующего с установившимся потоком улитки в центробежных компрессорах в нестандартных условиях, и нашли разумное согласие с измерениями.Ли и Бейн [4] также применили устойчивые расчеты CFD к центробежному компрессору хладагента с рабочим колесом, безлопаточным диффузором и одной улиткой на выходе и получили хорошее соответствие окружного давления улитки с измерениями, в частности, падение давления на язычке улитки. . Meakhail и Park [5], Atif et al. [6], а Карант и Шарма [7] использовали как CFD-измерения, так и измерения скорости изображения частиц (PIV) для изучения взаимодействия крыльчатки центробежного вентилятора с лопаточным диффузором и одной нагнетательной спиральной камерой, и обнаружили, что их устойчивое численное моделирование позволило спрогнозировать характеристики потока, особенно разделение потока, которое существовало между крыльчаткой и диффузором.Хотя все три исследования [5–7] показали, что их результаты прогнозов согласуются с измерениями, Карант и Шарма [7] выявили наличие оптимального радиального зазора (или взаимодействующей области), который может обеспечить меньшие потери на взаимодействие.

Все эти вышеупомянутые исследования в основном с одной улиткой на выходе показывают, что существует обратная связь спирали с аэродинамикой рабочего колеса, особенно в месте расположения язычка улитки. Текущий DDV дополнительно усложняет схему потока, укорачивает путь восстановления давления по сравнению с одинарной улиткой с выпуском и создает двойные пики давления в двух периферийных местах выступа. Однако значимость обратной связи зависит от каждой индивидуальной конфигурации проекта. Без заранее определенных сведений об обратной связи спирали с характеристиками рабочего колеса, рабочие колеса из прошлых попыток [3–5] были разработаны без учета обратной связи спирали. В нашем случае, поскольку нас в первую очередь интересует производительность системы подъемных вентиляторов, мы занесли в каталог снижение производительности с добавлением спиральной камеры с жесткими ограничениями. Мы выполнили расчеты связи между рабочим колесом и спиральной камерой с использованием приближения замороженного рабочего колеса, которое обеспечивает консервативную оценку производительности по сравнению с полностью нестационарным моделированием.

Наконец, было проведено тщательное исследование валидации конструкции с использованием тщательно спроектированного испытательного стенда для модели в масштабе 1/5. И вентиляторы с существующими крыльчатками, и система вентиляторов с крыльчаткой измененной конструкции были испытаны для проверки повышения производительности.

В следующих разделах мы предоставляем подробную информацию о стратегии и методологии модернизации рабочего колеса с использованием расчетов CFD только для рабочего колеса. Уточненные расчеты CFD, связывающие рабочее колесо, улитку и зазор бандажа, которые использовались для оценки конструкции и количественной оценки обратной связи улитки с характеристиками рабочего колеса, обсуждаются после процедуры проектирования.После этого мы предоставляем подробную информацию о тесте вентилятора в масштабе модели [8] и сравнения с прогнозами связанных CFD в проектных и внепроектных условиях. Мы заканчиваем документ подробным описанием процесса редизайна и извлеченных из него уроков.

2. Аэродинамика рабочего колеса для существующих рабочих колес

Чтобы установить стратегию проектирования в рамках ограниченного окна проектирования, две существующие рабочие колеса B # 1 и B # 2 были сначала проанализированы с помощью метода CFD второго порядка точности, который решает полную сжимаемая форма уравнений Навье-Стокса с предварительной подготовкой для получения эффективной временной схемы [9] для несжимаемого потока. Формулировка поля потока была реализована в трехмерном неструктурированном коде CRUNCH. Ссылки [9–12] содержат дополнительную информацию. Код CRUNCH CFD использует многоэлементную неструктурированную структуру на основе ячеек и вершин, которая позволяет комбинировать тетраэдрические, призматические и гексаэдрические ячейки. Стандартная формулировка-уравнений с высоким числом Рейнольдса является основой для моделирования турбулентности в CRUNCH. Эти уравнения турбулентности с дополнительными поправочными членами для малых чисел Рейнольдса приведены в [10].Учитывая вычислительную эффективность, для текущих расчетов использовался подход пристеночной функции.

На рис. 3 показано расположение лопастей (левый рисунок) и кожуха (правый рисунок) для 14-лопастного рабочего колеса B # 1 черным цветом и 12-лопастного рабочего колеса B # 2 серым цветом. Базовая спиральная камера, показанная на рисунке 3, соединена с крыльчаткой с внезапным расширением в области пути потока.

Аэродинамические характеристики вентилятора в расчетной точке требуют наличия воздуха с температурой 26. 7 ° C, частота вращения вала рабочего колеса 1692 об / мин и мощность на валу 1276,6 кВт (= 2 PWR _ref ) для создания статического давления подъема 7517 Па (= 𝑃 _ref ) при номинальном давлении воздуха на стороне подъема расход 57,43 м ³ / с. Это приводит к следующим безразмерным параметрам: Lift fl owcoe ffi cient = lift1 / 4𝜋𝐷2𝑈 = 0.2014, (1) 𝑃Liftstaticpressurecoe ffi cient = lift𝜌𝑈2 = 0,3175, (2) Powercoe ffi cient = ShaftPWR1 / 4𝜋𝜌𝐷2𝑈3 = 0,1892, (3)
где 𝑄 _подъем , (𝑃𝑠) _подъем , 𝐷, 𝑈 и 𝜌 определены как скорость подъемного потока, статическое давление на выходе подъемника вентилятора, диаметр наконечника вентилятора, скорость наконечника вентилятора и плотность воздуха, соответственно.В расчетной точке 57% воздуха вентилятора проходит через подъемный диффузор для поддержания необходимого подъемного давления. Целью проектного исследования является снижение коэффициента мощности, показанного в (3), при сохранении подъемно-расходных характеристик (1) и (2).

На рис. 4 показана сборка раструба и крыльчатки для одной половины вентилятора. Из-за геометрической симметрии расчеты CFD охватывают только один проход лопасти для используемой системы координатной сетки, как показано на рисунке 5.Для точного улавливания пограничного слоя и нагрузки на поверхность лопасти сетка на части лопасти структурирована, а все остальные поверхности либо структурированы, либо неструктурированы, как показано на рисунке 5. Неструктурированные ячейки помогают уменьшить общий размер сетки, тем самым уменьшая сроки выполнения расчетов. Хотя между вращающимся кожухом и невращающимся раструбом существует относительно небольшой зазор, расчет CFD конструкции только для крыльчатки не включает влияние потока в зазоре кожуха.

Для расчета расхода несжимаемой жидкости на входе в раструб было наложено условие равномерного притока для поддержания требуемого расхода, а на выходе из рабочего колеса применялось среднемассовое противодавление. Периодическое граничное условие применялось для границ прохода между лопастями, а условие отсутствия проскальзывания использовалось на поверхностях лопаток, кожуха, задней пластины и вала. Хотя входное отверстие регулировалось условием скорости, входное давление было спрогнозировано как часть моделирования, поскольку давление относится к восходящей характеристике распространения.Как следствие, рост давления определялся по разнице между давлением на входе и выходе и является функцией конструкции рабочего колеса.

Параметры, связанные с производительностью, то есть мощность на валу, выходная мощность и общий КПД, для поля потока рабочего колеса следующие: ShaftPWR = 𝑇imp⋅𝜔, (4) ImpPWRout = Δ𝑃𝑡imp𝜂⋅ 𝑄, (5) имп = ImpPWRout, ShaftPWR (6)
где 𝑇 _imp , 𝜔, (Δ𝑃𝑡) imp и 𝑄 — крутящий момент рабочего колеса, частота вращения, увеличение общего давления на раструбе и крыльчатке, а также расход.Крутящий момент рабочего колеса был рассчитан путем интегрирования сил от лопасти, ступицы, кожуха и задней пластины. Сходимость решения определяется изменением расчетного крутящего момента рабочего колеса и среднемассовыми изменениями общего и статического давления на входной и выходной плоскостях.

Рабочее колесо B # 2 использовалось для исследования требований к плотности сетки. На рисунке 6 показано рассчитанное процентное изменение ShaftPWR в зависимости от проектной мощности с количеством ячеек для структурированных и неструктурированных сетей в диапазоне от 105 984 до 958 464 ячеек.Результат показывает, что плотность сетки в 250 000 ячеек или более для каждого прохода лопасти рабочего колеса является адекватной для прогнозируемой мощности с ошибкой 0,5% (в основном зависит от топологии сети, а не от плотности сети) или меньше. Также были выполнены расчеты для исследования эффекта от использования процедуры пристеночной функции. Сетка + контролировалась от 10 до 50 для моделирования функции стены и ниже 1 для моделирования пристенной поверхности. Расчеты были выполнены для рабочих колес B # 1 и B # 2 с сеткой приблизительно 250 000 ячеек. Прогнозируемый ShaftPWR обычно ниже для пристенного моделирования, но разница между рабочими колесами B # 1 и B # 2, использующими одно и то же моделирование стенки, почти одинакова для двух исследованных моделей.

На рисунке 7 показана прогнозируемая структура потока через поверхности рабочего колеса B №1. Разделение потоков происходит в двух основных областях. Критическое разделение потока, влияющее на производительность, происходит в кожухе возле передней кромки лопасти. Это также происходит на стороне всасывания лезвия задней кромки наконечника.На Рисунке 8 показаны аналогичные следы потока для поверхностей рабочего колеса B №2. Рабочее колесо B # 2 также имеет разделительный кожух; однако разделение на стороне всасывания исчезает. В таблице 1 сравниваются прогнозируемая мощность, общий напор рабочего колеса и КПД двух рабочих колес.

