通風機測定結果的分析

通風機測定結果的03manbetx

VENTILATOR'S MEASUREMENT RESULT ANALYZING

一、通風機的實測工況
VENTILATOR' FACTUAL WORK CONDITION MEASURING

通過阻力調節裝置在不同開度下測得的通風機的壓力H、風量Q、軸功率P_d、、效率η各值，經換算至標準狀態後，在坐標紙上選用適當比例分別繪出H=f(Q)、P_d=f(Q)及η=f(Q)曲線(圖26)，即為通風機在標準狀態下實測的性能曲線。

圖26 通風機實測性能曲線

在礦井通風網路中，礦井總負壓h與通過網路的總風量Q的關係為：

h=RQ²(式31)

式中 h——在抽出式通風時指礦井網路總負壓，在壓入式通風時指礦井網路總全壓，(mmH₂0)；

R——礦井通風網路總阻力係數(kg·s²／m³﴿

Q——礦井通風網路的總風量(m³／s)。

(式31)為通風網路特性方程式，根據此方程式繪出的曲線即為通風網路特性曲線，它是通過坐標原點的拋物線(見圖27)。當通風機在該網路上工作時，顯然通過網路的總風量應當等於通風機的總排風量。在抽出式通風中，通風機的靜壓H應等於網路的總負壓h。在壓入式通風中，通風機的全壓H應等於網路的總全壓h 。也就是說，通風機的工況應是通風機特性曲線1-1(圖27)與網路特性曲線0-2的交點a，此時它所對應的風量Q_a、壓力H_a、功率P_a、效率η_a即為通風機的工況特性。軸流式通風機特性曲線(圖28)的最高點A的壓力為H_max，其右邊區段為穩定工況區域，左邊區段為不穩定工況區域。通風機在不穩定區域運行時，風量和壓力波動較大，設備的噪音和振動增加。嚴重時還可能發生02manbetx.com 。因此必須使H_a≤(0．9～0．92)H_max。在ac與bd區間選擇工況變動範圍，以保證安全可靠。但同時還要注意到通風機運行的經濟性，盡可能的使η_a≥(0.85—0.9)η_max。

圖27 通風機實實測工況 圖28 通風機的合理工況區

1一H、Q曲線；2一效率曲線

二、通風機係統漏風的03manbetx

VENTILATOR SYSTEM' AIR INLEAKAGE ANALYZING

由於地麵風道及反風裝置不嚴密處的漏風，實測通風機的風量Q不等於井下網路的總風量Q₁，其差值Q_L為地麵風道係統的漏風量。據實測統計，QL一般為Q的5一10％，有的高達20％以上。

考慮地麵風道係統的漏風情況，可以看成二個區段並聯送行的通風係統，如圖29a所示。圖中A-C為具有風量Q₁的井下通風網路，B-C為具有漏風量為Q_L的地麵風道漏風係統。通風機的特性曲線1-1(圖29c)可用圖7所示方法抽地麵短路風試驗獲得，通風網路總特性曲線0-2可在短路試驗完成後，閉合風門2、提起風門3，帶動井下網路試驗測得。它綜合了井下通風網路及地麵風道漏風係統的特性，欲準確的了解井下通風網路及地麵風道漏風係統的真實情況，還必須求出轉換到井下網路(圖29b)的通風機轉換特性曲線3-3和井下網路特性曲線0-4及其工況II點。

圖29 考慮漏風的通風機轉換曲線

地麵風道漏風係統的特性可在通風機短路試驗時，將阻力調節裝置放在全閉狀態下(將圖7中風門2關閉)測得的通風機靜壓H_s、風量Q代入(式31)中可得：

R_L= ﴾式32﴿

式中 R_L——地麵風道漏風係統的阻力係數(kg·s²／m³)；

h_L——阻力調節裝置在全閉狀態下測得的通風機靜壓(mmH₂0)；

Q_L——阻力調節裝置在全閉狀態下測得的通風機風量(m²／s)。

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

上述地麵風道漏風測試方法比較簡便，但是沒有包括防爆門的漏風量，故存在一定誤差．一般情況下防爆門的漏風量也是不可忽略的。為此可以采用以下近似方法求得。當通風機短路試驗完畢後，帶動井下網路測試時，如圖30所示在井下總回風道Ⅳ─Ⅳ斷麵及通風機Ⅲ―Ⅲ斷麵同時測得風量Q₄與Q₃而Q₃與Q₄之差值即為包括防爆門漏風量的地麵風道係統漏風量Q。

