Для чего вторичная пластина ступицы вентилятора
Перейти к содержимому

Для чего вторичная пластина ступицы вентилятора

  • автор:

Аспекты компоновок вентиляторных установок систем охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха в автомобиле Текст научной статьи по специальности «Строительство и архитектура»

ВЕНТИЛЯТОР / КОЖУХ ВЕНТИЛЯТОРА / РАДИАТОР ОХЛАЖДЕНИЯ / КОНДЕНСАТОР / СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ / СИСТЕМА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА / FAN / FAN SHROUD / COOLING RADIATOR / CONDENSER / ENGINE COOLING SYSTEM / AIR CONDITIONING SYSTEM

Аннотация научной статьи по строительству и архитектуре, автор научной работы — Петров А.П., Банников С.Н.

Системы охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха легкового автомобиля, помимо поддержания рабочего температурного режима и комфортной температуры воздуха в салоне, имеют важное значение для снижения потребления топлива и сокращения вредных выбросов. Затраты энергии, связанные с функционированием этих систем, достаточно высоки. Энергия необходима для привода вентиляторов указанных систем. Подача воздуха за счет набегающего потока сопровождается увеличением аэродинамического сопротивления автомобиля. Одной из возможностей снижения затрат энергии является эффективное использование охлаждающего воздуха. Представлены компоновочные возможности двух вариантов блоков охлаждения и кондиционирования. С помощью CFD-моделирования исследо-ваны четыре режима подачи охлаждающего воздуха, обеспечиваемой за счет набегающего потока воздуха, вентилятором кондиционера, вентилятором системы охлаждения и обоими вентиляторами . Определен механизм формирования и прохождения воздуха через теплообменники. Проведено исследование распределения воздушного потока по фронту теплообменников и рециркуляции воздушного потока из моторного отсека в предрадиаторную камеру. Знание механизма прохождения потока через воздушный тракт позволяет найти путь повышения эффективности систем охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха в автомобиле.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Похожие темы научных работ по строительству и архитектуре , автор научной работы — Петров А.П., Банников С.Н.

Активные жалюзи системы охлаждения двигателя внутреннего сгорания легкового автомобиля
Роль решетки радиатора в организации подачи воздуха для системы охлаждения двигателя
Аэродинамические свойства вентиляторных установок различных конструктивных решений
Использование вентилятора для измерения расхода воздуха через радиатор системы охлаждения
Исследование механизма влияния внутренних потоков воздуха на общую аэродинамику автомобиля
i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Aspects of Configuration of Fan Installations in the Cooling Systems of Internal Combustion Engines and Air Conditioning Units of Cars

The car engine cooling system and the air conditioning system, in addition to maintaining the operating temperature of the engine and comfortable interior temperature, are also important for decreasing fuel consumption and reducing harmful emissions. The energy required for operating these systems is high. It is necessary to drive the fans of the above-mentioned systems. Air supply by means of the running stream is accompanied by an increase in the aerodynamic drag of the car. One of the possibilities of reducing the energy consumption is associated with the effective use of cooling air. The layout possibilities of two versions of the engine cooling and air conditioning units are presented. Using CFD modeling, four regimes of cooling air supply provided by the running air flow, air conditioner fan , cooling system fan , and both fans are studied. As a result, the mechanism of air formation and passing through the heat exchangers is defined. The air flow distribution along the front of the heat exchangers and the flow re-circulation from the engine compartment to the pre-radiator chamber are examined. The understanding of the mechanism of air flow through the air channels makes is possible to determine ways to improve the efficiency of the car engine cooling system and the air conditioning system .

Текст научной работы на тему «Аспекты компоновок вентиляторных установок систем охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха в автомобиле»

УДК 621.432 doi: 10.18698/0536-1044-2018-12-45-57

Аспекты компоновок вентиляторных установок систем охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха в автомобиле

А.П. Петров, С.Н. Банников

Курганский государственный университет

Aspects of Configuration of Fan Installations

in the Cooling Systems of Internal Combustion Engines

and Air Conditioning Units of Cars

A.P. Petrov, S.N. Bannikov

Kurgan State University

Системы охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха легкового автомобиля не только поддерживают рабочий температурный режим и комфортную температуру воздуха в салоне, но и имеют важное значение для снижения потребления топлива и сокращения вредных выбросов. Затраты энергии, связанные с функционированием этих систем, достаточно высоки. Энергия необходима для привода вентиляторов указанных систем. Подача воздуха за счет набегающего потока сопровождается увеличением аэродинамического сопротивления автомобиля. Одна из возможностей снижения затрат энергии — эффективное использование охлаждающего воздуха. Представлены компоновочные возможности двух вариантов блоков охлаждения и кондиционирования. С помощью CFD-моделиро-вания исследованы четыре режима подачи охлаждающего воздуха, обеспечиваемой набегающим потоком воздуха, вентилятором кондиционера, вентилятором системы охлаждения и обоими вентиляторами. Определен механизм формирования и прохождения воздуха через теплообменники. Проведено исследование распределения воздушного потока по фронту теплообменников и рециркуляции воздушного потока из моторного отсека в предрадиаторную камеру. Знание механизма прохождения потока через воздушный тракт позволяет найти путь повышения эффективности систем охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха в автомобиле.

Ключевые слова: вентилятор, кожух вентилятора, радиатор охлаждения, конденсатор, система охлаждения двигателя, система кондиционирования воздуха

The car engine cooling system and the air conditioning system, in addition to maintaining the operating temperature of the engine and comfortable interior temperature, are also important for decreasing fuel consumption and reducing harmful emissions. The energy required for operating these systems is high. It is necessary to drive the fans of the above-mentioned systems. Air supply by means of the running stream is accompanied by an increase in the aerodynamic drag of the car. One of the possibilities of reducing the energy consumption is associated with the effective use of cooling air. The layout possibilities of two versions of the engine cooling and air conditioning units are presented. Using CFD modeling, four regimes of cooling air supply provided by the running air flow, air conditioner fan, cooling system fan, and both fans are studied. As a result, the mechanism of air

formation and passing through the heat exchangers is defined. The air flow distribution along the front of the heat exchangers and the flow re-circulation from the engine compartment to the pre-radiator chamber are examined. The understanding of the mechanism of air flow through the air channels makes is possible to determine ways to improve the efficiency of the car engine cooling system and the air conditioning system.

