通風(fēng)機測定結(jié)果的分析

VENTILATOR'S MEASUREMENT RESULT ANALYZING

一、通風(fēng)機的實測工況
VENTILATOR' FACTUAL WORK CONDITION MEASURING

通過阻力調(diào)節(jié)裝置在不同開度下測得的通風(fēng)機的壓力H、風(fēng)量Q、軸功率P_d、、效率η各值，經(jīng)換算至標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)后，在坐標(biāo)紙上選用適當(dāng)比例分別繪出H=f(Q)、P_d=f(Q)及η=f(Q)曲線(圖26)，即為通風(fēng)機在標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下實測的性能曲線。

圖26 通風(fēng)機實測性能曲線

在礦井通風(fēng)網(wǎng)路中，礦井總負(fù)壓h與通過網(wǎng)路的總風(fēng)量Q的關(guān)系為：

h=RQ² (式31)

式中 h——在抽出式通風(fēng)時指礦井網(wǎng)路總負(fù)壓，在壓入式通風(fēng)時指礦井網(wǎng)路總?cè)珘海?mmH₂0)；

R——礦井通風(fēng)網(wǎng)路總阻力系數(shù)(kg·s²／m³﴿

Q——礦井通風(fēng)網(wǎng)路的總風(fēng)量(m³／s)。

(式31)為通風(fēng)網(wǎng)路特性方程式，根據(jù)此方程式繪出的曲線即為通風(fēng)網(wǎng)路特性曲線，它是通過坐標(biāo)原點的拋物線(見圖27)。當(dāng)通風(fēng)機在該網(wǎng)路上工作時，顯然通過網(wǎng)路的總風(fēng)量應(yīng)當(dāng)?shù)扔谕L(fēng)機的總排風(fēng)量。在抽出式通風(fēng)中，通風(fēng)機的靜壓H應(yīng)等于網(wǎng)路的總負(fù)壓h。在壓入式通風(fēng)中，通風(fēng)機的全壓H應(yīng)等于網(wǎng)路的總?cè)珘篽 。也就是說，通風(fēng)機的工況應(yīng)是通風(fēng)機特性曲線1-1(圖27)與網(wǎng)路特性曲線0-2的交點a，此時它所對應(yīng)的風(fēng)量Q_a、壓力H_a、功率P_a、效率η_a即為通風(fēng)機的工況特性。軸流式通風(fēng)機特性曲線(圖28)的最高點A的壓力為H_max，其右邊區(qū)段為穩(wěn)定工況區(qū)域，左邊區(qū)段為不穩(wěn)定工況區(qū)域。通風(fēng)機在不穩(wěn)定區(qū)域運行時，風(fēng)量和壓力波動較大，設(shè)備的噪音和振動增加。嚴(yán)重時還可能發(fā)生事故。因此必須使H_a≤(0．9～0．92)H_max。在ac與bd區(qū)間選擇工況變動范圍，以保證安全可靠。但同時還要注意到通風(fēng)機運行的經(jīng)濟性，盡可能的使η_a ≥(0.85—0.9)η_max。

圖27 通風(fēng)機實實測工況 圖28 通風(fēng)機的合理工況區(qū)

1一H、Q曲線；2一效率曲線

二、通風(fēng)機系統(tǒng)漏風(fēng)的分析

VENTILATOR SYSTEM' AIR INLEAKAGE ANALYZING

由于地面風(fēng)道及反風(fēng)裝置不嚴(yán)密處的漏風(fēng)，實測通風(fēng)機的風(fēng)量Q不等于井下網(wǎng)路的總風(fēng)量Q₁，其差值Q_L為地面風(fēng)道系統(tǒng)的漏風(fēng)量。據(jù)實測統(tǒng)計，QL一般為Q的5一10％，有的高達(dá)20％以上。

考慮地面風(fēng)道系統(tǒng)的漏風(fēng)情況，可以看成二個區(qū)段并聯(lián)送行的通風(fēng)系統(tǒng)，如圖29a所示。圖中A-C為具有風(fēng)量Q₁的井下通風(fēng)網(wǎng)路，B-C為具有漏風(fēng)量為Q_L的地面風(fēng)道漏風(fēng)系統(tǒng)。通風(fēng)機的特性曲線1-1(圖29c)可用圖7所示方法抽地面短路風(fēng)試驗獲得，通風(fēng)網(wǎng)路總特性曲線0-2可在短路試驗完成后，閉合風(fēng)門2、提起風(fēng)門3，帶動井下網(wǎng)路試驗測得。它綜合了井下通風(fēng)網(wǎng)路及地面風(fēng)道漏風(fēng)系統(tǒng)的特性，欲準(zhǔn)確的了解井下通風(fēng)網(wǎng)路及地面風(fēng)道漏風(fēng)系統(tǒng)的真實情況，還必須求出轉(zhuǎn)換到井下網(wǎng)路(圖29b)的通風(fēng)機轉(zhuǎn)換特性曲線3-3和井下網(wǎng)路特性曲線0-4及其工況II點。

