FAN EĞİTİM NOTLARI

HAZIRLAYAN : Dr. İbrahim ÇAKMANUS

Kısım – I : FAN SEÇİMİ

1. Giriş

Fanlar hava gibi akışkanları (bundan sonra hava olarak alınacaktır) basınçlandırarak belirli bir akış yolu içinde hareket etmesini (bir yerden başka bir yere naklini) sağlayan türbo makinalardır. İyi bir fan istenilen performansı yerine getirirken az enerji tüketen (verimli), mümkün olduğunca az gürültülü ve az maliyetli olan fandır.

Fanlarla ilgili eğitim seminerlerimizin 1. Kısmı olan bu bölümde fanların seçimine ilişkin bazı bilgiler verilecektir. İkinci kısımda ise fanların konstrüksiyonu ilişkin bilgiler paylaşılacaktır.

Fanlar kullanılacakları yer ve sisteme uygun biçimde seçilmelidir. Hava kanalları, damperler, otomatik kontrol, filtreler gibi fanların birlikte çalıştıkları sistem parçaları da toplam enerji tüketimini etkilemektedir. Bunlara ilişkin hususlar da ayrıca paylaşılacaktır.

Fanlar pompalara benzer prensiplerle çalışırlar, aradaki temel fark pompalar sıvıları naklederken fanlar hava gibi gazları nakleder. Öte yandan fanlara benzer, ancak çok yüksek basınçlara çıkan başka makinalar da vardır. Bunlar, kompresör veya türbo kompresörler olarak adlandırılabilir. Pompalarda kademe sayısına ve yapıya bağlı olarak 3000-5000 bar’lara kadar, kompresörlerde 70-80 barlara (örneğin doğalgaz boru hatlarında kullanılan kompresörler) kadar basınçlar elde edilebilirken çok özel fanlar sayılmazsa fanlarda elde edilen basınçlar 30000-40000 Pa (N/m2) (0.3-0.4 bar)’ı nadiren geçer. Bunun anlamı, fan konstrüksiyonunda hava basıncından ziyade dönmeden kaynaklanan santrifüj kuvvetlerin, titreşimlerin, yapının kendi kendine ayakta durmasının (yapı stabilitesi-örneğin bu nedenle fanlar 3-5 mm’den bağlayan et kalınlığındaki saclardan üretilir) daha önemli olabildiğidir.

Fan ve fan sistemlerinde enerjinin verimli kullanılması seçim, imalat ve işletme süreçlerinin optimum olması ile sağlanabilir. Çünkü fanlar ömürleri boyunca ilk yatırım maliyetlerinin yüzlerce katı enerji tüketmektedirler. Bunun anlamı; bir işletme için en iyi fanın ilk yatırım maliyeti en düşük fan olmadığıdır. Bu nokta çok önemlidir. Fan satın alırken ve fanın çalıştırılacağı sistem projelendirilirken bu gibi hususlara çok dikkat edilmelidir. Burada yapılması gereken, fanların ömür boyu maliyet esasına göre seçilmesidir (ilk yatırım maliyeti+ ömür boyu işletme maliyeti=minimum) olan fan seçilmesidir. Buna ilişkin örnekler daha sonra verilmiştir.

1. Fan Çeşitleri

Fanlar değişik şekillerde sınıflandırılabilir. Burada aşağıdaki sınıflandırma esas alınmıştır.

1. Aksiyal fanlar,2. Santrifüj fanlar,3. Aksiyal-santrifüj fanlar,4. Çatı tipi fanlar,5. Çapraz akışlı blowerlar,6. Vorteks veya regeneratif fanlar.

DIN standartlarında aksiyal ve santrifüj fanlar Φ=140,160,180,200,224,250,280,315,355,400,500,560,630,710,800,900,1000,1120,12001400,1600, 1800,2000…şeklinde standartlaştırılmıştır. Φ değeri santrifüj fanlarda emiş ağzı çapı, aksiyal fanlarda ise fan gövdesinin iç çapıdır (yine bir anlamda giriş çapı olmaktadır). Fanın diğer bir çok ölçüsü

giriş çapı ve 20√10 =1.12 standart sayısına göre standart sayısı kullanılarak standartlaştırılmıştır

(yukarıdaki seri de buna göre gitmektedir).

3.1. Aksiyal Fanlar

Bunlar dört ana grupta toplanabilir.

- Kanat tipi aksiyal fanlar

- Tüp aksiyal fanlar

- Kanatlı tüp tipi aksiyal fanlar

- İki kademeli aksiyal fanlar

Endüstride aksiyal fanlar karayolu, metro vb. tünellerinde havalandırma ve duman kontrol fanları şeklinde (jet fanlar), soğutma

kulelerinde ve soğutma sistemlerinde vb. kullanılırlar. Ayrıca son yıllarda otoparklarda havalandırma ve yangın fanları olarak da kullanılmaktadır. Aksiyal fanların santrifüj fanlara göre üstünlükleri kompakt yapı, düşük ilk yatırım maliyeti, düz hatta montaj (düşük montaj maliyeti), aynı rotor çapı için daha düşük gürültü olarak özetlenebilir.

3.2. Santrifüj fanlar

Bu fanlar havayı mil ekseninde emip radyal yönde basınçlandırarak çıkış ağzına gönderen fanlardır. Bu işlem fan çarkının dönmesi sonucu ortaya çıkan santrifüj hızlar ve kuvvetler yardımı ile olmaktadır. Endüstride genellikle bu fanlar kullanılmaktadır. Santrifüj fanların aksiyal fanlara göre üstünlükleri; motora kolay ulaşım, daha stabil bir performans eğrisi, çok

yüksek basınçlara çıkma ve geniş çalışma aralığı (verim çok fazla düşmeden) olanağı, çok değişik pozizyonlarda monte edilebilme şeklinde özetlenebilir.

Santrifüj fanların ana parçaları aşağıdaki gibidir.

- Gövde: Rotor içinde barındıran yapıdır..

- Rotor: Kanatların kaynaklandığı ve fan çarkını teşkil eden yapıdır.

- Gövde: Fan rotorunu içine alan yan ve dairesel saclardan oluşan yapıdır.

- Kanatlar: Havaya kılavuzluk eden elemanlardır.

- Kaide: Fan gövdesini, tahrik ünitelerini taşıyan yapı grubudur.

- Mil, yataklar.

- Kaplin, kayış-kasnak: güç aktarımını sağlayan elemanlardır.

- Tahrik ünitesi: Genellikle bir elektrik motorudur. Ancak elektriğin olmadığı yerlerde veya başka sebeplerle seyrek de olsa içten yanmalı motor, buhar veya gaz türbini de kullanılabilmektedir.

- Aksesuarlar: Damper, değişken kanatlı damper (drallregler), susturucu, soğutucu çark, kompansatör, titreşim yutucu vb.

Santrifüj fanlar tek emişli veya çift emişli olarak seçilebilirler. Ancak genel uygulama tek emişli fanlar şeklindedir. Çift emişli fanlar paralel bağlı iki fan gibi düşünülebilir ve debiyi artırmak için kullanılırlar. Ancak atmosferden serbest emiş (veya emişte kanal bağlantısı yoksa) kullanılmaya daha uygundur.

Kanatlar

Tüm fanlarda akışa kılavuzluk eden ve basınçlandırmayı sağlayan ana elemanlar kanatlardır. Santrifüj fanlarda kanat sayıları 8 ila 12 arasındadır. Ancak seyrek de olsa 16’ya kadar çıkabilmektedir. Fanlarda kullanılan kanatlar aşağıdaki gibi sınıflandırılabilir.- Airfoil kanatlar

Bu kanatlar fanlarda, uçak kanatlarında, rüzgar türbinlerinde vb. kullanılan kanat tipleridir. En verimli (verimleri %90’ın üzerindedir), az gürültülü ve ideal kanat tipidir. Ancak imalatı diğerlerine göre daha pahalıdır. Airfoil kanatların dışında kalan kanatlar düz bir sacdan bükülerek şekil olarak bunlara benzetilmeye çalışılan kanatlardır. Bunların hiç birisinin verimi airfoil kanatlar kadar yüksek değildir. Bu kanatlar rotor aynalarına kaynaklanma şekline göre üç ana gruba ayrılabilirler.

- Öne eğik kanatlar

Bu kanat tipleri yüksek basınç ve debi elde etmek için uygun kanat tipleridir.

- Arkaya eğik kanatlar

Bu kanatlar öne eğik kanatların özelliklerini taşırlar ve sadece montaj şekilleri farklıdır. Verimleri öne eğik kanatlara göre daha yüksektir.

- Radyal kanatlar

Bu kanat tipleri düz bir sacdan imal edilirler (giriş ve çıkış açıları 90º’dir). Aşındırıcı veya çok tozlu akışkan durumunda avantajlıdır. Aşağıda kanat verimleri görülmektedir.

Santrifüj fanlar tek emişli veya çift emişli olarak seçilebilirler. Ancak genel uygulama tek emişli fanlar şeklindedir. Çift emişli fanlar paralel bağlı iki fan gibi düşünülebilir ve debiyi artırmak için kullanılırlar. Ancak atmosferden serbest emiş veya emişte kanal bağlantısı yoksa kullanılmaya uygundur. Ayrıca emiş ağılarından milin geçmesi tek emişli fanlara göre verimi düşürür.

Çift emişli fanlarda özel olarak aşağıdaki hususlara dikkat edilmelidir.

Emişte kanal olacaksa özel emiş ağızları yapılmalıdır. Akustik yönden çift emişli fanlar daha iyidir. Debi ile oranlandığında daha düşük moment söz konusudur.

2. Fan Seçimi

2.1. Malzeme

Standart olarak kullanılan malzemeler.

1. Gövde ve kaide için St 37,

2. Rotor, göbek ve kanatlar için St 52-3,3. Mil için Ck 45

şeklindedir. Ancak aşağıda verildiği üzere akışkan, sıcaklık, aşınma vb. özel durumlara uygun başka malzemeler de kullanılmaktadır.

1. Yüksek sıcaklıklarda (300⁰C üzeri) ve tozlu (çimento tozu talaş vb. tozu gibi aşındırıcı) hava, korozif ortamlar dışında yukarıdaki malzemeler kullanılabilir. 2. Korozif ortamlar için akışkanla temasta olan yüzeyler için (gövde, kanatlar ve rotor) AISI 304L, AISI 316L veya gerekiyorsa daha özel malzemeler kullanılır.3. Patlayıcı ve zehirli gaz gibi akışkan durumlarında sızdırmazlık ve malzeme uyumu etüt edilir. 4. Yukarıdaki malzemeler 300⁰ C sıcaklığa kadar malzemenin iç yapısında fazla bir değişim olmadan kullanılabilir. Ancak bu sıcaklığın üzerindeki sıcaklıklarda malzemenin akma mukavemeti, sertliği, çentik darbe mukavemeti düşer. Bunun anlamı emniyet gerilmelerinin azalması ve dolayısıyla daha kalın malzeme kullanılmasıdır.

Not: Yapı çeliklerinin yapısal stabilitesini kaybetme sıcaklığı yaklaşık 540⁰C’dir. (Örneğin yangında bu değerler kritik değerlerdir).

5. 400 ⁰C sıcaklıkta çalışacak bir fanda sıcaklık nedeniyle basınç düzeltmesi çok fazla olacaktır. Bu ise gereğinden fazla büyük motor kullanılmasına ve dolayısıyla verimsizliğe sebep olur. Burada, enerji verimliliği yönünden mümkün olursa havanın soğutulduktan sonra fana girmesi daha uygundur. Buradan geri kazanılacak ısı başka bir yerde kullanılabilir; aynı zamanda fan maliyeti ve işletme maliyeti azalabilir. Özellikle büyük fanlarda bu tür incelemelerin yapılması çok önemlidir.6. Yaklaşık 400⁰C’den 600⁰C’ye kadar olan sıcaklıklarda 13 CrMo44 gibi yüksek sıcaklığa dayanıklı malzemeler kullanılır. Daha yüksek sıcaklıklar için için ise özel tasarımlar yapılır.

2.2. Fanların Performans Özellikleri: Debi, Basınç, Güç, Gürültü

Fanların amacı, V (m3/s veya m3/h) debideki havayı H (mmSS) basınca yükselterek çalışacağı sistemin basınç kayıplarını yenerek bir yerden bir yere taşımaktır. Bir binanın havalandırılmasında dışarıdan alınan taze hava klima santralında ısıtılıp veya soğutularak fan ile basınçlandırılmak suretiyle tüm binaya dağıtmak veya endüstriyel bir tesiste atık gazların filtrelenerek atmosfere atmak buna örnek verilebilir. Bu işlemlerde ve fanda havanın hareketi akışkanlar mekaniğinin temel prensipleri ile açıklanabilir.

Süreklilik denklemi: Eğer kaçak vb. yoksa tüm akış hattı boyunca hareket eden hava miktarı sabittir ve Debi (V)= Hız(v)xKesit (A) şeklinde yazılır. Fan için düşünülürse rotorun çapı kanatların giriş bölgesinde az, uç bölgesinde daha fazladır. Hava debisi sabit kalacağından girişte (kesitin az olduğu yerde) hız yüksek, çıkışta (kesitin fazla olduğu yerde) hız düşük olacaktır. Aşağıda görüleceği üzere bu arzu edilen bir durumdur.

Bernoulli denklemi: Bu denklem ideal bir akışta (sürtünmeler dikkate alınmadığında) akış hattı boyunca basınç, kinetik ve potansiyel enerjilerin toplamının sabit kaldığını ifade eder. Örneğin iki nokta arasında

P1/γ + v12/2g + Z1 = P2/γ + v2

2 /2g + Z2

Yazılabilir. Burada P basınç, γ özgül ağırlık, v hız, z kot (bir referans çizgisine göre yükseklik)’tur. Görüldüğü üzere bir noktada basınç yüksek hız düşük, diğerinde tersi olabilir ancak toplam sabit kalır. (Akış gerçekte sürtünmeli olduğu için eşitliğin ikinci tarafına sürtünme kaybı terimi eklenecektir ve bu kayıplar fanda üretilen statik basınç tarafından karşılanır. Yukarıdaki duruma geri dönülürse; (fanın kanada giriş kısmında hava hızı yüksek, iken kanadın çıkış kısmında kesit büyümesi nedeniyle hız düşüyordu). Bu durumda Bernoulli denklemi gereğince rotorun dış bölgesinde (hızın düştüğü yerde) basınç artacaktır. Bu ise istenilen bir husustur (bu konuya tekrar dönülecektir). Fanlarda kullanılan üçüncü prensip momentum (impuls) teoremidir. Bununla fanın dönme enerjisinin nasıl basınca dönüştüğü anlayabilir. Bunun için hız üçgenlerinden yararlanılır. Aşağıdaki şekilde radyal, öne eğik ve geriye eğik kanatlara ait hız üçgenleri görülmektedir.

Basınç yükselmesi (santrifüj fanlarda)

∆Pth= γ

2 g [ (u2

2 – u12)+ (v1

2 – v22)+ (c2

2 – c12)]

şeklinde ifade edilir. (Bu eşitlik santrifüj fanlar için geçerlidir. Aksiyal fanlarda durum daha farklıdır).