Рабочее колесо ShaftPWR / BWR ref Головка рабочего колеса / 𝑃 ref КПД (%) # КПД (%) 0. 945 1,47 92,6 B # 2 0,960 1,52 92,9

ShaftPWR (или PWR _ref ). Хотя рабочее колесо B # 2 требует большей мощности в указанных условиях, оно создает больший напор и имеет немного более высокий КПД. Поскольку разделение потока происходит в каждом рабочем колесе при работе с высоким КПД, при расчетах модернизации необходимо точно учитывать все аэродинамические потери, чтобы предсказать любую разницу в производительности в пределах нескольких процентных пунктов.Использование кривизны линии тока или кодов потенциального потока / Эйлера не приведет к достижению целей текущей модернизации. Ниже представлены разработанные процедуры модернизации, разработанные на основе результатов оценки существующих рабочих колес.

3. Аэродинамический дизайн рабочего колеса

3.1. Конструкция ступицы и кожуха / Bellmouth

Поскольку разделение потоков на кожухе перед передними кромками лопастей было предсказано для двух существующих рабочих колес, дальнейшее улучшение рабочих характеристик рабочего колеса потребует уменьшения этого разделения потока через кожух.Большая кривизна кожуха, когда он приближается к лопасти, может частично отвечать за разделение потока, видимое на кожухе, из-за того, что пограничный слой трудно оставаться прикрепленным, когда поток преодолевает поворот возле кожуха. На Рисунке 9 (а) представлены три профиля раструба / кожуха, помеченные на основе локальной кривизны вблизи пересечения лопасти и кожуха. Профиль, обозначенный 0,0263 (местный радиус кривизны / D ), соответствует рабочему колесу B # 2. Два других профиля были исследованы для уменьшения резкой кривизны в месте пересечения лопаток [13].Связанные поля потока всех трех профилей показывают, что исходное разделение потока на кожухе было улучшено в двух новых профилях. Рисунок 9 (c) демонстрирует улучшение крыльчатки с кожухом 0,0476 по сравнению с рабочим колесом B # 2, показанным на рисунке 8. Рабочие характеристики, показанные на рисунке 9 (b), показывают, что кожух, помеченный 0,0476, обеспечивает наибольший выигрыш в эффективность. Хотя требуемая мощность для кожуха 0,0476 немного увеличена, она используется в окончательной конструкции.

Результаты прогнозирования CFD были также сделаны для 11-лопастного рабочего колеса B # 2, которое было сконструировано на основе 12-лопастного рабочего колеса для поддержания постоянной площади горловины, то есть в месте с максимальной толщиной лопасти. Преимущество адаптации 11-лопастной конструкции заключается в уменьшении ShaftPWR на 2,38% для рабочего колеса с кожухом 0,0476 по сравнению с 12-лопастным рабочим колесом с такой же кривизной кожуха. Хотя общий напор последнего колеса снизился на 2,14%, КПД сохранился.Эти результаты привели к решению выбрать конфигурацию рабочего колеса с 11 лопастями с профилем бандажа 0,0476. Кроме того, эта модификация потребовала изменения конструкции лезвия, чтобы восстановить падение общего напора.

3.2. 2D Оптимизация профиля лопасти

Для оптимизации лопасти рабочего колеса использовалась процедура на основе GA. Поскольку лопасть рабочего колеса B # 2 работает лучше, чем рабочее колесо B # 1, как показано в последнем разделе, форма лопасти B # 2 использовалась в качестве начальной геометрии, и все изменения форм лопастей производились с помощью сети кривых Безье.GA использует традиционные операторы выбора, кроссовера и мутации, детали реализации которых представлены в [14]. Схема структуры оптимизации конструкции показана на рисунке 10. Переменные, которые представляют деформацию формы лопасти при перемещении контрольных точек, были переданы GA в SCULPTOR, где были выполнены модификации формы и изменения сетки. Затем сетки были переданы в CRUNCH CFD, и была оценена эффективность измененных конструкций. Метрики производительности в виде целевых функций были переданы обратно в GA для следующей итерации дизайна.

Формы лопастей определялись сложной сетью контрольных точек, которые образуют сетку деформации произвольной формы (ASD) (рис. 11 (a)), которая была создана с использованием инструмента SCULPTOR. Форма лопасти параметризовалась 10 проектными переменными из 5 контрольных точек (5 проектных переменных на стороне нагнетания и 5 проектных переменных на стороне всасывания, показанных на рисунках 11 (b) и 11 (c)). Группировка контрольных точек была реализована в направлении размаха, чтобы гарантировать сохранение целостности 2D-формы.GRIDGEN использовался для создания начальной сетки CFD для исходной формы лопасти, а последующие сетки были автоматически созданы с деформацией формы, распространяющейся через сетки. Деформация производилась на двумерном профиле профиля и выдерживалась в поперечном направлении. Кроме того, деформация распространилась на точки сетки CFD-сетки, связанные с недавно деформированной формой лопасти внутри SCULPTOR.

Конструктивные требования требовали повышения эффективности подъемного вентилятора при соблюдении установленных проектных критериев выходной мощности жидкости, передаваемой рабочим колесом. Обычно оптимизация конструкции может выполняться для такой проблемы либо путем выполнения многокритериальной оптимизации, либо путем использования ограничений для ограничения мощности на валу и максимизации выходной мощности. В качестве целевой функции мы использовали математическую функцию, которая представляла собой комбинацию целевого КПД (95%) и целевой мощности. CRUNCH CFD рассчитал параметры потока, как показано в (4) — (6). Целью ГА было измерение расстояния от цели ShaftPWR и выходной мощности, то есть 𝑑obj =  (ShaftPWR − 581) 2 + ImpPWRout − 5522PWRref.(7)
В этом случае целевые ShaftPWR и выходная мощность были установлены на 581 и 552 кВт соответственно. Целевая функция была настроена для сравнения рабочих характеристик рабочего колеса B №1, равных 603,3 и 558,5 кВт, которое имеет КПД рабочего колеса 92,6%, как описано ранее. Расчет оптимизации должен был минимизировать эту целевую функцию. Из-за ограничений по времени на этапе проектирования в общей сложности было проанализировано 48 проектов на итерациях проектирования. На рисунке 12 общий напор рабочего колеса и КПД, связанный с каждой конструкцией лопастей во время расчетов 6-го поколения, показаны черными ромбами в зависимости от мощности на валу.Головка рабочего колеса почти линейна по отношению к мощности на валу. На каждом графике также отмечены значения мощности на валу для рабочего колеса B # 1, пороговое значение расчетной мощности 4,7% и цель снижения на 10%. Выбранная двухмерная форма лезвия, обведенная сплошным черным кружком на рисунке 12, имеет почти пиковое значение пригодности, показанное на рисунке 13, и наивысшую эффективность на рисунке 12 среди всех конструкций GA. График пригодности на Рисунке 13 является обратным измерением определенной целевой функции, показанной в (7).Окончательная нетрадиционная двухмерная конструкция из итерации конструкции GA показана на рисунке 14. Повышенная нагрузка на лопатку около средней хорды привела к ускорению потока, особенно возле кожуха, где оригинальные лопасти были склонны к большой площади разделения потока. Эта форма лопасти обеспечивает общий напор 1,459 𝑃 _{, №} , при КПД 93,68% и требует мощности на валу 0,926 PWR _{, №} . Некоторые небольшие модификации были внесены в 2D-отвал посредством процесса рулевого управления, за которым последовало построение 3D-отвала путем развертки 2D-секций.Процесс рулевого управления и конструкция трехмерной лопасти обсуждается в следующих разделах. Результаты прогнозов для всех этих более поздних модификаций также показаны на рисунках 12 и 13 как точки «не-GA». После окончательной 3D модификации пригодность и эффективность еще больше улучшаются по сравнению с 2D конструкцией лопастей, полученной GA. Пик точек «не-GA» на рисунке 13 не был выбран из-за агрессивности конструкции, которая будет описана в следующем разделе.

3.3. Управление формой лопасти

Двухмерная конструкция поперечного сечения лопасти, описанная в предыдущем разделе, была выполнена относительно консервативным образом из-за «неизвестного» эффекта связи со стороны улитки ниже по потоку. Кроме того, был ограничен период проектирования. Чтобы еще больше увеличить выигрыш от снижения мощности на валу, была адаптирована модификация задней кромки. Поскольку задние кромки лопастей расположены в области максимальной скорости всего поля потока вентилятора, эффект изменения формы задней кромки может быть значительным.На рисунке 15 показаны два профиля рулевого управления, то есть управляемый отвал-1 и управляемый отвал, с небольшими изменениями в их профилях задней кромки (то есть угол задней кромки для уменьшения поворота отвала) по сравнению с отвалом 2D-конструкции. Расчетная мощность на валу, общий напор и КПД составляют 0,870 PWR _ref , 1,376 𝑃 _ref и 93,87% для управляющего отвала-1; 0,896 PWR _ref , 1,414 𝑃 _ref и 93,8% для управляющего отвала. Эффективность крыльчатки двух управляемых лопастей и лопасти 2D-конструкции практически идентична.Несмотря на то, что управляемый отвал-1 требовал гораздо меньшей мощности на валу, он, к сожалению, давал гораздо меньше напора и выходной мощности. Управляемый отвал-1 был сочтен слишком агрессивным для удовлетворения требований; поэтому для дальнейшего исследования был выбран более консервативный управляемый отвал.