Keywords: fan, fan shroud, cooling radiator, condenser, engine cooling system, air conditioning system

Автомобильные компании-разработчики постоянно ищут новые пути сокращения вредных выбросов двигателей внутреннего сгорания (далее двигатели) и снижения потребления топлива. Эта работа ведется по многим направлениям, но, как показал анализ, вопросам, связанным с функционированием системы охлаждения двигателя (СОД) и системы кондиционирования воздуха (СКВ), уделяется недостаточно внимания.

Затраты энергии, обусловленные функционированием этих систем, достаточно высоки. Энергия необходима для привода вентиляторов СОД и СКВ, а подача воздуха через радиаторы СОД и СКВ под действием набегающего воздуха происходит благодаря увеличению аэродинамического сопротивления автомобиля [1-6]. Одной из возможностей снижения затрат энергии является эффективное использование охлаждающего воздуха.

Некоторые особенности процесса прохождения воздушного потока (ВП) через радиаторы и подкапотное пространство исследованы ранее с помощью численных расчетов и экспериментально.

В работе [7] с помощью CFD-моделиро-вания рассмотрен вопрос повышения эффективности радиатора путем оптимизации ВП. Установлено, что эффективность СОД значительно зависит от ВП, проходящего через сердцевину радиатора. Этот поток, в свою очередь, оказывает воздействие на элементы, расположенные вблизи радиатора. К ним относятся решетка радиатора, перегородка, на которой он установлен, передняя внутренняя панель, капот, днище и пр.

Отмечено, что четкое понимание структуры ВП внутри радиатора имеет важное значение для оптимизации СОД в целях увеличения потока через сердцевину радиатора и повышения его тепловой эффективности. Для обеспечения основы процесса оптимизации прохождения воздуха через радиатор проведены численные эксперименты, выявившие значительную рециркуляцию ВП, что привело к уменьшению

расхода воздуха через сердцевину радиатора и снижению термического коэффициента полезного действия радиатора. Для оценки результатов использована эпюра скоростей по фронту радиатора. Последующее моделирование позволило увеличить поток воздуха через сердцевину радиатора на 34 %.

В работе [8] показано, что для максимального повышения эффективности охлаждения автотранспортных средств надо знать и понимать поведение и характер системы управления ВП. Отмечено, что при проектировании новых автомобилей всегда имеются критические особенности, которые необходимо выявить, чтобы затем найти наиболее рациональное решение.

Потоки, проходящие через воздушный тракт СОД, следует рассматривать как систему потоков, ни один из них нельзя игнорировать, так как все они взаимосвязаны. Вариация параметров элементов, участвующих в создании и организации ВП, использование различных концепций конструкции оказывают большее или меньшее воздействие на ВП охлаждения. По полученным результатам выявлена неравномерность потока по фронту радиатора, что снижало эффективность СОД и СКВ.

Также отмечены постоянно возрастающие требования к эффективности СОД. Продолжает увеличиваться мощность двигателя, а пространство для размещения элементов СОД постоянно сокращается.

Дополнительные проблемы возникают вследствие оснащения автомобилей кондиционерами. Показано, что помимо затрат мощности на привод вентиляторов поток охлаждающего воздуха отрицательно воздействует на общее аэродинамическое сопротивление автомобиля. Доля внутренних ВП может достигать 8 % общего аэродинамического сопротивления. Один из способов снижения этого сопротивления заключается в минимизации количества потока охлаждающего воздуха при высокой скорости в результате закрытия передних воздухозаборников.

Также определены причины, чрезвычайно влияющие на поток охлаждающего воздуха. Установлено, что форма кожуха вентилятора имеет большое значение для некоторых конфигураций. Глубина кожуха вентилятора, являющаяся критическим параметром, оказывает положительное воздействие на равномерность ВП.

В работе [9] отмечено, что к проблемам, связанным со снижением эффективности СОД, относится и неравномерное распределение скорости воздуха по фронтальной поверхности радиатора, что наглядно представлено на эпюре скоростей. В условиях набегающего ВП на входе радиатора зарегистрированы чрезвычайно сложные трехмерные течения с парой обратных вращающихся вихрей. Таким образом, на некоторых участках конденсатора и радиатора поток воздуха входил под большими углами.

Также выявлена значительная неравномерность скорости ВП через радиатор. Например, тень от балки бампера оказывала очень сильное воздействие на ВП, скорость в затененных областях была крайне низкой (всего около 0,1 скорости свободного потока). В некоторых случаях был обнаружен обратный поток.

Исследования проводили в аэродинамической трубе, что позволило существенно сократить время тестирования и стоимость оптимизации конструкции транспортного средства. Анализировался ВП, проходящий через воздухозаборники и радиатор при различных скоростях автомобиля. Разработана обобщенная аналитическая модель, позволяющая определить влияние неравномерности ВП на тепловыделение радиатора. Модель использовалась для изучения влияния типичных неравномерных потоков на эффективность радиатора охлаждения.

Отмечено, что неравномерное распределение ВП приводит к росту затрат мощности вентилятора охлаждения. Установлено, что в большинстве случаев они увеличиваются на 10 % по сравнению с затратами при равномерном ВП. Повышение однородности потока, в частности, в областях, находящихся под влиянием бампера, увеличивает общую эффективность использования энергии транспортного средства, так как площадь теплопередачи можно задействовать более эффективно, а это может привести к снижению аэродинамического сопротивления автомобиля.

Рекомендовано проводить CFD-моделирова-ние в сочетании с аналитической моделью, учи-

тывающей распределение ВП. Таким образом, эффективность охлаждения двигателя транспортного средства может быть предсказана на ранней стадии проектирования.