圖29 考慮漏風(fēng)的通風(fēng)機轉(zhuǎn)換曲線

地面風(fēng)道漏風(fēng)系統(tǒng)的特性可在通風(fēng)機短路試驗時，將阻力調(diào)節(jié)裝置放在全閉狀態(tài)下(將圖7中風(fēng)門2關(guān)閉)測得的通風(fēng)機靜壓H_s、風(fēng)量Q代入(式31)中可得：

R_L= ﴾式32﴿

式中 R_L——地面風(fēng)道漏風(fēng)系統(tǒng)的阻力系數(shù)(kg·s²／m³)；

h_L——阻力調(diào)節(jié)裝置在全閉狀態(tài)下測得的通風(fēng)機靜壓(mmH₂0)；

Q_L——阻力調(diào)節(jié)裝置在全閉狀態(tài)下測得的通風(fēng)機風(fēng)量(m²／s)。

以R_L值代入(式32)即可求得在通風(fēng)機不同壓力下的地面風(fēng)道漏風(fēng)量Q_L及其阻力特性曲線0-5。自通風(fēng)機特性曲線1-1的橫坐標(biāo)Q中減去相同壓力下的漏風(fēng)量Q_L，即可得到轉(zhuǎn)換至井下網(wǎng)路上的通風(fēng)機轉(zhuǎn)換特性曲線3-3，并且曲線3-3與曲線0-4的交點Ⅱ即為井下通風(fēng)網(wǎng)路與通風(fēng)機轉(zhuǎn)換特性的工況點，此點的風(fēng)量Q₁才是通風(fēng)機實際為井下排送的風(fēng)量。

上述地面風(fēng)道漏風(fēng)測試方法比較簡便，但是沒有包括防爆門的漏風(fēng)量，故存在一定誤差．一般情況下防爆門的漏風(fēng)量也是不可忽略的。為此可以采用以下近似方法求得。當(dāng)通風(fēng)機短路試驗完畢后，帶動井下網(wǎng)路測試時，如圖30所示在井下總回風(fēng)道Ⅳ─Ⅳ斷面及通風(fēng)機Ⅲ―Ⅲ斷面同時測得風(fēng)量Q₄與Q₃而Q₃與Q₄之差值即為包括防爆門漏風(fēng)量的地面風(fēng)道系統(tǒng)漏風(fēng)量Q。

圖30 測試系統(tǒng)漏風(fēng)圖

1一防爆門；2、3一風(fēng)門

由于受現(xiàn)場條件限制，欲準(zhǔn)確地測量地面風(fēng)道系統(tǒng)的漏風(fēng)量是比較困難，盡管如此，在通風(fēng)機的測定中測量地面風(fēng)道系統(tǒng)的漏風(fēng)量，繪制通風(fēng)機的轉(zhuǎn)換特性曲線，以便較準(zhǔn)確地測出井下通風(fēng)網(wǎng)路實況對于加強通風(fēng)管理、提高設(shè)備運轉(zhuǎn)效率、挖掘設(shè)備潛力，降低電耗都具有現(xiàn)實意義。

三、影響通風(fēng)機效率的因素

THE INFLUENCING FACTOR OF VENTILATOR' WORK EFFICIENCY

通風(fēng)機的總效率η，系由容積效率η_v，、流動效率η_b及機械效率η_m三部分組成，即

η=η_v·η_h·η_m (式33)

容積效率η_v表示由于通風(fēng)機內(nèi)部間隙的漏損所造成的排風(fēng)量損失(∆Q)的多少。它由通風(fēng)機的理論進(jìn)風(fēng)量Q_T與實際排風(fēng)量Q之比值決定：

η_v= ﴾式34﴿

流動效率η_h表示空氣由通風(fēng)機的進(jìn)口到出口的各項流動阻力所造成的壓力損失(∆H)的多少。它由通風(fēng)機的理論全壓H_T與實際全壓H之比值決定：

