книги / Рудничные вентиляторные и водоотливные установки

По этим же формулам строят отвлеченные (безразмерные) харак­ теристики по статическому давлению.

Для шахтных вентиляторных установок является целесообраз­ ным ввести дополнительно понятие отвлеченного эквивалентного отверстия сети

Подставляя в уравнение (174) вместо Q и h их значения из урав­ нений (171) и (172), а также имея в виду уравнение (15), получим для величин, выраженных в системе измерений МКГСС,

На рис. 26 показаны безразмерные характеристики одноступен­ чатых осевых вентиляторов серии К-06.

§ 3. Средневзвешенный к. п. д. вентиляторов

При эксплуатации вентиляторов вследствие изменения эквива­ лентного отверстия вентиляционной сети к. п. д. их меняется в ши­

методике. Нормальная область работы вентиляторной установки

область охватывала бы режимы устойчивой работы с наиболее высокими значениями к. п. д. Для вычисления средневзвешенного к. п. д. промежуток между Qmin и Çmax делится на пять равных частей и через эти деления проводятся вертикальные линии. По величинам давлений нормальная область также ограничивается условием, чтобы при всех значениях Q минимальное статическое

няя граничные кривые заменяются ломаными линиями с числом изломов не более двух на каждой. Отрезки, ограничивающие нор­ мальную область по вертикали, также делятся на пять равных частей

ростью с0 и перед входом в каналы колеса изменяет направление на радиальное. Вследствие недостаточно совершенного очертания поворотного участка может быть отрыв потока от переднего диска колеса, вызывающий образование вихревой зоны, потери энергии и неравномерное распределение скоростей на входе в колесо.

Диаметр^входа D0 в колесо вентилятора является весьма важ­ ным геометрическим параметром, от которого зависят потери энер­ гии на входе в колесо, а следовательно, и к. п. д. вентилятора. Оптимальный диаметр входа определяют исходя из минимума потерь энергии на входе по формуле

где к — коэффициент, зависящий от потерь во входной коробке, при повороте потока к рабочим лопаткам и в межлопа­ точных каналах. Его значение составляет 3,5—4,2 [451;

с

çp1 = — — коэффициент закручивания потока на входе.

Рис. 136. Формы переднего диска рабо­ чего колеса:

Учитывая наличие отрыва потока от переднего диска, ширину канала на входе принимают несколько большей:

а) для колес с лопатками, загнутыми назад, и радиальными

Увеличение ширины каналов на входе в них, применение вместо плоскопараллельного переднего диска конического диска (рис. 136), а также плавно очерченного поворотного участка колеса умень­ шают гидравлические потери энергии. Уменьшение гидравлических потерь энергии также достигается рациональным направлениём входного участка лопаток (угол Pi) и формой входной кромки их.

Угол притекания потока к лопастям (рис. 137)

Для обеспечения безударного входа потока в каналы угол атаки а, образованный вектором относительной скорости и напра­ влением начального участка лопасти, должен быть положительным и не превышать 5°. При конструировании вентиляторов угол $г выбирают равным 130—145°. Как показывает опыт, расположение входной кромки лопастей параллельно оси не обеспечивает без­ ударного входа потока, особенно у колес с лопастями, загнутыми назад. Поэтому целесообразно входную кромку лопастей делать скошенной к заднему диску, а начальный участок их изгибать и выпуклой стороной ставить в сторону вращения колеса таким образом, чтобы во всех точках кромки лопастей угол атаки а и ско­ рость сГ1 были одинаковыми.

Дальнейшее движение потока в каналах колеса определяется типом лопастей, который характеризуется углом выхода |32 (см. рис. 23).

Для обеспечения достаточной жесткости конструкции колеса число лопастей z принимается таким, чтобы шаг их на средней

§ 2. Спиральный кожух

Спиральный кожух служит для сбора воздуха, выходящего из каналов колеса, и направления его к выходному сечению вентиля­ тора, а также для частичного преобразования динамического давле­ ния потока в статическое.

Траектория движения частиц воздуха, по которой очерчивается кожух, определяется из условия неразрывности потока. Циркуля­ ция Г потока в кожухе является величиной постоянной й равной

где R — расстояние от центра колеса до рассматриваемой частицы воздуха;

сй — окружная составляющая абсолютной скорости с на окруж­

В современных шахтных вентиляторах применяют кожухи по­ стоянной ширины Л = const. Интегрируя выражение (186), будем иметь

Это есть уравнение логарифмической спирали, по которой должен быть очерчен кожух при условии совпадения его очертания с траек­ торией движения частиц воздуха в нем. Очевидно, такое совпадение может быть только при номинальной производительности вентиля­ тора, на которую рассчитан кожух.

С целью уменьшения потерь энергии в вентиляторе выходное сечение кожуха делают на 30—60% больше сечения, соответству­ ющего углу ф, равному 2я. Имеющиеся экспериментальные мате­ риалы показывают, что небольшие отклонения размеров кожуха от расчетных существенно не влияют на аэродинамические качества вентиляторов. В кожухе имеется язык (рис. 138), наличие которого делает более равномерной работу колеса и улучшает аэродинамиче­ ские качества вентилятора. Он расположен на некотором расстоя­ нии от колеса, так как близкое его расположение вызывает сильный шум и ухудшение аэродинамических качеств вентилятора,

§3. Радиальный диффузор

Внекоторых конструкциях рудничных центробежных вентиля­ торов между колесом и кожухом имеется радиальный диффузор, именуемый в литературе плоским щитом или амортизатором. Он представляет собой два неподвижных плоских кольца, установлен­ ных перпендикулярно к оси вентилятора в плоскости дисков рабо­ чего колеса. Установка радиального диффузора преследует цель уменьшения гидравлических потерь в кожухе за счет выравнивания

иуменьшения абсолютной скорости потока при входе в него. Кроме небольшого увеличения к. п. д. вентилятора при установке радиаль­ ного диффузора, кривая к. п. д. становится более пологой, что расширяет его рабочую зону по подаче. Исследованиями ЦАГИ установлено, что достаточное выравнивание скоростей и уменьше­ ние абсолютной скорости потока происходит на расстоянии от оси, равном 1,3—1,5 диаметра рабочего колеса. Недостатком радиаль­ ного диффузора является увеличение радиальных размеров венти­

лятора, поэтому вентиляторы строятся часто без него.

§ 4* Направляющий аппарат

Современные шахтные центробежные вентиляторы имеют осевой направляющий аппарат (рис. 139), который служит для регулирова­ ния рабочего режима. Он представляет собой систему поворотных лопаток, устанавливаемых перед входом потока в колесо вентиля­ тора. Лопатки имеют хвостовики, которые вставлены в обечайку и втулку. С помощью специального механизма все лопатки одновре­ менно могут поворачиваться относительно своих радиальных осей от положения полного открытия сечения входа в вентилятор до пол­ ного его закрытия. Профиль лопаток может быть плоско-выпуклым или дуговым. В зависимости от положения лопаток направляющим аппаратом можно закрутить проходящий через него поток в сторону вращения колеса или в противоположную сторону. Закручивание потока в сторону вращения колеса приводит к снижению давления, а закручивание в противоположную сторону — к повышению давле­

лопаток. В связи с этим на выходе из колеса поток оказывается сильно скошенным в сторону, противоположную направлению вращения колеса, что при постоянной окружной скорости и 2 и не­ изменной радиальной скорости сГг (Q = const) приводит к увели­ чению относительной скорости на выходе от w2до w2и, следовательно, к уменьшению скорости закручивания от с11г до c'Ut.

Из уравнения видно, что глубина регулирования направляющим аппаратом зависит от c„v а также от отношения Ь>2 Для увеличе­

ния глубины регулирования целесообразно всасывающий патрубок вентилятора в месте установки направляющего аппарата расширять до D0 = 1,2D x, Регулирование центробежного вентилятора закру­ чиванием потока в сторону, противоположную вращению колеса, хотя и увеличивает давление, но в связи с большими гидравличе­ скими потерями вызывает заметное снижение к. п. д. вентилятора по сравнению с его работой при нейтральном положении лопаток направляющего аппарата.

На рис. 134 показаны характеристики центробежного вентиля­ тора при разных углах установки лопаток осевого направляющего аппарата.

Г л а в а V

ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ

§ 1. Рабочий процесс осевого вентилятора

Принцип действия осевой турбомашины рассмотрен в главе III первого раздела. Для более детального изучения рабочего процесса осевого вентилятора применим уравнение Д. Бернулли для кольце­ вой струйки толщиной dr (рис. 141). При отсутствии закручивания потока при входе в решетку лопастей теоретическое давление, созда­ ваемое элементом лопасти, будет равно

Пользуясь уравнением Эйлера (56) для теоретического давления, будем иметь

При равенстве сечений кольцевой струйки на входе в решетку и на выходе из нее осевые скорости будут равны сах = сй2, поэтому получим

Рис. 141. Схема осевого вентилятора и решетка его ло­ пастей

Из этого выражения видно, что полное давление слагается из статического давления

Для статического давления из формулы (191) получим следующее выражение:

Как видно из уравнения (190), передача энергии элементами лопастей воздуху неизбежно связана с закручиванием потока. В закрученном потоке возникают центробежные силы, действующие на частицы воздуха, которые могут быть причиной перетекания