В работе [10] показано, что хорошо разработанная и надежная СОД должна обеспечить работу двигателя в самых тяжелых нагрузочных и климатических условиях. Одними из самых худших условий для СОД являются движение на подъем и высокая скорость передвижения автомобиля. В этом исследовании применялось CFD-моделирование ВП под капотом со сложной геометрией. С целью определения параметров ВП, проходящего через радиатор, CFD-модель была создана для различных условий движения.

Моделирование позволяет определить влияние геометрии элементов воздушного тракта на ВП, протекающий через конденсатор и радиатор. Охлаждение теплообменников в значительной степени зависит от набегающего ВП при движении транспортного средства с высокой скоростью, в то время как при низкой скорости и на холостом ходу охлаждение теплообменников зависит от работы вентилятора. На высокой и средней скорости движения (более 60 км/ч) передняя часть конструкции, решетка радиатора и бампер существенно влияют на распределение ВП по фронтальной поверхности теплообменников.

Визуализация траекторий движения ВП позволяет выявить причины образования застойных зон на фронтальной поверхности теплообменников. Неравномерное распределение ВП в существенной мере снижает эффективность радиаторов. После внесения изменений в конструкцию численный эксперимент повторялся. В результате таких мер удалось увеличить поток ВП в теплообменниках. При этом поток более равномерно распределился по фронтальной поверхности.

Также исследован расход ВП через радиатор при различных условиях движения (при разных значениях уд и работе вентиляторе). Наблюдалось распределение ВП по передней поверхности радиатора. Установлены значительные различия при прохождении воздуха, обусловленные набегающим потоком (что соответствует высокой скорости движения транспортного средства) и действием вентилятора охлаждения.

В работе [11] отмечено, что попытки описания теплообменника с равномерно распреде-

ленным коэффициентом теплопередачи на газовой стороне приводят к ошибкам. Цель этой работы — оценить влияние неравномерности ВП на характеристики теплообменников. Причина неравномерного распределения ВП связана с некоторыми компонентами системы, расположенными рядом с радиатором. В результате исследований установлено значительное снижение тепловой эффективности по сравнению с таковой у теплообменника при полностью равномерном ВП (потери доходили до 15 %).

Эффективность СОД оценивали экспериментально и с помощью CFD-моделирования [12]. Испытания проводили в условиях эксплуатации транспортного средства при условии включения и выключения кондиционера для разных условий загрузки двигателя и скорости транспортного средства. Анализ результатов CFD-расчетов выявил, что теплота от радиатора кондиционера отрицательно влияет на температуру охлаждающей жидкости радиатора: она увеличивается на 7 °С, когда кондиционер включен. Отмечено, что прогнозы CFD-моде-лирования и оптимизации элементов СОД, связанных с прохождением воздуха, показали высокую степень согласованности с экспериментальными данными.

В настоящее время на легковых автомобилях применяют разнообразные конструкции блоков охлаждения и схемы их компоновки. Нельзя однозначно сказать, какие из них лучше или хуже, каждый имеет свои достоинства и недостатки. Выбор той или иной конструкции обусловлен разными причинами. Компоновки любого нового автомобиля в значительной степени различаются, причем в первую очередь это относится к воздушному тракту. Поэтому использование элементов, участвующих в формировании или создании потока воздуха СОД или СКВ автомобиля-прототипа может иметь неудовлетворительный результат на новой машине.

Цель работы — исследование компоновочных возможностей двух вариантов блоков охлаждения и кондиционирования при различных режимах подачи охлаждающего воздуха для определения механизма прохождения воздуха через теплообменники, позволяющее в дальнейшем повысить эффективность СОД и СКВ в автомобиле.

Для более целенаправленного решения поставленной задачи необходимо знать механизм

взаимодействия ВП с элементами, находящимися непосредственно на пути прохождения воздуха через теплообменники. Этот механизм достаточно сложен, он затрагивает критически важные параметры процесса охлаждения. В данной статье рассмотрена лишь малая часть проблем, связанная с несколькими компоновочными решениями.

Для выявления механизма прохождения ВП через блок охлаждения использована методика структурного анализа струек воздуха. Она основана на выделении основополагающих закономерностей, распространяющихся на наиболее часто используемые конструкции блока охлаждения. Закономерности можно выявить, сравнивая поведение потока охлаждающего воздуха в характерных условиях. Поскольку распределение потока обусловлено множеством факторов, сопоставление должно выполняться в равных условиях. Поэтому при моделировании были использованы одни и те же размеры и единообразная компоновка теплообменников, базовые конструктивные параметры вентиляторов и др.

Исследования выполняли с помощью CFD-моделирования с применением программного модуля FloWorks. При проведении численных экспериментов выбирали одну и ту же модель моторного отсека. Она имела простую геометрическую форму, а ее размеры соответствовали усредненным размерам моторного отсека автомобилей. На передней панели расположили два воздухозаборных отверстия. Моторный отсек содержал предрадиаторную камеру, отделенную от него перегородкой, в проем которой устанавливали исследуемые блоки охлаждения. Внутри моторного отсека разместили прямоугольную модель двигателя, а его в нижней части, за «двигателем» — выпускное отверстие.

Исследование функционирования СОД в режиме малых скоростей движения автомобиля при отсутствии набегающего ВП проводили путем моделирования работы вентиляторов с использованием реальных характеристик, внесенных в инженерную базу данных FloWorks. Второй критический режим для СОД — движение машины с высокой скоростью — изучали с помощью моделирования набегающего потока.

Расход воздуха через моторный отсек автомобиля зависит от скорости его движения и обусловлен множеством факторов. В связи с этим существует некоторый разброс зависимости первого параметра от второго. Имеется ряд

исследований, в которых установлена связь между ними. Например, в работе [9] эта взаимосвязь представлена в виде

где Gp — расход воздуха через радиатор системы охлаждения, м3/с; a — коэффициент расхода; Va — скорость движения автомобиля, км/ч.

Для автомобиля Ford AU Falcon коэффициент расхода оказался равным 0,01. Исследования проведены в дорожных условиях при выключенных вентиляторах. В работе [9] отмечено, что эта зависимость имеет практически линейный характер.

В трудах [13-15] соотношение между расходом воздуха через радиатор и скоростью движения автомобиля a в некоторых случаях меньше или больше 0,01. В численных экспериментах данной статьи расход воздуха зависел от заданного напора набегающего ВП.

Аспекты компоновки вентиляторных установок. Исследованы компоновочные возможности двух вариантов блоков охлаждения и кондиционирования (далее блоки охлаждения (БО)). Первым вариантом являлся стандартный БО автомобиля «Приора» (рис. 1), применяемый также в других машинах. Особенности его конструкции заключаются в том, что вентилятор СКВ размещен перед конденсатором и

радиатором СОД. На рис. 1 вентиляторная установка кондиционера изображена условно (в проекции).

У таких вентиляторных установок нет кожуха как такового, вместо него окружают вентилятор обечайка и решетчатый силовой каркас. Конденсатор традиционно расположен перед радиатором СОД, а вентиляторная установка СОД размещена после основного радиатора. Кожух вентилятора охватывает только часть сердцевины радиатора, составляющую 60 % фронтальной площади последнего.

Второй вариант БО, названный опытным, имел принципиально другую компоновку, в которой вентиляторы СОД и СКВ установлены после основного радиатора. Чтобы иметь возможность сравнивать конструкции, во втором варианте применены те же радиатор, конденсатор, вентилятор СОД и его кожух, что и в первом. Чтобы установить вентилятор СКВ (рис. 2), вентилятор СОД сместили влево, а его кожух надвинули левым краем на бачок радиатора.

Вентилятор СКВ был использован тот же, только в этой модели направление его вращения изменено на противоположное. Вместо обечайки этого вентилятора установлен кожух, надвинутый на правый бачок радиатора. Кожухи вентиляторов посредине разделены перегородкой. Ширина обоих кожухов обусловлена размерами вентиляторов.

Аэродинамические характеристики моделей радиаторов, конденсаторов, вентиляторов СОД и СКВ в обоих случаях были одни и те же. Исследование проведено для четырех режимов.

В первом режиме подачу охлаждающего воздуха обеспечивал набегающий ВП при выключенных вентиляторах СОД и СКВ. Такой режим работы соответствует высокой скорости движения автомобиля, когда набегающего ВП достаточно для поддержания теплового режима двигателя и кондиционирования воздуха в салоне.

Во втором режиме подачу охлаждающего воздуха осуществлял вентилятор СКВ. Этот режим соответствует включению кондиционера, когда воздуха достаточно для поддержания нормальной температуры двигателя при практическом отсутствии набегающего ВП (при стоянке или движении автомобиля с малой скоростью).

В третьем режиме подачу охлаждающего воздуха обеспечивал вентилятор СОД. Такой режим соответствует выключенному кондиционеру, и потока воздуха достаточно для охлаждения двигателя практически при отсутствии набегающего ВП (при стоянке или движении автомобиля с малой скоростью).

В четвертом режиме подачу охлаждающего воздуха обеспечивали оба вентилятора. Такой режим соответствует включенному кондиционеру и высокой нагрузке двигателя (возможна

высокая температура окружающего воздуха) при отсутствии набегающего ВП (при стоянке или движении автомобиля с малой скоростью).

Результаты моделирования первого режима.

Набегающий поток задавался разностью давлений на входе в воздухозаборные отверстия и в выпускном отверстии, что составляло 800 Па. Это значение соответствует скорости движения автомобиля, близкой к максимальной (более 100 км/ч) [13-15]. При этом в серийном БО расход воздуха через радиатор охлаждения составил 1,21 м3/с, в опытном БО — 1,17 м3/с. Небольшое снижение расхода воздуха через основной радиатор обусловлено тем, что вентиляторная установка кондиционера имеет кожух, который создает дополнительное сопротивление потоку.

Неравномерность поля скоростей по фронту радиатора в опытном БО была на 14 % меньше, чем в стандартном БО. Это связано с тем, что в опытном БО воздух проходит через два относительно симметричных отверстия в кожухах, там, где расположены вентиляторы (см. рис. 2 и 3, а). В стандартном БО на пути ВП имеются свободные (не «затененные») участки радиатора и область, где вентиляторные установки перекрывают друг друга (см. рис. 1 и 3, б).

В стандартном БО расход воздуха через конденсатор составил 0,78 м3/с, в опытном —

0,79 м3/с. Расход воздуха в обоих блоках оказался практически одинаковым. Таким образом, произошла взаимная компенсация. В первом случае близкое расположение ступицы вентилятора кондиционера относительно поверхности конденсатора приводило к торможению воздуха в этой области. Во втором случае проход воздуха ограничил кожух вентилятора СКВ. Близкое

расположение ступицы вентилятора кондиционера в стандартном БО привело к тому, что неравномерность поля скоростей по фронту конденсатора на 49 % больше, чем в опытном БО.

Результаты моделирования второго режима с включенным вентилятором СКВ. Работа вентилятора СКВ как в стандартном БО, так и

опытном БО сопровождается перетоком воздуха из моторного отсека в предрадиаторную камеру. Следовательно, горячий воздух, который прошел через конденсатор и радиатор СОД, возвращается через участки теплообменников по пути наименьшего сопротивления в обратном направлении (рис. 4).

Таким образом, часть нагретого воздуха ре-циркулирует. Вентилятор СКВ, установленный перед теплообменниками, и вентилятор, расположенный после них, работают в разных условиях. В первом случае вентилятор нагнетает холодный воздух, во втором всасывает горячий, поэтому плотность воздуха у них будет разная. Эта особенность была учтена при моделировании.