Gerekli birim dönüşümleri yapıldığında ∆P’nin birimi mmSS olarak çıkar. Burada γ havanın özgül ağırlığı (kg/m3), u,v,c hızlar (m/s), g yer çekimi ivmesi (m/s2)’dir. Eşitliğin ilk terimi santrifüj kuvvet sayesinde basınç yükselmesidir. Burada u fanın çevresel hızı olup, u=πxDxn/60 (m/s) şeklinde yazılır. Burada D rotor çapı (m), n devir sayısı (d/d)’dir. Buna göre kanadın girişindeki hız u1=πxD1xn/60, çıkışındaki hız u2=πxD2xn/60 olur. D2>D1

olduğu için çıkıştaki hız daha büyük olacaktır.

İkinci terim geciktirilmiş akım sayesinde basınç yükselmesi olup yukarıda süreklilik ve Bernoulli denkleminin açıklanması sırasında örnek olarak verilmiştir. (Girişte hızın fazla, çıkışta düşük olması ve bunun da basınç artışına sebep olması).

Üçüncü terim kinetik enerjinin yükselmesidir. Burada c bileşke hız olup, kanat açısı β (girişte β1 çıkışta β2), u ve v hızları yardımı ile bulunabilir.

Güç ihtiyacı

V debide (m3/h) ve ∆Pth (Pa) basınçtaki bir pompanın ihtiyaç duyduğu hidrolik güç

N (kW) = V x ∆Pth /(3600x1000)

şeklinde yazılabilir. Ancak sürtünmeler ve kaçaklar nedeniyle tahrik motorundan fandaki hidrolik güce dönüşüme kadar bir takım kayıplar meydana gelir. Dolayısıyle tahrik motoru gücünü hesaplarken fan verimi, güç aktarım sisteminin verimi ve tahrik motoru verimi dikkate alınarak toplam verim hesaplanmalı ve motor gücü buna göre seçilmelidir. Toplam verim

ηt= ηh x ηm x ηηel

olarak ifade edilebilir. Burada ilk terim fanın içindeki sürtünme kayıpları, kaçaklar, türbülanslar nedeniyle oluşan hidrolik kayıplardır. İkinci terim güç aktarma organlarındaki (kaplin, kayış-kasnak) kayıplardır. Aktarma organlarındaki kayıplar direkt tahrik veya kayış kasnak tahrik durumuna göre değişir. Örneğin kayış-kasnaklı sistemlerde kaplin tahrikli sistemlere göre %5 civarında daha fazla enerji kaybı söz konusudur. Üçüncü terim elektrik motorundaki kayıplardır. Örneğin daha sonra görüleceği üzere EFF1 tipi motorlar diğerlerine göre daha pahalı olsa da daha verimli olduklarından işletmede çok avantajlıdırlar.

Böylece elektrik motor gücü

Nm (kW) = Vx∆Pth /(3600x 102xηt)

şeklinde hesaplanabilir. Bu eşitlikte ∆Pth mmSS biriminde alınmıştır (1mmSS=9.81 Pa).

Fanın debisi, rotor çapına ve devir sayısına bağlıdır. Fan basıncı akışkanın yoğunluğuna, fanın devir sayısına ve rotor çapına bağlıdır. Güç ise bunların çarpımı olduğundan yine bu parametrelere bağlıdır. Buradaki bağıntılar FAN KANUNLARI olarak adlandırılmakta olup aşağıda verilmiştir.

Fanlarda gürültü

Fanlarda gürültü, rotor çapı, devir sayısı, fan konstrüksiyonu, sürtünmeler, akış yollarının düzeni gibi çok sayıda parametreye bağlıdır. Ayrıca seçilen yatak tipi, yağlama gibi hususlar da gürültü düzeyini etkiler.

Santrifüj fanlarda gürültü devir sayısı ve kanat sayısının fonksiyonu olan frekansa bağlı hesaplanabilmektedir. Frekans BF(Hz)=n(d/d)xNkanat(ad)/60 şeklinde hesaplanabilir. Frekans tanlolarda 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 şeklinde standartlaştırılarak verilmektedir. Fanlarda sıklıkla rastlanan devir sayıları ve kanat sayıları dikkate alındığında frekansın 100 il 500 arasında değiştiği söylenebilir. İşlemlerde hesaplanan frekansa en yakın frekans değerleri kullanılabilir. Fanın yaklaşık gürültü seviyesi [Lfan (dBA)],

Lfan=Kw+10log10(V/V1)+20log10(∆Pt/P1)+C şeklinde hesaplanabilir. Burada Kw fanın özgül ses seviyesini, V fan debisini (L/s), V1 debi için düzeltme katsayısı =0.472 L/s ∆Pt fanın toplam basıncını (Pa), P1 basınç için düzeltme kaysayısını (249 Pa), C fanın en verimli bölgeden sapma durumuna göre bir düzeltme katsayısını ifade etmektedir.

Örnek

50.000 m3/h (=13.889 L/S) debi, 200 mmSS (=2000 Pa) basınç, 1000 d/d ve 10 adet kanat sayısı özelliklerindeki bir fanın tahmini ses seviyesi,

Frekans BF =1000x10/60=166 olarak hesaplanır. Tablolardan Kw=47 dBA ve %80 verim için C=6 dBA alınabilir. Buna göre fanın tahmini gürültü seviyesi,

Lfan=47+10log10(13889/0.472)+20log10(2000/249)+6 =47+44.7+18.0+6=116 dBA bulunur.

2.3. Performans Eğrileri

Fanların basınç, güç, verim, gürültü gibi karakteristik özellikleri fan debisi ve/veya fan devir sayısının fonksiyonu olarak verilir. Aşağıda buna ilişkin bir örnek görülmektedir.

Fan performans eğrileri testler sonucu oluşturulur. Testlerde fan belirli bir devir sayısı ile döndürülür. Giriş ağzına konulan bir damper yardımı ile debi sıfırdan başlanarak maksimum değere kadar belli aralıklarda ayarlanarak (damper tam kapalıdan tam açık konuma doğru getirilir) her bir durum için debi, basınç, sıcaklık, gürültü seviyesi, moment, motordan çekilen elektriksel güç vb. ölçülür. Bu değerlerden yararlanarak verim vb. hesaplanır.

Performans eğrisinin tüm noktaları için test yapılmasına gerek yoktur. Yapılan testlerden elde edilen eğriler kullanılarak fan kanunları yardımı ile diğer devir sayıları için hesaplamalar yapılarak grafiklere işlenir. Üretimi söz konusu olan değişik fanlar için bu eğriler çıkarılarak imalat katalogları oluşturulur. Aşağıda bilgisayar programı ile oluşturulan B3800 (n=1750 d/d için) serisi bir fanın performans eğrisi örnek olarak verilmiştir.

0 50000 1000000

100200300400500600700800

020406080100120140160180200

B3 800 (n=1750 d/d)

basınç (mmSS)

güç (kW)

verim (%)

gürültü seviyesi (dB)

Debi (m3/h)

Topl

am b

asın

cı (m

mSS

)

Güç,

verim

, gür

ültü

2.4. Fan Performans Değerlerinde Düzeltme Yapılması

Fan performans eğrileri (abaklar) genellikle deniz seviyesi (1 bar atmosfer basıncı) ve 15ºC hava sıcaklığı esas alınan standart koşullar için hazırlanmıştır. Bu şartlardaki havanın yoğunluğu ρ=1.205 kg/m3 - referans yoğunluk- olarak alınır. Ancak fanlar genellikle bu referans şartların dışında çalışırlar. Öneğin yüksek rakımlı yerlerde, deniz kıyısında ama yüksek sıcaklıkta veya hem yüksek rakımlarda ve de yüksek sıcaklıklarda çalışabilirler. Fanın bu gibi koşullarda çalışabilmesi için fan kanunlarında gösterilen yoğunluk düzeltmelerinin (rakım ve sıcaklık için) yapılması gerekir. Bunun için ideal gaz denkleminden (PV=mRT) yararlanılır. Bu denklem yoğunluk için düzenlenirse m/V=ρ=P/(RT) şekline gelir. Havanın yoğunluğu bulunulan yerin rakımına bağlı olarak değişir.

- Rakım düzeltmesi

Rakıma bağlı hava yoğunluğu(1 nolu kaynaktan)

Rakım (m)

Atmosfer sıcaklığı

(ºC)

Atmosfer basıncı

(Pa)

Hava yoğunluğu

(kg/m3)0 15.0 101325 1.205

300 13.0 97740 1.169600 11.0 94218 1.135900 9.1 90797 1.101

1200 7.1 87512 1.0691500 5.6 84295 1.0371800 3.1 81213 1.0062100 1.1 78820 0.9752400 0.8 75252 0.9462700 -2.8 72407 0.9183000 -4.7 69698 0.8893300 -6.7 67023 0.8613600 -8.8 64449 0.8343900 -10.8 61943 0.8074200 -12.7 59504 0.7824500 -14.7 57167 0.7576000 -24.6 46567 0.6407500 -34.5 37592 0.539

Örnek: 1800 m rakımdaki bir yerde (Patm=81213 Pa) ρ=81213/(287x276.1)= 1.021 kg/m3 olur: (Tablodaki değer ile hesap arasındaki fark yuvarlatmalardan kaynaklanmaktadır).

- Sıcaklık düzeltmesi

Örnekler:

- Standart şartlardaki havanın yoğunluğu (Patm=101330 Pa, R=287, T=15+273) ρ=101330/(287x288)=1.226 kg/m3 . (Yukarıdaki değerden olan sapma basınç için alınan

değerlerdeki sapmalardan kaynaklanıyor). Buradaki düzeltme katsayısı ρi ş lρst

=1.00 olur.

- Deniz seviyesinde ve 150ºC’de havanın yoğunluğu (Patm =101330, R=287, T=150+273)

ρ=101330/(287x423)=0.834 kg/m3. Buradaki düzeltme katsayısı ρi ş lρst

=0.834/1.205=0.692

olur.- Rakım ve sıcaklık düzeltmesi

Burada atmosfer basıncı ilgili yerin rakımına göre alınır. Sıcaklık ise proses gazının sıcaklığıdır.

Örnek: 1800m rakımda 150ºC sıcaklıkta havanın yoğunluğu (Patm=101330, R=287,

T=150+273) ρ=81213/(287x423)=0.669 kg/m3. Düzeltme katsayısı ρi ş lρst

=0.669/1.205=0.555

olur.

Fan testleri yapılırken basınç, sıcaklık ve yüksek basınçlarda sıkıştırılabilirlik gibi hususlar devreye girdiği için test sisteminin çeşitli noktalarında yoğunluğun hesaplanması gerekebilir.Bunun için aşağıdaki eşitlikler kullanılabilir.

a) Bulunulan yerde atmosfer havası yoğunluğu (kg/m3),

ρ0=ρişl=1.205x[(Tstd(=288)/Tişl(=273+tişl)]x[(Pişl/Pstd)(1+((tişl–tw)/4000)-A]

b) Test (veya ölçüm) yerinde (yerel) yoğunluk,

ρx= ρ0x(Tişl/Tx(=273+tx)x[(Pişl+Psx)/Pişl]

şeklinde hesaplanabilir. Burada tişl ortalama işletme sıcaklığı C, tw yaş termometre sıcaklığı C, Pişl+işletmenin bulunduğu yerde atmosfer basıncı Pa, Psx ölçüm noktasındaki (yerel) basınç.

Örnek: Fanın emişte olduğu bir test standında Pişl=-760 Pa, tişl=12 C, tw=12 C olduğu bir durum (A=0.0054 alınarak) için ρ0=1.185 ve ρx=1.161 kg/m3 olarak hesaplanır.

2.5. Fan Kanunları

Fan kanunları en genel hali ile şöyle yazılabilir.

Debi için : V1=V2 x (D1/D2)3 x (n1/n2) x 1

Basınç için: P1=P2 x (D1/D2)2 x (n1/n2)2 x (ρ1/ρ2)

Güç için: N1=N2 x (D1/D2)5x (n1/n2)3 x (ρ1/ρ2)

Gürültü için: L2 - L1 = 50 Log10(D2/D1) + 50 Log10(n2/n1)

Burada D rotor dış çapı (m), n devir sayısı (d/d), ρ hava yoğunluğu (kg/m3), L gürültü seviyesi (dBA)’dır. 1 indisi birinci durumu, 2 indisi ise ikinci durumu göstermektedir. Görüldüğü üzere;

- fanın debisi fan çapının küpü ve devir sayısı ile,

- fanın basıncı fan çapının ve devir sayısının karesi ve hava yoğunluğu ile,

- fanın gücü fan çapının 5. kuvveti, devir sayısının küpü ve hava yoğunluğu ile,

- fandaki gürültü seviyesi rotor çapı ve devir sayısı ile,

değişmektedir. Fan kanunlarından yararlanılarak bir durum için bilinen değerlerden hareketle ve yoğunluk, devir sayısı, rotor çapı gibi parametrelere bağlı olarak yeni bir durumdaki debi, basınç, güç, gürültü hesaplanabilmektedir. Buna ilişkin örnekler aşağıda verilmiştir.

Not: Yukarıdaki eşitlikler sıkıştırılamaz akış için geçerlidir. Yaklaşık 250 mmSS’dan daha yüksek basınçlarda sıkıştırılabilirliğin dikkate alınması yararlı olur.

Yoğunluğa bağlı düzeltme

Örnek:

Bir fanın 50.000 m3/h debi ve 200 mSS basıncı sağlaması isteniyor. Fan çapı ve devir sayısının değişmediği varsayılırsa abakların yoğunluğa bağlı kullanımı şöyle olur. (Çalışma şartlarındaki güç Nm=50.000x200/(3600x102x0.8)=34 kW olacaktır. Buradaki 0.8 terimi toplam verimi temsil etmekte olup yaklaşık bir değerdir).

1) Standart şartlarda çalışma: Bu durumda yukarıda verildiği üzere ρi ş lρst

=1.000 olduğu için

abak doğrudan kullanılır. (Fan kanunlarında ilgili terim 1’e eşit).

2) Deniz kıyısında ancak 150ºC’de çalışma: Burada düzeltme katsayısı ρi ş lρst

=0.692 idi.

İlişki ters orantılı olduğu için standart şartladaki basınç P=200/0.692=289 mmSS olur. Güç ihtiyacı N=50.000x289/(3600x102x0.8)=49 kW veya N=34/0.692=49 kW olur.

3) 1800 m rakımda ve 150ºC’de çalışma: Burada düzeltme katsayısı ρi ş lρst

=0.555 idi. İlişki

ters orantılı olduğu için standart şartladaki basınç P=200/0.55=360 mmSS ve motor gücü Nm=50.000x360/(3600x102x0.8)=61 kW veya Nm=34/0.555=61 kW olur.

Not1: Normalde yüksek sıcaklıkta çalışacak olan bu fanın soğuk kalkacağını düşünülsün. Bu durumda en kolay yol büyük motor (yukarıdaki örnekte 61 kW) seçmek olacaktır. Ancak bunun kalkış anında yüksek güç çekilmesi, normal işletmede verimsiz çalışma ilk yatırım maliyetinin artması (büyük motor, büyük çaplı mil, yatak, daha çok kayış vb.) gibi olumsuzlukları olacaktır. Bunun yerine motoru işletme şartlarındaki güçte (yukarıdaki örnekte 34 kW) seçmek ve sabit debili sistemlerde fanın emişine bir on/of damper koymak (damper aynı zamanda yüksek sıcaklık uygulamalarında fanın ilk kalkışta ani termal gerilmelere maruz kalmasını da önleyebilir), değişken debili ve yüksek sıcaklık olmayan yerlerde frekans invertörü kullanmak daha iyi çözümdür. Frekans invertörü işletmede değişken debi durumu varsa bir otomatik kontrol sistemi ile teçhiz edilirse önemli ölçüde enerji tasarrufu sağlar (frekans invertör sisteminin bir ilk yatırım maliyetinin olduğu elbette göz ardı edilmemelidir ancak hangi seçeneğin daha avantajlı olduğu mutlaka etüt edilmelidir). Ancak daha sonra görüleceği üzere frekans invertörleri her zaman beklenen verim artışını sağlayamayabilir.

