Расчет главной вентиляторной установки шахты на базе вентилятора ВЦД-42,5, страница 11

1.7.2. Средние показатели работы ГВУ за все время эксплуатации

·  производительность

Q_ср = SQ_ср(i)T_(i)/Т, м³/с

Q_ср = (371,7×8389,5+419,75×178,5+252,775×192)/8760=370 м³/с

·  давление

Р_ср = SР_(i)T_(i)/T, Па

Р_ср = (2929×8389,5+3662,5×178,5+1275,08×192)/8760=2907,7 Па

·  КПД

h_ср = Sh_(i)T_(i)/Т

h_ср = (0,836×8389,5+0,84×178,5+0,8375×192)/8760=0,8379

·  мощность

N_ср = SN_(i)T_(i)/Т, кВт

N_ср = (1304,56×8389,5+1830,2×178,5+384,84×192)/8760=1295,112 кВт

·  расход электроэнергии

W_ср = SW_(i)/Т, кВт ч/год

W_ср=(14897145,68×8389,5+19747072,9×178,5+7197454×192)/

/8760=14685233,7 кВтч/год

·  удельный расход энергии

w_ср = Sw_(i)/T,  кВт ч/м³

w_ср = (0,00127×8389,5+0,0149×178,5+0,0009×192)/8760=0,00154 кВт ч/м³

2. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

2.1. Анализ конструкций центробежных насосов [7,8]

Классификация. Шахтные центробежные вентиляторы класси­фицируются в основном по способу подвода воздуха к рабочему колесу: с односторонним (рис. 6.1) и двусторонним всасыванием.

Вентиляторы с двусторонним всасыванием имеют более вы­сокую производительность по сравнению с вентиляторами с од­носторонним всасыванием.

 Аэродинамические схемы. Вентиляторы разрабатываются на основе типовых аэродинамических схем (моделей вентиляторов), отработанных в лабораторных условиях. Аэродинамиче­ской схемой   вентилятора принято называть схему

Рис. 2.1.1.  Схема центробежного вентилятора одностороннего всасывания: 1 — рабочее колесо; 2 — входной патрубок; 3 — спиральный корпус; 4 —направляющий аппарат; 5 —диффузор.

проточной части вентилятора с набором основных безразмерных конструктивных параметров, обусловливающих получение соот­ветствующих аэродинамических характеристик.

Вентилятор считается правого или левого вращения в зави­симости от вращения рабочего колеса по часовой стрелке или против, если смотреть на вентилятор со стороны привода.

Элементы вентиляторов. На процесс в рабочем колесе зна­чительное влияние оказывают входные элементы: их профиль, диаметр входного отверстия, величина и конфигурация зазора в уплотнении между рабочим колесом 1 и патрубком 2 (см. рис. 2.1.1.) и др.

Неправильный выбор этих элементов вызывает искажение поля скоростей на входе в колесо, отрывы потока от поверхностей проточной части колеса и снижение в итоге к. п. д. вентилятора. В шахтных вентиляторах, работающих на нагнетание, применя­ются цилиндрические патрубки со свободным входом, в вентиля­торах, работающих на всасывание, — плавные, конические и составные патрубки со значительной степенью конфузорности  для снижения турбулентности и выравнивания скорости потока воз­духа.

Между входным патрубком 2 и передним диском колеса 1 предусмотрен зазор б (см. рис. 2.1.1.), через который происходит дополнительное притекание воздуха в рабочее колесо. При ра­циональном выборе формы уплотнения, величины осевого пере­крытия t₃= /₃/D₂ и радиальной ширины зазора б = 6/D₂ основной поток прижимается к внутренней стороне диска _ и обтекает его без отрыва; оптимальные значения 1₃ = 0,007 и б = 0,002. Притечки воздуха через зазор в оптимальном режиме работы совре­менных вентиляторов составляют 2—4% от номинальной произ­водительности.

Рабочие колеса вентиляторов выполняются одно- и двусторон­него всасывания с профилированными крыловидными лопатками, загнутыми назад, В₂ < 90° (см. рис. 2.1.2.). Рабочие колеса старых вен­тиляторов снабжались конструктивно более простыми плоскими лопатками 1 и S-образными лопатками 2, обеспечивающими боль­ший напор по сравнению с плоскими; к. п. д. вентиляторов с обо­ими типами лопаток ниже, чем к. п. д. вентиляторов с крыловид­ными лопатками.