В стандартном БО расход воздуха в прямом направлении через основной радиатор составил 0,16 м3/с, в опытном БО — 0,18 м3/с, т. е. в первом случае проявляется эффективность кожуха вентилятора, а во втором он фактически отсутствует. При этом на других участках радиатора происходит рециркуляция воздуха, доля которого в ВП для стандартного БО равнялась 4,5 %, для опытного БО — 3,8 %. В стандартном БО прямой поток воздуха расположен в проекции вентилятора СКВ, в опытном БО — в проекции вентилятора и кожуха.

В стандартном БО обратный поток идет через участки, не закрытые кожухом вентилятора СОД, вторая часть потока проходит внутри кожуха через проем отверстия для вентилято-

ра. В опытном БО рециркуляция происходит только через отверстие в кожухе вентилятора СОД, поэтому она меньше. Следует отметить, что подогретый поток, проходящий в обратном направлении, также в определенной степени участвует в отводе теплоты от теплообменников, но эффективность такого теплообмена значительно ниже.

Условия прохождения воздуха через конденсатор и радиатор охлаждения принципиально различаются. В стандартном БО расход воздуха через конденсатор составил в прямом направлении 0,22 м3/с, в опытном БО — 0,10 м3/с. В первом случае доля рециркулирующего воздуха в ВП не превышала 1 %, во втором — 2 %. Таким образом, преимущество установки вентилятора кондиционера перед конденсатором является очевидным.

Высокий расход воздуха в стандартном БО обусловлен тем, что для выхода ВП из конденсатора есть путь с наименьшим сопротивлением, через который выходит большая часть воздуха. Это связано с тем, что сердцевина конденсатора расположена по отношению к сердцевине радиатора охлаждения с зазором, равным 20 мм (рис. 5). Основная часть потока уходит именно в этот зазор, т. е. не проникает через сердцевину радиатора охлаждения и не идет в моторный отсек. Центральная часть ВП способна преодолеть сопротивление сердцевины радиатора охлаждения, и поток проникает в моторный отсек, обдувая в этом месте радиатор.

Рис. 5. Траектории потока воздуха в горизонтальной плоскости в серийном БО при включенных

вентиляторах СОД и кондиционера

Больший расход воздуха в стандартном БО через конденсатор имеет место только на участках, находящихся в проекции вентилятора. На остальных участках наблюдается скорость, близкая к нулю, или обратный ток. Это отражается на коэффициенте неравномерности поля скоростей, и в стандартном БО он на 49 % выше, чем в опытном БО.

Результаты моделирования третьего режима с включенным вентилятором СОД. В стандартном БО расход воздуха через радиатор охлаждения составил 0,46 м3/с, в опытном — 0,44 м3/с. Отсюда следует, в СО расход воздуха несколько больше, но в его потоке присутствует значительное количество рециркулирующего воздуха. Доля последнего в стандартном БО — 8 %, в опытном БО — 5 %.

Это объясняется теми же причинами, что и во втором режиме с включенным вентилятором СКВ, т. е. в стандартном БО обратный поток идет через свободные зоны радиатора, а в опытном БО — через отверстие в кожухе. При этом поступление «холодного» воздуха через воздухозаборные отверстия оказывается одинаковым для обоих случаев. Расход воздуха через конденсатор в стандартном БО составил 0,29 м3/с, в опытном — 0,27 м3/с. При этом в первом случае в ВП рециркулировало 2 % воздуха, во втором — 2,7 % (т. е. поток был более равномерным).

Результаты моделирования четвертого режима с включенными вентиляторами кондиционера и СОД. В стандартном БО расход воздуха через радиатор охлаждения составил 0,55 м3/с, доля рециркулирующего воздуха в ВП — 3,5 %. В опытном БО расход воздуха — 0,62 м3/с, рециркуляция полностью отсутствовала. Неравномерность поля скоростей в стандартном БО на 30 % больше, чем в опытном БО.

Расход воздуха через конденсатор в первом случае составил 0,43 м3/с, во втором — 0,36 м3/с. Более высокий расход воздуха в стандартном БО объясняется тем, что в ВП присутствует небольшая доля рециркулирующего воздуха на выходе из конденсатора и через периферийные зоны происходит возврат на вход конденсатора. В опытном БО часть ВП, всасываемого вентиляторами, проходит в обход конденсатора — в зазор между этими теплообменниками.

Компоновочные особенности БО с одним вентилятором. На легковых автомобилях достаточно часто применяют еще один вариант БО с одним вентилятором. Чтобы показать потенциальные возможности такого блока охлаждения и сравнить механизм прохождения ВП через теплообменники, были выполнены дополнительные исследования, в которых были сохранены все элементы, кроме вентиляторной установки.

Очевидно, что одна вентиляторная установка в исходном виде не может заменить две в рассмотренных вариантах. Поэтому для повышения производительности вентилятора пришлось увеличить степень охвата кожухом радиатора. В исходной конструкции степень охвата кожуха СОД составляла 60 %, в новом варианте — 75 %.

Рассматриваемая вентиляторная установка отличается от изображенной на рис. 1 увеличенной шириной кожуха за счет правого края, т. е. в новом варианте сохранены размеры свободной зоны слева и уменьшена зона справа. При этом вентилятор установлен по центру кожуха.

При использовании набегающего потока расход воздуха через радиатор СОД составил 1,13 м3/с, через конденсатор — 0,76 м3/с. Это меньше чем в серийном и опытном БО. Кроме того, неравномерность ВП также возросла в связи с тем, что площадь свободной зоны, не охваченной кожухом, уменьшилась на 15 %.

Степень экранирующего эффекта кожуха вентилятора можно наглядно продемонстрировать в результате сравнения со стандартным БО без вентилятора СКВ. Как уже отмечалось, степень ее охвата кожухом радиатора составляла 60 %. В этом случае расход воздуха через радиатор равен 1,26 м3/с, через конденсатор — 0,86 м3/с.

При работе вентилятора расход воздуха через радиатор составил 0,51 м3/с, через конденсатор — 0,33 м3/с. Это также меньше, чем в первых двух вариантах. Насколько степень охвата повлияла на производительность вентилятора, можно определить, сравнив этот вариант БО со стандартным БО без вентилятора кондиционера. При 60%-ном охвате расход через основной радиатор составил 0,46 м3/с, а через конденсатор — 0,28 м3/с. Таким образом, производительность возросла на 11 % через радиатор и на 18 % через конденсатор, но все же не достигла производительности двух вентиляторов стандартного варианта — повышенной для радиатора на 7 % и для конденсатора на 23 %.

Обсуждение результатов исследования.

Главными критериями при выборе конструкции блока охлаждения должны быть такие параметры, как эффективность СОД и СКВ при всех предусмотренных условиях использования автомобиля, затраты мощности для подачи охлаждающего воздуха, массы элементов, участвующих в охлаждении, и др.

При конструировании блоков охлаждения и СОД в целом необходимо прогнозировать последствия тех или иных компоновочных решений, для чего необходимо знать механизм взаимного влияния элементов, участвующих в создании и формировании потока охлаждающего воздуха.

Рассмотренные варианты компоновок БО имеют свои достоинства и недостатки. Проведенные исследования позволили выявить лишь некоторые аспекты, влияющие на прохождение охлаждающего воздуха через теплообменники и воздушный тракт СОД. Сравнительный анализ компоновочных возможностей был предпринят для выявления критических факторов и последствий взаимного влияния элементов конструкции.

1. Потенциальная эффективность теплообменников может быть в значительной степени не использована из-за рециркуляции ВП из подкапотного пространства и неравномерности распределения скорости по фронту радиатора. На стадии проектирования приходится учитывать и эти параметры.

2. Одним из основных достоинств стандартного БО является то, что такая компоновка может быть использована в бюджетных автомобилях без дополнительных финансовых затрат. Если автомобиль не укомплектован кондиционером, то конденсатор и вентилятор кондиционера не устанавливают.

3. Вентилятор кондиционера, расположенный спереди хотя и имеет ряд недостатков, все же главную задачу, для которой он предназначен, решает. Он создает достаточно высокую скорость на конденсаторе в прямой проекции, а через остальную часть рециркулирует подогретый воздух с небольшой скоростью. Для СОД такая компоновка имеет отрицательные последствия. Уменьшается расход воздуха через радиатор при использовании набегающего потока, а также снижается эффективность радиатора СОД при работе обоих вентиляторов вследствие уменьшения расхода воздуха и рециркуляции.

4. Сравнение третьего варианта блока охлаждения с одним вентилятором со стандартным и опытным БО показывает его перспективные возможности. Альтернативные характеристики третьего варианта могут быть

получены при увеличении высоты радиатора и диаметра вентилятора. Таким образом, появится возможность повысить эффективность вентилятора путем некоторого увеличения его мощности и обеспечить эффективное использование набегающего потока увеличением проходного сечения в кожухе вентилятора. Преимуществом такой установки будет снижение массы вентилятора по сравнению с массой двух вентиляторов в стандартном и опытном БО.

5. Проблема использования набегающего потока решается достаточно просто увеличением размеров воздухозаборных отверстий. Однако необходимо помнить, что при этом расход воздуха возрастет во всем диапазоне скоростей движения автомобиля. Это приведет к тому, что для большинства режимов движения расход воздуха через моторный отсек будет избыточным и повлечет за собой неоправданное увеличение аэродинамического сопротивления автомобиля.

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

[1] Schütz T. Hucho — Aerodynamik des Automobils: Strömungsmechanik, Wärmetechnik,

Fahrdynamik, Komfort. Wiesbaden, Springer Vieweg, 2013. 1150 p.

[2] Williams J. Aerodynamic Drag of Engine-Cooling Airflow with External Interference. SAE

World Congress, Detroit, MI, United States, 3-6 March 2003, code 90286, doi: 10.4271/2003-01-0996

[3] D’Hondt M., Gillieron P., Devinant P. Aerodynamic drag and flow rate through engine com-

partments of motor vehicles. 28th AIAA Applied Aerodynamics Conference, Chicago, IL, United States, 28 June — 1 July 2010, code 82594.

[4] D’Hondt M. Etude theorique, experimentale et numerique de l’e-coulement de refroidissement

et de ses effets sur l’aerodynamique automobile. Engineering Sciences, Universite d’Orleans, 2010. 279 p.

[5] Katz J. New Directions in Race Car Aerodynamics: Designing for Speed. Cambridge, Bentley

publ., 1995. 278 p.

[6] Petrov A. Effect of Inner Air Flow on the Aero-dynamics of the Car. Periodica Polytechnica

Transportation Engineering, doi: https://doi.org/10.3311/PPtr.10376.

[7] Numerical Simulation for Improving Radiator Efficiency by Air Flow Optimization. URL:

http://citeseerx.ist.psu.edu/viewdoc/download?doi=10.1.1.118.6270&rep=rep1&type=pdf (дата обращения 10 июня 2018).

[8] Hallqvist T. The Cooling Airflow of Heavy Trucks — a Parametric Study. World Congress,

Detroit, MI, United States, 14-17 April 2008, code 85694, doi: 10.4271/2008-01-1171

[9] Ng E. Vehicle engine cooling systems: assessment and improvement of wind-tunnel based eva-

luation methods. Thesis of Doctor of Philosophy sciences, RMIT University, Melbourne, Australia, 2002.

[10] Pang S.C., Kalam M.A., Masjuki H.H., Badruddin I.A., Ramli R., Hazrat M.A. Underhood geometry modification and transient coolant temperature modelling for robust cooling networks. International Journal of Mechanical and Materials, 2012, vol. 7, is. 3, pp. 251258.

[11] Bury T. Impact of a Medium Flow Maldistribution on a Cross-Flow Heat Exchanger Performance. Pt. 1, ch. 5. Poland, Silesian University of Technology, 2012, pp. 117-142.