Not2: Fan kanunlarında görüldüğü üzere hacimsel debi (m3/h) yoğunluğa bağlı değildir. Ancak hacimsel debi yerine kütlesel debi (kg/h) biliniyor ise bunun hacimsel debiye çevrilmesinde çalışma şartlarındaki yoğunluğun kullanılması gerekir. Kütlesel debi m=ρxV şeklinde hesaplanır. Örnekte hacimsel debi yerine kütlesel debi örneğin 60.000 kg/h şeklinde verilmiş olsaydı her üç durumdaki yoğunluklar kullanılarak hacimsel debi hesaplanıp işlemlere (güç vb. hesabı) öyle devam etmek gerekecekti. Yukarıda birinci durumdaki çalışma şartlarında hacimsel debi V=60.000/1.205=49792 m3/h, ikinci durumda V=60.000/0.834=71942 m3/h, üçüncü durumda V=60.000/0.664=90361 m3/h olacaktı. Standart koşullarda hazırlanmış olan abaklar veya programlar kullanılırken bu değerler esas alınır. Bu düzeltme yapılmazsa örneğin bir ısıtma veya soğutma prosesinde istenilen şartlar sağlanamayabilir.

Not3: Fan terminolojisinde kullanılmamakla birlikte bazı müşteriler tarafından hacimsel debi gerçek (actual) metreküp (m3/h) ve/veya normal metreküp (Nm3/h) olarak vermektedir. Burada gerçek debi işletme koşullarındaki debidir. Normal debi ise standart şartlardaki debidir. Dolayısıyle bu iki terimin açıklaması ve aradaki dönüşümün bilinmesinde yarar vardır. Burada V(Nm3/h)= V(m3/h)x(To/Tişl)[(Patm±Pölçülen)/Pstand] eşitliği yazılabilir.Yukarıdaki 3. örnek: V1=50.000 m3/h, 1800m rakım (Patm=P1=81213 Pa), T1=Tişl=(273+150)K,Pölç=2000 Pa, P2=Pstandt=101325Pa,T2=(273+15)K.Buradan V(Nm3/h)= 50.000x(288/423)[(81213+2000)/101325]=27922 elde edilir. V act için de yine aynı denklem kullanılır.

Devir sayısına bağlı düzeltme

Prosesteki kapasite değişikleri gibi nedenlerle mevcut bir fanın farklı devir sayılarında çalıştırılarak kapasitesinin değiştirilmesi istenebilir.

Örneğin yukarıdaki fan 1000 d/d’da çalışsın. Bu fanda kayış-kasnak değişikliği yapılarak basıncın 230 mmSS’a çıkarılması istensin. (Fan rotor çapının ve çalışma koşullarının değişmediği kabul edilmiştir). Bu durumda yeni devir sayısı fan kanunlarındaki basınç ilişkisinden bulunabilir.

230=200x(n2/1000)2 → n2/n1= (230/200)1/2 = 1.07 → n2=1.07x1000=1070 d/d olur.

Bu durumda debi V2=V1x(n2/n1)= 50.000x1.07=53.500 m3/h ve motor gücü Nm2=34x(1.07)3 = 42 kW olur.

Bu fanın 1000 d/d’deki gürültü seviyesinin L1=100 dBA olduğunu kabul edilsin. Yeni durumdaki gürültü seviyesi,

L2-L1= (50 log10(1.07)=1.47 → L2=100+1.47=101.47 dBA olur. (Burada rotor çapı ve diğer parametrelerin değişmediği kabul edilmiştir).

Devir sayısında artış ancak çevresel kuvvetler kabul edilebilir limitler içinde kaldığı takdirde yapılabilir. Ayrıca yeni duruma göre motor gücü kontrol edilerek gerekiyorsa motor da değiştirilmelidir.

Rotor çapına göre düzeltme

Rotor çapının etkisi karakteristikleri bilinen bir fan yardımı ile başka bir fanın karakteristik özelliklerinin (debi, basınç, güç, gürültü) hesaplanmasında kullanılır. Nadiren de olsa rotor çapının tıraşlanarak bir fanın daha düşük kapasitede çalıştırılması sağlanabilir. Rotor çapı etkisi hesaplanırken diğer parametrelerin sabit olduğu kabul edilir. Hesap yöntemi yoğunluk ve devir sayısında olduğu gibidir.

3. Sistem Karakteristik Eğrileri

Fanlar kendi başlarına çalışan cihazlar değildir. Kanal veya proses sisteminin parçası olarak çalışırlar. Örneğin bir binanın klimatize edilmesinde kullanılan bir fan, kritik devredeki basınç kayıplarını yenerek havayı istenilen yerlere taşımak durumundadır. Bir fabrikanın baca gazı filtreleme sistemindeki durum da benzerdir. (Fan kanallardaki, eşanjörlerdeki, filtredeki ve varsa diğer elemanlardaki basınç kayıplarını karşılamak durumundadır). Aşağıdaki şekilde bir fanın bir kanal sistemindeki durumu gösterilmiştir.

Sistem karakteristik eğrileri.

Sistem karakteristik eğrileri fan karakteristik eğrilerinin üzerine çizilerek fanın çalışma noktası tespit edilir. Ayrıca sistemin dinamik davranışı ve işletme şekline uygun olarak uygulanacak kontrol stratejileri de bu eğriler üzerinde incelenebilir. Örneğin fanın en verimli bölgede çalışması, sabit basınçta çalışması (örneğin bir merdiven basınçlandırma fanı) veya değişken debide çalışması (örneğin bir binada VAV sistemi), filtre kirlilik durumu vb. bu eğriler üzerinde incelenebilir. Bunlara ilişkin bazı örnekler daha sonra verilmiştir. Hava kanallarında basınç kayıpları,Pk=f.(L/Dh)x[(1/2)xρxV2

Eşitliği ile, f değeri ise ampirik olarak f=0.02x(105/Re)0.17 eşitliği ile hesaplnabilir (burada Re=(DhxVxρ/μ)≈(2/3)xDhxVx105 şeklindedir. Dirsek, T, ayrılma, redüksiyon, damper gibi

ekipmanların basınç kayıpları ise Pe=Kx[(1/2)xρxV2 ile hesaplanabilir. Burada K ilgili ekipmanın kayıp katsayısıdır. Bu bağlamda fanların giriş ve çıkışında 1 veya 2 çap kadar düz boru olması ve damper vb. bağlantıların bundan sonra yapılması uygun olur.

4. Enerji Verimliliği

Enerji ve Tabii Kaynaklar Bakanlığı Bakanlığı Elektrik İşleri Etüd İdaresi verilerine göre Türkiye’de endüstride kullanılan elektrik enerjisinin %22’si fanlar tarafından tüketilmektedir. Öte yandan bir fanın 5 yılda 40000 saat çalışacağı kabul edilsin. Bu durumda fanın tüketeceği enerji, bu fanın imalat (ilk yatırım) maliyetinin 100 katından fazla olabilmektedir. Bu nedenle uzun süreler çalışacak fan sistemlerinde enerji verimliliği çok önemlidir. Burada ömür boyu maliyeti (ilk yatırım ve ömür boyu enerji maliyetlerinin toplamı) daha az olan fan seçilmelidir. Bir başka ifade ile örneğin 5 yıllık süredeki toplam maliyete baklıabilir. Bu bağlamda eski fanların yenilenmesi çok önemli olabilmektedir. Bu yenilemeler ilk yatırım maliyeti getirse de fizibilitesi yapıldığında kendini kısa sürede amorti eden yatırımlar olabildiği görülür. Aşağıda bu hususlar ilişkin bilgiler verilmiştir.

4.1. Verimli Bir Fan Sistemi Oluşturulması

Fanlarda verimi etkileyen başlıca unsurlar kanatlar, rotor, yataklar, kaçaklar, tahrik sistemi kayıpları ve motor kayıplarıdır. Örneğin, kanat verimliliği tiplerine göre %65 ile %92 arasında değişmektedir. Dolayısıyla fan verimliliklerinin artırılması için optimum kanat tasarımı yapılması (örneğin airfoil kanat kesiti, optimum kanat açısı ve uygun kanat sayısının belirlenmesi) gerekir. Fanlarda en yüksek verime sahip kanat tipleri airfoil kanatlardır (bu kanat tiplerinin verimleri %90’ın üzerindedir). Ancak bu kanatların imalatı diğerlerine göre daha zor ve pahalıdır. Ayrıca aşındırıcı ve tozlu hava gibi sistemlerde kullanımı uygun olmayabilir. Bu nedenle böylesi yerlerde verimleri düşük olsa da tek kalınlıklı ve radyal kanatlar kullanılması gerekebilir. Tüm bu hususlar ve imalatçı önerileri seçimde dikkate alınmalıdır.

İmalat sürecinde temel hedefler fanların verimliliğinin artırılması ve üretimde az enerji kullanılmasıdır. Bunun için doğru fan seçimi yapılması, fan imalat teknolojisinin iyileştirilmesi ve üretimde olabildiğince az girdi kullanılması düşünülmesi gereken hususlardır. Bu durum ülkemize, müşterilerimize ve rekabet imkanlarını artıracağı için firmamıza önemli katkılar sağlayacaktır. Bu noktada aşağıdaki gibi hususlara dikkat edilebilir.1) Kanatların emişteki uçlarının balık sırtı yuvarlatılması, çıkıştaki uçların daha sivri olması

yararlı olur. 2) Damper, drallregler gibi elemanların birer basınç kaybı kaynağı olduğu göz ardı

edilmemeli ve zorunlu değilse kullanılmamalıdır.3) Fan seçiminde fanın kullanılacağı tesisin özellikleri, çalışma şartları göz önüne

alınmalıdır (böylece uygun debi, basınç, malzeme seçimi ve fan seçimi yapılabilir). 4) Aksine bir zorunluluk yoksa direk tahrikli (kaplin veya direk akuple) fanlar kullanılmalıdır.

Çünkü kayış kasnak sistemlerin enerji verimliliği direk tahrikli sistemlere göre %5 civarında daha düşüktür. Montaj zamanının uzaması, bakım zorlukları kayış kasnaklı

sistemlerin diğer dezavantajlarıdır. Zaten 200 kW üzerindeki fanların kayış kasnaklı yapılması mümkün değildir. Ancak bazen daha ucuz olduğu gerekçesiyle kayış kasnaklı sistemler tercih edildiği görülmektedir. Kaplinli bir fan kayış kasnaklı bir fana göre %5-10 civarında daha pahalıdır ancak fanın tükettiği enerji dikkate alındığında bu fark 1 yıldan çok daha az bir sürede amorti edilmektedir. Not: Buna karşın özellikle 800 d/d altında (bu devir sayılarındaki elektrik motorları pahalı olduğu için) veya standart motor devir sayılarından çok uzak devir sayılarında fan seçme zorunluluğu olursa veya başka zorunlu nedenlerle kayış kasnak sistemleri tercih edilebilir.

5) Çok yüksek güçlü fanların çalıştırıldığı tesislerde seri veya paralel çalışma opsiyonları mutlaka düşünülmelidir. Özellikle paralel çalışmada küçük ve birden fazla fan söz konusu olacağı için değişken debilerde düşük kalkış momentleri, tesisatın ucuzlaması, yedekleme mümkün olacaktır. Ayrıca değişken debili bir sistem söz konusu olduğunda tek ve büyük bir fanın örneğin frekans invertörü ile kontrolu uygun değildir. Bu durumlar için maliyet analizleri yapılmalıdır).

6) Büyük fanlar düşük debilerde daha çabuk kararsız çalışma bölgesine girebilir (düşük akım çekme beklentisine karşın motorun daha fazla akım çekmesi söz konusu olabilir). Bu nedenle böylesi durumlarda bir adet büyük fan yerine birden fazla ve daha küçük fan seçilmesi ve yine paralel çalışma düşünülmelidir.

4.2.Fan Seçimi İçin Gerekli Bilgiler

Doğru bir fan sistemi tesis etmek için imalatçıya asgari olarak aşağıdaki bilgilerin verilmesi gerekir.

1. Hacimsel debi (m3/h veya m3/sn) veya kütlesel debi (kg/h, kg/sn), 2. Çalışma şartlarında ihtiyaç duyulan statik (mmSS veya Pa- 1mmSS=10 Pa) toplam basınç

(mmSS veya Pa), 3. Fanın çalışacağı yerin rakımı (deniz seviyesinden yüksekliği- m),4. Akışkan (temiz hava, tozlu hava, nemli hava, katı malzeme, korozif akışkan vb.),5. Fanın içinden geçecek akışkanın sıcaklığı (C),6. İşletme şekli: a) sürekli çalışma, b) kesintili çalışma, c) değişken debili veya değişken basınçlı çalışma vb.Yukarıdaki ve benzeri bilgileri ihtiva eden fan sipariş formlarının kullanılması yararlı olur.

Bu verilere dayalı olarak seçilmiş iki fan aşağıda örnek olarak verilmiştir.

ÖRNEK FAN 1:

a) Veriler STANDART SARTLARDAKI DEBI.................(m3/h) 36000. STANDART SARTLARDAKI TOPLAM BASINC........(mmSS) 329. RAKIM........................................(m) 20. ATMOSFER BASINCI............................(PA) 101085. ATMOSFER SICAKLIGI(15 Cye gore.).............(C) 14.87 AKISKAN......................................... NORMAL HAVA CALISMA SARTLARINDAKI SICAKLIK...............(C) 200. CALISMA SARTLARINDAKI YOGUNLUK...........(kg/m3) 0.745 CALISMA SARTLARINDAKI DEBI................(m3/h) 36000.

CALISMA SARTLARINDAKI TOPLAM BASINC.......(mmSS) 203. b) Seçim sonuçları

DEVIR SAYISI.........(d/d) 1490 FAN GUCU..............(kW) 23.2 CALIS. SART. MOT. GUCU(kW) 30.0 STAND. SART. MOT. GUCU(kW) 45.0 MOTOR DEVIR SAYISI...(d/d) 1500. FAN VERIMI.............(%) 86. TAHRIK CINSI.............. KAPLIN TAH. SIST. VERIMI......(%) 97. FAN MALIYETI.........(EU) 6500. 5 YIL.CALISMA SURESI(saat) 40000. 5 YIL. ENERJI MALYETI.(EU) 108000.

İrdeleme: 1) Eğer bu fan kayış kasnaklı seçilseydi ilk yatırım bedeli 6500 EU yerine 6000 EU civarında olabilecekti (KAZANÇ: 500 EU). Ancak buna karşın %5 civarında verim azalması olacaktı. Bunun parasal tutarı ise ((108.000/5)*.05= 1080 EU/yıl olacaktı. Bu ise işletme için kar değil zarar olacağı gibi, fosil yakıt tüketilmesi nedeniyle çevre için de zarardır. 2) Yukarıdaki enerji maliyeti EFF2 için hesaplanmıştır. Bunun yerine EFF1 motor konulsadı buradan %4 civarında kazanç sağlanacaktı. Bu durumda yukarıdaki 5 yıllık enerji tüketimi 108000 YTL yerine 103.680 olacaktı.3) Yine yukarıdaki fan bedeli normal kanatlı bir fan olarak hesaplanmıştır. Eğer bu fan airfoil kanatlı yapılsaydı ilk yatırım bedeli %10 civarında artacaktı. Buna karşın %5 civarında verim artışı söz konusu olacaktı.Sonuç olarak; kayış kasnaklı eski bir fan sistemi yukarıdaki hususlar dahilinde yenilendiği takdirde ortalama %15 civarında daha az enerji tüketecektir. Bu ise büyük güçler söz konusu olduğunda ciddi tasarruflara denk gelmektedir. Ayrıca küresel ısınma, ülkemizin bulunduğu ekonomik şartlar dikkate alındığında hiç birimiz bedelini ödüyorum, enerjiyi istediğim gibi tüketebilirim dememelidir.

