Энергосберегающее присоединение вентиляторов к сети воздуховодов

Приведенные в каталогах аэродинамические характеристики вентиляторов получены в результате экспериментов при равномерном поступлении воздуха во входное отверстие и свободном выходе из выходного отверстия. В реальных условиях, вследствие недостатка места, перед вентилятором могут устанавливаться фасонные части (отводы, диффузоры, переходы и т.д.). С помощью этих элементов осуществляется поворот потока, стыковка вентилятора с оборудованием (кондиционерами, фильтрами, калориферами и др.), переход от определенного размера воздуховода к размеру всасывающего отверстия вентилятора. В итоге профиль скоростей на входе в него может существенно отличаться от равномерного.

Характер неравномерности зависит от конструкции и размеров фасонной части. Заметим, что с достаточной для практических расчетов точностью, приближенно равномерным на входе в колесо вентилятора можно считать поле скоростей, характерное для развитого классического турбулентного течения в трубе (максимум скорости совпадает с осью воздуховода). С учетом этого замечания можно выделить два случая неравномерности скоростного поля. В первом случае максимум скорости смещается в сторону от оси воздуховода. Во втором случае в самой фасонной части происходит отрыв потока от ее стенок. В конечном счете в колесе вентилятора образуются две зоны: повышенных скоростей, а, значит, и повышенных потерь энергии на трение, и вихревых зон. В результате снижаются давление, производительность, КПД, т.е. изменяется характеристика.

Неравномерность поля скоростей на выходе из вентилятора не влияет на его характеристику, но влияет на потери энергии в расположенных за ним фасонных частях.

Вентилятор совместно с фасонным элементом сети, расположенным от него на расстоянии до 6D_о перед входным отверстием и 3D_Г за выходным, называется вентиляторной установкой. Здесь D_о – диаметр входного отверстия, D_Г – гидравлический диаметр выходного отверстия:

где S_v, П_v – площадь и периметр выходного отверстия вентилятора.

Если фасонный элемент расположен соответственно на расстоянии, большем 6D_о и 3D_Г, то течение воздуха в вентиляторе и элементе не влияют друг на друга, и потери давления в этом элементе можно рассчитывать по обычным справочникам гидравлических сопротивлений.

Исследование взаимного влияния потерь давления в вентиляторе и в расположенных перед и после него фасонных частях установили наличие такого влияния. В частности, величины коэффициентов местных сопротивлений фасонных элементов зависят от типа вентилятора: за редким исключением они больше у вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед.

Л.А. Бычкова¹⁾ предложила получать характеристику вентиляторной установки, вычитая из характеристики полного давления вентилятора суммарные потери давления в выходных и входных элементах ΣP' Полное давление вентиляторной установки, которое расходуется на преодоление сопротивления вентиляторной сети, определяется по формуле:

(5.1)

Пример построения такой характеристики приведен на рис. 5.17. Точка 2' в данном случае будет рабочей. Такой подход позволяет оценить энергетическую эффективность конструирования узлов присоединения к сети воздуховодов.

Рис. 5.17. Аэродинамические характеристики вентилятора и

вентиляторной установки

Присоединение к всасывающему воздуховоду. Рассмотрим характерные случаи.

Поворот воздуховода перед вентилятором. В данном случае возможны следующие варианты присоединения: с помощью входной коробки (рис.5.18, а), плавного отвода (составного колена) радиусом 1,5D (рис. 5.18, б); простого колена (рис.5.18, в). Исследованиями Т.С.Соломаховой установлено, что присоединение с помощью простого колена снижает КПД, по отношению к паспортному, для вентиляторов с лопастями, загнутыми назад, на 8%, с лопастями, загнутыми вперед, на 20% и более. При установке составного колена это снижение составит соответственно 1-1,5 %. Так как составные колена являются стандартными фасонными деталями, то вариант, изображенный на рис.5.18 б, является наиболее оптимальным. Если же из-за нехватки места реализация его невозможна, то следует устанавливать входную коробку (рис.5.19). Снижение КПД зависит от её конструкции и может оказаться близким к варианту 5.18,б.

Рис. 5.18. Входные элементы вентиляторных установок

 

Рекомендуемые соотношения: b/a =2¸3; a=12¸15°.