[12] Shome Biswadip, Kumar Vinod, Kumar S.V. Ranganath, Arora Gyan. CFD Prediction to Optimize Front End Cooling Module of a Passenger Vehicle. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, 2006, 845 p. URL: http://docs.lib.purdue.edu/ iracc/845 (accessed 05 May 2018).

[13] Van Den Berg L., Lofaro B. Formula SAE Cooling System Design. California Polytechnic State University, San Luis Obispo, 2014. 141 p.

[14] El-Bourini R. Road Measurements of Front End Components’ Effect on Vehicle Engine Compartment Air Flow. SAE Technical Paper Series, International Congress and Exposition, Dearborn, MI, United States, 1-5 March 1993, code 90092, doi: 10.4271/930145

[15] Shome B., Joshi R. CFD based air-to-boil temperature prediction for sport utility vehicle radiator. Powertrain and Fluid Systems Conference and Exhibition, Toronto, ON, Canada, 16-

19 October 2006, code 90183. URL: https://www.researchgate.net/publication/280735247, doi: 10.4271/2006-01-3266

[1] Schütz T. Hucho — aerodynamics of the automobile: fluid mechanics, heat technology, driving

dynamics, comfort. Wiesbaden, Springer Vieweg, 2013. 1150 p.

[2] Williams J. Aerodynamic Drag of Engine-Cooling Airflow with External Interference. SAE

World Congress, Detroit, MI, United States, 3-6 March 2003, code 90286, doi: 10.4271/2003-01-0996

[3] D’Hondt M., Gillieron P., Devinant P. Aerodynamic drag and flow rate through engine com-

partments of motor vehicles. 28th AIAA Applied Aerodynamics Conference, Chicago, IL, United States, 28 June-1 July 2010, code 82594.

[4] D’Hondt M. Etude theorique, experimentale et numerique de l’e-coulement de refroidissement

et de ses effets sur laerodynamique automobile. Engineering Sciences, Universite d’Orleans, 2010. 279 p.

[5] Katz J. New Directions in Race Car Aerodynamics: Designing for Speed. Cambridge, Bentley

publ., 1995. 278 p.

[6] Petrov A. Effect of Inner Air Flow on the Aero-dynamics of the Car. Periodica Polytechnica

Transportation Engineering, doi: https://doi.org/10.3311/PPtr.10376

[7] Numerical Simulation for Improving Radiator Efficiency by Air Flow Optimization. Available at:

http://citeseerx.ist.psu.edu/viewdoc/download?doi=10.1.1.118.6270&rep=rep1&type=pdf (accessed 10 June 2018).

[8] Hallqvist T. The Cooling Airflow of Heavy Trucks — a Parametric Study. World Congress,

Detroit, MI, United States, 14-17 April 2008, code 85694, doi: 10.4271/2008-01-1171

[9] Ng E. Vehicle engine cooling systems: assessment and improvement of wind-tunnel based eva-

luation methods. Thesis of Doctor of Philosophy sciences, RMIT University, Melbourne, Australia, 2002.

[10] Pang S.C., Kalam M.A., Masjuki H.H., Badruddin I.A., Ramli R., Hazrat M.A. Underhood geometry modification and transient coolant temperature modelling for robust cooling networks. International Journal of Mechanical and Materials, 2012, vol. 7, is. 3, pp. 251258.

[11] Bury T. Impact of a Medium Flow Maldistribution on a Cross-Flow Heat Exchanger Performance. Pt. 1, ch. 5. Poland, Silesian University of Technology, 2012, pp. 117-142.

[12] Shome Biswadip, Kumar Vinod, Kumar S.V. Ranganath, Arora Gyan. CFD Prediction to Optimize Front End Cooling Module of a Passenger Vehicle. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, 2006, 845 p. URL: http://docs.lib.purdue.edu/ iracc/845 (accessed 05 May 2018).

[13] Van Den Berg L., Lofaro B. Formula SAE Cooling System Design. California Polytechnic State University, San Luis Obispo, 2014. 141 p.

[14] El-Bourini R. Road Measurements of Front End Components’ Effect on Vehicle Engine Compartment Air Flow. SAE Technical Paper Series, International Congress and Exposition, Dearborn, MI, United States, 1-5 March 1993, code 90092, doi: 10.4271/930145

[15] Shome B., Joshi R. CFD based air-to-boil temperature prediction for sport utility vehicle radiator. Powertrain and Fluid Systems Conference and Exhibition, Toronto, ON, Canada, 1619 October 2006, code 90183. Available at: https://www.researchgate.net/publication/ 280735247, doi: 10.4271/2006-01-3266

Статья поступила в редакцию 01.10.2018

Информация об авторах

ПЕТРОВ Александр Павлович — кандидат технических наук, доцент кафедры «Автомобили». Курганский государственный университет (640020, Курган, Российская Федерация, ул. Советская, д. 63, стр. 4, e-mail: alex_p2@mail.ru).

БАННИКОВ Семен Николаевич — аспирант кафедры «Автомобили». Курганский государственный университет (640020, Курган, Российская Федерация, ул. Советская, д. 63, стр. 4, e-mail: wrx45@mail.ru).

Information about the authors

PETROV Aleksandr Pavlovich — Candidate of Science (Eng.), Associate Professor, Automobile Department. Kurgan State University (640020, Kurgan, Russian Federation, Soviet St., Bldg. 63, Block 4, e-mail: alex_p2@mail.ru).

BANNIKOV Semеn Nikolaevich — Postgraduate, Automobile Department. Kurgan State University (640020, Kurgan, Russian Federation, Soviet St., Bldg. 63, Block 4, e-mail: wrx45@mail.ru).