ÖRNEK FAN 2:

a)Veriler STANDART SARTLARDAKI DEBI.................(m3/h) 50000. STANDART SARTLARDAKI TOPLAM BASINC........(mmSS) 866. RAKIM........................................(m) 1000. ATMOSFER BASINCI............................(PA) 89875. ATMOSFER SICAKLIGI(15 Cye gore.).............(C) 8.50 AKISKAN......................................... TOZLU HAVA CALISMA SARTLARINDAKI SICAKLIK...............(C) 100. CALISMA SARTLARINDAKI YOGUNLUK...........(kg/m3) 0.840 CALISMA SARTLARINDAKI DEBI................(m3/h) 50000. CALISMA SARTLARINDAKI TOPLAM BASINC.......(mmSS) 603.

b)Seçim sonuçları DEVIR SAYISI.........(d/d) 1580 ====== ÇAP MOD.İLE KULLANILABİLİR FAN GUCU..............(kW) 102.7 CALIS. SART. MOT. GUCU(kW) 110.0 STAND. SART. MOT. GUCU(kW) 160.0 MOTOR DEVIR SAYISI...(d/d) 1500. FAN VERIMI.............(%) 80. TAHRIK CINSI.............. KAY.-KAS TAH. SIST. VERIMI......(%) 95. FAN MALIYETI.........(EU) 7500.

5 YIL.CALISMA SURESI(saat) 40000. 5 YIL. ENERJI MALYETI.(EU) 396000.

İrdeleme:1) Birinci fan için yapılan değerlendirmeler burada da geçerlidir. Bu fan kayış kasnaklı da yapılabilir, kaplin tahrikli de. Yukarıdaki fiyat ve işletme bedeli kayış kasnaklıya göre hesaplanmıştır.2) Bu fan rotor çapı büyütülerek 1500 d/d (motor devrinde) kaplin tahrikli ve EFF1 motorlu şeklinde yapılabilir. Bunun için gelecek ilave maliyet 2000 EU civarında olacaktır. Buna karşın %9 civarındaki verim artışı nedeniyle elde edilecek yıllık kazanç ((396000/5)*.09)= 7120 EU civarında olacaktır. (5 yılda yaklaşık 35.000 EU). Çevresel etkiler de ilave kazanç olacaktır.Not: Akışkan tozlu, nemli gibi özelliklere sahip ise airfoil kanatların kullanımı doğru olmayabilir. Bu nedenle burada böyle bir değişiklik gösterilmemiştir.

7. Elektrik Motorları

İşletmede çalışma süreleri arttıkça fanlarda olduğu üzere motorların verimleri de büyük önem arz etmektedir. Çünkü standart bir AC motorunun çalışma süresi boyunca oluşturduğu toplam masrafların %97’sini enerji giderleri oluşturmaktadır. Geri kalan %3’lük pay ilk yatırım bedeli, montaj ve bakım masraflarıdır. Bu nedenle elektrik motorları EFF1 (yüksek verimli AC motorlar) tipinde seçilmelidir. Bu motorlar daha pahalı olsa da EFF2 (verimi artırılmış AC motorlar) tipine göre %4 civarında daha verimlidir. Özellikle yüksek güçler için bu durum çok büyük farklar ortaya çıkarmaktadır.

Eğer tesis değişik kapasitelerde çalışıyorsa çift devirli motorlar veya frekans invertörleri kullanılmalıdır. Gerektiğinde otomasyon sistemleri kullanılmalıdır.

1000 m rakıma kadar elektrik motorları sorunsuz çalışırlar. Daha yüksek rakımlarda çalışma için imalatçı tavsiyelerine uyulmalıdır. Ayrıca elektrik motorlarının bulunduğu ortam sıcaklığı yükseldikçe verim düşer. Bu nedenle IEC standartlarına göre aşağıdaki sıcaklık değerleri uygulamada dikkate alınmalıdır.

İzolasyon sınıfı E B F HResistans ile maksimumsıcaklık artışı (C)

75 80 100 125

Maks. 40 C çevre sıcaklığı için motor yüzey sıcaklığı (C)

115 120 140 165

Kısa süreli dayanım sıcaklığı (C) 120 130 155 180

8. Fan Sistemlerinde Kapasite Kontrolu

Verimli bir fan tesisatı için fanın hizmet vereceği sistemin doğru biçimde projelendirilip imalatının yapılması gerekir. Çünkü fanın seçilip imalatının yapılabilmesinin ön koşulu fan debisi ve basıncının doğru hesaplanmasıdır. Eğer bu değerler gereğinden küçük belirlenmiş ise fan sisteminde kapasite ve basınç yetersizlikleri ortaya çıkacaktır. Eğer gereğinden büyük belirlenmiş ise fanın ömrü boyunca enerji verimsiz kullanılmış olacaktır.

Fan sistemlerinin kontrolu için kullanılan yöntemler aşağıda özetlenmiştir. Genel olarak iki tür kontrolden söz edilebilir. 1) Damper ile Kontrol: Burada çalışma noktası fan eğrisi üzerinde hareket eder. Kontrol, fanın emişindeki veya çıkışındaki bir damperin kısılması şeklinde yapılır. Bir başka ifade ile debi ve basınç sistem direncinin artırılması veya azaltılması ile kontrol edilir. Burada damperin kısılması ile debi azalacağı için çekilen güçte bir azalma olacaktır. Ancak bu yöntem verimli bir kontrol şekli değildir. Bu nedenle zorunluluk olmadığı sürece bu yöntem enerji verimliliği amacıyla kullanılmamalıdır. Damperler daha çok sıcak gaz ile çalışan bir tesiste soğuk kalkışta kullanılmalıdır. Damper kontrol prensibi aşağıdaki şekilde görülmektedir.

HER BİR FANIN DEBİSİ

C F D

E B

A

Damper kontrollu bir sistemde karakteristik eğrilerin yerleri.

2) Fan performans eğrisinin değiştirildiği sistemler: Burada ise sistem eğrisi değişmez, fan karakteristik eğrisi değişir. a) Değişken kanatlı damper kontrolu: Burada fan girişine değişken kanatlı damper yerleştirilir. Burada havanın akım çizgileri damper kanatları arasından geçerken burgu şeklinde (spin) bir yapıya gelir. Bu yapı fanın karakteristik eğrisini şekilde görüldüğü üzere değiştirir. Bu kontrol şekli damper kontrolundan daha iyidir. Ayrıca yüksek sıcaklıklı sistemlerde soğuk kalkış için gerekli kısılmayı da sağlar.

H E R B İR FAN IN DE B İSİ Q(m ³/h)

n4 n3n2 n1

D

C

B

A

n1 >n2> n3>n4

Değişken kanatlı damper kontrolu.

b) Hız kontrolu: Fan kanunlarından hatırlanacağı üzere fanın debisi devir sayısı ile doğru orantılı, basıncı ise karesel orantılı olarak değişir. Çekilen güç debi ve basıncın çarpımı olduğu için güç değişimi devir sayısının küpü ile doğru orantılı değişir. En verimli kapasite kontrol şekli fan hızının frekans invertörleri ile değiştirilmesidir. Çift devirli motorlar bu sistemin bir alt versiyonu olarak düşünülebilir. Frekans invertörlü sistemlerde hız istenildiği kadar düşürülemez. Çünkü düşük kapasitelerde verimsiz veya kararsız bölgede çalışma olabilecektir. Bu nedenle tasarruf yapıldığı zannedilirken daha fazla akım çekilmesi söz konusu olabilir.

HER BİR FANIN DEBİSİ Q(m ³ / h)

n3n2

n1

C

B

A

Hız kontrollu sistem.

3) Fanların paralel bağlanması: Burada iki veya daha fazla eş karakteristik eğriye sahip fan paralel olarak çalıştırılır. Paralel çalışmada her sabit basınç için fanların debileri toplanarak toplam debi bulunur. Bu sistem özellikle büyük güçlü tesislerde enerji ekonomisi, fanların yedeklenmesi, işletme ve bakım esnekliği sağlanması için çok faydalı bir sistemdir.

HER BİR FANIN DEBİSİ Q(m ³ /h)

FAN1 FAN2 FAN3SABİTBASINÇ

SABİT DİRENÇ

Fanların paralel çalıştırılması.

4) Fanların seri bağlanması: Burada iki veya daha fazla eş karakteristik eğriye sahip fan seri olarak çalıştırılır. Paralel çalışmada her sabit debi noktası için fanların basınçları toplanarak toplam basınç bulunur. Bu sistemler tek bir fanın basıncının yetmediği durumlarda veya daha küçük kapasiteli bir fanın booster fan olarak kullanıldığı durumlarda tercih edilir. (Böylece ana fanın basıncının en uzaktaki düşük debi ihtiyacı olan bir branşman için seçilme zorunluluğu ortadan kalkar).

H E R B İR F A N IN D E B İ S İ Q (m ³ /h )

1 2 3 4 5

1 2 3 5

1 2 5

1 2

1 3

1

Fanların seri çalıştırılması.

A N A FA N

B O O ST ERFA N I

Booster fan tesisatı örneği.

9.Tesisat Sistemleri

Enerji verimliliği fanın çalışacağı tesisatın doğru porjelendirilmesi, buna göre imalatı ve ihtiyaç duyulacak prosese uygun bir mantıkla işletilmesi, fanın bakımının düzenli yapılması gerekir.

9.1. İşletmede Dikkat Edilmesi Gereken Hususlar

1. Fan ve tesisatının verimli biçimde işletilebilmesi için öncelikle fanın, prosesin gerektirdiği kontrol mantığına uygun olarak çalıştırılması gerekir.

2. Fan şase ankraj montajlarına dikkat edilmeli, gevşek civatalar, terazi bozukluğu, platform montajlarının yeterli olması, vantilatörü ve elektrik motorunu dış hava etkenlerinden koruma tedbirlerinin alınması, montaj öncesi fanı depolama koşullarının özenli olması gerekir. Bu gibi konularda fan imalatçısının önerilerine uyulması yerinde olur.

3. Endüstriyel tesislerde fanların çalışma şartlarında bulundukları ortamların genellikle tozlu olması veya taşıdıkları malzemelerin fan kanatlarına yapışmasına neden olabilmektedir. Bu ise verim kaybı, balanssızlık gibi problemlere neden olmaktadır. Bu nedenle temizlik ve bakım düzenli yapılmalıdır.

4. Rulman greslerinin, çalıştığı ortam şartlarının özelliğine göre periyodik olarak değiştirilmesi, uygun greslerin kullanılması veya aşırı gres konulmaması gerekir. Bunlara dikkat edilmesi yataklarda sıcaklık artışlarını ve dolayısıyla arızaları azaltacaktır.

5. Yatak ve rulman eksen ayarlarının düzgün olduğu kontrol edilmelidir. Aksi takdirde rulman kasıntılı çalışarak aşırı ısınma ve deformasyona uğrayabilecektir. Aynı şekilde kaplin, kasnakların ayarları günümüz teknolojisinin hassas cihazları ile yapılmalıdır. Bunların doğru yapılması kasılmaları, balans problemlerini ve enerji kayıplarını azaltacaktır.

6. Hava kanallarında zorunlu olmayan dirençlerden (gereksiz dirsekler, uygun olmayan hava hızları vb.), buralarda toz birikmesi veya gaz sıcaklık değerlerindeki değişimlerden kaynaklı debi problemlerinden kaçınılmalıdır.

7. Aşınma problemlerinden kaynaklı balans problemleri ve yüksek titreşimlerden kaçınmak için akışkanın özelliğine uygun malzeme seçilmesi gerekir.

8. İşletmecinin, yukarıda belirtilen bakım işlerini bu konularda yetişmiş personeli eliyle yapması, bu şekilde personeli bulunmuyor ise dışarıdan hizmet alması yararlı olacaktır.

9. Fanlar kritik hız ve doğal frekans devir sayıları civarında (± %10 civarında) çalıştırılmamalıdır. Bu nedenle fanın kritik devir sayısı bilinmeli, özellikle frekans invertörü ile yapılan devir sayısı ile enerji tasarrufu çalışmalarında bu hususa özellikle dikkat edilmelidir.Not: Fan çalıştırılırken bu devir sayılarının hızlı geçilmesi ile sorun çözülebilir. Ancak durna esnasında kritik devir sayılarına denk gelinmesi halinde fan duramayabilir, titreşimler artabilir. Böylesi durumlarda özellikle büyük fanlarda frenleme sistemi gerekebilir.

10. Kayış kasnaklı sistemlerde her üç kayış değişiminde kasnakların da değiştirilmesi yararlı olur.

11. Hatalı montaj, toz yapışması, boşluk artışı, gevşeklikler (örneğin rulman arızası ) hava boğulması (kanatlara ters yüklerin gelmesine neden olur), rotor aynası arkasında vakum, aşınma problemleri, milde boşluklar, gövdede hava kaçakları, vorteksler, civataların kopması, zeminin terazide olmaması, zemine bağlantının zayıf olması gibi çok çeşitli hususlar işletmede balans ve titreşim sorunlarına (malzeme yorulmasının artması, kırılma vb) ve bunların sonucu olarak da fanda verim düşüklüğüne sebep olmaktadır.

9.2. Tesisat Bağlantılarında Dikkat Edilmesi Gereken Bazı Hususlar

Örnekler

Uygun olmayan tasarım

kötü Uygun

Gril unutulmuş

Yanlış Doğru

Girişte akış dağılımı

Kötü İyi

Çıkışta akışı dağılması

Kötü İyi

Flexible parçaların uzun olması veya kötü hizalanması

Kötü İyi

Fan önünde ani genişleyen redüksiyon (açı max 7° olmalı)

Kötü İyi

Fan çıkışında asimetrik bağlantı

Kötü İyi

Fan önünde ve arksaında dirsek olması

Kötü İyi

Fan girişinde girdap etkisi

Kötü İyi

Fan girişinde dirsek

Kötü İyi

Fan çıkışında dirsek

Kötü İyi

Aksiyal fanlarda istenmeyen düzeyde basınç kaybı

Kötü İyi

Aksiyal fanlarda istenmeyen düzeyde basınç kaybı

Kötü İyi

Uygun olmayan fittings tasarımı

Kötü İyi

Notlar: Şekillerde görüldü üzere;

1) Fanların giriş ve çıkışında en az giriş çapının 2 katı kadar düz kanal bulunmalıdır. Damper vb. bundan önceye konulmalıdır.

2) Giriş ve çıkışta aniden dirsekler ve kısa redüksiyonlar öngörülmemelidir.

Kısım – II: KONSTRÜKSİYON HESAPLARI

1. Giriş

Bu bölümde santrifüj fanların konstrüksiyon hesaplarına ilişkin bazı bilgiler verilmiştir. Öncelikle imalata ilişkin bazı pratik notların paylaşılması yararlı olacaktır.

