ГЛАВА ВТОРАЯ
ВЕНТИЛЯЦИОННЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ И РАСЧЕТЫ
1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Электродвигатели мощностью 0,27—1 000 кВт, имеют в основном две схемы наружной вентиляции. В первой схеме наружный вентилятор, расположенный на валу, обдувает корпус электродвигателя, который может быть как оребренным, так и гладким. Во второй схеме наружный вентилятор, расположенный также на валу электродвигателя, прогоняет воздух через специальный трубчатый охладитель.
Незначительное на первый взгляд различие в схемах вентиляции приводит (см. ниже) часто к различным методам выбора и расчета вентиляторов для этих двух систем.
От выбора наружного вентилятора электродвигателя зависит не только эффективность его охлаждения, а следовательно, его размеры и вес, но и его к. п. д.
Анализ опытных данных показывает, что для серий электродвигателей, подобных серии ВАО, мощность, забираемая вентилятором, будет составлять при D4n<500 (D, м и п, об/мин) меньше 1 % мощности электродвигателя, поэтому при выборе вентилятора необходимо основное внимание уделять его расходным характеристикам.
При D4n>500 мощность, забираемая наружным вентилятором, начинает ощутимо сказываться на к. п. д. электродвигателя, поэтому при проектировании вентилятора необходимо уделять основное внимание его к. п. д.
Наружные вентиляторы электрических машин имеют ряд особенностей по сравнению с вентиляторами общепромышленного назначения, определяющих методы подхода к их проектированию и расчету. Вот эти особенности:
- Реверсивность вентиляторов, обусловленная требованием реверсивности к указанным электродвигателям. Вследствие этого вентиляторы должны иметь радиальные лопатки как на выходе, так и на входе. Последнее обусловливает довольно ощутимые потери на удар при входе в колесо.
- Отсутствие, как правило, каких-либо приспособлений или устройств для преобразования динамического давления в статическое, что приводит почти к полной потере первого.
- Поворот потока на 90° в осевом направлении при входе в охладитель.
- Ограниченность в выборе конструктивных размеров вентилятора вследствие необходимости вписать его в габариты, обусловленные конструкцией электродвигателя.
- Определенная заданная скорость вращения, обусловленная скоростью вращения электродвигателя.
2. ИССЛЕДОВАНИЯ И РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ РЕВЕРСИВНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ НАРУЖНОГО ОБДУВА ОРЕБРЕННЫХ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ
Характерной особенностью работы центробежных реверсивных вентиляторов является полное отсутствие гидравлического сопротивления сети.
Большинство электродвигателей имеют короткий вентиляционный кожух, и поэтому за полезное давление, развиваемое вентилятором, необходимо принимать динамическое давление потока воздуха в межреберных каналах статора. Даже при длинном вентиляционном кожухе (см. ниже) в межреберных каналах статора происходит преобразование динамического давления в статическое и, следовательно, сами каналы являются как бы составной частью вентилятора. Поэтому в оребренной конструкции электродвигателя под термином вентилятор необходимо понимать весь вентиляционный узел машины, включающий в себя колесо вентилятора, вентиляционный кожух и каналы статора. Указанные особенности центробежных реверсивных вентиляторов определяют подход к их проектированию и расчету. Необходимость получить максимальный расход, а следовательно, и статическое давление вынуждает в реверсивном вентиляторе выбирать диаметр начала лопаток D1 (рис. 2-1) значительно меньшим того, который необходим исходя из минимальной относительной скорости воздуха.
Рис. 2-1. Эскиз центробежного вентилятора.
А диаметр входной сетки для получения максимального расхода и минимального гидравлического сопротивления вентилятора желательно выбирать как можно большим. Это приводит к тому, что оптимальным вариантом в данном случае является условие DC>D1. В этом случае, как показывает опыт, при определенных условиях имеет место рециркуляция потока воздуха на входе в вентилятор, значительно снижается его производительность и к. п. д.
Сложность определения к. п. д. вентилятора в данном случае заключается в сложности определения аэродинамического сопротивления, в особенности при коротком вентиляционном кожухе.
Вследствие того что в большинстве случаев отношение l/d3 канала между ребрами невелико, а воздух, входящий в канал, весьма сильно закручивается вентилятором, как видно из рис. 2-2, поле скоростей воздуха в межреберных каналах статора неравномерно. Однако по мере удаления от вентилятора происходит постепенное выравнивание поля скоростей, что согласно закону Бернулли должно привести к изменению статического давления. Такое изменение статического давления, измеренное микроманометром (среднее) в пяти точках непосредственно под кожухом, приведено на рис. 2-3. Очевидно, что каналы статора нельзя рассматривать как простое аэродинамическое сопротивление трения воздуха о стенки.
Основное значение для общего аэродинамического сопротивления сети имеет сопротивление выхода воздуха, которое зависит от профиля скоростей. Профиль скоростей воздуха в каналах в свою очередь зависит от его геометрии и от режима работы вентилятора обдува.
