книги / Рудничные вентиляторные и водоотливные установки

В первом случае поток должен быть закручен по закону твер­ дого тела (вынужденный вихрь), т. е. на каждом радиусе скорость закручивания потока сПг должна быть равна окружной скорости и. Во втором случае интегрирование дифференциального уравнения после разделения переменных дает

Таким образом, поток за колесом вентилятора будет находиться в радиальном равновесии при гиперболическом законе распределе­ ния скорости закручивания по длине лопасти, который имеет место в свободном вихре. Если в уравнение (194)

для статического давления подставить значение cUt из формулы (201) и иметь в ви­ ду, что и = сопг, получим

const

рии к втулке (рис. 142). При малых радиусах статическое давление может быть даже отрицательным, поэтому центральную часть колеса необходимо закрывать втулкой достаточно большого диаметра. В современных вентиляторах относительный диаметр втулки равен 50—70% диаметра колеса.

Гиперболическому закону распределения скорости закручива­ ния вдоль радиуса при одинаковых осевых скоростях соответствуют и одинаковые теоретические давления, развиваемые элементами

т. е. циркуляция по длине лопасти постоянная, что соответствует свободному или потенциальному вихрю.

К*0,5Ь

Рис. 143. Лопасти колес осевых вентиляторов серии К-06:

а — сварная; б — литая

j — обшивка; 2 — стержень; 3 — ребро; 4 — верхнее донышко; 5 — нижнее донышко; G — заклепка

Обеспечение гиперболического закона распределения скорости закручивания вдоль лопасти достигается расчетом ширины и угла установки ее элементов. На периферии колеса ширина элемента лопасти и угол ее установки получаются меньшими, чем у втулки, в результате лопасть получается крученой (рис. 143).

В отечественной практике применяются вентиляторы, рабочие колеса которых рассчитаны на постоянную циркуляцию по длине лопасти (rc,i2 = const). Такие колеса не являются единственно возможными. При необходимости выполнить одноступенчатый вен­

Взаимное влияние лопастей. Как видно из уравнения (49), увели­ чение числа лопастей колеса должно сопровождаться пропорцио­ нальным возрастанием давления вентилятора. Однако в действи­ тельности оно увеличивается не пропорционально числу лопастей, а несколько меньше. Это объясняется взаимным влиянием лопастей, проявляющимся в уменьшении коэффициента подъемной силы с

Ь тт

при увеличении густоты решетки —. Для уменьшения взаимного

влияния лопастей их размещают на втулке на достаточно большом расстоянии друг от друга. Этого можно достигнуть увеличением диаметра втулки колеса или при недостаточности этой меры разме­ щением лопастей на двух и более втулках, т. е. переходом к двух- и многоступенчатым вентиляторам. Обычно нормальная густота

имеет место перетекание воздуха через зазор из области повышенного давления Р 2 за лопастью в область пониженного давления Р г перед ней, в результате чего разность давлений на конце лопасти умень­ шается и вместе с этим уменьшается давление вентилятора (рис. 144). Так как при этом затрачиваемая мощность остается почти

постоянной, то уменьшение давления приводит к снижению к. п. д. вентилятора. Относительный зазор, т. е. отношение величины радиального зазора к длине лопасти, равен

В современных осевых вентиляторах нормальная величина за­ зора не должна превышать 1,5%. В случае применения литого кор­ пуса и тщательной обработки концов лопастей и кожуха величина зазора составляет 0,8—1%. Расчет показывает, что при величине зазора 1,5% давление вентилятора уменьшается на 15—20% по отно­ шению к давлению при нулевом зазоре.

§ 2. Использование энергии потока воздуха за рабочим колесом

Поток воздуха выходит из решетки рабочего колеса закручен­ ным в сторону вращения колеса. Скорость закручивания потока является нежелательной, так как динамическое давление, соответ-

Рис. 145. К объяснению рабочего процесса спрямля* ющего аппарата

ствующее этой скорости, полезно не используется. Кроме того, ско­ рость закручивания ухудшает условия входа потока в следующее рабочее колесо вентилятора и вызывает дополнительные гидравли­ ческие потери. Устранение скорости закручивания потока иисполь-

зование динамического давления осуществляются в спрямляющем аппарате, устанавливаемом за рабочим колесом. Он имеет профили­ рованные неподвижные или поворотные лопатки, установленные в проточной части вентилятора. Эффективность действия спрямля­ ющего аппарата характеризуется густотой решетки, углом уста­ новки и аэродинамической характеристикой профиля лопаток.

Для полного раскручивания потока необходимо создать лопат­ ками спрямляющего аппарата циркуляцию, равную циркуляции

т. е. густоты решеток колеса и спрямляющего аппарата обратно пропорциональны скоростям движения воздуха относительно лопаток.

Поток воздуха входит в спрямляющий аппарат со скоростью с2, которая значительно меньше относительной скорости потока в ре­ шетке колеса, поэтому густота решетки спрямляющего аппарата должна быть соответственно больше густоты решетки рабочего колеса.

Коэффициент раскручивания потока ф зависит от густоты решетки спрямляющего аппарата (рис. 146) [41]. Как видно, полностью раскрутить поток можно при густоте решетки спрямляющего

аппарата-^- = 2. Применение решеток лопаток с большой густотой приводит к усложнению конструкции спрямляющего аппарата,

поэтому часто ограничиваются величиной густоты решетки на сред­ нем радиусе, равной 1,5, при этом получают достаточное раскручи­ вание потока, близкое к полному.

Рис. 147. Изменение направления потока в рабочем колесе и спрямляющем аппарате

На рис. 147 показаны относительные скорости на входе в ре­ шетки колеса ^ и направляющего аппарата с2, а также на выходе из них w2 и са. Изменение направления потока в решетке колеса происходит на угол ДР, а в решетке спрямляющего аппарата на зна­ чительно больший угол у, по­

лопасти это приводит к разным углам у, т. е. поток входит в ре­ шетку спрямляющего аппарата, не имея одинакового направления (угол у у втулки больше, а на конце лопатки меньше). Во избежание больших потерь энергии лопатки спрямляющего аппарата целе­ сообразно делатьзакрученными. Однако с целью упрощения кон­ струкции всовременныхвентиляторах лопатки спрямляющего аппарата выполняют цилиндрическими, с направлением входных кромок лопаток, совпадающим с направлением скорости сПг на сред­

нем радиусе. С целью уменьшения потерь энергии у втулки и на конце лопаток спрямляющего аппарата поток должен входить на их входные кромки с углами не более ±5°.

При изменении рабочего режима вентилятора распределение скоростей за колесом изменяется, поэтому лопатки спрямляющего аппарата, обеспечивающие безударный вход потока при одном ре­ жиме, теряют это свойство при другом режиме работы вентилятора. По этой причине целесообразно выполнять лопатки спрямляющего аппарата поворотными или переменной кривизны.

Для преобразования части динамического давления потока от осевой скорости на выходе из вентилятора в статическое давление служит диффузор. Он представляет собой часть канала или трубы, в которой вследствие увеличения живого сечения поток замедляется.

Диффузор осевого вентилятора образуется двумя усеченными конусами (рис. 148), из которых меньший располагается соосно в большом конусе. Основными размерами диффузора являются длина L и углы раскрытия внутреннего <рх и наружного ф2 конусов.

через са2, то в соответствии с условием неразрывности потока получим

Это отношение сечений или средних скоростей называется сте­ пенью расширения диффузора. Приращение статического давления потока при отсутствии потерь в диффузоре равно

Так как в диффузоре имеют место потери энергии, то действи­ тельное приращение статического давления будет меньше на величину потерь давления в диффузоре

где — коэффициент потерь, зависящий от конструкции и разме­ ров диффузора.

Для оценки эксплуатационных качеств диффузора вводится понятие коэффициента его полезного действия, под которым пони­ мают отношение действительного приращения статического давле­ ния в диффузоре к динамическому давлению на входе в диффузор

Коэффициент полезного действия можно представить в виде произведения двух отношений

Первое отношение, определяемое конструктивными размерами

К. п. д. конструкции диффузора учитывает возможное прираще­ ние статического давления в долях динамического давления на входе в него. Его величина определяется степенью расширения диффузора. Другое отношение учитывает потери энергии, связанные с преобра­ зованием динамического давления в статическое, и называется внутренним к. п. д. диффузора цв. Он учитывает фактическое при­ ращение статического давления в долях возможного приращения.

Величина потерь энергии в диффузоре зависит от его длины, распределения скоростей во входном сечении и главным образом от угла раскрытия. Углы раскрытия должны быть достаточно ма­ лыми, при которых обеспечивается условие безотрывного течения потока в диффузоре.

Диффузоры вентиляторных установок ВОК и ВОКД имеют длину конической части, равную двум диаметрам колеса, и углы раскрытия конусов 6 и 3°. Коэффициент потерь их равен £ = - 0,15-0,20.

Преобразование динамического давления в статическое осуще­ ствляется как в диффузоре, так и в выходном канале, которые вместе образуют ступенчатый диффузор. В ступенчатом диффузоре поток сначала расширяется плавно, а на выходе из конической части, где скорость его мала, происходит внезапное расширение. Для полу­ чения малых значений коэффициента потерь необходимо иметь сте­ пень расширения конической части ступенчатого диффузора п =

=2,2—2,5, а общую степень расширения ступенчатого диффузора

п= 4—5.

Исследования и опыт эксплуатации вентиляторов показывают, что размеры и форма диффузоров имеют большое значение для эко­ номичности работы вентиляторных установок.

§ 3. Осевые вентиляторы с меридиональным ускорением потока

В последние годы на практике получили широкое применение вен­ тиляторы с меридиональным ускорением потока. Придание потоку меридионального ускорения является одним из способов осуществле­

ширине их. При этом используется поток воздуха через щель, сду­ вающий пограничный слой. Вторая половина лопасти колеса может быть сделана поворотной и использоваться для регулирования.

Меридиональным ускорением потока достигается выравнивание имеющихся в начале потока неравномерностей осевой скорости и завихрений, чем предотвращается отрыв потока от стенок, явля­ ющийся источником значительных потерь энергии, а также обеспечи­ вается невосприимчивость вентилятора к неблагоприятным условиям всасывания. Последнее обстоятельство увеличивает эффективность

вентиляторов, они более пологи, а область неустойчивой работы

0,88.

Турбоосевые вентиляторы по сравнению с осевыми обычного типа при одинаковых параметрах отличаются меньшим уровнем громкости шума.

§4. Осевые вентиляторы встречного вращения

Впоследнее время как в СССР, так и за рубежом внедряются осевые вентиляторы встречного вращения. Ряд достоинств этих вен­ тиляторов позволяет применять их в некоторых случаях горной практики взамен обычных осевых вентиляторов. Такой вентилятор имеет два рабочих колеса, вращающихся в противоположных на­ правлениях и подающих воздух в одном направлении.

На рис. 150 показаны элементы решеток лопастей рабочих колес и векторы скоростей. Воздух входит в первое колесо в осевом на­ правлении со скоростью са, которое закручивает поток г» направле­