Optimum şartlarda imalat için:a) İmal edilecek parçada istenen özellikler (fonksiyon, mukavemet, ömür) incelenir.b) Malzeme özellikleri incelenir. Malzeme satıcısı ve uzmanlardan gerekli bilgiler toplanır. İmalat sürecine ilişkin şöyle bir eğri verilebilir.

Bu eğri teknik yapıların gelişmesine uygulanabilir. Olgunluk evresinde (III. evre) çok yüksek iş sarfına karşın az ilerleme kaydedilir.Burada; konstrüksiyon=fiyat↓+kalite↑= optimum olmalıdır.3) Kullanıcılar için;- Fiyat, enerji sarfiyatı, bakım-işletme masrafları, basitlik, işletme emniyeti. Hangisi daha önemlidir?Teknik özellikler: Güç , hız, devir sayısı, kalite doğru tespit edilmelidir.- İstenilen gücün aynı büyüklükte birkaç makinaya paylaştırmak (biri arızalanınca diğeri kısmen yedek işlevi görür.) Veya tek bir makine mı uygundur?4) Yeni bir tip geliştirilirken şimdiye kadarki tecrübeler, arızalar vb. incelenmelidir. Mevcut modeller de incelenir, şimdiye kadar olanların kritiği yapılır, hatalar incelenir. Hangi alanlarda benzer problemler var, bunlar nasıl çözülür bu gibi hususlar araştırılmalıdır.-Eğer istenilen özellikleri sağlayabilecek bir çok çözüm varsa bunların özellikleri ayrı ayrı değerlendirilip karşılaştırılmalıdır. Bir çözüm öne çıkıyorsa resim çizilip hesaplar yapılmalıdır. Bazı hallerde nihai karara deneyler neticesinde veya uzmanların ,satıcıların ve/veya alıcıların fikirleri sorularak karar verilmelidir.- Tehlikeli kesitler tekrar hesaplanmalı, çentikler, uygun olmayan kuvvet iletimi, malzeme çifti, kayma yüzeyleri kalitesi vb. yeterlimidir kontrol edilmelidir.-Tüm fanlarda yüzey düzgünlüğü ve pürüzlülüğün az olması verimi artırır.-Dik açılı kanatlı santrifüj fanlar mukavamet yönünden daha iyidir (ama verimleri daha düşük olabilir).- Kama gibi ucuz elemanlar daha düşük emniyet gerilmesine sahip malzemeden seçilmelidir.

- Keçeler, havalandırma delikleri vb. kontrol edilmelidir.- Montaj kolaylığı için neler yapılabileceği araştırılmalıdır- Basitleştirme için simetrik parçalar daha uygundur.- Az sayıdaki imalatlarda talaşlı ve kaynaklı imalat daha ucuz olabilir ancak kitlesel imalatta dökümün daha ucuz olacağına dikkat edilmelidir. - Piyasada bulunan parçalar ve malzemeler tercih edilmelidir.

- Civata çeşidi az ve mümkün olduğunca aynı büyüklükte olmalıdır.-Yatak çeşidi az olmalıdır.- Malzeme daha hafif, daha küçük yapılabilirmi? - Malzeme, tolerans ve işletme bakımından, kalite ve emekten tasarruf sağlanabilirmi? - Zarifleştirme ve basitleştirme yapılıp yapılamayacağı araştırılmalıdır.- Ölçüler: her köşe ölçülerle yeterince tespit edilmişmidir. İmalattaki sorunları ve uyumsuzlukları azaltmak için ne yapmak gerekir, bunlar araştırılmalıdır. - Parçaların, ölçülerin birbiri ile uyumu kontrol edilmelidir.5) Hesaplara ilişkin notlar:- Konstrüksiyona etki eden kuvvetler, genleşmeler, deformasyonlar, ömür, yıpranma, verim, güç ve enerji tüketimi vb. hesaplanmalıdır ki;- Beklenen tesirler,- Yapı için gerekli iş (büyüklük ve ağırlıklar),- Bir çözümün diğerine olan üstünlüğü, önceden söylenebilsin veya kontrol edilsin.- Kullanılan eşitliklerin, konulan değerlerin bizim problemimiz için uygun olması iyi düşünülmelidir.-Bir konstrüksiyonda proje ve hesap elele gitmelidir. Burada daha uygun uygun yol önce projeyi yapmak sonra hesaplamaktır. 6) Modeller ve Deneyler- Fonksiyon modelleri: karton, flexiglas vb.- Form modelleri: ahşap, alçı, metal vb.- Deney modelleri: aslından küçük, aslı gibi veya büyük.- Deney iyi bir yoldur, ama zannedildiğinden fazla emek ve zaman ister. Kısa süreli ve uzun süreli denemeler imalattan hemen sonra yapılabilir.- Genelde en iyi çözüm mevcut şartlardan en iyisini seçmek ve bunu gerçekleştirmeye çalışmaktır.- Tasarruf imkanları az, emek fazla, verim yüksektir. Burada ayrıca, - Eldeki konstrüksiyonlardan yararlanmak, standartlaştırılmış ve piyasada bulunan yarı işlenmiş malzemeleri kullanmak, tip sayısını, ebatları ve şekilleri azaltmak;kısaca her parçaya düşen sayıyı azaltarak konstrüksiyon maliyetleri azaltılabilir.Örnek:-Standartlaştırılmış ve piyasada bulunabilen ölçülerde profil çubuklarının , sacların , boruların, millerin, standart civata, saplama ve kanalların, kamaların kullanılması; parçaların simetrik imalatı düşünülebilir.-Yüksek sıcaklıklarda çalışma durumunda, düşük devir sayıları tercih edilebilir.-Yüksek devir sayılarında zararlı sarsıntıları ve yüksek gerilmeleri önlemek için mümkün olduğu kadar rijit yapılmalı, iyi dengelenmeli, rezonansta öz tireşim sayısının yeri gerekirse değiştirilmeli ve absorpsiyonla titreşimler zayıflatılmalıdır. Rijit kaplin yerine esnek kaplin tercih edilebilir.

Fanlarda ilk yatırım maliyetinin düşürülmesi ve bazı kısıtlar, tartışma

Rotorlarda disk sürtünmeleri ~ u3xD2 şeklinde ifade edilebilir. U yerine değeri (u=πDn/60) konulursa rotor çapı artınca kayıpların çapın 5. kuvveti ile (D5) ile arttığı görülür. Bu nedenle

fanlarda mümkün olan en yüksek devir sayısının kullanılması avantajlıdır. İlk yatırım maliyetlerinin azaltılması için de olabildiğince yüksek devir sayılarını (basma yüksekliği devir sayısı ile doğru orantılı olduğu için daha küçük çaplı elektrik motorları yüksek devirlerde daha ucuzdur) ve olabildiğince direkt akuple uygulamaları tercih etmekte yarar vardır. Ayrıca, daha sonra açıklanacağı üzere, burulma momenti devir sayısı arttıkça azalmaktadır. Bu ise mil çapının ve buna bağlı elemanların çaplarının küçülmesi anlamına gelir.

Yüksek devirli fanlara geçmek için hassas kesme işlemi, çok iyi kaynak işçiliği vb. gerekir. Ayrıca balanslama ve yüzey işlemenin de düzgün olması gerekir. Aksi takdirde balans sorunları, yataklarda aşırı ısınma ve aşınma ve verimsizlik gibi problemlerle karşılaşılabilir.

Fanların devir sayıları elektrik motoru devir sayılarına bağlı olarak seçilebilir. Eğer motor devir sayıları seçilen fana uygun değilse; a) kayış-kasnak sistemi kullanılabilir, b) rotor çapı ile bir miktar oynanabilir (istenilen basıncı sağlamak için, c) daha az etkili olmakla birlikte kanat sayısı ve kanat açıları ile oynanabilir. Böylece örneğin 1500, 3000 d/d’lik elektrik motorları direk akuple olarak kullanılabilir. Kayış kasnak sistemleri ise kendilerine has avantajlarının olabileceği yerlerde kullanılmalıdır.

Daha sonra açıklanacağı üzere fan rotorunu oluşturan kanatlar ve rotor yan sacları dönmeden dolayı santrifüj kuvvetlerinin ve hava hareketi ile oluşan basınç kuvvetlerinin etkisinde kalırlar. Bu kuvvetler rotor çapı ile doğru orantılı ve devir sayısı ile karesel olarak artar. Buna karşın her malzemenin yükleme durumuna (çekme, basma, burulma, burkulma vb.) ve çalışma sıcaklığına bağlı dayanım sınırları vardır. Burada söz konusu kuvvetlerin etkisi ile oluşan gerilmelerin malzemelere ait emniyet gerilmelerinden büyük olması sağlanmalıdır. Bir başka ifade ile rotordaki çevresel hızlar malzemenin emniyet gerilmelerini aşacak gerilmeler oluşturmamalıdır. Burada devir sayılarını sınırlayan en önemli faktörler rotora kaynaklanan kanatlardır (kaynaklar genellikle zayıflatıcı bir faktördür). Ayrıca sıcaklık, korozyon, aşındırıcı akışkan gibi kısıtlayıcı hususlar da tasarım ve konstrüksiyonda dikkate alınmalıdır.

Patlayıcı ve yanıcı gazlarla çalışacak fanlarda kıvılcım ve patlama risklerini ortadan kaldıracak önlemler (örneğin sızdırmazlık, elektrik tesisatında özel önlemler alınması, exproof motor kullanımı vb.) alınmalıdır.

Burada parametreler birbiri ile çelişebilir. Örneğin yüksek devir sayılarında çalışabilmek için dönen parçaların ağırlıklarının azaltılması, kaliteli işcilik vb. gerekir. Bu ise üretimde otomasyon ve pahalı malzeme anlamına gelebilir. Yine yüksek devirlerde gürültü ve havanın temasta olduğu yüzeylerde aşınma etkileri artabilir. Bütün bunların dikkate alınarak bir optimuma ulaşılması gerekir.

Rotor ile sabit cidarlar arasındaki boşluklar küçültülerek disklerin sürtünmeleri ile yutulan iş azaltılabilir (böylece rotor tarafından sürüklenen akışkan kütlesi de azaltılmış olur). Burada kayıplar akışkanın iç enerjisi nedeniyle de olur. Bu nedenle akışkan kütlesi azaltılmalıdır. Öte yandan yüzey pürüzlükleri sınır tabakasındaki sürtünmeleri etkiler. Mekanik kayıplar;

yataklardaki, salmastralardaki ve kayış kasnak sistemindeki kayıplardır. Fanlarda sürtünme ve şekilden kaynaklanan dirençlerin azaltılması amacıyla,

- Rotor içinde civata, takviye levhası gibi çıkıntıların mümkün olduğunca az olması ve havanın geçtiği yerlerin olabildiğince az pürüzlü olması.

- Çapakların ve keskin köşelerin minimize edilmesi,

- Rotor yüzeylerinde ve kanat yüzeylerinde yüzey pürüzlülüğünün olabildiğince azaltılması (taşlama, boya vb. ile),

- Kanatların giriş ve çıkış kenarlarının yuvarlatılması,

- Rotoru ihtiva eden gövde içinde direnç oluşturabilecek unsurların asgariye indirilmesi,

- Küçük basınçlar halinde rotor yüzeyinin küçültülmesi,

- Mil ekseni olarak titreşim meydana getiren ve haksız olarak kritik hıza yükenen olaylar, daha çok denge yetersizliği, cidardan ayrılmalar veya rotor kanatlarının peryodik olarak difüzör önünden geçmesinin yarattığı darbelerden doğar. Bu gibi hususlara da dikkat edilmesi,

yararlı olur.

Kayıplar

Santrifüj fanlarda kanat sayısı arttıkça sürtünme yüzeyi ve dolayısıyla kayıplar artar. Rotor içindeki basınç kayıpları %5 civarında kabul edilebilir. Kaba yüzeyler için sürtünme katsayısı 0.0045 alınabilir.

Santrifüj fanlarda verimin yüksek olabilmesi için giriş tarafındaki kaçak alanının D2=500 mm olan bir fan için ortalama 2mm olmalıdır. Kaçaklardan dolayı oluşan kayıplar 100 m/s çevresel hızda %5, u=200 m/s’de %8 civarında olabilir. Bu nedenlerle sızdırmazlık salmastralarla vb. çok iyi sağlanmalıdır.

2. Malzeme Seçimi

Genellikle fan gövdeleri ve kaidelerinde St 37 gibi yapı çelikleri, rotorlarda St 52-3 gibi çelikler, miller ve flanş kısımlarında C45 (1040) gibi çelikler kullanılmaktadır. Bu malzemelere ait bazı değerler aşağıda verilmiştir.

Malzeme:St 37: σÇ = 37-45 kg/mm2 : iyi kaynak yapılabilir, yaygın bulunur, ucuzdur.St 52-3: σÇ = 52-62 kg/mm2 . Değişken zorlanmalı kaynak konstrüksiyonlarında kullanılır, iyi kaynaklanabilir. St 52 malzemeler kaynak öncesi 100-150°C’ ye kadar ısıtılmalıdır. Gerekirse 600° C’ de gerilim giderme tavlaması yapılmalıdır. Kaynak sonrası dövme ile çentik etkisi azaltılabilir.C45: σÇ = 55-65 kg/mm2 . Değişken zorlanmalı kaynak konstrüksiyonlarında kullanılır.

Malzemenin Sıcaklık Davranışı :Çeliklerin mukavemet değerleri 20°C şartlara göre verilir. Buna göre çekme mukavemetiSt 37 için 370 N/mm2

St 52-3 520 N/mm2 Ck 45(Ç1040) 550 N/mm2

alınabilir. Öte yandan 10000 saatlik bir çalışma sürecinde sıcaklığa bağlı olarak mukavemet değerlerindeki düşüş aşağıdaki tablodaki gibidir.Malzeme 400°C 450°C 500°C 600°C Tavlama(Kaynak

sonrası) °C

St 37 12 kg/mm2 7 kg/mm2 3,5 kg/mm2 - 650-700 kg/mm2

St 52-3 15 kg/mm2 8 kg/mm2 3,6 kg/mm2 - -

Ck 45(Ç1040) 15 kg/mm2 8 kg/mm2 3,6 kg/mm2 - -

13CrMo44 24 kg/mm2 17 kg/mm2 7,5 kg/mm2 3,5 kg/mm2 680-720 kg/mm2

Malzeme mukavemetine ilişkin bazı notlar:-Magen’e göre merkezkaç kuvveti ile zorlamada (örneğin dönen diskler).- (σem/δ)1/2 değeri ne kadar büyük olursa müsaade edilen çevre kuvveti o kadar büyük olur. Örneğin AlCuMg imalat çeliğinde bu değer St 70’inkinden daha büyüktür. Ama bu malzeme diğerine göre 3 kat daha pahalıdır. -Titreşimli zorlanmada (E/δ)1/2 değeri ne kadar olursa öz titreşim sayısı o kadar büyük olur.-Sıcaklık farkları ile zorlanmalarda ); σem /(E.β) değeri ne kadar büyük olursa müsaade edilen sıcaklık sapması o kadar büyük olur.-Çentik etkileri gibi mukavemet azalmaları kalınlık artırılarak veya gerekirse daha dayanıklı malzeme seçilerek dengelenmelidir.-Yüksek sıcaklığa ve ateşe dayanıklı ve ateşte oksitlenmeyen (uygun çelik, döküm vb.) çelik veya keramik malzemeler de kullanılabilmektedir.