Рис. 2-3. Распределение статического давления воздуха под вентиляционным кожухом в межреберных каналах статора при обдуве машины от центробежного реверсивного вентилятора (1) и (2) и от камеры с наддувом (3) и (4).
D4=470 мм; nр=8; hр=45 мм.
Рис. 2-4. Влияние длины вентиляционного кожуха на расход воздуха при обдуве машины от центробежного реверсивного вентилятора.
D4=470 мм; np=8; hр=45 мм.
Этим объясняется ряд характерных зависимостей общего расхода воздуха от геометрии канала, в частности на рис. 2-4 приведена зависимость расхода воздуха от длины вентиляционного кожуха, а на рис. 2-5 — от числа ребер. С увеличением длины вентиляционного кожуха (рис. 2-4), а следовательно, и длины каналов расход воздуха до определенной длины каналов возрастает.
Это обусловлено уменьшением аэродинамического сопротивления выхода за счет более равномерного поля скоростей. Расход (рис. 2-5) с увеличением числа ребер с 8 до 16 не уменьшается, несмотря на значительное снижение сечения каналов. Это обусловлено тем, что при увеличении числа ребер одновременно со снижением общего сечения каналов выравнивается и поле скоростей, а следовательно, снижается сопротивление выхода воздуха.
б)
Рис. 2-5. Влияние числа ребер на корпусе статора на расход воздуха.
D4=230 ММ; а — для hp=30 ММ; б —для hp=45 мм.
Сложность расчета гидравлического сопротивления каналов, особенно при коротком вентиляционном кожухе, заключается также и в том, что сопротивление для струй воздуха под кожухом и вблизи корпуса весьма различно. Это обусловливается тем, что струи воздуха в зоне вентиляционного кожуха имеют свободный выход и поэтому статическое давление у конца кожуха получается близким к нулю. Для струй воздуха у корпуса аэродинамическое сопротивление гораздо больше, чем для струй воздуха под кожухом, за счет сопротивления трения о корпус статора и за счет большего коэффициента сопротивления при входе в каналы статора ξΒ, который зависит от отношения скорости крутки к расходной скорости и увеличивается с увеличением этого отношения. Для корпуса это отношение у большинства вентиляторов большое.
Как показали результаты измерения статического давления, в зоне окончания кожуха на дне канала имеется весьма значительное статическое давление. Распределение этого давления (рис. 2-6) по длине канала имеет весьма выраженный периодический характер, обусловленный, по-видимому, вихрями, возникающими в канале от трения на границе полуструи в верхней части. Полученные результаты хорошо согласуются с фотографиями вихрей на границе полуструи, приведенными в (Л. 69].
Таким образом, в оребренной конструкции электродвигателя под термином вентилятор необходимо понимать и рассматривать весь вентиляционный узел машины, включающий в себя колесо вентилятора, вентиляционный кожух и каналы статора, поскольку они тесно взаимосвязаны. Это в свою очередь вынуждает для сопоставления вентиляторов различных типов принимать за полезную мощность вентилятора кинетическую энергию потока воздуха в каналах между ребрами. Поэтому действительный к. п. д. вентилятора можно определить из выражения
(2-49)
н
Рис. 2-6. Распределение статического давления на дне межреберного канала статора при коротком вентиляционном кожухе и обдуве корпуса от центробежного реверсивного вентилятора.
D4=470 мм; nр=16; np=60 мм.
Рис. 2-8. Зависимость к. п. д. и расхода воздуха центробежного реверсивного вентилятора от относительной величины диаметра колеса.
Проанализировав полученные результаты, можно отметить, что основными путями повышения к. п. д. центробежного реверсивного вентилятора является уменьшение сопротивления входной сетки, т. е. уменьшение коэффициента ξ1, и уменьшение потерь на удар о ребра статора (уменьшение диаметра колеса вентилятора D2). Как видно из рис. 2-8, уменьшение относительной величины D2 приводит к повышению к. п. д. вентилятора в максимальной точке. Однако к. п. д. в рабочей точке на некотором участке немного повышается, а затем снижается. Одновременно расход воздуха также остается постоянным при D≥0,9 и затем снижается.
Эти характеристики вентилятора в зависимости от D можно объяснить тем, что при D2>0,9 снижение D2 приводит за счет образовавшегося диффузорного пространства над колесом к преобразованию части динамического давления в статическое и уменьшению вследствие этого потерь на удар о ребра статора, а следовательно, и к росту к. п. д. вентилятора.
Однако в дальнейшем при уменьшении D% как показывают исследования, зачастую на характеристике вентилятора образуются неустойчивые зоны работы, значительно снижающего его к. п. д. в рабочей точке [Л. 30].
Уменьшение сопротивления входной сетки приводит к уменьшению допустимого диаметра входа, а следовательно, к увеличению статического давления и расхода воздуха. Коэффициент полезного действия вентилятора в этом случае, как показывает опыт, изменяется незначительно.
Указанный анализ работы центробежного реверсивного вентилятора относится к случаю его оптимального исполнения, т. е. когда DC=D0.
Достоверность полученных результатов подтверждается многочисленными экспериментальными данными [Л. 25 и 70].
