При оснащении кухонных блоков столовых и ресторанов существует проблема выбора вентилятора для большого вытяжного зонта над главной плитой кухни.
При оценочном расходе в 3тыс.м3/ч от главного зонта должен отходить воздуховод диаметром около Ф500мм.
При расходе воздуха в 3тыс.м3/ч возможно снимать около 20 кВт явных теплоизбытков от раскалённых конфорок на перепаде температуры дТ =20С.
При таком большом диаметре воздуховод от плиты даже с таким значительным расходом тёплого воздуха вытяжная система вполне может справляться за счёт естественной тяги ( самотяг).
Но на пусковых этапах вытяжной вентилятор всё же требуется, пока тепло от кухни не разогреет весь воздуховод до стабильно горячего состояния.
Также возможен случай короткой по высоте трубы, не позволяющей накопить достаточный избыток естественной тяги для протягивания жироуловительных решёток зонта над плитой.
В любом случае на оголовке трубы на кровле нужен некий малонапорный вентилятор, обеспечивающий небольшое давление на больших расходах. (см.Фото.1)
С такой задачей вполне справляются маломощные осевые вентиляторы больших диаметров, например Ф560 с мощностью 0,25 кВт при 1500об/мин (4-х полюсный) с давлением 100Па при расходе 3тыс.м3/ч. (ВИОС-190-5,6-А-4-0,25кВт , ООО«Аэрван»)
Размер выбран чуть больше номинала воздуховода Ф500 для уменьшения сопротивления потоку на заужении вокруг двигателя (потери в заужении около 20Па) и на остановленых лопастях при отключенном вентиляторе, при этом электрическая мощность остаётся практически минимальной из возможных вариантов доступных моделей этого производителя.
Слабее только вентилятор Ф500мм с мощностью 0,18кВт, вот только в выключенном режиме он гораздо сильнее затормозит ограниченную гравитационную тягу в вытяжном воздуховоде.
Но это простое и относительно дешёвое решение не учитывает специфики кухонной вытяжки, где приходится перемещать очень горячий воздух с температурой более +50С летом, при этом сам воздух перенасыщен жировой взвесью, облепляющей слоями жира стенки воздуховода и сам вентилятор до полной потери работоспособности агрегата.
К тому же периодические вспышки накопленного жира в воздуховоде могут вызывать выгорание вентилятора.
Чтобы справиться с данной проблемой необходимо применение вентилятора-побудителя непрямого действия.
Так можно использовать эжектирующий высокоскоростной поток воздуха от рядом расположенного вентилятора, который энергией свое струи будет создавать необходимое разряжение в воздуховоде, при этом не подвергая риску загрязнения и перегрева сам вентилятор.
Подобный принцип широко применяется в элеваторных узлах центрального теплоснабжения, а потому не является чем-то принципиально новым и неизученным в физике.
В данном случае представляет интерес особенность исполнения эжектирующего узла (см.рис.1).
В предлагаемом варианте инициирующая высокоскоростная струя бьёт не по оси потока (привычная схема элеватора), а имеет обратный порядок расположения, а именно:
по центру идёт основной медленный поток от кухни по круглому воздуховоду, а эжектирующая высокоскоростная струя подаётся по кольцевому зазору вокруг воздуховода.
Зонт от осадков над таким эжектором не устанавливается, а попадающая в воздуховод вода от снега и дождя стекает в специальные отверстия в нижней части воздуховода, куда так же стекает жир с внутренних стенок воздуховода.
Вся система на выходе оснащается коническим раструбом- диффузором, который тормозит кольцевой высокоскоростной поток, при этом переводит импульс силы высокоскоростного потока в разряжение по сечению воздуховода Ф500мм.
В качестве вентилятора можно применить стандартный вентилятор Ф630 (ВИОС-190-6,3-Б-1,1кВт/4 , ООО«Аэрван») с расходом 8тыс.м3/ч и давлением 250Па, что обеспечивает скорость потока 20м/с в кольцевом зазоре между диаметров Ф500 и Ф630 мм.
В качестве эжектирующего диффузора можно использовать пару стандартных диффузоров с типоразмера ДВ-6,3 и ДВ-7,1 ( размеры ф630/710-500мм и Ф710/800-550мм того же производителя ООО«Аэрван») .
Интересен в данном случае механизм взаимодействия кольцевого высокоскоростного потока с осевым медленным потоком.
Так при входе в расширяющийся диффузор тонкий слой кольцевого потока прилипает к стенке диффузора (эффект Коанда) и движется дальше по стенке расширяющегося кольцевого канала.
По принципу неразрывности потока воздух должен либо расширится (на что не хватает кинетической энергии), либо поток должен затормозиться, тем самым создав тормозное разряжение в осевом потоке внутри конического раструба диффузора.
Разряжение создаётся поперечным расширением потока, но действует это давление и вдоль оси потока тоже. Таким образом по всей длине конусной части дифузора возникает инициирующее разрежение от эжектора, действующего на всю длину вытяжного воздуховода от кухни .
Интересно рассмотреть форму потока в двух режимах:
1.Стартовый режим с нулевой скоростью в воздуховоде: расход воздуха в воздуховоде равен нулю, разрежение статическое есть.(см.рис.2)
2.Динамический режим с номинальным расходом около 3000м3/с по воздуховоду Ф500мм на скорости около 4м/с, при этом на срезе воздуховода возникает разрежение, равное потери давления в тракте воздуховода (сопротивление) (см.рис.3).
В первом случае кольцевой поток огибает неподвижный объём на конце воздуховода и смыкается в плотный поток на оси системы за пределами диффузора, образую веретёнообразной формы факельный выброс. При этом воздух практически не тормозится и полезную работу не производит.