Aşınma: Bazı malzemelerin aşındırıcı etkisi çok fazladır. Buna karşın ise bazı malzemelerin aşındırıcı etkilere karşı dirençleri oldukça yüksektir. Metalik malzemelerde aşınmaya dayanıklılık sertliğin artırılması ile sağlanabilir. Ancak sertliğin artmasına paralel olarak kırılganlık artar, malzemenin yorulma direnci düşer. Bu nedenle bu özelliğin bir arada sağlanması gerekir. Bunun yollarından birisi yüzey ısıl işlemlerdir (örneğin karbürleme, nitrürleme vb.), diğer ise yüzeyin aşınmaya dayanıklı bir malzeme ile kaplanmasıdır. Yüzey kaplamalarda teknolojinin bulunabilirliği ve maliyetler de etkilidir. Aşınmaya ilişin bazı notlar aşağıda verilmiştir.

-Aşınma makinaların fonksiyonunu ve ömrünü azaltır. Makinanın bozulmasına ve kazalara neden olur.

-Gürültüyü, enerji tüketimini arttırır, fazla bakım ve işletme maliyetlerini getirir.

Aşınma Türleri:

-Kayma aşınması: Yataklarda birbiri üzerinde kayan parçalarda,

-Yuvarlanma aşınması: rulmanlarda,

-Mineral aşındırması: Çimento tozu, kömür tozu, taş, toprak

- Aşınmaya karşı; kaplama (seramik, zırh, krom,hardox). Ayrıca C, Cr, Mn, Mo, Ni sertlik arttıkça aşınma azalır.

-Çarpma aşınmalarında sertliğin önemi azdır.

-Yatay sürtünmelerde malzeme ne kadar sert ise aşınma o kadar az olur. Püskürtme bir tabakada aşınmayı önler.

Tablo 1’de tabloda bazı aşındırıcılar ve teknik özellikleri gösterilmiştir.

Tablo 1. Bazı aşındırıcılar ve teknik özellikleri.

Malzeme Sembol Sertlik(kg/mm²)

Elmas C 8000

Boron karpit B4C 2750

Carborundum (Silikon karpit) SiC 2500

Titanyum karpit TiC 2450

Corundum (Alumina) Al2O3 2100

Zirkonyum karpit ZrC 2100

Tungsten karpit WC 1900

Garnet Al2O3

3FeO3SiO2

1350

Zirconia ZrO2 150

Quars silika kumu SiO2 800

Cam Silikat ≈500

Kaynak:E.Rabinowicz,Friction and Wear of Materials,1965

Tablo 2’de aşınmaya dayanıklı malzemelere örnekler verilmiştir.

Tablo 2. Aşınmaya dayanıklı bazı malzemeler.

Malzeme Sertlik (kg/mm²)

Bağıl aşınma

Tungsten carpit (sinterlenmiş) 1400-1800 0.5-5Yüksek kromlu beyaz döküm 5-10İş çelikleri 700-1000 20-30Yatak çelikleri 700-950Krom (Electroplated) 900Karbürlenmiş çelik 900 20-30Nitrürlenmiş çelik 900-1250 20-30Perlitik beyaz döküm çelik 25-50Östenitik Manganlı çelik 30-50Perlitik düşük alaşımlı (%0.7C) çelik 480 30-60Perlitik alaşımsız (%0.7 C) çelik 300 50-70Hddelenmiş ve or normalize edilmiş düşük karbon (%0.2C) çeliği

100

Korozyon: Metaller oksijen ile reaksiyona girerek korozyona uğrarlar. Korozyon metalik malzemelerinin özelliklerinin kaybolmasına yol açar. Bu nedenle önlenmesi için gerekli önlemler alınmalıdır. Örneğin uygun malzeme seçimi, yüzey kaplaması yapılması vb. düşünülebilir. Korozyona dayanım için paslanmaz çeliklerin kullanılması, iç yüzeylerin emaye, plastik esaslı malzemelerle kaplanması gibi önlemler alınabilmektedir.

Sonuç olarak malzeme seçimi ve dolayısıyla emniyet gerilmeleri konstrüksiyon hesaplarının ana parametrelerinden birisidir.

3. Mukavemet Hesapları

Bu bölümdeki hesaplara başlamadan önce fanın seçilip konstrüksiyona ait imalat resimlerinin çıkarılmış olması gerekmektedir. Bu bölümde konstrüksiyona ait mukavemet hesapları (döndürme momenti, eğilme momenti ve gelen diğer yüklere göre elemanların boyutlarının kesinleştirilmesi vb.), uygun eleman seçimi yapılacaktır. Ancak bu hesapların bir defa da tamamlanması mümkün olmayabilir. Bir veya birkaç defa iterasyon (deneme yanılma) yapılması gerekebilir.

a. Mil HesaplarıFan tipi (örneğin tek emişli veya çift emişli) ve konstrüksiyon ve yerleşim şekli, rotor ağırlığı vb. yaklaşık olarak belirlenmelidir. Bundan sonra diğer hesaplara geçilebilir.

i. Mil uzunluğu

Mil uzunluğu fanın yapısı, tahrik şekli, yataklara gelen yüklerin dengelenmesi gibi faktörlere bağlıdır. Mil uzunluğuna etki eden değişkenler fan yapısı, tahrik şekli (direkt tahrikte kavrama eni, kayış kasnaklı tahrikte kasnak eni), rotor göbeği uzunluğu, yataklar arasındaki minimum mesafe, yatak eni, salmastra eni, gövde sac kalınlıkları vb.’dir. Bütün bunların dikkate alınmasıyle mil uzunluğu (l) yaklaşık olarak,

l=l1+l2+ l3+l4 +l5+l6 + l7+l8+ l9+l10

şeklinde verilebilir. Burada;

- l1: Tek emişli fanlarda rotordan ilk yatağa kadar olan mesafe, - l2 : Yataklar arasında olması gereken optimum mesafe olup önce döndürme momentinden hareketle yaklaşık mil çapı (d) hesaplanır (eğilme momentleri dikkate alınmadan). Daha sonra l2=dxK eşitliğinden l2 hesaplanabilir. Burada K motor devir sayısına bağlı bir katsayı olup,1000 d/d için 8.5-9,1500 d/d için 7.5-8, 3000 d/d için ise 5.5-6 arasında alınabilmektedir (Alfer A. Ş. uygulaması). Aşağıda verildiği üzere eğilme momenti, gerçek mil çapı ve yatak yükleri bulunduktan sonra aşağıdaki kontroller yapılır. Mil eğilmesi için tgβ=l2xPr/(ExI)<1/1000 eşitliği geçerlidir. Emniyetli bir eğilme için,

l2<=100x(d)0.5 (mm) olması tavsiye edilir. Ayrıca, d>=0.314x(Prxl2)1/4 olmalıdır. Eğer milin eğilme açısının fazla olabileceği düşünülüyorsa, l2<=50x(d)2/3 (mm) eşitliği kullanılabilir. Eğer buradan bulunan değer ilk alınan değerden çok farklı ise bu değer esas alınır ve bundan sonraki hesaplar tekrarlanır.

- l3 : kayış kasnaklı sistemlerde kasnak eni, direkt tahrikli sistemlerde kaplin içinde kalan kısım,- l4 : yaklaşık 5 mm,- l5 : yaklaşık 20 mm,- l6 : bir yatağın genişliği,- l7 : gövdenin yan sac kalınlığı,- l8 : kasnak (veya kavrama) ile yatak arasındaki boşluk (yaklaşık 20 mm),- l9 : soğutma çarkı eni (varsa),- l10 :soğutma çarkı ile yatak arasındaki mesafe (varsa).Mil için verilen bu uzunluklar genel bir hal olup örneğin motora doğrudan bağlanan küçük fanlarda yukarıdaki uzunlukların çoğu bulunmamaktadır.Not: Yukarıda belirtildiği üzere aşağıdaki hesaplar sonucu mil uzunluğunda bazı düzeltmeler yapmak gerekebilir. Tekrarlamak gerekirse örneğin yataklar arasındaki mil uzunluğunun değiştirilmesi ve aşağıdaki hesapların tekrarlanması gerekecektir.

ii. MomentlerMile etki eden momentler döndürme (burulma) momenti ile eğilme momentidir. Bu iki moment aynı anda etki ettiğinden hesaplarda bileşke moment dikkate alınmalıdır. a) Döndürme (burulma) momenti

Motordan fana güç iletimi döndürme momenti vasıtasıyla olur. Buradaki ilişki, Nm= Mbxω şeklindedir. Burada Nm motor gücü (kW), Mb burulma momenti (kg.cm), ω açısal hız [ω=2πn/60 (rad/s)], n devir sayısıdır (d/d). Döndürme momenti hesabında motor etiket gücü esas alınmalıdır. Çünkü fan gücü belirlendikten sonra motor ve tahrik sistemi kayıpları da dikkate alınarak motor gücü hesaplanmakta ve bir üst standart motor seçilmektedir. Birimlerle ilgili gerekli dönüşümler yapıldıktan sonra burulma (döndürme) momenti için,

Mb= 95500Nmn

eşitliği verilebilir.

b) Eğilme momenti

Eğilme momenti milin yataklama şekline göre belirlenir. Fanlarda üç değişik yataklama söz konusu olabilmektedir.

b1) Rotorun elektrik motoru miline direkt bağlanması hali (konsol çalışma):

Bu bağlama küçük ve tek emişli fanlarda yapılır. Aşağıdaki b2 durumundan farkı yatakların ve kaplinin olmamasıdır. Buradaki eğilme momenti,

Me=(2P1+P2)x(l1+l2)

Şeklinde hesaplanır. Burada P1 toplam rotor ağırlığı (kg), P2 milin bu bölümdeki ağırlığı (kg), l mil uzunluğudur (cm). Mil sehimi,

f=¿) l3

EI

eşitliği ile hesaplanabilir. Burada E milin elastizite modülü (=2.1x105 kg/cm2), I atalet momentidir (I= πd4/64 cm4).

b2) Rotorun iki yatakla konsol çalışması hali:

P 2m

P 1

l2 l1

Bu bağlama şekli tek emişli fanlarda yapılmaktadır. Buradaki eğilme momenti,

Me=P1xl1

Şeklinde hesaplanır. Burada P1 toplam rotor ağırlığı (kg), l1 milin ilk yatağa kadar olan uzunluğudur (cm). Bu hal için mil sehimi (cm),

f = P1 ¿¿

f1 = P2l2

2l1

12 EI , f2 =

5 P2l23

384 EI

f 1' =

P1(l1+l2) l12

3 EI ,f 2

' =P2l2

2l1

24 EI

eşitliklerinden hesaplanabilir.

b3) Rotorun iki yatak arasında olması hali:

m

P 1

l= l2

P 2

Bu bağlama şekli genellikle çift emişli fanlarda söz konusudur. (Ancak yukarıda da belirtildiği üzere çok büyük çaplı tek emişli rotorların da iki yatak arasına konulması mümkündür. Bu durumda rotor motor tarafındaki yatağa daha yakındır. Bu nedenle motor tarafındaki yatağa gelen yük daha fazladır, momentler de bu duruma göre hesaplanmalıdır). Buradaki eğilme momenti,

Me=2x(P1+P2)xl

şeklindedir. Burada P1 toplam rotor ağırlığı (kg), P2 iki yatak arasındaki mil ağırlığı (kg), l iki yatak arasındaki mil uzunluğudur (cm). Bu durum için mil sehimi (cm),

f=¿) l3

EI

eşitliği ile hesaplanabilir.

c) Bileşke moment

Motor gücü ve devir sayısından döndürme (burulma) momenti ve rotorun yatak şekline göre eğilme momenti yukarıda belirtildiği üzere belirlendikten sonra bileşke moment hesaplanabilir. Bileşke moment,

Mv = [(Me)2 + (0.9xMb)2]1/2

eşitliği ile hesaplanabilir.

Not:Yukarıda verilen sehim değerleri mil çapı hesapları yapıldıktan sonra hesaplanmalıdır (formüllerin yukarıda verilmesinin nedeni konu bütünlüğünü sağlamaktır).

iii. Mil çapı

Eşdeğer moment hesaplandıktan sonra mil çapı d (mm),d = 21.7x(Mv/σem)1/3

eşitliği ile hesaplanabilir. Burada σem mil malzemesinin bileşke emniyet gerilmesi olup örneğin C45 (1040) çeliğinden yapılmış bir mil için çentik etkileri, faturalar, kama yerleri gibi zayıflatıcı etkenler dikkate alınarak σem =320 kg/cm2 alınabilir. Burulmaya göre kesit kontrolu, τ= Mb/Wb

şeklinde yapılabilir. Burada Wb mukavemet momenti (cm3) olup,

Wb =πd3/16 ifadesinden hesaplanabilir. Emniyetli bir çalışma için τ<τem olmalıdır. (C45 çeliği için burulma için emniyet gerilmesi 120 kg/cm2 alınabilir).

Görüldüğü üzere mil çapı; malzeme cinsi, devir sayısı, aktarılan güç ve milin yataklama durumu gibi bağlıdır. Direkt tahrikli sistemlerde mil çapı motor gücünden hareketle bulunan çaptır. Kayış kasnaklı sistemlerde ise fan miline aktarılan güç %5 civarında daha azdır. Kayış kasnaklı sistemlerde ayrıca fanın devir sayısının motorun devir sayısından önemli ölçüde farklı olabileceği dikkate alındığında, motor milinin çapı ile fan milinin çapının birbirinden çok farklı olabileceği görülebilir. (Bu nedenle motor mil çapı motor gücü ve devir sayısından, fan mil çapı fan gücü ve devir sayısından hesaplanmalıdır). Ayrıca σem değeri yaklaşık 120⁰C’den sonra azalır. Bu nedenle yüksek sıcaklıklarda üretici firmaların ilgili sıcaklıklar için verdiği emniyet katsayıları kullanılmalıdır.

iv. Yataklara gelen yükler

a) İki yataklı konsol çalışan millerde (b2 durumu) rotora yakın olan yatağa gelen yük,

Pr=(l1+l2)

l2

¿ P2

2)

ifadesi ile hesplanabilir. Burada P1 rotor ağırlığı (kg), P2 ise milin yataklar arasında kalan bölümünün ağırlığıdır (kg).

b) İki yatak arasına ve tam ortaya oturan mil halinde (b3 durumu) yataklara eşit kuvvet gelir ve

Pr=P1+P2

2

şeklinde hesaplanabilir. Bu değerler belirlendikten sonra yataklar arasındaki mil uzunluğu (l2) yukarıda açıklandığı şekilde kontrol edilmeli ve gerekiyorsa buraya kadar olan hesaplar tekrar yapılmalıdır.

Ancak tek emişli ve büyük fanlar iki yatak arasına oturtulabilmektedir. (Özellikle rotor çapının 2000 mm’den büyük olduğu durumlarda bu söz konusudur). Bu durumda yataklar rotora eşit mesafede olmayacaktır. 1 indisi yakın olan yatak, 2 indisi uzak olan yatağı temsil eder. l1 rotor ekseninden yakın yatağa kadar olan mesafe, l2 rotor ekseninden uzaktaki yatağa kadar olan mesafe denirse; yataklara gelen statik yükler,

Pr1=(P1xl2/(l1+l2),

Pr2=P1-Pr1

eşitlikleri ile hesaplanır.

v. Kritik devir sayısı

Millerde kritik devir sayısı rotor ve mil ağırlığı, mil sehimleri, milin atalet momenti, mil malzemesinin elastizite modülü gibi değişkenlere bağlıdır. Ampirik olarak aşağıdaki eşitliklerden hesaplanabilir. Fanlar hesaplanan bu kritik devir sayıları civarında çalıştırılmamalıdır.

a) Eğilme momentinden kaynaklanan kritik devir sayısı (d/d)

nk=9,55√ gf

eşitliği ile hesaplanabilir. Burada f mil sehimi (yataklama durumuna göre yukarıda verilmiştir), g yer çekimi ivmesidir.

b) Burulma momentinden kaynaklanan kritik devir sayısı (d/d)

nk=(865*60)/√ M ¿¿¿

Burada M(=P1/g) rotor kütlesidir (kg). Örnek: l1=300 mm, l2=400 mm, d=45mm ölçülerinde mil ve 630 mm çapında ve 10 kg kütlesinde bir rotor 1450 d/d’da emniyetli biçimde çalıştırılabilirmi? (Burada 3.8 kg’lık şaft kütlesinin %40’ı hesaba dahil edilmelidir. Böylece M=11.5 kg olur. Bu değerler formüle konursa nk=(865*60)/√11.5¿¿¿ =2880 d/d bulunur. Buna göre fan söz konusu devir sayısında çalıştırılabilir.

b. Yataklar

Burada öncelikle yataklara gelen kuvvetlerin hesaplanmalıdır. Tekrarlamak gerekirse,

a) İki yataklı konsol çalışan millerde (b2 durumu).

Rrotora yakın olan yatağa gelen yük,

Pr=(l1+l2)

l2

¿ P2

2)

ifadesi ile hesaplanabilir. Diğer yatakta daha az yük olmasına rağmen her iki yatağın seçiminde bu değer esas alınır.

b) İki yatak arasına oturan mil halinde (b3 durumu).

Yataklara eşit kuvvet gelir ve

Pr=P1+P2

2

ifadesi ile hesaplanabilir. Aşağıdaki eşdeğer yük (Pe ) eşitliğinde radyal yük (Pr) olarak değerlendirilir. Rulmanlı yataklar, yataklara gelen yatak basıncına, devir sayısına ve çalışma ömrüne bağlı olarak seçilir. Yataklardaki sürtünmeler hızın üçüncü kuvveti ile orantılı olarak artar. Bu nedenle yüksek hızlarda sürtünme kayıpları daha az olan rulmanlı yatatklar tercih edilmelidir.

Radyal yükler için bütün bilyalı yataklar kullanılabilir. Hissedilebilir mil sehimleri ile mil ekseninde olabilecek sapma durumlarında oynak yataklar kullanılmalıdır. Yatak seçiminde yatağa gelen yük ve maliyetler birlikte değerlendirilmelidir.Yatağa gelen eşdeğer yük Pe (kg),Pe=xPr+yPa

eşitliği ile hesaplanabilir. Burada Pr radyal yük (kg), Burada Pa aksiyal yük (kg), x yatağın radyal yük faktörü, y eksenel yük faktörüdür. Not: Aksiyal fanlarda eksenel yönde yatağa gelen yük Pa(N) =ΔPt(Pa)xAgöbek(m2) ifadesi ile hesaplanabilir. Buna karşın santrifüj fanlarda eksenel kaçıklıklar az ise eksenel yükler ihmal edilebilir ve bu durumda Pe=Pr alınabilir. Ancak Pe değerleri devir sayısı ve sıcaklık faktörlerine bölünerek emniyetli değerler elde edilmelidir.

Sıcaklık (C)Emniyet katsayısı

Ft<100 1.0<125 0.95<150 0.92<175 0.88<200 0.82<250 0.70<300 0.60Daha fazla 0.50

Devir sayısı (d/d)Emniyet katsayısı

Fd

<100 0.69<200 0.55<500 0.406<1000 0.323<2000 0.256<3000 0.188

Buna göre düzeltilmiş eşdeğer yük Pe=Pe/(FtxFd) olur.Not: Firma kataloglarında genellikle kN birimini kullanılmaktadır. Eğer yükü kg olarak bulunmuşsa bunu 100’e bölerek kN değeri bulunabilir (1 kN=100 kg) ve katalog bu şekilde kullanılabilir.

Rulmanlı bir yatakta yatak ömrü,a) milyon devir sayısı ile,b) saat ile,

tanımlanmaktadır.

Yatak ömrü yorulma belirtisinin ilk başladığı an olarak kabul edilir. Bu ana kadarki ömür ISO 281:1990’da,

L10=(C/Pe)p

eşitliği ile verilmektedir. Burada C referans yük olup 1 milyon devir sayısı için rulmanlı yatağın taşıdığı yüktür.

Fanlarda olduğu üzere devir sayısı sabit kabul edilen sistemlerde ömür (saat olarak),

L10h= (106/60xn)xL10 =[(106/60xn)xL10]/[ (C/Pe)p]

eşitliği ile verilir. [Ancak sık devir sayısı değişen frekans invertörlü sistemlerde bu durum dikkate alınmalıdır]. Burada L10 devir sayısı olarak yatak ömrü (milyon devir sayısı), L10h süre olarak ömür (saat), C temel dinamik yük (kg veya kN), Pe eşdeğer dinamik yük (kg veya kN), p ömür eşitliğinde üstel bir değer (bilyalı yatak için p=3, iğneli yatak için p=10/3 alınır). Bu eşitlikten C dinamik yük hesaplanır. Seçilen yatağın dinamik yükü hesaplanan değerden büyük olacak şekilde yatak seçilir.

Yatak tiplerine göre yatakların emniyetle taşıyabileceği dinamik ve statik yükler kataloglarda tablolar halinde verilmiştir. Da Tablo 3’de buna ilişkin bir örnek görülmektedir. (Tablolardan yatak seçilirken çalışma koşulları ve mil çapına göre bir yatak seçilir. Daha sonra yük kontrolları ve ömür hesapları yapılır. Eğer seçilen yatak istenilen kriterleri sağlamıyorsa aynı mil çapında daha uygun olabilecek başka bir yatak tipi seçilir. Burada maliyetler de dikkate alınır).Yatak ömrü yağlama durumu, iç ve dış sıcaklık faktörleri ve çevresel koşullara bağlıdır. Bu nedenle firmalar yukarıdaki eşitlikleri bazı emniyet faktörleri ile kullanırlar. Yani yukarıdaki formüllerde hesaplanan yatak ömürleri teorik değerlerdir. Gerçek ömür, aşağıdaki gibi bazı düzeltmeler yapılarak belirlenir.

Lp=kR (L10)

Katsayılar ve müsaade edilen devir sayıları literatürde tablolarda verilmiştir. Yukarıdaki tabloda (Fa (=Pa)/C oranı hesaplanır. Bu oran e değeri ile karşılaştırılır. Burada C0 statik yük değeridir. Santrifüj fanlarda eksenel dengeleme dikkate alınmak kaydı ile Pa(=Fa)= 0 alınabilir. Eksenel dengeleme (yatağa gelen itme kuvvetinin azaltılması) için fatura vb. öngörülebilir. Öte yandan milin sıcak çalışma koşullarında eğilmesi durumunda titreşim ve yatağa ilave kuvvetler gelmesi gibi durumlar söz konusu olabilir.

Eğer fanın tahrik sistemi kayış-kasnak ise yatakların kayışlar tarafından momente (tork) bağlı olarak eğilmeye zorlanması nedeniyle aşağıdaki emniyet katsayıları kullanılır.

- Düz kayışlar için k=1.5 – 4.5- V kayışlar için k=1.2 – 2.5- Dişli kayışlar için k=1.1 – 1.3

k’nın büyük değerleri kısa kayışlar için, küçük değerleri uzun kayışlar içindir (kısa kayışlarda ani kalkış şokları daha fazladır. Görüldüğü üzere yataklar açısından uygun kayış cinsleri sırasıyle dişli, V ve düz kayış şeklindedir. Bu hususa kayış kasnak sistemi seçerken de dikkat edilmelidir.

İç veya dış etkenlerle yüksek sıcaklık hızın üst limitini etkiler. Ayrıca düşük hızlarda hidrodinamik yağlama film tabakasının oluşması zorlaşacağı için böylesi durumlarda “gresli

yağlama” düşünülebilir.Yatak ömürlerinin uzaması, gürültü problemlerinin azaltılması ve yüksek enerji tüketimine neden olmamak için vibrasyon konusunun iyi çözümlenmesi gerekir. Vibrasyondan kaçınmak için balans sorunlarının giderilmesi, kritik hız bölgesinden uzak devir sayılarında çalışılması gerekir. Ayrıca mil ve kayış kasnak sistemlerinin iyi hizalanması, açısal ve eksenel sapmaların az olması yatak ömrünün uzamasına ve enerji tüketiminin azalmasına yardımcı olan faktörlerdendir.

c. Kayış kasnak sistemi

Maliyetler ve burada belirtilen başka sebeplerden dolayı direkt tahrikli sistemlerin öncelikle tercih edilmesi daha uygundur. Ancak çeşitli nedenlerle kayış kasnak sistemlerinin kullanılması gerekebilir. Kayış kasnak sistemleri aktarılacak güç, devir sayı, çalışma ömrü ve çalışma koşullarına bağlı olarak hesaplanabilir. Aşağıdaki şekilde şematik bir kayış kasnak sistemi görülmektedir.

a2

d1d2a 1

B

a

Kayış kasnak sistemlerinde güç çevresel hızlar yardımı ile aktarılır. Şekilde 1 nolu kasnak motora ait kasnak, 2 nolu kasnak fan kasnağı olarak alınırsa u2=0.95xu1 yazılabilir. Burada 0.95 faktörü güç aktarımında oluşan kayıplardır. u=πdn (d1xn1=d2xn2) eşitliğinden yararlanılarak çevrim oranı,İ=n1/n2=d2/d1

şeklinde yazılabilir. Burada n1 1. kasnağın devir sayısı (d/d), d1 1. kasnağın çapı (cm), n2 2. kasnağın devir sayısı (d/d), d2 2. kasnağın çapı (cm), i çevrim oranıdır. Kayıplar göz önüne alındığında İ=1.05x(d2/d1) yazılabilir. Daha sonra motor için uygun olabilecek kasnak seçilir (d1 tahmin edilir. d1’in seçiminde ise mil çapı ve maliyetler göz önüne alınabilir). i=1.05x(d2/d1) eşitliğinden ise d2 çapı hesaplanır. Buradaki hesaplar bilgisayar programı tarafından yapılmaktadır).Direkt tahrikli ve kayış kasnaklı sistemlerinin bazı avantaj ve dezavantajları şöyle sıralanabilir.

1. Kayış kasnaklı sistemlerde fan hızının seçimi daha esnektir. Buna karşın direkt tahrikli sistemlerde (yaklaşık olmak üzere) 750 d/d, 1000 d/d, 1500 d/d, 3000 d/d gibi hızlara bağlı kalınmak durumundadır.

2. Aşağıdaki nedenlerle direkt tahrikli sistemler daha avantajlıdır.a. Küçük ebattaki fanlar normal olarak daha yüksek hızlarda döndürülebilirler. Bu nedenle

pahalı ve düşük devirli motorlara ihtiyaç yoktur.

b. Direkt tahrikli sistemler ilave mil, yatak, yatak destekleri, kayış ve kasnak vb. olmadığından daha ucuzdur.

c. Kayış ve kasnaklardan kaynaklanan aktarma kayıpları olmadığından direkt tahrikli sistemler daha yüksek verime sahiptir.

d. Direkt tahrikli sistemler daha az bakım gerektirirler.e. Frekans invertörleri ile kullanımı halinde enerji tasarrufu ve ayar esnekliği sağlar.

d. Göbek

s

s '

BAĞINTI GG-GÖBEK St veya GS-GÖBEK

x y y’ x y

SIKI , PRES, KONİK GEÇME

0,42…0,53 0,21…0,30 0,21…0,30 0,21…0,35 0,18…0,26

KAMA, UYGU KAMA,SIKI GEÇME

0,53…0,70 0,18…0,21 0,15…0,18 0,35…0,46 0,14…0,18

KAMALI MİL, DIN 5462 0,34…0,42 0,14…0,18 0,13…0,16 0,21…0,30 0,125…0,16

KAMALI MİL, DIN 5463 0,21…0,30 0,14…0,18 0,12…0,15 0,13…0,21 0,125…0,16

KAMALI MİL, DIN 5464 0,14…0,21 0,14…0,18 0,11…0,14 0,08…0,13 0,125…0,16

Döndürme momentine bağlı olarak göbek uzunluğu (cm), Lg= x.(Mb)1/3 eşitliği ile hesaplanabilir. Kamalı geçme ve çelik göbek durumunda, x=0.13…0.21 arasında alınabilir. Kama üstünde kalan göbek kalınlığı (cm),s= y.(Mb)1/3 eşitliği ile hesaplanabilir. Burada y=0.1…0.14 arasında alınabilir. Göbek hesabı için çevre kuvveti (kg), Fc=Mb/r şeklinde hesaplanabilir. Burada (r=d/2’dir. d: mil çapı)’dir. Göbek malzemesi mil malzemesi ile aynı ve örneğin C45 çeliği ise σem=320 kg/cm2 alınabilir. Göbek uzunluğu kama uzunluğuna bağlı olarak alınabilir. Öte yandan göbek, mil sehimini azaltıcı (olumlu bir faktör) rol oynar.

e. Kama bağlantıları

Döndürme momenti, kama bağlantısı ile milden göbeğe aktarılır. Döndürme momentinden kaynaklanan çevresel kuvvet kamanın yanal yüzeyleri tarafından taşınır. Kamaya gelen çevre kuvveti (kg),Fc=Mb/rk =Px(h-t)xlkxieşitliği ile hesaplanabilir. Burada (rk=d/2), P yanal basınç (kg/cm2), h kama yüksekliği (cm), t kamanın mile geçen kısmının yüksekliği (cm), lk kama uzunluğu (cm), i kama sayısıdır (adet).

Kamaların en ve yükseklikleri mil çapına bağlı olarak standartlaştırılarak tablolar halinde verilmiştir. Kama en ve yüksekliği tablolardan mil çapına bağlı olarak seçildikten sonra kama uzunluğu ve kama sayısı (önemli bir neden olmadığında 1 alınabilir) belirlenebilir. Diğer yandan kama, fanlarda güç aktarım elemanları içinde en ucuz ve değiştirilmesi en kolay parçadır. Bu nedenle göbek ve mil malzemesine göre daha yumuşak bir malzemeden yapılması (örneğin St 52-3) tavsiye edilir. Emniyet gerilmesi kontrolu için kama yanal yüzeylerine gelen P basıncı hesaplanır ve seçilen malzemenin ezilme emniyet katsayısı ile karşılaştırılır. Hesaplanan basınç ezilme emniyet gerilmesinden küçük ise hesap uygundur, değil ise kama büyütülerek kontrol yeniden yapılmalıdır. Aşağıdaki şekilde görüldüğü üzere kama yuvasının şekline bağlı olarak milde gerilme yığılmaları (çentik etkisi) olmaktadır. Gerilme yığılmalarını azaltmak için şekilde görüldüğü üzere milde kama yuvası açılırken keskin köşelerden kaçınılmalıdır.

1 .0

1 .5

2 .0

2 .5

3 .0

3 .5

4 .0

0 0 .0 1 0 .0 2 0 .0 3 0 .0 4 0 .0 5 0 .0 6 0 .0 7 0 .0 8r /d

r /d = 0 .0 2 1

Kt

K t s

f. Kavrama

Kavramalar döndürme momentini emniyetle aktarabilecek şekilde seçilmelidir. Şekilde kavrama örneği görülmektedir.

Döndürme momentinden kaynaklanan kesme gerilmesi,τ= Mb/Wb

şeklinde hesaplanabilir. Burada Wb mukavemet momenti (cm3) olup,

Wb =πd3/16 İfadesi ile hesaplanabilir. Not: Seçilen kavramanın döndürme momentini emniyetle aktarabilmesinin yanında, belirli miktarda açısal ve eksenel kaçıklıkları da tolere edecek nitelikte olması tercih edilmelidir.

g. Civata bağlantıları

Şekilde örneği görüldüğü üzere fanlarda rotorun göbeğe bağlantısı civatalarla yapılmaktadır.

Ø 1 8

Bu bağlantıda civatalar, döndürme momentinin etkisi altında kesmeye çalışırlar. Civatalara gelen ve kesmeye çalışan çevre kuvveti (kg),Fc=Mb/rc (rc=dc/2)eşitliği ile ve civatalara gelen kesme gerilmesi,τ= Fç/(Acivx nciv) < τ em

şeklinde hesaplanabilir. Burada dc civataların yerleştirildiği dairenin çapı (cm), Aciv seçilen civatanın kesiti (mm2), nciv civata sayısıdır (adet), emniyet gerilmesidir (kg/cm2). Sıcaklık gibi nedenlerle τem = 150 kg/cm2 alınabilir. Hesabı tamamlamak için tecrübe ile standart (M10, M12 gibi…) bir civata seçilir (seçilen civatanın taşıma kesiti tablolardan alınabilir) ve buradan cıvata sayısı hesaplanır. Veya tersten gidilerek civata sayısı için kabul yapılır, buradan bir (1) civatanın kesiti bulunur ve buna uygun standart civata seçilir. Yüksek sıcaklıklarda civatalarda uzama meydana gelmekte ve bu da durma ve kalkmalarda olumsuzluk yaratmaktadır. Bu nedenle ve boşlukları almak amacıyle cıvata somun arasına yay malzemesinden rondele konulması yararlı olacaktır.

h. Kanatlar ve rotor

6 K A NAT LI

A

Dönme sonucu rotor ve kanatlar santrifüj kuvvetlerin etkisinde kalır.

Kanatlar

Kanat kalınlıklarının 4-10 mm arasında alınabilmektedir. Burada yüksek hızlarda emniyetli bir çalışma daha mukavim bir yapının tercih edilmesi yararlı olur. Kanatlar aşındırıcı ve korozif etkiler altında çalışıyor olabilir. Ayrıca büyük çaplı fanlarda kanatların yanında gövde, rotor, kaide gibi tüm aksamın yapısal kararlılığının korunması da çok önemlidir. Bu nedenle örneğin 5 mm’lik kalınlığa bu faktörler için emniyet payları konulmalıdır.

Santrifüj fanlarda kanada etkiyen ana kuvvet merkezkaç (santrifüj) kuvvetidir. Bu kuvvet kanatları dışarıya doğru çekmeye çalışır. (Bir kovaya su doldurup döndürdüğümüzde suyun dökülmemesini veya bir ipe bağlı bir taşı döndürdüğümüzde taşın düşmemesini sağlayan kuvvet de merkezkaç kuvvetidir). Bu nedenle bu kuvvetin kantları rotora kaynaklandığı yerlerden koparıp koparmayacağı veya burkulma olup olmayacağı kontrol edilmelidir. Bu yapılırken kanat ağırlığı, kanat ağırlık merkezinin rotor merkezinden olan uzaklığı ve devir sayısı bilinmelıdr. Kanada etki eden merkezkaç kuvvet kuvveti,

F=(1/2)xmxu2==(1/2)xmxrx(2πn)2

eşitliği ile hesaplanabilir.

Örnek: 1600 mm, 975 d/d fan [(2πn/60)=102 rad/s], kanat kütlesi m=3 kg, kanadın ağırlık merkezinin mil ekseninden uzaklığı rg=550 mm olan bir fanda merkez kaç kuvveti F=3x.55x1022= 1700 kg olarak bulunur. Bu değer fan ağırlığının 600 katıdır. Rotorun tamamı için de aynı eşitlik geçerlidir. Santrifüj kuvvetin etkisi ile rotor ve kanat üzerinde oluşan çekme gerilmeleri emniyet gerilmesinden daha küçük olmalıdır. Kaynak ve şekil etkileri nedeniyle 4-5 civarında emniyet katsayısı alınması uygun olur. Örneğin St 52 kanat malzemesi için çekme emniyet gerilmesi σ çem= 5200/5 =1040 kg/cm2 alınabilir. (Emniyet katsayısı büyük gibi gözükse de istenmeyen titreşim halinde yorulma veya kopma olabileceği dikkate alınmalıdır. Ayrıca küçük kanat açıları ve enli kanat durumunda burkulma tehlikesi de olabilir. Bu nedenle aksiyal ve santrifüj fanların tamamında yüksek emniyet katsayıları alınmalıdır). Örnek: rk=0.6 m, Pk=2 kg, n=1500 d/d olan bir fanda merkezkaç kuvvet F=869 kg olur. Kanat eni 70 mm ve et kalınlığı 5 mm kabul edilirse kanat kesiti 350 mm 2 olur. Buradan çekme gerilmesi σ=869/350=2.49 kg/mm2 veya 249 kg/cm2 olarak hesaplanır. Buradaki emniyet katsayısı (1040/249=) 4.2 olur. Dolayısıyla bu kanat emniyetlidir.

Rotorun tamamı

Kanatlara gelen yukarıda kanatlar için verilen santrifüj kuvvet eşitliği rotor için de geçerlidir.

Rotorlarda ortalama ağırlık merkezi yaklaşık olarak aşağıdaki tablodan alınabilir.

Rotor tipiAğırlık merkezinin rotor dış çapına oranı (k, %) (rg=kxD2)

Aksiyal rotor 25-30Arkaya eğimli santrifüj fan 36-42Silindirik rotor 35

Burada ayrıca m yerine m=P1/g konur.

Eylemsizlik (savurma) momenti GD2

Mil ve rotordan oluşan dönen parçaların toplam eylemsizlik momenti (kg.m2)

GD2=GD2rotor+GD2

mil=Irotor+Imil=(P1/g)xrg2+(P2/dmil/2)

şeklinde yazılabilir. Fan elektrik motoru momentinin bu momenti döndürecek nitelikte olması kontrol edilmelidir.

Kanatlarda olduğu üzere rotor yan sacları bu kuvvete dayanabilmelidir. Hız çevrede en yüksek değerlerde olduğu için eşitlikte hız olarak söz konusu değer alınmalıdır. Bu kuvvetin etkisi altında oluşan gerilmeler rotor malzemesinin emniyet gerilmesinden daha büyük olmamalıdır. Bu esasa göre rotor et kalınlığı hesaplanabilir. Buradan bulunan et kalınlığı kanat et kalınlığından daha küçük çıkarsa kanatların et kalınlığında alınması, aşındırıcı ve korozif etkiler için de emniyet payı öngörülmesi uygun bir yaklaşım olur. Öte yandan santrifüj kuvvet, rotor disklerinde radyal (çap yönünde) ve çapa dik-teğet yönde (tanjantial) gerilmeler meydana getirir. Bu kuvvetlerin etkisinde rotor disklerinin kopabileceği bir

maksimum devir sayısı vardır. Yukarıda belirtildiği üzere fanlarda devir sayılarında zaman içinde değişiklikler olsa da tasarım sabit devir sayısı esasına göre yapılmaktadır. Bu nedenle burada emniyet gerilmesi kriteri olarak akma emniyet gerilmesi (kanatlarda olduğu üzere 4-5 gibi bir emniyet katsayısı ile) alınabilir. Ancak örneğin frekans invertörü ile devir sayısı değiştirilen bir fanda devir sayısı çok sık değişiyorsa emniyet gerilmesi kriteri olarak yorulma gerilmesi esas alınabilir.

Yaklaşık yöntem

Yukarıda hesaplanan gerilmelerin kontrolu için Eck tarafından aşağıdaki ifade verilmektedir. Söz konusu kaynakta aksiyal fan kanatları dönen bir çubuk ile, santrifüj fanların rotorları ise dönen bir halka ile modellenmektedir. Buradaki hesabın temeli de santrifüj kuvvete dayanmaktadır. Ayrıca şekil kompleks olduğundan deneysel sonuçlardan yararlanılması tavsiye edilmektedir. Verilen yaklaşıma göre rotorlardaki maksimum gerilme,

σmax=k.γu2/g

şeklinde hesaplanmaktadır. Burada k deneysel olarak bulunan boyutsuz bir değer (Alfer A.Ş.’de üretilen santrifüj fan tipleri çin yaklaşık 0.432, aksiyal kanatlar için 0.478 alınabilir), γ çeliğin özgül ağırlığı (7850 kg/m3), u maksimum çevresel hız (m/s), g yer çekimi ivmesidir (kg s/m2).

Örnek: D=1.12 m, n=1500 d/d olan bir fanda u=88 m/s, maksimum gerilme σmax=k.γu2/g = 0.432x7850x10-4x882/9.81= 267 kg/cm2 olur. Yukarıda St 52 malzeme için emniyet gerilmesi 1040 kg/cm2 verilmişti. Buna göre emniyet katsayısı (1040/267=) 3.9 olur ve bu hız değeri sınırda olmakla birlikte kabul edilebilir.

Not: Aynı kaynakta aksiyal kanatlar için maksimum gerilme,

σmax=k’.γu2/g

şeklinde verilir.

σ =kxu22≤ σem

Sıcaklıkla birlikte σem düşeceği için u2 azaltılmalıdır. Burada, u2

’=(σ’em/k)1/2xu2 şeklinde hesaplanabilir.σ max =kxγxu2/g ≤ σem

olmalıdır. kı=0,432 için ,u=100m/sσ max =0,432x7,850x1002/9,81≈3,5x106 kg/m2 =350 kg/cm2 olur.σem

=1000 kg/cm2 ise emniyet katsayısı 3 olur. Yüksek sıcaklıkta σem 500 kg/cm2’ye düşebilir (t=450°C için). Bu durumda emniyetli çalışma için hız;(emniyet kat sayısı=2,5 alınırsa) σem=500/2,5 =200 kg/cm2

u2= (σem xg/kxγ)1/2 =[(200x104)x(9,81/(0,432x7850))]1/2=76 m/s olur.

i. Termal genleşme

Yüksek sıcaklıklarda çalışacak fan tasarımında dikkate alınması gerekebilecek faktörlerden birisi de termal genleşmedir. Çünkü cisimler sıcaklığın etkisi ile boyca, ence, hacimce genleşirler. Boyca uzama katsayısı,

α=(lf-lo)/(lox(tf-to)=Δl/(loΔt)=ε/Δt

şeklinde verilir. Buradan uzama miktarı,

Δl=α loΔt

olarak hesaplanır. Burada to: başlangıç sıcaklığı (⁰C), tf: son sıcaklık (⁰C), lof: başlangıç uzunluğu (mm), lf: son uzunluk (mm), Δl: boyca uzama miktarı (mm), Δt: sıcaklık farkı (⁰C)’dir. Bazı malzemelerin genleşme katsayısı aşağıdaki tabloda verilmiştir.

Malzeme Α (x10-6(⁰C)Gri demir 12.01020 çeliği 12.0Paslanmaz çelik 7.3

Konu santrifüj fan için rotor giriş ağzı ile emiş ağzı arasındaki boşluk, milde sıcaklık etkisi ile uzama gibi durumlar için önem arz etmektedir. Aksiyal fanlarda ise kanat ucunda bırakılacak boşlukları etkileyebilir. Örnek,

1000 mm bir milde Δt=300⁰C sıcaklık farkı için boyca uzama miktarı,

Δl==α loΔt=12.0x10-6x1000x300=0.36 mm olur. Bu uzama miktarı yatak içindeki boşluk ile vb. alınmalıdır. Isıl genleşme nedeniyle oluşan gerilme,

σ= αxExΔt

şeklinde hesaplanır. Burada E malzemenin elastizite modülüdür. (Çelikler için 2.1x105

N/mm2’dir). Eğer yukarıda genleşme sağlanamazsa ortaya çıkacak gerilme,

σ= αxExΔt=12.0x10-6x2.1x105 x300=756 N/mm2 olur (çeliğin akma mukavemetinin 370-500 N/mm2 olduğu dikkate alınırsa önlem alınmadığı takdirde yatakların vb. zarar görebileceği görülür).

j. Fanda ve rotordaki kayıplar

Fanlarda akışkanın basıncının artırılması esnasındaki sürtünmesinden dolayı motor milinden çekilen enerjinin bir bölümü, rotorun dönüşündeki kinetik enerjinin ısıya dönüşümünde de diğer bir bölümü kaybolur. Bu değerler ampirik olarak şu şekilde ifade edilebilir.

Basınç artışından dolayı sıcaklık artışı: Δt=ΔP(mmSS)x1000/(1200xηt) (⁰C) şeklinde hesaplanır. Bundan dolayı oluşan ısı (kaybolan enerji) Q1=V(m3/h)xρ(kg/m3)xCp

(0.287)xΔt/860 (kW) şeklinde hesaplanabilir. Örnek Δp=1000 mmSS, V=50000 m3/h olan bir fandan sürtünmelerle oluşan ısı kaybı nedir. Δt=1000 (mmSS)x1000/(1200x90)=9⁰C. Buradan Q1=50000x1.2x0.287x9=155 kCal/h=0.2 kW.

Rotorun dönüşünden dolayı oluşan ısı: Qr=Bx2π2(Imotor+Irotorx(nf/nm)2) eşitliği ile hesaplanabilir.

Yukarıdaki kayıplar fan verimini etkileyen unsurlardandır. Örneğin yukarıdaki değerlere göre teorik fan gücü (verim %100) Nf=136 kW olmaktadır. Böyle bir fanın rotor çapı 1700 mm (rg=0.36x1700=630 mm), rotor ağırlığı 500 kg olabilir.

KAYNAKLAR

1 Bleir, F., 1998, “Fan Handbook: Selection, Application and Design”, Mc. Graw Hill Book Co., New York.

2 “Kovats, A., Desmur, G., (Çevirenler Özgür, C., Yazıcı, H. F., 1971,“ Pompalar, Vantilatörler, Kompresörler”, Özkardeş Matbaası, İstanbul.

3 Niemann G., (Çevirenler G. Harzadın, S. Yurdakonar), 1972, “Makine Elemanları”, Fon Matbaası, Ankara.

4 Daly, B. B., 1992, “Woods Practical Guide To Fan Engineering”, Woods Of Colchester Ltd, Wolsey Press,UK.

5 “Recknagel Isıtma+Klima Tekniği El Kitabı”, TTMD Yayınları, 2004, Ankara.

6 Stoecker, F. W. and Jones, W. J., 1982, “Refrigration and Air Conditioning”, Mc. Graw Hill Book Co., Singapore.

7 Uralcan, Y. İ., 2005, “ASHRAE HVAC Akustiği İçin Algoritmalar”, TTMD Yayınları no: 13, İstanbul.

8 Kutay G., “Makine İmalatçıları İçin Temel Mukavemet Değerleri”, MMO Yayınlar No: 156, İstanbul.

9 Eck, B., 1973, “Fans: Design And Operation of Centrifugal, Axial-Flow and Cross- Flow Fans”, Pergamon Press., Oxford.

10 Berry, H., 1963, “Flow and Fans: Principles of Moving Air Through Ducts”, The Industrial Press, New York.

11 Norton, L., R., 2006, “Machine Design”, Prentice Hill Book Co., New York.