3.4. Трехмерная конструкция лопастей

Обе существующие лопасти рабочего колеса были в основном двухмерными, то есть передняя и задняя кромки ступицы и бандажа начинались с одного и того же радиуса. Лезвие было разработано как 2D-лезвие для снижения стоимости производства.У подметания лопасти есть некоторые преимущества: (i) лопасть, начинающаяся с меньшего радиуса вблизи кожуха, может предотвратить разделение пограничного слоя, ускоряя поток до того, как он фактически повернется, и (ii) угол падения на переднюю кромку приписывается к развертке может снизить потери и повысить эффективность. Основываясь на этой концепции, 11-лопастные лопасти рабочего колеса B # 2 были выдвинуты внутрь радиально на передней кромке, а их угол, измеренный от бандажа, был изменен с 0 градусов для двухмерной лопасти, такой как лопасть B # 1, до 10 градусов. Новое лезвие 3D создавало высокий напор 1,548 𝑃 _{, ссылка} по сравнению с 1,471 𝑃 _{, ссылка} с более высоким КПД 95,08% по сравнению с 93,66% за счет более высокой мощности на валу: 0,968 PWR _ref по сравнению с 0,936 PWR _ref . Эта процедура существенно повышает эффективность лезвия. Когда та же процедура была применена к управляемому отвалу, показанному на Рисунке 15, КПД увеличился с 93,8 до 95,55%, напор увеличился с 1,414 𝑃 _{, ссылка} до 1,459 _{, ссылка} , при этом мощность на валу также увеличилась с 0.896 PWR _{, ссыл.} –0,909 PWR _{, ссыл.} . С этого момента, когда эта трехмерная версия рулевого ножа интегрирована с крыльчаткой, она называется крыльчаткой НОВОЙ конструкции.

3.5. Регулировка ширины рабочего колеса

Ширина рабочего колеса определена на рисунке 9 как расстояние между задней пластиной и кожухом. Он представляет собой размах задней кромки лопасти с кожухом, оканчивающимся на задней кромке лопасти. Учитывая диаметр рабочего колеса и расход, этот параметр контролирует максимально достижимую скорость потока.Ширина двух существующих рабочих колес, показанных на рис. 2, составляет 0,1207 D и 0,1350 D соответственно.

Ширина НОВОГО рабочего колеса определяется исходя из ширины рабочего колеса B # 2. На рис. 16 показано влияние общего создаваемого давления и эффективности при изменении ширины рабочего колеса для 11-лопастного рабочего колеса B # 2 (B # 2-11) и НОВОГО рабочего колеса. На рисунке 16 также показаны рабочие характеристики рабочих колес B # 1 и B # 2. Полученные от лопастей B # 2, почти линейные характеристики были определены для расчетной мощности на валу (показано в [13]) и полного напора.В отличие от других параметров, упомянутых выше, КПД не зависит от изменения ширины. Регулируя ширину рабочего колеса, можно управлять общим давлением рабочего колеса без ущерба для производительности. Другими словами, новое рабочее колесо создает меньший общий напор при той же ширине, что и рабочее колесо B # 1; однако с увеличенной шириной НОВАЯ крыльчатка может создавать такой же общий напор, что и крыльчатка B # 1. И наоборот, при фиксированной ширине рабочего колеса изменение геометрии лопасти может сыграть важную роль в снижении мощности на валу и повышении эффективности рабочего колеса.

Об аналогичном улучшении характеристик компрессора за счет увеличения ширины впускного отверстия спиральной камеры сообщили Kim et al. [15]. Следует отметить, что ширина входного отверстия улитки была такой же, как ширина рабочего колеса в их исследовании. Обратите внимание, что входное отверстие спиральной камеры для тока имеет внезапное расширение (показано на рисунке 3) от выхода рабочего колеса по сравнению со спиральной камерой Кима, которая имеет плавное соединение между спиральной частью и крыльчаткой. До того, как диффузионная жидкость начала отделяться в ступице при увеличении ширины рабочего колеса, Kim et al.[15] также зафиксировали увеличение напора и небольшое повышение эффективности.

Путем объединения всех вышеперечисленных результатов, которые включают эффекты от конструкции ступицы и раструба / кожуха, оптимизацию профиля двухмерной лопасти, изменение формы лопасти, трехмерную конструкцию лопасти со стреловидностью и регулировку ширины рабочего колеса, рабочее колесо в сборе показан на рисунке 17 с одиннадцатью трехмерными лезвиями. Ширина для НОВОГО рабочего колеса была выбрана равной 0,1213 D.

4. Прогнозирование производительности вентилятора

4.1. Метод расчета поля потока вентилятора

Чтобы оценить производительность вентилятора, необходимо включить улитку с каждым рабочим колесом. Поскольку конфигурация внешнего корпуса спиральной части является конструктивным ограничением, она остается неизменной для всех вентиляторов, поле потока спирали и его обратная связь с крыльчаткой изменяются с учетом изменений в условиях выхода крыльчатки и формы раструба и кожуха стороны улитки.

Поле потока крыльчатки нестабильно и периодически из-за взаимодействия между каждой лопаткой и асимметричным спиральным корпусом (рис. 2), особенно в местах расположения двух язычков.Это изменяющееся во времени поле потока можно аппроксимировать усредненным по времени или постоянным полем потока с фиксированным геометрическим соотношением между рабочим колесом и спиральной камерой. Это упрощение называется подходом с замороженным рабочим колесом. Он вычисляет все (включая все лопасти) поле установившегося потока рабочего колеса во вращающейся раме и преобразует информацию поля потока в неподвижную раму на границе раздела около выхода рабочего колеса и улитки ниже по потоку. Устойчивый невращающийся поток улитки рассчитывается от поверхности раздела до каждого выхода улитки.Условия на границе раздела служат для обмена информацией между крыльчаткой и спиральной камерой и являются частью решения. Процесс достигается за счет схождения ключевых величин, таких как общее давление и массовый расход на входе рабочего колеса, на границе раздела и на выходе спиральной камеры.

Для расчета потока рабочего колеса все граничные условия, использованные для расчетов CFD, были сохранены, за исключением устранения периодического граничного условия и управления обратным давлением на выходе посредством обмена информацией о интерфейсе.Для расчета потока улитки заданы усредненные по массе давления нагнетания из двух выходов для поддержания (а) требуемого потока на сторону подъема, (б) расширенной поверхности от задней пластины рабочего колеса, моделируемой как плоскость симметрии, (c ) кожух как вращающаяся стенка и (d) все остальные поверхности кожуха как противоскользящие стенки.

Параметры производительности вентилятора оценивались иначе, чем расчет конструкции рабочего колеса. Мощность на валу была рассчитана с использованием (4), а 𝑇 _imp было получено путем интегрирования крутящего момента от всех лопастей рабочего колеса.Выходная мощность вентилятора и общий КПД рассчитывались по следующим формулам: FanPWRout = Δ𝑃𝑡lift⋅𝑄lift + Δ𝑃𝑡thruster⋅Qthruster, (8) 𝜂fan = FanPWRoutShaftPWR. (9)
Есть два других параметра, связанных с работой подъемной стороны. Это общий и статический КПД со стороны подъема, которые были рассчитаны следующим образом: lift = Δ𝑃𝑡lift⋅𝑄liftShaftPWR, (10) 𝜂𝑠lift = Δ𝑃𝑠lift⋅𝑄liftShaftPWR. (11)

Сетка топология, использованная для расчета конструкции рабочего колеса, показанная на рисунке 5, была сохранена.В зависимости от количества лопастей, предназначенных для каждого вентилятора, общая сетка рабочего колеса составляла приблизительно от 3 до 4 миллионов ячеек. У соответствующей спирали для каждого вентилятора было примерно 1,5 миллиона ячеек. Решение с конвергентной спиральной камерой для рабочего колеса базовой линии B # 1 было сначала получено путем регулирования давления на двух выходах для достижения проектной скорости подъема. Аналогичные давления на выходе применялись для всех других расчетов рабочего колеса, чтобы получить скорость подъема, показанную в таблицах 2 и 3.

s подъемник / ref (статический) 2 9018 9018 ИЗОГНУТОЕ РАБОЧЕЕ КОЛЕСО Вентилятор Мощность на валу / PWR ref Imp PWR / PWR ref del_ P t / 𝑃 ref Eff imp (%) Eff вентилятор (%) Ширина / D 7 2 P t подъемник / 𝑃 ref Loss / 𝑃 ref Eff_lift (общий) (%) Eff_lift) Подъемный поток (%) B # 1 0. 918 0,812 1,366 88,4 76,9 0,1208 1,187 1,227 0,139 0,451 0,437 0,451 0,437 56,7 56,7 56,7 56,7 88,7 74,0 0,1350 1,092 1,142 0,217 0,417 0,399 55,9 НОВЫЙ 0.865 0,759 1,278 87,8 76,9 0,1213 1,144 1,187 0,091 0,461 0,091 0,461 0,444 57,0 57,0 89,0 78,1 0,1213 1,139 1,182 0,115 0,458 0,441 56,5 NEW-w 0. 871 0,782 1,315 89,8 78,3 0,1237 1,154 1,196 0,119 0,460 0,460 0,443 56,5 56,5 56,5 Вентилятор Мощность на валу / PWR ref Imp PWR out / PWR ref del_ P t / ref6 9015 E9015 ) Eff вентилятор (%) Ширина / D P s подъемник / 𝑃 ref P t подъемник / 𝑃 ref Loss ref Eff_lift (total) (%) Eff_lift (static) (%) Lift Flow (%) B # 1 0. 929 0,853 1,434 91,8 77,2 0,1208 1,205 1,243 0,190 0,449 0,190 0,449 0,435 5692 88,0 73,6 0,1350 1,056 1,094 0,198 0,413 0,399 55,8 NEW-x 0.848 0,756 1,272 89,2 77,8 0,1213 1,100 1,140 0,132 0,453 0,437 56,5 Решения для соединения рабочего колеса / спиральной части В таблице 2 приведены данные о производительности, полученные в результате расчетов муфты крыльчатки и спиральной камеры для всех вентиляторов. Адаптированная из топологии решетки, используемой для CFD конструкции рабочего колеса, решетка рабочего колеса заканчивалась на фиксированном радиусе для всех расчетов муфты, за исключением НОВОГО рабочего колеса, которое заканчивалось немного меньшим радиусом.Чтобы сравнить производительность с аналогичными характеристиками решетки для всех вентиляторов, сетка NEW-x была создана путем радиального расширения кожуха крыльчатки NEW. Поскольку ширина рабочего колеса играет важную роль в рабочих характеристиках рабочего колеса, для сравнения было создано рабочее колесо большей ширины, обозначенное как рабочее колесо NEW-w. Кроме того, общий КПД вентилятора рассчитан в Таблице 2 с использованием (8) и (9). Статическое и полное давление на стороне подъемника, а также их КПД также сведены в таблицу.Потери улитки (столбец «Потери») на стороне подъема были оценены путем вычитания полного давления на стороне подъема из головки рабочего колеса (del_ P t ). Интересно отметить, что рабочее колесо B # 2 теперь требует меньшей мощности на валу (0,8%), чем рабочее колесо B # 1. НОВАЯ крыльчатка снижает мощность на валу на 5,76% от базовой. Когда улитка была соединена с рабочим колесом, эффективность рабочего колеса для НОВОГО рабочего колеса снизилась по сравнению с прогнозом конструкции рабочего колеса 95.От 5% до 89%. Аналогичное сокращение было предсказано для рабочих колес B # 1 и B # 2, то есть с 93% до 88%. Учитывается общее снижение эффективности рабочего колеса на пять-шесть процентных пунктов с обратной связью улитки. Если учесть потери в улитке, общий КПД вентилятора снизился до 76,9–78,3% для всех вентиляторов, кроме крыльчатки B # 2, которая снизилась до 74%. Резкое сокращение потерь в спиральной камере НОВОГО рабочего колеса предполагает, что поток на выходе из нового рабочего колеса лучше согласуется с потоком на выходе из спиральной камеры, чем для существующих рабочих колес.Таким образом, НОВАЯ крыльчатка повышает эффективность вентилятора на 1,2 процентных пункта и снижает мощность на 5,8%. Хотя все расчетные статические давления выше, чем требуемое давление нагнетания на стороне подъема (/ 𝑃ref> 1), статическое давление воздуха на стороне подъема для рабочих колес NEW и B # 2 ниже, чем у рабочих колес B #. 1 крыльчатка. Как показано в текущих прогнозах, НОВАЯ крыльчатка может удовлетворить требования по снижению подъемного давления и мощности, если существующая крыльчатка B # 1 будет иметь избыточную мощность при расчетных условиях. 4.3. Решения по соединению крыльчатки / улитки с эффектом зазора между кожухом Зазор между неподвижным раструбом и вращающимся кожухом показан на Рисунке 18 для рабочего колеса B # 1. Используя эту уточненную геометрию, при расчетах замороженного рабочего колеса учитывались не только узкий зазор, но также толщина кожуха и форма его конца. Размеры зазора, разработанные для рабочих колес B # 1, B # 2 и NEW, составляют 0,08%, 0,15% и 0,08% диаметра рабочего колеса соответственно. Поток в зазоре бандажа равен 0.52%, 0,92% и 0,58% притока при расчетных условиях для трех рабочих колес. В таблице 3 представлены данные о производительности при расчетных условиях для трех рабочих колес. В [16] приведены дополнительные сведения о влиянии зазора на аэродинамику крыльчатки. Сравнивая данные из таблиц 2 и 3, эффект зазора для рабочего колеса B # 1 оказывает обратное влияние на производительность по сравнению с двумя другими рабочими колесами. Рабочие колеса B # 2 и NEW страдают от снижения эффективности вентилятора примерно на 0,5% из-за зазора выходящего потока рабочего колеса [17] в улитку, что вызывает рециркуляцию потока на задней кромке лопасти рабочего колеса, как показано на рисунке 19.Напротив, поток в зазоре бандажа улучшает эффективность рабочего колеса и вентилятора для рабочего колеса B # 1. Это могло быть вызвано решением нестабильного потока через зазор с использованием текущей процедуры расчета установившегося режима. Расчеты, включая зазор, еще больше усложняют роль улитки, влияющей на общую производительность вентилятора. Табличные данные, представленные в таблице 3 для рабочих колес B # 2 и NEW, также показывают, что мощность на валу уменьшена на 6,0% и 8,7% соответственно по сравнению с рабочим колесом B # 1. 5. Проверка конструкции с помощью теста вентилятора модели Данные испытаний для всех трех вентиляторов были собраны на испытательном стенде вентилятора в масштабе 1/5, как показано на рис. 20. Установка для испытания производительности была построена с использованием Американского национального стандарта. Стандарты Института стандартов (ANSI) / Ассоциации воздушного движения и контроля (AMCA) [8] для справки. Для того чтобы число Рейнольдса (Re) модели было аналогично значению полной шкалы, в идеале испытание модели должно проводиться при 5-кратной полной скорости 1692 об / мин.Следуя предложению Re Фелана и др. [18], Re на основе 𝑈 и 𝐷 должно быть между 1,0 × 10 6 для центробежных вентиляторов с обратной стреловидностью и 2,0 × 10 6 для центробежных вентиляторов с лопастями с лопастями, чтобы достичь независимого режима Re. Текущие измерения были ограничены максимальной частотой вращения рабочего колеса 5212 об / мин. Для этого случая Re в условиях данной модели составляет 1,8 × 106. Измеренный коэффициент статического давления на подъемной стороне в зависимости от коэффициента расхода на подъемной стороне показан на рисунке 21 для трех рабочих колес.Погрешность измеренного давления оценивается в пределах 0,25% [8] при расчетных условиях. Сравнения, показанные на Рисунке 21, включают в себя первоначальный проектный требуемый рост давления, данные модельных испытаний и прогнозы CFD для полномасштабных (FS) и модельных (MS) вентиляторов. Последние расчеты для вентиляторов MS были выполнены с использованием числа MS Re, которое составляет около 12% от числа FS Re. Произошло внезапное падение давления во всех трех вентиляторах, когда они перешли в состояние остановки. Для рабочего колеса B # 1 существует внезапное повышение давления вблизи расчетных условий.Для двух других крыльчаток этого повышения давления не происходит. Это явление может быть связано с тем, что условия испытания вентилятора были близки к переходной области потока, где разделенные и повторно присоединенные потоки менялись местами, чтобы повлиять на внезапное повышение и падение давления. Прогнозы CFD, показанные на рисунке 21 для вентиляторов FS и MS, ясно демонстрируют эффект Re, который больше для рабочих колес B # 1 и B # 2, чем для рабочего колеса NEW. Результаты CFD также включают прогнозы с использованием нерасчетных расходов.Прогнозы MS CFD хорошо согласуются с данными модельных испытаний для рабочих колес B # 1 и NEW, в частности, подъем и падение для рабочего колеса NEW. CFD занижает подъемное давление для рабочего колеса B # 2, которое могло быть результатом отклонения в геометрии, используемой для расчетов и экспериментов. На Рисунке 22 показано сравнение снижения различных параметров производительности вентилятора, полученное из различий между расчетами вентилятора MS и FS для трех рабочих колес. Рабочее колесо NEW имеет наименьшие отклонения производительности почти по всем прогнозируемым параметрам, особенно в отношении потерь в спиральной камере, как указывалось ранее. Сравнивая требования к конструкции с измеренными данными, из рисунка 21 очевидно, что обе крыльчатки B # 1 и B # 2 создают давление, превышающее требуемое, на выходе со стороны подъема спиральной камеры. Это подтверждает вывод, сделанный в предыдущем разделе, и подтверждает возможность дальнейшего снижения энергопотребления. В частности, измеренные давления на стороне подъема для рабочих колес B # 1, B # 2 и NEW на 13,8%, 9,6% и 3,7% выше требуемого давления (показано в (2)) при расчетных условиях, соответственно.Аналогичным образом, измеренное снижение мощности для трех рабочих колес в расчетных условиях на 5,7%, 7,8% и 14,0% ниже требуемой мощности, показанной в (3), соответственно. Другими словами, рабочие колеса B # 2 и NEW уменьшают мощность на валу на 2,2% и 8,8% соответственно по сравнению с рабочим колесом B # 1. Новое рабочее колесо достигло вдвое большего снижения мощности по сравнению с базовым рабочим колесом B # 1 и хорошо согласуется с прогнозами CFD, показанными в последнем разделе. 6. Резюме и заключение Рабочее колесо с двойным всасыванием и двойной шириной было модифицировано для установки в базовую улитку с двойным выпуском для центробежного вентилятора. Целью было снизить энергопотребление при сохранении заданного выходного давления на выходе улитки со стороны подъема. Доработка конструкции завершилась отсоединением крыльчатки от улитки. Используя разработанную стратегию проектирования, были получены следующие результаты: (i) Расчеты только рабочего колеса для рабочего колеса базового уровня B # 1 и эталонного рабочего колеса B # 2 показывают, что общий КПД обоих существующих рабочих колес высокий (выше 92%) . Это предполагает, что традиционные методы проектирования, такие как кривизна обтекаемой формы или метод расчета невязкой жидкости, будут неадекватными для решения каких-либо аэродинамических улучшений существующих крыльчаток.Кроме того, требуется расчетный метод, учитывающий все аэродинамические потери. (Ii) Зона поворота потока из осевого в радиальное направление перед передней кромкой лопатки должна быть соответствующим образом спроектирована, чтобы избежать отрыва потока в кожухе. Удлинение передней кромки лопасти и зазор в зоне поворота кожуха предотвращают отделение воздуха от поверхности кожуха и повышают эффективность рабочего колеса. Это позволяет изменить конструкцию рабочего колеса базовой линии B # 1 с 14 лопастями на НОВОЕ рабочее колесо с 11 лопастями.(iii) 2D-оптимизация профиля лопасти, основанная на числовой связи между расчетом CFD и схемой оптимизации генетического алгоритма, позволяет достичь комплексной цели с предполагаемой мощностью на валу и выходной мощностью. Оптимизация повышает эффективность рабочего колеса с 92,6% до 93,7%. (Iv) Контроль формы задней кромки лопасти (или управление лопастями) эффективно изменяет поток на выходе из рабочего колеса и снижает мощность (с 0,945 до 0,896 PWR ref или снижение на 31,3 кВт. ) при сохранении эффективности.(v) Ширина рабочего колеса почти линейно связана с общим напором рабочего колеса. Однако при изменении ширины КПД крыльчатки остается почти постоянным. Расчеты CFD для оценки производительности вентилятора были выполнены с использованием подхода замороженного рабочего колеса для расчета установившихся потоков через рабочее колесо и улитку. Прогнозы CFD были подтверждены измерениями. Выводы, сделанные на основе сравнений, следующие: (i) Обратная связь спирали с рабочим колесом снижает эффективность рабочего колеса на пять-шесть процентных пунктов по сравнению с исходным диапазоном 93–95%.Эффективность вентилятора дополнительно снижается до диапазона 74–78% за счет учета потерь в улитке. Соответствующая конструкция улитки играет важную роль в определении КПД вентилятора, который для нового вентилятора увеличивается на 1,2% по сравнению с вентилятором базовой линии. (Ii) Зазор между раструбом и кожухом несет менее 1% притока обратно из улитка к крыльчатке для текущих вентиляторов. Это также снижает эффективность вентилятора на 0,5%. Хотя поток в зазоре облегчает разделение потока в кожухе, он влияет на поток по задней кромке лопасти, особенно в местах расположения выступов спиральной камеры.(iii) Данные испытаний повышения давления на стороне подъема для существующих и новых рабочих колес хорошо согласуются с прогнозами CFD, основанными на модельном числе Рейнольдса. Прогнозы CFD предполагают, что существует эффект числа Рейнольдса между модельным и полномасштабным веерами. Этот эффект числа Рейнольдса больше для существующих рабочих колес по сравнению с новым рабочим колесом. (Iv) Сравнение прогнозов CFD и измерений подтверждают, что мощность существующего вентилятора была превышена при проектировании, что позволило создать новую конструкцию рабочего колеса с более низкой потребляемой мощностью.Измеренное снижение мощности нового рабочего колеса на 8,8% ниже базового. Это снижение мощности согласуется со снижением на 8,7%, полученным на основе прогнозов CFD. Раскрытие информации Этот материал объявлен работой правительства США и не подлежит защите авторских прав в США. Утверждено для публичного выпуска; распространение не ограничено. Сокращения out : ε : Скорость вращения рабочего колеса. ASD: Деформация произвольной формы CRUNCH: Код CFD, использованный в настоящем исследовании D : Диаметр рабочего колеса. 6 м DDV: Улитка с двойной разгрузкой 𝑑obj: Параметр расстояния, используемый при определении целевой функции оптимизации, показанной в (7) DWDI: Двойная ширина, двойной вход тип вентилятора FS: Полная шкала Вентилятор _ PWR out : Выходная мощность вентилятора, определенная в (8) GA: Генетический алгоритм Генетический алгоритм Выходная мощность рабочего колеса, определенная в (5) k : Турбулентная кинетическая энергия B # 1, B # 2: Базовая и контрольная рабочие колеса MS : Масштаб модели НОВИНКА: Новое рабочее колесо P : Давление 𝑃ref: 9 0192 Эталонное давление, 7517 Па В : Скорость потока Re: число Рейнольдса ShaftPWR: мощность Вал PWR исх : Справочная мощность, 638. 3 кВт т : Время T : Крутящий момент рабочего колеса U : Скорость кончика вентилятора (141,77 м / с при проектных условиях) U o : Скорость на входе u, v, w : Компоненты скорости жидкости x, y, z : Декартова система координат Турбулентное рассеивание η : Общий КПД ρ : Плотность воздуха ω : Нижние индексы 9019 подруливающее устройство: Подруливающее устройство со стороны вентилятора имп . : Рабочее колесо подъемник: Выходная сторона подъема вентилятора с : Статическое давление т : Общее давление. Выражение признательности Эта статья финансировалась Управлением военно-морских исследований, код 331, как часть усилий подъемно-вытяжных устройств в рамках программы FNC Seabase-to-Shore.Программным менеджером ONR был доктор Ки-Хан Ким. Этот документ был подготовлен при поддержке Программы прикладных исследований Управления военно-морских исследований, находящейся в ведении Центра надводных боевых действий ВМС, подразделение Кардерок в рамках программы IAR. Вычислительные ресурсы из Главного центра общих ресурсов Морского океанографического управления (NAVOCEANO MSRC) были предоставлены через Программу модернизации высокопроизводительных вычислений Министерства обороны США (HPCMP). Осевое Vs. Центробежные вентиляторы Осевые и центробежные вентиляторы Есть две основные разновидности вентиляторов: осевые вентиляторы и центробежные вентиляторы.Pelonis Technologies, Inc. (PTI), мировой лидер в области вентиляторных технологий более 25 лет, производит как осевые, так и центробежные вентиляторы. Чтобы помочь прояснить эту путаницу, вот разбивка по типам вентиляторов, их преимуществам и их использованию. Конструкция и функция центробежного вентилятора сильно отличаются от осевого вентилятора. Их различия делают каждый из них подходящим для разных применений, и клиенты иногда не могут понять, какой тип вентилятора лучше всего соответствует их потребностям. Осевые вентиляторы Осевые вентиляторы восходят к средневековым европейским ветряным мельницам горизонтальной формы. Первыми вентиляторами с электрическим приводом, появившимися в 1880-х годах, были осевые вентиляторы. Осевые вентиляторы названы в честь направления создаваемого ими воздушного потока. Лопасти, вращающиеся вокруг оси, втягивают воздух параллельно этой оси и выталкивают воздух в том же направлении. Осевые вентиляторы создают воздушный поток с высокой скоростью потока, что означает, что они создают воздушный поток большого объема.Однако создаваемые ими воздушные потоки имеют низкое давление. Для работы им требуется низкая потребляемая мощность. Центробежные вентиляторы Центробежный вентилятор был изобретен в 1832 году военным инженером генерал-лейтенантом Александром Саблуковым из Императорской Российской армии Российской Империи. Центробежные вентиляторы, часто называемые нагнетателями, отличаются от осевых вентиляторов. Давление входящего воздушного потока увеличивается с помощью крыльчатки вентилятора, состоящей из нескольких лопастей, установленных на круглой ступице. Центробежные вентиляторы перемещают воздух радиально — направление выходящего наружу воздуха изменяется, обычно на 90 °, от направления входящего воздуха. Воздушный поток, создаваемый центробежными вентиляторами, направляется через систему каналов или трубок. Это помогает создать воздушный поток с более высоким давлением, чем осевые вентиляторы. Несмотря на меньшую скорость потока, центробежные вентиляторы создают более стабильный поток воздуха, чем осевые вентиляторы. Центробежные вентиляторы также требуют большей потребляемой мощности. Вентиляторные приложения Осевой Осевые вентиляторы лучше всего подходят для общего применения из-за создаваемых ими больших объемов воздуха при низком давлении. Например, они превосходно перемещают воздух из одного места в другое, охлаждают замкнутые пространства, такие как компьютеры, и охлаждают большие пространства, такие как рабочие места. Стандартная модель переменного тока является энергоэффективной, потребляя не более 100 Вт на высокой скорости. Вентиляторы переменного тока можно подключать напрямую к источнику постоянного тока, например, к солнечным батареям или батареям. Поскольку конечной целью таких устройств, как торговые автоматы, является равномерный поток охлаждающей мощности, вентилятор переменного тока — довольно очевидный выбор. В настоящее время лидеры индустрии вендинга и прохладительных напитков пытаются заинтересовать новое поколение своими услугами. По мере того, как новая модная толпа становится все более привязанной к своим технологиям, отрасль находит новые интересные способы привлечь их внимание. Варианты безналичной оплаты, сенсорные экраны и варианты оплаты по мобильному телефону — все это становится частью дизайна торговых автоматов. Такие компании, как Intel® и Cisco Systems®, принимают участие, а это означает, что теперь торговый автомат имеет все больше общего с компьютером. И, как и любой компьютер, который может быть у вас в офисе, перегрев становится более серьезной проблемой, поскольку все эти технологии включены в новые конструкции. Благодаря сложным технологическим характеристикам вы можете увидеть падение производительности из-за нагрева.Вентиляторы переменного тока — отличный выбор для поддержания необходимого количества охлаждения для этих компонентов. Именно по этим причинам мы создали осевой вентилятор переменного тока серии PM1225-7. Осевые вентиляторы переменного тока широко используются в торговых автоматах для обеспечения охлаждения в ограниченном пространстве. Центробежный Из-за высокого давления, которое они создают, центробежные вентиляторы идеально подходят для систем с высоким давлением, таких как системы сушки и кондиционирования воздуха. Поскольку все их движущиеся части закрыты, а также обладают способностью уменьшать количество твердых частиц, что делает их идеальными для использования в системах очистки воздуха и фильтрации.Центробежные вентиляторы также обладают определенными преимуществами: Высочайшая энергоэффективность . Постоянный воздушный поток позволяет центробежным вентиляторам вырабатывать энергию со статической эффективностью до 84%. Эти более высокие уровни эффективности идеальны для поддержки более крупных воздушных систем. Повышенная прочность. Эти вентиляторы достаточно прочные, чтобы правильно работать в самых коррозионных и эрозионных средах. Возможность ограничения перегрузки. Некоторые центробежные вентиляторы оснащены кривыми мощности без перегрузки, что гарантирует отсутствие перегрузки двигателя при превышении его мощности. Простота обслуживания. Вентиляторы для легких материалов можно легко очистить, когда вы сочтете это необходимым. Кроме того, некоторые вентиляторы обладают характеристиками самоочистки, что значительно упрощает ежедневное обслуживание. Высокая универсальность. Центробежные вентиляторы полезны для нескольких комбинаций воздушного потока / давления, и они могут обрабатывать несколько условий воздушного потока, включая чистый, сухой и влажный воздух Несколько размеров. Эти вентиляторы доступны в нескольких размерах для различных применений, например, в ограниченных пространствах или труднодоступных местах. Узнать больше Даже в пределах категорий осевых или центробежных вентиляторов существует большое количество различий между моделями, и все они подходят для различных целей. Сопутствующие товары Радиальный вентилятор : подробный обзор — Диваны Fans За прошедшие годы промышленные вентиляторы различных типов приобрели огромный крутящий момент в различных отраслях промышленности.Радиальные вентиляторы являются одним из важных типов промышленных вентиляторов, получивших широкое распространение. Эти вентиляторы используются на фабриках, шахтах и ​​коммерческих зданиях. Широко известные как центробежные вентиляторы, радиальные вентиляторы также используются для перемещения газов, влаги и пыли в направлении поступающей жидкости. Эти вентиляторы также известны как вентиляторы с лопастными колесами или радиальные пластинчатые вентиляторы, вентиляторы воздуходувки, вентиляторы с короткозамкнутым ротором и вентиляторы с короткозамкнутым ротором, в зависимости от их конструкции и работы. Благодаря их неоспоримым преимуществам сегодня легко найти эти вентиляторы в различных исполнениях.Вам интересно узнать, что делает этих фанатов популярными? Если да, то в этом посте есть ответы на все, что вы хотите знать об этих фанатах. Что такое радиальный вентилятор? Радиальный вентилятор — это механическое устройство с крыльчаткой, приводимой в действие электродвигателем. Крыльчатка вращается сама по себе и обеспечивает направление воздуха. Воздух, который он дает, обычно всасывается с боковых сторон вентилятора и выдувается через выходное отверстие вентилятора. Какие компоненты радиального вентилятора? К радиальному вентилятору в основном относятся: Рабочие колеса Корпус вентилятора Впускной и выпускной воздуховод Привод Приводной вал Как работает радиальный вентилятор? В радиальном вентиляторе воздух ударяется о крыльчатку вентилятора, поворачивается под прямым углом и ускоряется радиальными плоскими лопастями на крыльчатке. Ускоренный воздух выпускается радиально, отсюда и название.Воздушный поток вызывается центробежной силой, которая создается во вращающейся колонне. Эти вентиляторы могут быть с ременным или моторным приводом. Радиальные вентиляторы и прочие центробежные вентиляторы Существует несколько типов центробежных вентиляторов, которые различаются по конструкции. Из них наиболее популярными являются прямая кривая, обратная кривая, аэродинамические и радиальные вентиляторы. Давайте вкратце рассмотрим остальных трех вентиляторов, чтобы понять, чем они отличаются от радиальных. Аэродинамические вентиляторы: Центробежные вентиляторы названы так из-за их лопастей с аэродинамическим профилем. Вентиляторы Airfoil используются в приложениях, где задействованы окружающие или повышенные температуры, например, в химической, энергетической, металлургической, нефтедобывающей промышленности и т. Эти вентиляторы обеспечивают высокую эффективность и бесшумную работу. Скопление пыли — один из недостатков этого вентилятора. Таким образом, они больше подходят для применений с чистым воздухом. Вентиляторы с прямой кривой: Эти вентиляторы оснащены крыльчатками с короткозамкнутым ротором, которые создают максимальный объем воздушного потока.Вентиляторы с прямой кривой чаще всего используются в высокотемпературных печах и в системах вентиляции, где вероятность скопления пыли низкая. Этот вентилятор требует большого количества лопастей для вращения вперед кривых колес. Вот почему они не могут использоваться в приложениях, где существует вероятность высокой запыленности. Если пыль оседает на лезвиях, это влияет на объем подаваемого воздуха. Вентиляторы с обратной кривой: Эти вентиляторы обладают той же эффективностью, что и аэродинамические вентиляторы.У них есть изогнутые пластинчатые лезвия, которые помогают избежать скопления пыли. Эта особая конструкция делает их пригодными для работы с высоким давлением. Конструктивные характеристики радиальных вентиляторов По следующим конструктивным характеристикам они превосходят рассмотренные выше вентиляторы. Крыльчатка этого вентилятора имеет простую конструкцию, содержащую от шести до двенадцати плоских лопастей, которые проходят радиально от центра ступицы вентилятора. Лопасти уже, тяжелее и глубже, чем у центробежных вентиляторов с наклоном назад и вперед изогнутыми. Простая, но прочная конструкция крыльчатки помогает избежать накопления липких материалов или пыли на ее лопастях, что делает ее пригодной для работы с высоким давлением, но с загрузкой пыли. Рабочим колесам этих вентиляторов можно помочь в различных конструкциях. Вы найдете больше вариаций крыльчаток, чем вентиляторы с аэродинамическим профилем, прямой и обратной кривой. Некоторые популярные типы включают: Лопастное колесо Открытое колесо (OW) Заднее колесо (BW) Стальной лист По сравнению с центробежными вентиляторами с аэродинамическим профилем, обратной кривой и прямой кривой, радиальные вентиляторы являются вентиляторами среднего воздушного потока. Благодаря конструкции с высоким давлением и отсутствию образования пыли эти вентиляторы широко используются в сложных промышленных приложениях, таких как горнодобывающие предприятия, для перемещения воздуха под высоким давлением. Преимущества использования радиальных лопастных вентиляторов Радиальные вентиляторы или радиально-лопастные вентиляторы обладают одной из самых прочных конструкций в данной области. Это делает их идеальным выбором для различных промышленных применений. Следующие особенности этих вентиляторов помогли увеличить их спрос в последние годы. Эти вентиляторы, оснащенные плоскими радиальными лопастями, подходят для тяжелых и сложных условий эксплуатации. В отличие от нескольких других обсуждаемых здесь центробежных вентиляторов, радиальные вентиляторы обладают простой конструкцией и обладают характеристиками самоочистки, которые способствуют простоте обслуживания. Это особенно выгодно для предприятий, которые связаны с высокими затратами на техническое обслуживание. Характеристики самоочистки не только помогают снизить затраты на техническое обслуживание, но и помогают повысить эффективность работы. Прочная конструкция этих вентиляторов делает их идеальным выбором для работы в условиях высоких температур, высокого статического давления, а также агрессивных и агрессивных сред. Прочная конструкция в сочетании с долговечностью также делает их идеальным выбором для обработки воздушных потоков, содержащих пыль и большое количество твердых частиц. Радиальные вентиляторы доступны по более доступной цене, чем другие центробежные вентиляторы, что делает их выбором для различных сегментов промышленности, где бюджет может быть главной проблемой. Короче говоря, радиальные лопаточные вентиляторы используются там, где требуется высокая степень надежности и износостойкости. Воздуходувка — один из прекрасных примеров радиальных или центробежных вентиляторов, которые используются для сушки влажных участков зданий. Каковы промышленные применения радиальных вентиляторов? Радиальные вентиляторы используются в различных технологических установках для удаления кислотных паров и коррозионных газов. Следующие указатели помогут вам понять различные промышленные применения радиальных вентиляторов. Эти вентиляторы используются на цементных заводах на различных этапах производства. Например, они используются для подготовки сырья, измельчения, хранения и смешивания материалов, а также для удаления отработанных газов из систем фильтрации. Радиальные вентиляторы были одной из неотъемлемых характеристик сталелитейных заводов, где они используются во время таких операций, как удаление пыли, спекание и т. Д. Эти вентиляторы могут противостоять пыльным условиям, высоким температурам и неблагоприятным условиям на сталелитейных заводах. В котлах для электростанций используются центробежные или радиальные вентиляторы одного из различных типов. Эти вентиляторы обеспечивают бесперебойную и стабильную работу котлов и могут выдерживать высокие температуры, выделяемые этими котлами. Радиальные вентиляторы обычно используются на электростанциях мощностью менее 500 МВт. Радиальные или центробежные вентиляторы для тяжелых условий эксплуатации используются в химической промышленности, поскольку они соответствуют строгим требованиям безопасности, предъявляемым к отрасли. Эти вентиляторы обычно используются для отвода опасных газов с объекта. Радиальные вентиляторы и другие типы центробежных вентиляторов используются в текстильной промышленности для сушки при низком давлении. Управление температурой — одно из важных требований и забот в стекольной промышленности. Радиальные вентиляторы используются на различных этапах подготовки стекла. Они используются для охлаждения духовок в начале процесса. Также они используются для отвода горячих газов в духовку. Вы ищете вентилятор с радиальными лопастями для промышленного предприятия? Прежде чем вкладывать деньги, необходимо ориентироваться на их качество и эксплуатационные характеристики. В связи с их высоким спросом сегодня легко найти несколько дешевых вариантов фирменных радиальных лопастных вентиляторов, но этого недостаточно. Таким образом, вы должны сотрудничать с таким надежным брендом, как Sofasco, который не только производит ведущую в отрасли марку радиальных центробежных вентиляторов постоянного тока, но также предоставляет их в индивидуальной конфигурации для удовлетворения требований клиентов. Вы можете связаться с их командой экспертов сегодня, чтобы обсудить ваши требования. ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ ВЕНТИЛЯТОР — ВЕНТИЛЯТОР: ОСНОВНАЯ КОНСТРУКЦИЯ ЦЕНТРОБЕЖНОГО ВЕНТИЛЯТОРА Конструкция центробежного вентилятора ОСНОВНЫЕ ЧАСТИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО ВЕНТИЛЯТОРА Конструкция центробежного вентилятора обычно приводится в следующих условиях: объемный расход, полное давление, рабочее тело и его плотность (или температуры рабочей среды), а иногда и структурные требования и особые требования. Дизайн Требования к большому центробежному вентилятору: обеспечить необходимый расход и условия давления в наивысшей точке эффективности должны быть возле; максимальное значение КПД должно быть таким же большим, как и часть КПД кривая плоская; кривая давления в широком диапазоне стабильности; фанат простого структура , техника хорошая; удобный выбор материалов и фурнитуры; обладают достаточной прочностью, жесткостью, безопасны и надежны; работает стабильно, тихий шум; скорректированная производительность, технологичность; размер вентилятора не превышает возможно, легкий вес; Эксплуатация и обслуживание, разобрать легкий транспорт. Однако, при соблюдении всех вышеперечисленных требований, это, как правило, невозможно. В аэродинамические характеристики и конструкция (прочность, технологичность) есть противоречия между часто, как правило, чтобы охватить основные противоречие решает проблему. Это требует от дизайнеров выбора правильного дизайна, чтобы устранить основное противоречие. Например: С использование разных вентиляторов, а не одно и то же требование, например, общественное здания, используемые в качестве вентиляторов, обычно используются с большинством Важным требованием является то, что общий малошумный, многолопастный центробежный вентилятор с этой функцией; и требуют большого расхода. Центробежные вентиляторы обычно двухстороннего всасывания; для некоторых из центробежный вентилятор высокого давления, низкая удельная скорость, относительная доля потерь на утечку обычно больше Детали вентилятора — конструкция крыльчатки Крыльчатка центробежных вентиляторов имеет пять основных форм лопастей и несколько конфигураций крыльчатки (т.е.e) DWDI (двойное впускное отверстие двойной ширины) или SWSI (одинарное впускное отверстие одинарной ширины) . Конструкция крыльчатки будет зависеть от аэродинамических характеристик и условий эксплуатации. Конструкция лезвия ТИПЫ КОНСТРУКЦИИ НОЖЕЙ Лезвия с обратным наклоном, назад загнутыми лопатками 3D А высокоэффективная конструкция крыльчатки. Его неотъемлемая сила означает, что в Помимо обработки воздуха, он может использоваться с газами, содержащими умеренно количества эрозионных частиц и при высоких температурах. Он может нести лайнеры и твердое покрытие, если требуется. Наклоненные назад плоские ножи Эффективный и прочная форма, эта конструкция является экономичной альтернативой конструкция с загнутыми назад лопатками, но с плоскими лезвиями вместо изогнутый. Это приводит к несколько более низкой эффективности, компенсируемой более легкая установка вкладышей. Наклонные назад лопасти с загнутыми вперед лопатками Также такая конструкция, называемая лопастями с радиальными наконечниками, снижает вероятность образования пыли нарост на нижней стороне лезвий в приложениях с умеренной количество переносимой газом пыли. Лопасти Aerofoil 3D-МОДЕЛЬ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ИЗ АЭРОФОЙЛА Аэрофойл лопастные рабочие колеса чаще всего используются в приложениях, работающих с большими объемы при низких давлениях. Эта высокоэффективная конструкция вентилятора используется в чистый воздух или с газами, содержащими небольшое количество эрозионных частиц. Радиальные лопасти 3D МОДЕЛЬ РАДИАЛЬНОГО РАБОЧЕГО КОЛЕСА Формируем ротор, который По сути, это большое лопастное колесо, такая конструкция обеспечивает относительно неэффективный вентилятор с энергопотреблением выше, чем у того, чаще встречается клинок с обратным наклоном.Собственная механическая прочность и устойчивость к износу означают, что он обычно используется при большом количестве в потоке газа присутствует абразивная пыль, или при очень высоком содержании газа ожидаются температуры. Конфигурации рабочего колеса Одинарный или двойной вход А рабочее колесо с двойным впуском состоит из двух рабочих колес с одинарным впуском, расположенных сзади обратно на вал с общей задней пластиной, что обеспечивает почти двойное поток одностороннего вентилятора. Выбор вентилятора двухстороннего всасывания приводит к меньшему диаметру, более быстрой (и, возможно, более дешевой) машине по сравнению с альтернативой с односторонним всасыванием. Одно- или многоступенчатые Многоступенчатый вентилятор состоит из двух или более рабочих колес, установленных на одном валу. Воздух или поток газа проходит через каждый из них по очереди, что приводит к увеличению давление IRJET — Запрошенная вами страница не найдена на нашем сайте IRJET приглашает статьи из различных инженерных и технологических и научных дисциплин для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, Февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. IRJET приглашает специалистов по различным инженерным и технологическим дисциплинам, научным дисциплинам для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021 г. ) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. IRJET приглашает специалистов по различным инженерным и технологическим дисциплинам, научным дисциплинам для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021 г.) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. IRJET приглашает специалистов по различным инженерным и технологическим дисциплинам, научным дисциплинам для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021 г. ) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. IRJET приглашает специалистов по различным инженерным и технологическим дисциплинам, научным дисциплинам для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021 г.) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. IRJET приглашает специалистов по различным инженерным и технологическим дисциплинам, научным дисциплинам для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021 г. ) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. IRJET приглашает специалистов по различным инженерным и технологическим дисциплинам, научным дисциплинам для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021 г.) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. IRJET приглашает специалистов по различным инженерным и технологическим дисциплинам, научным дисциплинам для Тома 8, выпуск 2 (февраль-2021 г. ) Отправить сейчас IRJET Vol-8, выпуск 2, февраль 2021 г. Публикация продолжается… Обзор статей IRJET получил «Импакт-фактор научного журнала: 7,529» за 2020 год. Проверить здесь IRJET получил сертификат регистрации ISO 9001: 2008 для своей системы управления качеством. Процессы | Бесплатный полнотекстовый | Влияние угла выхода лопастей на поле потока и пульсацию давления в центробежном вентиляторе 1. Введение Вентиляторы относятся к категории общего машиностроения и широко используются в различных отраслях народного хозяйства.Они являются незаменимым оборудованием для промышленного и сельскохозяйственного производства. По статистике, потребление энергии ветряными турбинами составляет 8–10% от общего объема производства электроэнергии в Китае (Chen [1]). В настоящее время центробежные вентиляторы занимают значительную долю в энергосистеме Китая. Поэтому очень важно исследовать и улучшать пневматические характеристики вентиляторов для экономии энергии. Однако в процессе оптимизации производительности вентиляторов традиционные экспериментальные методы имеют длительные циклы и высокую стоимость, а также трудно визуально отобразить распределение газа внутри вентилятора.Таким образом, технология численного моделирования CFD (вычислительная гидродинамика), которая может эффективно уменьшить размер выборки для экспериментального дизайна и более конкретно фиксировать детали потока внутри вентилятора, все больше привлекает внимание ученых. Многие ученые использовали технологию численного моделирования для изучения центробежных вентиляторов (Zhang et al. [2]; Zhou et al. [3]; Lin et al. [4]; Yu et al. [5]; Kishokanna et al. [6] ]). Рабочее колесо является основной движущейся частью центробежного вентилятора, и его конструктивные параметры включают форму лопастей, профиль лопастей, ширину выпускного отверстия, количество лопастей, диаметр входа и выхода и т. Д.Превосходная конструкция крыльчатки помогает улучшить аэродинамические характеристики вентилятора. В настоящее время многие ученые изучают влияние определенных параметров крыльчатки на аэродинамические характеристики вентиляторов. Li et al. [7] изучили влияние формы лопастей на производительность высокоскоростных центробежных вентиляторов и обнаружили, что явление блокировки на выходе из лопатки рабочего колеса пластинчатой ​​лопастью и турбулентная кинетическая энергия внутри спиральной камеры были ослаблены в условиях большого скорость потока, так что производительность вентилятора с пластинчатой ​​лопастью была лучше, чем у крыльчатой ​​лопасти.Wu et al. [8] сравнили производительность центробежного вентилятора с различными профилями лопастей и обнаружили, что центробежный вентилятор с лопастями с двойной дугой был выше по эффективности и общему давлению при расчетных условиях, но осевая мощность, потребляемая лопастями с одинаковым замедлением, была ниже меньше. Однако при условии, что другие параметры вентилятора остаются неизменными, внутренний поток вентилятора с одинаковыми тормозными лопастями был более равномерным в условиях низкого потока. Jian et al. [9] обнаружили, что при изменении ширины выпускного отверстия лопатки различные потери вентилятора увеличиваются, а КПД снижается.С уменьшением выходной ширины лопатки кривая потока-давления вентилятора сместилась в нижний левый угол, а давление уменьшилось с увеличением скорости потока. Это дает ориентир для расчета выходной ширины рабочего колеса и реконструкции рабочего колеса. Лю и др. [10] обнаружили, что аэродинамические характеристики вентилятора можно улучшить за счет увеличения количества лопастей и диаметра выпускного отверстия для лопастей. Оптимизированный вентилятор с 12 лопастями и увеличенным выходным диаметром лопастей был лучше, чем вентилятор прототипа, с точки зрения общего давления и эффективности.Кроме того, некоторые ученые изучали взаимодействие между несколькими конструктивными параметрами крыльчатки. Например, Esra et al. [11] использовали метод нейронной сети для определения оптимального семейства входного и выходного радиуса рабочего колеса, а также входного и выходного угла для снижения уровня шума на ранней стадии проектирования вентилятора. Meng et al. [12] изучали влияние трех параметров конструкции лопастей на производительность центробежного вентилятора, а именно угла входа, угла выхода и количества лопастей, и получили, что наилучшее сочетание трех параметров конструкции лопастей, используя модель поверхности отклика (RSM ) метод оптимизации.