книги из ГПНТБ / Пак, В. В. Шахтные вентиляционные установки местного проветривания

поэтому его целесообразно принять в качестве базового, а параметры других типоразмеров получить путем пересчета. Предельная длина

данные: скорость проходки кпр = 100 м/мес; срок службы трубо­ провода Тг = 8 месяцев; коэффициент стоимости трубопровода кг = = 1,85 руб/м2; коэффициент стоимости вентилятора кв — 20 руб/кВт; стоимость 1 кВт-ч электроэнергии для основных потребителей вен­ тиляторов кэ = 0,007 руб/кВт-ч; коэффициент мощности е = 0,35; коэффициент, учитывающий затраты на навеску, ремонт и обслужи­ вание трубопровода, j — 1,3; коэффициент аэродинамического сопро­

тивный коэффициент окупаемости капитальных затрат Ен = 0,15.

денному ранее значению т = 18,25 с помощью формулы (112) вы­ числяем значение максимального давления вентилятора # тах = = 230 кгс/м2.

Для обеспечения плотного перекрытия областей экономической работы вентиляторного агрегата при одиночном и последовательном включении необходимо, чтобы

- Я т 1 п < ° . 5-Ятах- (ИЗ)

Отсюда принимаем минимальное значение давления вентиля­ тора Hmin = 100 кгс/м2.

Как показывает технико-экономический анализ применения вен­ тиляторов, построенных по различным аэродинамическим схемам, для проветривания выработок разных длин и сечений величину давления на режиме максимального к. п. д. целесообразно выбирать в пределах Нн = (0,67 0,89) H max для осевых и Нн = (0,9

1,0) Hmax для центробежных вентиляторов или в среднем соот­ ветственно Нн = 0,78H max и Нн = 0,95#тах.

Возвращаясь к базовому вентилятору, определяем его номиналь­ ное давление: Нн = 0,78-230 = 180 кгс/м2.

Производительность остальных типоразмеров находят как члены геометрической прогрессии со знаменателем г — 1,72, их макси­ мальное давление определяют с помощью формулы (112) и табл. 17, а минимальные и оптимальные давления — в соответствии с при­ веденными выше соотношениями. Результаты этих расчетов при­ ведены в табл. 18.

70

Аналогичным образом определяют параметры ряда пневмати­ ческих машин. Однако здесь необходимо учитывать присущие им

б) к. п. д. пневматического привода значительно зависит от его мощности;

в) необходимо иметь некоторый запас по расходу, так как воз­ можно понижение скорости вращения пневмопривода из-за падения давления сжатого воздуха на участке.

Следует отметить, что первая особенность этих машин снижает производительность вентилятора, а две другие — наоборот, поэтому

Определение остальных параметров ряда пневматических вентиля­ торов ничем не отличается от вычисления аналогичных параметров электрических машин. Результаты этих вычислений приведены в табл .18.

Как отмечалось выше, вентиляторы для трубопроводов большой протяженности должны быть глубоко регулируемыми и обеспечива­ ющими необходимые вентиляционные параметры при максимальной длине трубопровода только за счет одиночной работы.

Принимая в качестве максимальной характерной длины трубо­

= 6,49 м3/сек. Округляем полученную величину до Q'H= 6,5 м3/сек. Остальные расчеты аналогичны предыдущему.

§ 4.. Обзор аэродинамических схем нового ряда вентиляторов местного проветривания

Тип вентилятора удобно выбирать по величинам удельной быстро-

0 Чг

ходности « Уд = п -^4 ^ 1 значения которых для нового ряда вен-

тиляторов приведены в табл. 18. Их анализ позволяет считать, что наиболее приемлемыми, особенно для электрических машин, обслу­ живающих трубопроводы малой и средней протяженности, являются аэродинамические схемы осевых вентиляторов с меридиональным ускорением потока, разработкой конструкции которых в течение ряда лет занимается Донгипроуглемаш [40, 41]. Испытания опытных образцов вентиляторов этого типа показали, что они характери­

72

зуются достаточно высокой экономичностью, хорошей регулиру­ емостью, высоконапорностыо (благодаря чему заданное давление обеспечивается в одной ступени), плавностью изменения характе­ ристик давления и, по сравнению с СВМ, малошумностью, чему в настоящее время придается особо важное значение. И хотя по абсо­ лютному значению шум этих вентиляторов превышает допустимый санитарными нормами GH 785—69 предел (85 дБ А), как показывают проводимые в этой области исследования, применение глушителей существующих типов позволит снизить его на 10—13 дБ А,, что вполне достаточно.

В качестве приемлемого варианта вентилятора местного прове­ тривания можно рассматривать разработанный НПИ [42] трехсту­ пенчатый вентилятор встречного вращения, малошумность которого достигается снижением скорости вращения рабочих колес, а высокое давление — увеличением количества ступеней. Несмотря на высокие аэродинамические, экономические и особенно акустические показа­ тели, вентиляторы этого типа пока не могут найти применения в угольной промышленности, так как еще не решен вопрос взрывобезопасности их привода, в качестве которого применяют два встроен­ ных асинхронных торцовых электродвигателя.

Если исходить из удельной быстроходности, то вентиляторы для трубопроводов большой протяженности должны быть центро­ бежными. Придем первый из них предназначен в основном для

характерные диаметры трубопроводов 0,7; 0,9 и 1,2 м не следует понимать как величины, жестко связанные с типоразмерами'венти­ ляторов, так как конфигурация и габариты центробежных машин практически не связаны с трубопроводом. Поэтому, определяя параметры центробежных вентиляторов применительно к указанным в этой таблице диаметрам, предполагалось, что машины будут рабо­

в подземных условиях, поскольку для него вариация диаметра трубо­ провода оказывается наибольшей. Применение трубопровода с dr = = 0,6 м требует меньшей производительности, но значительно боль­ шего давления (до 1000 кгс/м2), применение трубопровода с dT —

— 0,8 м, напротив, требует больших расходов (до 10 м3/сек) и срав­ нительно невысоких давлений. Вследствие этого центробежный вентилятор, предназначенный для работы в подземных условиях, должен иметь чрезвычайно большую область экономичной работы. Как показывает анализ, ни один из выпускаемых отечественной промышленностью вентиляторов местного проветривания таким тре­ бованиям не отвечает, поэтому возникла необходимость в разработке подобной машины. Для проветривания стволов и околоствольных выработок в период их проходки вполне могут быть использованы

73

Р А З Д Е Л В Т О Р О Й

ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ МЕСТНОГО ПРОВЕТРИВАНИЯ

Г л а в а IV

АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ

ИРАСЧЕТ ОСЕВЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ

СМЕРИДИОНАЛЬНЫМ УСКОРЕНИЕМ ПОТОКА

Работы Донгипроуглемаша в области аэродинамических исследо­ вании осевых вентиляторов с меридиональным ускорением потока позволили создать рациональные аэродинамические схемы, которые удалось использовать при разработке конструкций нового ряда вентиляторов местного проветривания с электрическим и пневмати­ ческим приводами. Было установлено, что одноступенчатые венти­ ляторы с меридиональным ускорением потока типа ВМ способны при одинаковой производительности развивать на оптимальном режиме давления примерно в два раза выше, чем одноступенчатые вентиляторы с цилиндрической проточной частью типа СВМ (с коле­ сами К-06). Вместе с тем к. п. д. вентиляторов типа ВМ оказался на 5—6% выше, чем у вентиляторов типа СВМ. Экспериментальные работы показали, что вентиляторы с меридиональным ускорением потока могут быть с успехом использованы также и в других обла­ стях техники, например в качестве крупных дымососов или венти­ ляторов специального назначения. Приведенные в этом разделе аэродинамические исследования и инженерный метод расчета пара­ метров вентиляторов такого типа могут быть использованы не только для разработки вентиляторов местного проветривания, но и при раз­ работке общепромышленных и специальных вентиляторов для дру­ гих отраслей промышленности, где требуются высоконапорные регу­ лируемые вентиляторы большой производительности с плавно изменяющимися характеристиками давления.

§ 1. Рабочее колесо и аэродинамический расчет вентилятора

Трехмерность течения в межлопаточных каналах колес с мери­ диональным ускорением для более или менее точного его описания создает большие математические трудности.

Первый высокоэкономичный вентилятор с меридиональным уско­ рением потока описал Б. Экк [22]. Аэродинамическая схема этого

75

вентилятора, как отмечал автор, была получена не на основе аэро­ динамических расчетов, а создавалась путем длительных экспери­ ментов. Позднее были описаны [44] приближенные методы профили­ рования рабочих лопаток таких вентиляторов с принятием ряда упрощающих предположений.

В совместных работах ЦАГИ и Донгипроуглемаша получил раз­ витие приведенный ниже инженерный метод расчета колес с мери­ диональным ускорением, основанный на гипотезе течения по соосным коническим поверхностям [41] и являющейся аналогом известной гипотезы цилиндрических сечений, применяемой при профилирова­ нии колес с цилиндрической втулкой.

оказалось возможным аппроксимировать прямыми, соединяющими точки сечений на входе в решетку и на выходе из нее. Эти прямые и образуют ионические осредненные поверхности тока элементарных расчетных сечений. Опыт показал, что у высокоэкономичных колес с меридиональным ускорением потока с конической втулкой угол

на плоскости каждое элементарное коническое сечение и рассматри­ вать течение плоского потока через решетку.

В процессе расчета определяются параметры потока (треуголь­ ники скоростей) только в граничных точках элементарных сечений непосредственно перед рабочим колесом и за ним. Это значительно упрощает задачу, так как позволяет не рассматривать сложные аэродинамические явления в межлопаточных каналах колеса. Вве­ дение такой приближенной схемы течения существенно упрощает изучение ступени с меридиональным ускорением потока и позволяет выполнить ее аэродинамический расчет на базе методов профили­ рования, основанных на теории плоских решеток, по треугольникам скоростей потока на входе в решетку и выходе из нее.

Рассматриваемый ниже приближенный метод расчета позволил с достаточной для инженерных целей точностью рассчитать пара­ метры решеток 25 рабочих колес, использованных Донгипроуглемашем в моделях и промышленных конструкциях вентиляторов с меридиональным ускорением потока.

Оптимальные параметры этих колес характеризуются значениями коэффициентов производительности Q = 0,2 -4-0,35 и коэффициен­

тов полного давления вентиляторной установки Ну = 0,35 4-0,45. Практически достигнутый при этом полный к. п. д. установки с диф­ фузором составляет т]у = 0,85 4-0,87.

Методика приближенного аэродинамического расчета и профили­ рования рабочих решеток-этих вентиляторов основана на следующих допущениях:

а) ввиду сложности структуры потока в межлопаточных каналах колеса параметры потока вдоль радиуса рассматриваются только

76

в точках.на входе в решетку и выходе из нее, неравномерность потерь;

постоянна вдоль радиуса и определяется как среднерасходная , по площади входного сечения;

в) с2а = v2 — осевая скорость на выходе из рабочего колеса,

постоянна вдоль радиуса и определяется как среднерасходная по площади выходного сечения;

г) за расчетные линии тока в меридиональной плоскости (эле­ ментарные сечения) принимаются прямые, соединяющие концы гидравлических радиусов равновеликих по площадям кольцевых сечений, располагаемых на входе и выходе из решетки;

ш) профилирование элементарных сечений решетки на заданные производительность и давление производится по треугольникам скоростей на входе и выходе, ,а спрофилированные сечений рас­ полагаются на соответствующих конических поверхностях линий тока;

з) Сук — расчетные значения коэффициента силы Жуковского, принимаются в соответствии со степенью меридионального ускоре­ ния потока.

Профилирование расчетных сечений рабочей решетки, обтекаемой несжимаемой жидкостью, по заданным треугольникам скоростей выполняется известным способом, приведенным в работе [46]. Расчет производится методом последовательных приближений. В соответ­ ствии с полученными после первого приближения размерами лопатки уточняются расчетные треугольники скоростей, принимаемые во втором приближении. Для получения окончательных размеров лопаток обычно достаточно двух приближений.

Принятый в расчете закон профилирования (rcu = const) широко используется при проектировании осевых вентиляторов и стаци­ онарных турбокомпрессоров. Преимуществами этого закона про­ филирования является постоянство полных давлений и осевых скоростей вдоль радиуса, что приводит к меньшим потерям. Практика

Распределение полных давлений и осевых скоростей потока вдоль радиуса одного из исследованных вентиляторов с меридиональным ускорением показано на рис. 39.

Для рассмотрения картины течения в элементарном расчетном сечении решетки воспользуемся показанными на рис. 40 треуголь­ никами скоростей потока, обтекающего в абсолютном и относитель­

77

ном движении решетку профилей вращающегося рабочего колеса

•с меридиональным ускорением потока.

В случае осевого входа на рабочее колесо (рис. 40, а) значения относительных скоростей на входе wx и выходе w2 из решетки опре­ деляются по среднерасходным скоростям с1а и с2а и окружным скоростям иг и и2, которые находятся по заданной скорости враще­ ния и входным и выходным г2 радиусам конической поверхности тока. Направление и величина абсолютной скорости выхода потока лз решетки определяются по величине осевой скорости с 2а и скорости

Рпс. 39. Поля скоростей с2а п с,и, полных давлений Н, углов выхода р» и скоса потока в мерпдпональной плоскости а„ск за рабочим колесом К-9Г-12 при 0ВА =

Расчет на осевой вход потока обычно ведется тогда, когда по заданным параметрам требуется обеспечить достаточную глубину регулирования давления вверх и вниз от расчетного режима. В тех случаях, когда не требуется значительное регулирование вверх

от оптимального режима, а заданное значение Н у достаточно высоко

(Ну = 0,35 -f-0,45), аэродинамический расчет ступени целесооб­ разно выполнять с учетом предварительного закручивания потока в направляющем аппарате против направления вращения рабо­ чей решетки [47].

78

Величина этого закручивания определяется коэффициентом

С\и

П, = -----—----,

с20 С1U

где с1н — скорость закручивания потока в решетке направляющего аппарата.

Рис. 40. Треугольники скоростей и линии тока в колесе с меридио­ нальным ускорением потока:

а — осевой вход; б — с подкруткой на входе

ростей для колес с подкруткой потока против направления вращения рабочего колеса показаны на рис. 40, б. При этом величины ско­

79