Уровень кривизны высокоскоростного потока определяет разрежение внутри веретёнообразного неподвижного объёма. Так радиус кривизны потока создаёт центростремительное ускорение, которое и должна уравновешивать разница давлений по разные стороны искривлённого потока. То есть разница давления атмосферы вокруг и давления внутри веретёнообразного объёма создают вполне осязаемую силу (F=дР*S), изгибающую поток в поперечном к скорости направлении. При этом величина дР вполне легко просчитывается по известным из школьной механики законам:
дР= q*h*V^2/R (1)
где q-плотность воздуха в струе, h-толщина струи, V-скорость струи, R-радиус кривизны струи.
Рассчитать фактическое давление стартового режима в данной статье не представляется возможным из-за неизвестной кривизны потока за пределами выходного диффузора.
При натурном эксперименте легко замерить давление в статическом внутреннем объёме, из чего уже можно будет вычислить радиус кривизны потока, зная исходную скорость и толщину слоя потока воздуха.
Во втором случае ( в номинальном режиме работы эжектора) механизм создания разрежения иной.
В номинальном режиме кольцевой поток тормозится в расширяющемся кольцевом зазоре конусного диффузора, выходя за пределы диффузора на уменьшенной скорости (относительно первоначальной скорости в кольцевом зазоре).
При этом осевой цилиндрический поток из воздуховода формы не меняет, лишь слегка взбаламучиваясь тороидальными вихрями на граница потоков воздуха разных скоростей. (см.рис.3)
Расширение медленного центрального потока также не возможно, так как такое расширение вызвало бы его торможение, что стало бы нарушением законов физики в виде торможения медленного потока об быстрый поток (это такой же запрет, как запрет на передачу тепла от холодного к горячему).
Сила тяги по воздуховоду численно равна разнице импульсов потока на входе и выходе конической части диффузора эжектора, отнесённой к площади сечения воздуховода Ф500мм:
дР=G*(V1-V2)/S (2)
где G- массовый расход высокоскоростной струи (кг/с), V1- скорость (м/с) в кольцевом зазоре Ф500/630мм, V2-скорость заторможенной кольцевой струи на срезе раструба диффузора в кольцевом зазоре Ф500/800мм , S- площадь (м2) сечения воздуховода.
Относительно величины S нужно обсудить отдельно, так как есть как минимум три диаметра Ф 500 мм ( 0,196м2), Ф630мм ( 0,311м2), Ф800 (0,5м2) и одно среднее от двух последних Sсред=(0,5+0,311)/2=0,406м2.
Действующая сила разрежения набирается пропорционально увеличению площади послойными тонкими дисками, таким образом последнее среднее значение по раструбу Sсред=0,406м2 будет наиболее корректным значением
G=8000*1,2/3600=2,67кг/с
V1=19,27м/с
V2=7,25м/с
S= 0,406 м2
Подставляем в формулу для дР (2) и получаем давление тяги в номинальном режиме:
дР=2,67*(19,27-7,25)/0,406=79 Па.
Давление получилось довольно небольшим, если учесть что скоростной напор струи на скорости V1=19 м/с (скорость в кольцевом зазоре Ф500-Ф630 на расходе 8тыс.м3/с) составлял целых :
Рv1=19^2*1,2/2=222 Па.
То есть КПД преобразования эжектора по давлению составляет:
КПД=79/222=0,355 или 35%.
Вполне достойный результат!!!
Правда есть ещё энергетический КПД по полезной нагрузке, где работу на сопротивлении и расходе вытяжного воздуховода Ф500 надо отнести к мощности осевого вентилятора Ne=1100Вт.
Nv500= дР*дV=79*3000/3600=65,8 Вт
КПДе=65,8/1100= 0,059 или 5,9%
Величина совсем маленькая получается!
Проверить бы всё это на практике на реально смонтированной эжектирующей системе, собранной в данной конфигурации. Производитель приведённого в тексте оборудования вполне это может сделать, добавив в ассортимент своей продукции новый эксклюзивный продукт.
Притом, что большая часть деталей здесь - это стандартные серийные изделия их завода, а из нового тут только центральная камера статического давления в виде метрового куба, проткнутого трубой Ф500мм, и с боковым окном Ф710 мм для вдувания воздуха от осевого вентилятора..
Правда при оценке действительного КПД эжектора надо помнить, что на данной рабочей точке аэродинамическая мощность самого вентилятора составляет не 1100Вт (как по паспорту вентилятора), а всего:
Nвент= дР*дV=250*8000/3600=555 Вт
При этом реальный КПД самого вентилятора получается:
и КПДвент=555/1100=0,505 или 50,5%
Итоговый честный КПД эжектора получается из отношения получаемых и хатрачиваемых аэродинамических мощностей 65,8Вт и 555Вт
КПДpv=65,8/555=0,119 или 12%.
Это уже куда лучше, чем ранее насчитанные 6%
Да, честные расчёты расхолаживают, но и отрезвляют.
Так ведь и у элеваторных узлов КПД был ни чуть не лучше!
Но этот низкий КПД элеватора не помешал использовать эжектирующие элеваторные узлы в централизованнных тепловых сетях СССР более 50 лет в течении всего 20-го века. Да и до сих пор ещё не все элеваторы демонтированы, с заменой на насосную прокачку внутреннего контура.
Вот только энергетическая эффективность ничуть не увеличилась от применение насосных тепловых узлов с разделительными теплообменниками , так как давление внешней тепловой сети вообще теряется на внешнем контуре в теплообменнике и регуляторе перепада давления, а внутренний контур прокачивается целиком от дополнительных затрат на электропитание циркуляционного насоса.