圖30 測試係統漏風圖

1一防爆門；2、3一風門

由於受現場條件限製，欲準確地測量地麵風道係統的漏風量是比較困難，盡管如此，在通風機的測定中測量地麵風道係統的漏風量，繪製通風機的轉換特性曲線，以便較準確地測出井下通風網路實況對於加強通風管理、提高設備運轉效率、挖掘設備潛力，降低電耗都具有現實意義。

三、影響通風機效率的因素

THE INFLUENCING FACTOR OF VENTILATOR' WORK EFFICIENCY

通風機的總效率η，係由容積效率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表示由於通風機內部間隙的漏損所造成的排風量損失(∆Q)的多少。它由通風機的理論進風量Q_T與實際排風量Q之比值決定：

η_v= ﴾式34﴿

流動效率η_h表示空氣由通風機的進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表示通風機運動部分機械摩擦所造成的能量損失的多少。 現場使用的通風機效率的測定，由於受條件限製，往往較模擬試驗時多增加部分進風風峒及擴散器風峒的損失。如圖7布置測點時，實際上所測得的通風機效率值包括了氣體自I—I斷麵至Ⅱ—Ⅱ斷麵的總效率，其中包括了I---I斷麵至Ⅱ—Ⅱ斷麵區間風峒的阻力損失。

1．影響通風機容積效率的因素

影響軸流式通風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。但是由於製造誤差、運輸損傷和安裝質量，使得機殼變形，葉片碰壞及輪轂與殼體偏心，鏽蝕剝落等缺陷使得 ₁、 ₂間隙過大，造成容積效率降低。影響離心式通風機容積效率的主要因素是葉輪與螺殼內周間隙 值，如圖32所示，一般 ≤ (0．005~0.01)D，其排風量損失 Q s(0．02～0.06)Q，其容積效率 ﴾0.98—0．94﴿。

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

圖33 通風機間隙增補圖
1—導葉； 2一機殼； 3—葉片；4一增補帽；5一增補環；6—葉輪

2. 影響通風機流動效率的因素

流動效率係指氣體自通風機的進口至出口(按圖7布置測點時指自I—I斷麵至Ⅱ—Ⅱ斷麵)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機的進風口至出風口間的摩擦阻力損失，風峒變徑和轉向時的阻力損失和渦流損失，氣體進、出葉片時的撞擊損失以及由動能轉換為靜壓時的損失。這些損失中有些是不可避免的，但是由於通風機的製造、安裝、使用、維護的不盡合理，加大了上述損失，降低了通風機效率。例如進口風峒及擴散器的過於短小急彎及斷麵形狀的不合理，機件的塵垢和鏽蝕破損，葉片及整流器角度選擇的不合理，調整的不均勻以及機件和葉型的設計不合理等。值得注意的是上述各項阻力損失在通風機的合理工況區域內均與氣體的流速平方成正比例關係。因此改善通風機某些斷麵較小、風速較大的通流機件，例如軸流式通風機的前流線體、葉片、導葉、支撐體等的線型和減少損傷程度，對於提高通風機的效率具有顯著的效果。改進通風機擴散器可以更好地將通過擴散器的空氣動壓轉變為有效靜壓，提高通風機的靜壓效率。

3．影響通風機機械效率的因素

通風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，轉子不平衡，聯軸器同心度偏差及軸向間隙過小、過大，軸承間隙調整不合理，潤滑不良等，均會影響通風機的機械效率。