η_h= ﴾式35﴿

機械效率η_m表示通風(fēng)機運動部分機械摩擦所造成的能量損失的多少。 現(xiàn)場使用的通風(fēng)機效率的測定，由于受條件限制，往往較模擬試驗時多增加部分進(jìn)風(fēng)風(fēng)峒及擴散器風(fēng)峒的損失。如圖7布置測點時，實際上所測得的通風(fēng)機效率值包括了氣體自I—I斷面至Ⅱ—Ⅱ斷面的總效率，其中包括了I---I斷面至Ⅱ—Ⅱ斷面區(qū)間風(fēng)峒的阻力損失。

1．影響通風(fēng)機容積效率的因素

影響軸流式通風(fēng)機容積效率的主要因素是葉片與機殼的徑向間隙 ₁及輪轂的軸向間隙 ，如圖31所示，一般 ₁≤(0．01～0．015)l， ₂≈0.5 ₁時，其η_v≈0.95～0．9。但是由于制造誤差、運輸損傷和安裝質(zhì)量，使得機殼變形，葉片碰壞及輪轂與殼體偏心，銹蝕剝落等缺陷使得 ₁、 ₂間隙過大，造成容積效率降低。影響離心式通風(fēng)機容積效率的主要因素是葉輪與螺殼內(nèi)周間隙 值，如圖32所示，一般 ≤ (0．005~0.01)D，其排風(fēng)量損失 Q s(0．02～0.06)Q，其容積效率 ﴾0.98—0．94﴿。

圖31 軸流式通風(fēng)機的間隙 圖32 離心式通風(fēng)機的間隙
由此可見，嚴(yán)格控制輪轂及葉片的間隙是提高通風(fēng)機容積效率的關(guān)鍵。根據(jù)實驗，軸流式通風(fēng)機葉片的徑向間隙 每增加葉片高度 的1％，則通風(fēng)機效率下降2．6～3．5％，為此現(xiàn)場往往采取增加密封環(huán)，葉片加帽(圖33)等措施，以提高通風(fēng)機容積效率。

圖33 通風(fēng)機間隙增補圖
1—導(dǎo)葉； 2一機殼； 3—葉片；4一增補帽；5一增補環(huán)；6—葉輪

2. 影響通風(fēng)機流動效率的因素

流動效率系指氣體自通風(fēng)機的進(jìn)口至出口(按圖7布置測點時指自I—I斷面至Ⅱ—Ⅱ斷面)的各項流動阻力所損失能量的多少。它主要包括氣體自通風(fēng)機的進(jìn)風(fēng)口至出風(fēng)口間的摩擦阻力損失，風(fēng)峒變徑和轉(zhuǎn)向時的阻力損失和渦流損失，氣體進(jìn)、出葉片時的撞擊損失以及由動能轉(zhuǎn)換為靜壓時的損失。這些損失中有些是不可避免的，但是由于通風(fēng)機的制造、安裝、使用、維護(hù)的不盡合理，加大了上述損失，降低了通風(fēng)機效率。例如進(jìn)口風(fēng)峒及擴散器的過于短小急彎及斷面形狀的不合理，機件的塵垢和銹蝕破損，葉片及整流器角度選擇的不合理，調(diào)整的不均勻以及機件和葉型的設(shè)計不合理等。值得注意的是上述各項阻力損失在通風(fēng)機的合理工況區(qū)域內(nèi)均與氣體的流速平方成正比例關(guān)系。因此改善通風(fēng)機某些斷面較小、風(fēng)速較大的通流機件，例如軸流式通風(fēng)機的前流線體、葉片、導(dǎo)葉、支撐體等的線型和減少損傷程度，對于提高通風(fēng)機的效率具有顯著的效果。改進(jìn)通風(fēng)機擴散器可以更好地將通過擴散器的空氣動壓轉(zhuǎn)變?yōu)橛行ъo壓，提高通風(fēng)機的靜壓效率。

3．影響通風(fēng)機機械效率的因素

通風(fēng)機的機械效率是指其機械摩擦阻力損失的多少。主要是軸承摩擦的阻力損失，但是主軸的撓曲及水平度誤差，轉(zhuǎn)子不平衡，聯(lián)軸器同心度偏差及軸向間隙過小、過大，軸承間隙調(diào)整不合理，潤滑不良等，均會影響通風(fēng)機的機械效率。