Осесимметричное присоединение к элементам системы с размерами больше (меньше) D₀. Возможные варианты присоединения: с помощью конфузора (сужение потока, рис.5.18, г), с помощью диффузора (рис.5.18, д), с помощью цилиндрической вставки (рис.5.18, е). Конфузор способствует выравниванию скоростных полей и поэтому практически не влияет на КПД вентиляторов. Такое присоединение является в данном случае оптимальным. Минимальные потери энергии в конфузоре будут при его размерах: длина 1,5D_o, (D₀ / D₁)² =0,4 ̶ 0,7, где D₁ – диаметр воздуховода.

Применение диффузора крайне нежелательно, т.к. в диффузорных течениях увеличивается неравномерность скоростного поля: безотрывность течения удается получить только при малых углах расширения a (для конических – не более 4°, для плоских – не более 6°).

В зависимости от угла расширения снижение КПД вентилятора может составить: в области η_max до 20% , в области справа от 0,9η_max - до 40 % .

Результат применения конструкции, представленной на рис. 5.18,е, зависит от соотношения размеров. При соотношениях l/D_o=0,15¸0,4 и D₁/D_o=1,1¸1,4 возникающие на входе в сужение вихревые зоны способствуют поджатию основного потока и выравниванию его скоростного поля. Такая конструкция называется вихревым коллектором. Её энергетические характеристики близки к характеристикам конических конфузоров. Однако при больших соотношениях l/D_o и D₁/D_o возникает обратный эффект.

Возникшие в месте сужения вихри начинают отрицательно влиять на характеристику вентилятора, поэтому присоединение оборудования с размерами, большими 1,4D_o , следует осуществлять с помощью конфузорных конструкций.(рис.5.19)

Рис.5.19. Схемы входных коробок вентиляторных установок для

радиальных вентиляторов

Установка гибких вставок. Для предотвращения передачи вибрации от вентилятора к воздуховодам между ними устанавливаются так называемые гибкие вставки. Они выполняются из эластичного материала. К сожалению, в практике монтажа иногда эти вставки используются также в качестве переходов при несовпадении размеров или осей входного отверстия и воздуховода. Кроме того, при плохом натяжении вставки при включении вентилятора под действием разрежения на всасывании она деформируется, втягиваясь внутрь. В результате гибкая вставка может закрыть до половины сечения, что не может не сказываться на работе системы. Таким образом, при установке гибких вставок следует руководствоваться следующими правилами:

1) нельзя ее совмещать с переходом с одного размера на другой;

2) оси входного отверстия вентилятора и вставки должны совпадать;

3) при включении вентилятора вставка должна сохранять цилиндрическую форму.

Присоединение к нагнетательному воздуховоду.

Так как площади выходных патрубков меньше площади всасывающих патрубков, то потери энергии на выходе из вентиляторов могут быть весьма значительными даже при небольших коэффициентах местных сопротивлений переходных элементов. Например, диаметр всасывающего патрубка вентилятора ВР-80-75 №10 D₀=1000 мм, размер выходного патрубка 700×700 мм. При расходе воздуха L=30000 м³/чи коэффициентах местных сопротивлений входных и выходных элементов ξ =0,3 потери давления составят: на входе в вентилятор 20,3 Па, на выходе 52,1 Па.

Проектируя переход от вентилятора к воздуховоду следует учитывать, что вектор скорости на выходе из вентилятора направлен под некоторым углом b к оси нагнетательного отверстия (рис.5.20,а). Вот почему при установке за вентилятором отвода крайне нежелателен вариант, изображенный на рис. 5.20,б пунктиром. Случай, представленный на рис. 5.22,в, является допустимым.

Непосредственно на выходе из вентилятора, как правило, устанавливается диффузор (расширение) с целью уменьшения потерь давления в воздуховодах за счет уменьшения в них скорости (рис. 5.20.г, 5.20.д). При конструировании следует учитывать, что при больших углах расширения диффузора происходит отрыв потока от стенок и увеличение потерь энергии. Поэтому угол расширения диффузора в каждую сторону a/2, (рис. 5.20.д) не должен превышать 12¸14°, а при одностороннем расширении угол a₁ £ 25°. Одностороннее расширение в обратном направлении (рис. 5.20.г, пунктир) с углом a₂ не допускается. Если недостаток места не позволяет соблюсти оптимальные значения углов a, a₁, то рекомендуется применение ступенчатого диффузора (рис.5.20, е).

 

Рис. 5.20. Выходные элементы вентиляционных установок