Максимальный КПД составил 93,7%. Shi et al. [13] оптимизировали комбинацию рабочего колеса и направляющей лопатки, изучив закон внутреннего потока вентиляторов и объединив его с результатами численных расчетов. Они обнаружили, что линия обтекания оптимизированной направляющей лопатки была равномерной, а завихренность была уменьшена по сравнению с исходной направляющей лопаткой. HEO et al. [14] проанализировали аэродинамические характеристики центробежного вентилятора с дополнительными лопастями делителя в крыльчатке с помощью трехмерного усредненного по Рейнольдсу Навье – Стокса (RANS).Глобальная оптимальная граница Парето для конструкции центробежных вентиляторов была получена с помощью гибридного многоцелевого эволюционного алгоритма и модели аппроксимации поверхности отклика. Ученые также изучали угол выхода лопастей центробежных вентиляторов в качестве основного параметра рабочего колеса. Wang et al. [15] оптимизировали конструкцию вентилятора на основе метода ортогонального экспериментального проектирования и численного моделирования CFD и получили модель относительного оптимального сочетания геометрических параметров рабочего колеса и скорости.Проведя анализ диапазона результатов расчетов, они обнаружили, что угол выхода лопастей оказывает наибольшее влияние на КПД вентилятора. Недавно Swe et al. [16] обсудили характеристики потока центробежных вентиляторов с различными углами выпуска лопастей с использованием метода численного моделирования CFD. Результаты показали, что когда выходной угол лопатки составлял 25 °, устойчивый поток и нестационарный поток были более однородными, а распределение потока в окружном направлении практически не изменялось. Yu et al.[17] также изучили влияние угла выхода лопастей на производительность многолопастного центробежного вентилятора и обнаружили, что давление ветра и эффективность вентилятора увеличиваются в диапазоне расхода 420–725 м 3 / ч с увеличение угла выхода лопастей и правильное увеличение угла выхода лопастей может уменьшить амплитуду пульсации вентилятора на частоте лопастей и частоте умножения. Хотя многие ученые изучали угол выхода лопастей центробежного вентилятора, немногие изучали влияние угла выхода лопастей на поле внутреннего потока и колебания давления вентилятора с прямыми лопастями.В этой статье в качестве исследовательской модели был выбран тип вентилятора с прямыми лопастями. Затем на основе исходного угла выхода лопасти были получены пять углов выхода (26,5 °, 28 °, 29,5 °, 31 ° и 32,5 °), и геометрическая модель была создана с использованием программного обеспечения SolidWorks. Для численного моделирования использовалась программа ANSYS CFX, а выполнимость результатов расчета была проверена экспериментально. Посредством постобработки программного обеспечения было изучено влияние различных углов выпускного отверстия лопастей на поле внутреннего потока и производительность центробежного вентилятора.Амплитуды лопастей вентилятора с разными углами выхода были получены и проанализированы с помощью быстрого преобразования Фурье. Результаты исследования могут предоставить определенные эталонные значения для эффективной, безопасной и стабильной работы центробежного вентилятора. 4. Результаты и обсуждение 4.1. Контраст внешних характеристик Из рисунка 7 видно, что полное давление вентилятора уменьшалось с увеличением скорости потока. КПД вентилятора сначала увеличивался, затем снижался, достигнув максимального значения около номинальной рабочей точки.При Q / Q des 2 = 29,5 ° полное давление было самым высоким. Кроме того, тенденция изменения КПД отличалась от изменения общего давления. Угол выхода лопатки с наибольшим КПД был различным при разных расходах. При высоком расходе КПД увеличивался с увеличением угла выхода. При проектном или низком расходе эффективность была максимальной, когда выходной угол лопатки составлял 26,5 °, и достигал максимума 84,85% при расчетной скорости потока. 4.2. Распределение вектора скорости Для дальнейшего описания внутреннего потока вентилятора были получены распределения относительной скорости в средней части проточного канала, как показано на Рисунке 8. В канале рабочего колеса были вихри разной степени между 90 ° и 270 °. ° (см. Рисунок 3) при разных расходах, а количество вихрей постепенно уменьшалось с увеличением расхода. При низком расходе выходной угол мало влиял на распределение относительной скорости; однако скорость около спирального язычка значительно увеличилась с увеличением выходного угла. При проектном расходе, когда угол выхода лопатки составлял 31 °, количество каналов рабочего колеса с завихрением было наименьшим, а тихоходная зона на выходе рабочего колеса — наименьшей. В условиях большой скорости потока около выхода рабочего колеса были участки низкой скорости различной степени от 90 ° до 270 °, а площадь области низкой скорости уменьшалась с увеличением угла выхода лопасти. Однако состояние потока в канале рабочего колеса около язычка спирали становилось все более нестабильным.Когда β 2 = 32,5 °, на поверхности всасывания задней кромки лопасти возникала область низких скоростей и отрыв потока, что приводило к блокированию потока. Возможно, выпускной угол был слишком большим, чтобы соответствовать улитке, и это явление вызвано воздействием жидкости на язычок улитки. 4.3. Распределение давления На рисунке 9 показано распределение статического давления в средней плоскости пролета рабочих колес с разными углами выпуска лопастей и разными расходами.В условиях малого расхода область низкого давления на входе в рабочее колесо сначала увеличивалась, а затем уменьшалась с увеличением угла на выходе. При расчетном расходе площадь зоны низкого давления сначала увеличивалась, а затем уменьшалась с увеличением выходного угла рабочего колеса от 90 ° до 270 °. При большой скорости потока в канале рабочего колеса наблюдался обратный градиент давления между 90 ° и 270 °, и это явление было уменьшено с увеличением угла выхода лопатки. Статическое давление увеличивалось с увеличением расхода. Максимальное статическое давление возникало на выходе из рабочего колеса около шпунта улитки, которое увеличивалось с увеличением угла выхода лопатки, и увеличивалась площадь области высокого давления. На диаграмме распределения статического давления крыльчатки мы наблюдали, что величина статического давления вентилятора постепенно увеличивалась из-за непрерывной работы вращения лопасти крыльчатки над воздушным потоком. На входе в рабочее колесо имелась чистая зона низкого давления на всасывающей поверхности лопасти, а у стенки происходил обратный поток, что приводило к потере разделения.При высоких расходах это явление смягчалось увеличением угла выхода. Как видно из рисунка 10, общее распределение давления вентилятора постепенно увеличивалось от входа рабочего колеса к выходу. По мере увеличения расхода общее давление увеличивалось. При разных выходных углах изменения давления в канале рабочего колеса в основном происходили между 90 ° и 270 °. При малом расходе полное давление не сильно изменялось с увеличением угла выхода лопатки.При проектном расходе на выходе из одиночного рабочего колеса возникла область низкого давления, которая сначала увеличивалась, а затем уменьшалась с увеличением угла выхода. В сочетании с векторной диаграммой скорости область низкого давления появилась в области низких скоростей. При высоких расходах общее давление увеличивалось с увеличением угла выхода. С увеличением угла выхода лопатки увеличивалась эффективная рабочая площадь крыльчатки, общее давление в крыльчатке увеличивалось в целом, особенно в периферийной области выходного отверстия лопатки.Кроме того, распределение давления в различных путях прохождения потока между лопастями было различным в диапазоне от 90 ° до 270 °, что указывает на асимметричность характеристик потока внутри вентилятора. 4.4. Распределение кинетической энергии турбулентности Из рисунка 11 видно, что область высокой кинетической энергии турбулентности в основном распределялась около спирального выступа на выходе из рабочего колеса и постепенно распространялась к окружающей области. Когда газ проходил через эту область, легко происходил отрыв пограничного слоя.В целом турбулентная энергия была наименьшей при угле выхода лопасти 29,5 °. С увеличением угла выхода лопасти турбулентная энергия спирального сечения сначала уменьшалась, а затем увеличивалась. Выходной угол лопасти имел подходящее значение, что может уменьшить потери потока в спиральной секции и повысить эффективность вентилятора. 4.5. Анализ пульсаций давления Чтобы лучше проанализировать влияние выходного угла лопатки на пульсации давления в выходной области рабочего колеса, временные характеристики пульсации давления в каждой контрольной точке рабочего колеса были преобразованы с помощью быстрого преобразования Фурье, а частотная область пульсации давления, как показано на рисунке 12.Из диаграммы видно, что основной частотой пульсации в точке контроля на выходе из крыльчатки центробежного вентилятора была частота прохождения лопатки (f BPF ) и ее частотное умножение, а амплитуда пульсации достигла максимума при частота прохождения лезвия. Из-за взаимодействий ротора и статора колебания давления около язычка спирали (P1, P5) были большими. Однако, с точки зрения карты частотной области точек мониторинга, правила изменения каждой точки мониторинга были разными при разных углах выхода, поэтому требуется дальнейший анализ.Частота прохождения лопасти рассчитывалась по уравнению (4). где N — скорость, об / мин; Z — количество лопастей. Для дальнейшего анализа мы используем среднюю амплитуду давления cp¯, чтобы рассчитать энергию пульсации давления во всех шести точках измерения для различных углов выхода. cp¯ = ∑1ncp − i6 (n = 6), (5) где cp − i представляет собой амплитуду давления при fBEF для различных положений измерения. На рисунке 13 показана средняя амплитуда давления при различных углах выхода. В целом, с увеличением угла выхода лопастей амплитуда колебаний давления вентилятора увеличивалась.Однако амплитуда колебаний давления уменьшалась с увеличением угла выхода лопатки на 26,5 ° -28 ° и 29,5 ° -31 °. Таким образом, в целом угол выхода лопасти, увеличивающийся в определенном диапазоне, снижает пульсации давления на крыльчатке, что способствует снижению шума крыльчатки. Leave A Reply Отменить ответ