Просьба ссылаться на эту статью следующим образом:

Петров А.П., Банников С.Н. Аспекты компоновок вентиляторных установок систем охлаждения двигателя внутреннего сгорания и кондиционирования воздуха в автомобиле. Известия высших учебных заведений. Машиностроение, 2018, № 12, с. 45-57, doi: 10.18698/0536-1044-2018-12-45-57

Please cite this article in English as: Petrov A.P., Bannikov S.N. Aspects of Configuration of Fan Installations in the Cooling Systems of Internal Combustion Engines and Air Conditioning Units of Cars. Proceedings of Higher Educational Institutions. МаоЫт Building, 2018, no. 12, pp. 45-57, doi: 10.18698/0536-1044-2018-12-45-57

A.A. Добряков, A.n. Кэрпенко, E.B. Смирнова

МЕНТАЛЬНО-СТРУКТУРИРОВАННАЯ ОБРАЗОВАТЕЛЬНАЯ ТЕХНОЛОГИЯ

В Издательстве МГТУ им. Н.Э. Баумана вышло в свет научное издание под редакцией А.П. Карпенко

«Ментально-структурированная образовательная технология»

В книге намечены пути улучшения качества обучения и повышения эффективности профессиональной деятельности специалистов инженерного профиля. В качестве основного средства решения этих задач предложена ментально-структурированная образовательная технология, позволяющая целенаправленно формировать не только фундаментальные знания, умения и навыки обучающихся, но также составляющие их мыслительной грамотности (знаниевая, или познавательная, функциональная, креативная, корпоративная и социально-экономическая грамотность). Эта же технология помогает в воспитании разнохарактерных профессионально значимых личностных качеств обучающегося. Исследована возможность создания информационно-коммуникационной обучающей среды, обеспечивающей поддержку гармонизированного (ментально-структурированного) обучения, ориентированного на использование интеллектуально-дидактических возможностей ЭВМ.

Для специалистов, занимающихся проблемами высшей школы, научно-педагогических работников.

По вопросам приобретения обращайтесь:

105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1.

Тел.: +7 499 263-60-45, факс: +7 499 261-45-97;

Процесс балансировки вентилятора

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

Главная » Полезное » Процесс балансировки вентилятора

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

Категории вентиляторов в зависимости от назначения

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

Схема расположения датчиков

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

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

Для каждого та вентилятора установлены пределы вибраций.

Предельные вибрации для различных типов вентиляторов

Этапы работ

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

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

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

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

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

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

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

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

Установка груза на крыльчатку

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

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

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

Какие факторы влияют на величину вибрации

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

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

Документальное оформление балансировки вентиляторов

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

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

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

Процесс балансировки вентилятора (видео)

Также мы производим

Воздуховоды хим стойкие

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

Вентиляторы промышленные коррозионностойкие и химстойкие

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

Фильтры волокнистые гальванические (ФВГ, ФКГ)

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

Скруббер

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

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

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

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

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

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

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

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

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

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

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

Vibrodiagnostic research elements rotor centrifugal fan

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

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

ISSN 1992-6502 (Print)_

2019. Т. 23, № 4 (86). С. 3-10

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

Вибродиагностические исследования элементов ротора центробежного вентилятора

1 2 А. Б. Беляев , А. Г. Хакимов

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

Поступила в редакцию 08.11.2019

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

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

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

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

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

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

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

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

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

ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ СОБСТВЕННЫХ ЧАСТОТ И ФОРМ КОЛЕБАНИЙ ЛОПАТОК РАБОЧЕГО КОЛЕСА

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

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

Механические характеристики материала лопатки и наполнителя

Материал Е1,2 М-1,2 Р1,2

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

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

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

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

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

Бобышка, стеклопластик ДСВ-2Р-2М

Оболочка, стеклопластик ЭЦТ

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

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

1-ц2 2ЕХЬЪ + 5(7г2+5//4

* 2, Е = ЕьИ = Иь О) Н

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

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

Таблица 2 Изменение толщины лопатки по хорде

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

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

N к2, см Н, см р г/см3

2 0,95 1,171 1,055

3 1,475 1,501 0,994

4 1,625 1,592 0,998

5 1,737 1,656 0,983

6 1,812 1,699 0,981

7 1,82 1,703 0,980

8 1,76 1,669 0,983

9 1,71 1,641 0,985

10 1,67 1,617 0,986

11 1,57 1,559 0,990

12 1,42 1,472 0,999

13 1,24 1,359 1,016

14 1,04 1,230 1,04

15 0,855 1,103 1,072

16 0,665 0,97 1,124

17 0,41 0,773 1,24

18 0,081 0,481 1,68

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

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

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

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

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

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

У экс., Гц 1115 1795 1880 1920

У рас. 1144 1372 2037 2138

Формы колебаний изгибно -крутильные

5 %, погрешность 14 23,5 22 10,3

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

Собственные низкочастотные колебания лопаток, полученные экспериментальным путем

У экс., Гц 174 336 480 636

Формы колебаний изгибные

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

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

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

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

ДИАГНОСТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВАЛА РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО

ВЕНТИЛЯТОРА ПО СОБСТВЕННЫМ ЧАСТОТАМ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ

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

Рис. 4. Расчетная схема для крутильных колебаний вала

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

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

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

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

Уравнение крутильных колебаний имеет

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

Граничные условия записываются

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

=т к—2, ф1=ф2^ (х = хД (6) дх дх

m k—2 = —-3, Ф2 = (х = хс1), дх дх

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

а2 =а1 тр/тк , тр =у1 .1р1->р .

Ненулевые элементы этого определителя записываются в виде

ai1 = cix — J1®2, ai2 =-GJk al,

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

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

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

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

a53 = aimkmp sin (a2 xci),

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

a56 = a3cos (a3xcl)

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

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

tgí a 2xc¡ + arctg

nik —tgl ai xc + arctg-

-a2 x2] = mk 2 —- tgl a3 xc¡ + arctg

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

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

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

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

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

колебаний вала ю1=16440 рад/с,

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

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

16440 16442 ЮЬ с

\ X \1 ч 4 \ 4 4 \ 4 \ N.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Title: Vibrodiagnostic research elements rotor centrifugal fan.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

RU2208712C2 — Осевой вентилятор — Google Patents

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

Links

Images

Classifications

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

    Abstract

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

    Description

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

    Claims ( 11 )

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

    Figure 00000006

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

    Applications Claiming Priority (4)

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

    Publications (2)

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

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *