книги / Эксплуатация шахтных вентиляторов

масштабах Советского Союза более чем 100 млн кВт-ч электроэнергии, расходуемой на проветривание, в год).

(ВЦД31,5М), диаметр рабочего колеса которых 3200 мм, при соору­ жении бетонной части кожуха и диффузора оставлен уступ высо­ той 160 мм со стороны наружной обечайки (положительное значе­ ние х). Вентилятор работает с производительностью 230 м3/с. При нормальном исполнении проточной части при такой производитель­ ности давление бы составило 4300 Па. Для х/£>2= 0,05 потери давле­

§66. Влияние изменения лабиринтного зазора

вцентробежных вентиляторах

Полость входного патрубка, в которой разрежение достигает максимальных значений, и спиральный ко­ жух, где при работе вентилятора на всасывание разре­ жение не превышает 20 даПа, а при наличии сопротив­

рабочего колеса и наружной поверхностью лабиринтно­ го кольца входного конуса кожуха. Из-за разности давлений по обе стороны лабиринтного зазора через него происходит перетекание воздуха, на что затрачи­ вается дополнительная мощность. Чем больше величина утечек, тем значительнее потери мощности. Помимо этого, очень важно направить подсасываемый через лабиринтный зазор поток так, чтобы не происходило отжатия основного потока, т. е. чтобы направления прнтечек и основного потока совпадали. Именно это сооб­ ражение обусловливает профилирование поверхностей, образующих лабиринтный зазор, и его оптимальную ве­ личину по параметрам бз и /3 (рис. 100). При правиль­ но спрофилированном лабиринтном уплотнении вслед­ ствие значительного превышения скорости воздуха в за­ зоре над скоростью основного потока у покрывного дис­

Рис. 100. Влияние радиального зазора ô3 и осевого перекрытия I в лабиринтном уплотнении на аэродинамические характерис­ тики вентилятора:

Л /' -^зависимости соответственно

На рис. 100 показана наиболее рациональная форма уплотнения. Ис­ следования влияния отно­ сительной величины Z3= = T3/D2 на аэродинамиче­

ские характеристики центробежного вентилятора с про­ филированными лопатками рабочих колес позволили установить, что оптимальное значение /3 = 0,007—0,008. При Z3>0,008 патрубок оказывается чрезмерно вдвину­ тым в рабочее колесо и отсекает основной поток от по­ крывного диска при Z3<0,06 поток притечек не успевает сформироваться и его направление перестает соответст­ вовать направлению основного потока. В обоих случаях основной поток отрывается от покрывного диска. Как видно из представленных на рис. 100 кривых, при Z3 = =0,015 например, к. п. д. вентилятора уменьшается на 1,6%, а развиваемое им давление более чем на 2%.

Оптимальное значение зазора бз составляет 0,002, при ô3<С0,002 возникает опасность задевания вращаю­ щегося лабиринтного кольца рабочего колеса за вход­ ную трубу кожуха из-за вибрации и смещения оси вала при вращении с окружной скоростью 100—120 м/с.

В том же случае, если б3>0,002, потери энергии на пе­

диусным поверхностям лабиринтного кольца входного конуса приводит к потерям давления и к превышению потребляемой мощности даже при условии обеспече­

ния заданных величин бз и Z3.

§ 67. Влияние радиального зазора между рабочим колесом и кожухом на аэродинамические характеристики осевых вентиляторов

Чем совершеннее и нагруженнее аэродинамическая схема, положенная в основу конструкции осевого вен­

концам лопаток, мм.

Такая относительная величина соответствует, к при­ меру, для вентиляторов ВОДЗО с диаметром рабочего колеса 3000 мм — 5 —7,5 мм.

Как видно из рис. 101, увеличение зазора до 0,004 вызывает снижение к. п. д. на 1%, а развиваемого вен­ тилятором давления на 2,3%. В табл. 2 приведены ради­ альные зазоры всех типов и типоразмеров осевых вен­ тиляторов, находящихся в эксплуатации.

§ 68. Влияние рассогласования углов установкй лопаток рабочих колес и направляющих аппаратов

В осевых машинах из-за недостаточной надежнос­ ти конструкции узла фиксации при запуске вентилятора лопатки рабочего колеса в некоторых случаях развора­ чиваются, устанавливаясь иа разные углы. Возможно также рассогласование углов установки лопаток при монтаже или перестановке из-за отсутствия шаблона и угломера, стирания или коррозии цифр и рисок, а так­ же по небрежности.

Экспериментально установлено, что рассогласование углов установки лопаток рабочего колеса, равное 2°, уменьшает давление и к. п. д. вентилятора на 1%. При больших значениях угла рассогласования давление на­ чинает резко снижаться при практически неизменной потребляемой мощности.

В центробежных вентиляторах рабочие колеса изго­ товляются цельносварными, лопатки их неподвижными. Угол ориентации лопаток целиком зависит от точности заводского изготовления. Значительное влияние на ха­ рактеристики вентилятора оказывают неправильная установка и рассогласование лопаток НА.

Прежде всего следует обратить внимание на недо­ пустимость установки лопаток в положение, при котором воздух подкручивается навстречу направлению враще­ ния рабочего колеса.

Допускается разворот лопаток от нулевого^ их положения (параллельно оси вала) не более чем на 10°, максимум 20° в том случае, когда вентилятор работает иа предельных параметрах и требуется хотя бы незначи­ тельное, но увеличение количества подаваемого в шахту воздуха. Работа при отрицательных углах установки лопаток рабочего колеса сопровождается резким увели­ чением потребляемой мощности, во много раз большим, чем увеличение давления, и появлением вибрации. Осо­ бенно опасен запуск вентилятора с неправильно установ­ ленными лопатками аппарата, открывание которых происходит через большие отрицательные углы, — при этом перегрузка и выход из строя приводного двигателя практически неизбежны. Еще раз напоминаем, что при любом угле установки лопаток НА (от 0 до 80°) воз­ дух, попадая на плоскость лопаток, должен отклонять­ ся по направлению вращения рабочего колеса, направ­

лению от языка спирального кожуха к его выхлопному отверстию.

Рассогласование углов установки лопаток НА на 5° вызывает уменьшение давления, развиваемого вентиля­ тором, и снижение к. п. д. на 1— 2%. При большей разности положения лопаток оба эти параметра изме­ няются весьма значительно. В вентиляторах двусторон­ него всасывания имеет значение также согласование углов установки лопаток левого и правого аппара­ тов.

При рассогласовании этих углов возникает дополни­ тельное осевое усилие, действующее на подшипниковые опоры ротора. Объясняется это явление тем, что давле­ ние перед колесом за лопатками аппаратов полностью зависит от угла их установки и не определяется сопро­ тивлением вентиляционной сети. Действительно, при пол­ ностью закрытом аппарате колесо работает в режиме закрытой задвижки, развивая максимальное или близкое к максимальному давление. Таким образом, если лопат­ ки левого и правого аппаратов установлены на разные углы, на коренной диск начинает действовать сила, пропорциональная разности давлений по обе стороны ко­ леса, тем большая, чем больше разность углов установ­ ки аппаратов, и направленная в сторону аппарата, чьи лопатки установлены на больший угол (ближе к поло­ жению «Закрыто»).

Определяется осевое усилие по графику, представлен­ ному на рис. 96. Поясним пользование этим графиком на примере вентилятора ВЦД47У, работающего на режиме, характеризующемся производительностью 400 м3/с, ло­ патки аппаратов которого из-за смещенных шкал отли­ чаются на 10° и составляют соответственно 40 и 50°. Для двустороннего всасывания количество воздуха, по кото­ рому определяется скорость воздушного потока идущего через аппарат, и, следовательно, параметр Q/0,4D22 (см. рис. 96), равно половине производительности вентиля­ тора, т. е. 200 м3/с.

Тогда

Q 200 =22,6 м/с.

0,4D22“ Q.4.4,72

При этом давление за аппаратом будет составлять 51 и 105 даПа, а разность давлений 54 даПа. При диаметре входа на лопатки DI = 3,2M осевое усилие составит 54х

7Î*3 22

X — 4400Н. Поскольку в опорах вентилятора стоят

сферические двухрядные роликоподшипники, для кото­ рых коэффициент приведения осевой нагрузки равен 3,5, возникшее от сравнительно небольшой разности углов установки (10°) лопаток аппаратов усилие эквивалентно дополнительной радиальной нагрузке, равной 15000 Н.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.Ковалевская В. И., Бабак Г. А., Пак В. В. Шахтные центро­ бежные вентиляторы. М., Недра, 1976.

2.Байцур А. И., Молчанов Л. Г Проектирование фундаментов под оборудование промышленных предприятий. Киев, Буд1вельник. 1977.

3.Балицкий В. С., Марченко Л. С. Бетонные работы. Киев, Буд1вельник, 1977.

4.Рекомендации по проектированию, строительству и эксплуа­ тации герметических надшахтных зданий и сооружений угольных шахт. Донецк, Центральное бюро технической информации МУП УССР, 1971.

5. Шахтные вентиляторы (монтаж, наладка и эксплуатация)/ Ш. И. Калиш, И. Т. Цуцык, Е. М. Курчеико и др. Киев, Техшка, 1972.

6.Ковалевская В. И., Спивак В. А. Машинист вентиляторной установки. М., Недра, 1979.

7.А. с. 619692 [СССР]. Рабочее колесо о'севого вентилятора./ Авт. изобрет. Е. М. Левин, В. П. Сысоев, В. А. Руденко. — Заявл. 1.04.74. № 2011257/25—06; опубл. в Б. И. 1978, № 30. '

8.Бондаренко А. Д. Контроль производительности и давления шахтных вентиляторных установок главного проветривания. М., Нед­ ра, 1973.

9.Спивак В. А., Ковалевская В. И., Горохов Ю. Д. Повышение производительности вентиляторов. — Безопасность труда в промыш­ ленности, 1979, № 2, с. 26—27.

10.Центробежные вентиляторы. Под ред. Соломаховой T. С. М., Машиностроение, 1975.

11.Рис В, Ф. Центробежные компрессорные машины. М.—Л. Машиностроение, 1964.

12.Раер Г. А. Динамика и прочность центробежных компрес­ сорных машин. Л., Машиностроение, 1968.

13.Беренов Д. М. Расчеты детален на прочность. М., Машгиз, 1959.

14.Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Шнейдерович P. М. Расчет на прочность деталей машин. М., Машиностроение, 1966.

15.Тимошенко С. П. Сопротивление материалов. М., Наука,

1965.

16.Коновалов В. А., Христенко В. Г Предотвращение обледе­ нения ляд всасывающих будок главных вентиляторных установок шахт. — В кн.: Горные машины и автоматика, 1979, № 9—10, с. 62—65..

17.Гимильштейн Л. #., Фрейдлих М. С. Повышение надежно­ сти шахтных вентиляторов. М., Недра, 1978.

18.Ушаков К. А., Брусиловский И. В., Бушель А. Р. Аэродина­ мика осевых вентиляторов и элементы их конструкций. М., Госгортехиздат, 1960.

19.Колесников А. В. Влияние зазора между колесом и кожухом

на характеристику осевого вентилятора. — В кн.: Промышленная аэ­ родинамика. вып. 17. М., Оборонгиз, 1960. с. 20—33.

20. А. с. 659762 [СССР]. Устройство для проветривания шахт/ Авт. изобрет. В. А. Спивак, В. И. Ковалевская, В. М. Семидоцкий.— Заявл, 15.06.76- №? 2372767; опубл. в Б. И. 1979. № 16.

21. Богопольский Б. X., Левин М. А., Бочаров К. П., Бакшт М. В.

Автоматизация шахтных вентиляторных установок. М., Недра, 1976.

22.Автоматическое управление и регулирование шахтных вен­ тиляторов главного проветривания/ К. П. Бочаров, А. И. Винник,

М.А. Левин и др. М., ЦНИЭИуголь, 1976.

23.Живов М. С., Делибаш Б. А. Электромонтажник по распре­

делительным устройствам промышленных предприятий. М., Высшая школа, 1978.

24.А. с. 254414 [СССР]. Устройство для проветривания шахт/ Авт. изобрет. В. И. Ковалевская., В. В. Пак, Г. А. Бабак, В. А. Спи­

вак. — Заявл. 16.02.1971. N° 1622843; опубл. в Б. И. 1972, N° 35.

25.Раскин И. А., Капиш С. ИМатвеев В. И. Монтаж, налад­ ка и эксплуатация шахтных вентиляторов. Государственное научнотехническое издательство литературы по горному делу. М., 1962.

26.Пастернак К. Ф., Антипов В. М., Сенников В. Ф. Промыш­ ленные испытания осевого двухступенчатого вентилятора ВОД-40. — Уголь, 1976, № 9. с. 24—25.

27.Пак В. В., Иванов С. К., Верещагин В. Г1. Шахтные венти­ ляционные установки местного проветривания. М., Недра, 1974.

28.Правила безопасности в угольных и сланцевых шахтах. М., Недра, 1974.

29.Юдин Е. ЯТерехин А. С. Борьба с шумом шахтных венти­ ляторных установок. М., Недра, 1973.

30.Гемке Р. Г Неисправности электрических машин. М., Энер­ гия, 1969.

31.Экк Б. Проектирование и эксплуатация центробежных и осе­ вых вентиляторов. М., Госгортехиздат, 1959.

32.Спивак В. А. Исследования и совершенствования шахтных центробежных вентиляторов с глубоким регулированием. Дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Донецк, 1976, 145 с.

33.Каминский М. Л. Проверка и испытания электрических ма­ шин. М., Энергия, 1977.

ПРЙЛОЖЕНИЯ

П Р И Л О Ж Е Н И Е 1.

АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВЕНТИЛЯТОРОВ