Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса 9
1.1. Анализ параметров и конструкций вентиляторных установок главного проветривания 9
1.2. Анализ технологий строительства вентиляторных установок главного проветривания 25
Выводы, цель и задачи исследований 27
2. Определение аэродинамических сопротивлений вентиляторных установок главного проветривания 28
2.1. Общие положения 28
2.2. Аэродинамические схемы малогабаритной вентиляторной установки ВЦЦ-31,5М2 и ее модели 28
2.2.1. Методика аэродинамических испытаний модели вентиляторной установки ВЦД-31,5М2 30
2.2.2. Методика аэродинамических испытаний входной части вентиляторной установки 34
2.2.3. Результаты испытания модели входной части вентиляторной установки 37
2.2.4. Испытания модели вентиляторной установки ВЦЦ-31,5М2 43
2.3. Аналитические и экспериментальные исследования аэроди намической схемы вентиляторной установки ВЦ-15 50
2.3.1. Аэродинамические исследования коробки реверса 52
2.3.2. Аэродинамические исследования вентиляторной установки с параллельно работающими вентиляторами. 63
Выводы з
3. Обоснование параметров вентиляторных установок главного проветривания 80
3.1. Выбор компоновочной схемы вентиляторной установки 80
3.2. Выбор аэродинамической схемы проточной части вентиляторной установки 82
3.3. Выбор геометрических параметров проточной части вентиляторной установки 86
3.4. Аналитические исследования аэродинамических параметров проточной части вентиляторной установки 88
3.5. Аэродинамические характеристики вентиляторной установки 91
3.6. Основные компоновочные и конструктивные различия вентиляторных установок нагнетательного и всасывающего действия 93
Выводы 95
4. Разработка технических решений по совершенствованию конструкций и технологии строительства вентиляторных установок 96
4.1. Технические решения по элементам вентиляторной установки 97
4.2. Технические решения по технологии строительства вентиляторной установки 4ВЦ-15 116
4.3. Технико-экономические показатели применения и строительства разработанной вентиляторной установки 123
Выводы 128
Заключение 129
Список использованных источников.. 131
- Анализ технологий строительства вентиляторных установок главного проветривания
- Аэродинамические схемы малогабаритной вентиляторной установки ВЦЦ-31,5М2 и ее модели
- Выбор аэродинамической схемы проточной части вентиляторной установки
- Технические решения по технологии строительства вентиляторной установки 4ВЦ-15
Анализ технологий строительства вентиляторных установок главного проветривания
Существенным недостатком вентиляторных установок с центробежными вентиляторами являются также большие габариты, требующие больших площадей застройки. Это существенно в условиях стесненной шахтной поверхности, когда в отдельных случаях для строительства установок приходится разрушать действующие здания и сооружения и переносить коммуникации.
Таким образом, для вентиляторных установок с центробежными вентиляторами актуальными являются вопросы дальнейшего повышения эффективности работы установок в процессе их эксплуатации и совершенствования объемно-планировочных и конструктивных решений, направленных на дальнейшее снижение строительных объемов, стоимости и сроков строительства.
Совершенствование шахтных вентиляторных установок главного проветривания в последние 15-20 лет осуществлялось, в основном, в направлении упрощения аэродинамических схем и уменьшения строительных объемов с целью достижения большей компактности установок и снижения затрат на их сооружение.
Разработкой и совершенствованием компоновок вентиляторных установок посвящены работы институтов ИГД СО РАН, КузГТУ, Свердловская ГГГА, Кузниишахтострой, Донгипрошахт, Донгипроуглемаш, ПО «Донецк-гормаш», МакНИИ, НИИГМ им. М.М.Федорова, Южгипрошахт и других институтов и организаций,
Вопросам совершенствования вентиляторных установок главного проветривания посвящены работы В.И.Астапина [45], Г.А.Бабака [1-13], Р.Л.Балюка [31], Ф.Я.Безеля [20,23], К.П.Бочарова [4], А.Т.Волхова [4], Л.Я.Гимельшейна [14,15,16], Н.М.Горбатенко [47], И.С.Денисова [6], С.И.Демочко [39,42], В.М.Еремеева [25], И.А.Ермилова [46], А.А.Жеребцова II [18-23, 65-67], Р.В.Зубова [24], И.Е.Идельчика [43,44], В.В.Кара [26], И.О.Керстена [27], И.В.Клепакова [5,22], В.И.Ковалевской [2,28,40], Е.С.Коноплева [48], И.В.Кошеля [29], А.В.Кузнецова [39,42,47,49,50], В.М.Кузнецова [30], В.А.Левина [18,19,22], Е.М.Левина [1,17], Ю.Д.Лютова [31,54], В.Г.Макодзеба [6], Е.М.Малянина [32], Э.С.Мариновского [10,11,12], И.И.Михеева [33], Б.А.Носырева [34], Т.В.Павленко [19,21], В.В.Пака [1,2,35-38], В.М.Паленова [52], В.И.Петрова [45,51,52], В.Ф.Сенникова [53-55], В.А.Спивака [40], Ю.В.Суслина [39], В.П.Сысоева [41], В.П.Тарусина [7,8], А.Г.Устимова [20,22,23], И.С.Фрейдлиха [14,15,16], В.В.Хиценко [30,56], а также зарубежных авторов [85-89].
Многие годы совершенствование вентиляторных установок шло по пути улучшения характеристик вентиляторов: увеличивали производительность, давление, к.п.д., улучшали аэродинамические и акустические характеристики. В то же время анализ традиционных решений компоновки вентиляторных установок показал их существенные строительные и эксплуатационные недостатки.
Например, нагнетательные вентиляторные установки с осевыми вентиляторами в традиционном объемно-планировочном решении имеют последовательное расположение калориферного и вентиляторного помещений, глубоко расположенные обводные каналы из монолитного железобетона, что не обеспечивает их индустриальное строительство. К основным недостаткам традиционных технических решений этих вентиляторных установок на наш взгляд необходимо отнести следующее: - сложный продольный профиль всасывающих каналов, большая глубина их заложения, большая высота фундаментов под оборудование и здание, что вызывает большой расход материалов и трудоемкость возведения; - последовательное расположение калориферного и вентиляторного помещений предопределяет значительную протяженность всасывающих каналов; - большая площадь застройки вентиляторной установки затрудняет возможность рационального расположения ее относительно вентиляционного ствола в стесненных условиях промплощадки; - большие аэродинамические потери в калориферной и подводящем канале из-за необходимости поворотов потока, сужений и расширений каналов. Эти и другие недостатки достаточно подробно изложены в работе [31].
Необходимость постоянной подачи воздуха в шахту (определяемой, главным образом, количеством выделяемого из угольных пластов метана и количеством работающих под землей людей) и требованием правил техники безопасности к реверсированию воздушной струи в случае возникновения аварийной ситуации определяют основные требования к вентиляторной установке главного проветривания [68]: - наличие резервного вентилятора и средств быстрого переключения работы с рабочего вентилятора на резервный; - возможность реверсирования воздушной струи в вентиляторной установке; - необмерзаемость переключающих устройств, особенно в местах уплотнений. По мере отработки вышележащих пластов и горизонтов и переходом угольных шахт на более глубокие горизонты, значительно увеличивается шахтная вентиляционная сеть, растет ее аэродинамическое сопротивление, увеличивается выделение метана из угольных пластов. Эти изменения требуют от вентиляторной установки главного проветривания все более высоких параметров вентиляции: производительности (количество подаваемого воздуха Q, м3/с) И напора (давление нагнетания Р, Па). Это положение иллюстрирует рис. 1.1.
Из-за повышенных аэродинамических параметров на глубоких шахтах (Ростовский, Воркутинский угольные бассейны и Юг Кузбасса) все большее применение находят мощные центробежные вентиляторы двустороннего всасывания типа ВЦД.
Аэродинамические схемы малогабаритной вентиляторной установки ВЦЦ-31,5М2 и ее модели
При продувке модели входной части вентиляторной установки было установлено, что показания микроманометров, подключенных к камере и соплу, сильно колеблются, что свидетельствует о неустойчивом характере потока. Исследование потока на выходе из входных патрубков модели входной части вентиляторной установки показало, что он неустойчив и скошен, что встречные потоки, выходящие из входных патрубков, влияют друг на друга и искажают поле скоростей на выходе из входных патрубков. В связи с этим модель входной части вентиляторной установки имеет большой коэффициент потерь, равный = 0,8-1,1 (рис. 2.6, линия 1). Из рисунка виден большой разброс точек, несмотря на то, что показания по микроманометрам при испытании осреднялись. Для исключения взаимовлияния встречных неустойчивых потоков, выходящих из входных патрубков, посредине расстояния между ними был установлен диск диаметром 500 мм. Установка диска привела к резкому уменьшению пульсаций потока и к снижению коэффициента потерь, который уменьшился до 4 = 0,28-0,44 (рис. 2.6, линия 2).
Зависимость коэффициента потерь С модели входной части вентиляторной установки от числа Re: 1 - при отсутствии диска и разделяющей вставки между входными патрубками; 2 - при наличии диска и отсутствии разделяющей вставки между входными патрубками; 3 - при наличии диска и разделяющей вставки между входными патрубками Величина коэффициента потерь зависит от числа Ле, с увеличением которого она уменьшается.
Входная часть вентиляторной установки имеет расширяющееся колено, в котором поток отрывается от стенок, что приводит к дополнительным потерям давления. Перед входом во входные коробки поток вынужден преодолеть сопротивление разделительной стенки, перпендикулярной потоку. Для уменьшения потерь давления во входной части вентиляторной установки нами предложена разделяющая вставка (рис. 2.5), после установки которой устранено расширение сечения колена на повороте и внезапное сужение при переходе потока из колена во входной части коробки. После установки разделяющей вставки коэффициент сопротивления входной части вентиляторной установки уменьшился примерно на 0,02 и составляет в пределах чисел е = (1,2-2,7)105; = 0,26-0,42 (рис. 2.6, линия 3).
Для определения основных источников потерь давления была испытана модель тройника с коленом и разделяющей вставкой (рис. 2.7). Коэффициент потерь давления в тройнике с коленом, определенный скорости в сечении выхода из тройника, составил = 0,25 (рис. 2.8). Если отнести его к динамическому давлению, подсчитанному по средней скорости в узком сечении входного патрубка, то коэффициент потерь тройника с коленом составит С2 F2 0 02862 1 =1- = 0,25 = 0,,2- = 0,022 0,03 . (2.11) СІ F2 0,0874 Анализ потерь давления во входной части вентиляторной установки показывает, что основная часть потерь давления происходит за тройником. Она составляет примерно 90 % всех потерь. Это потери во входной коробке. В литературе имеются данные о коэффициенте потерь по отношению к динамическому давлению, подсчитанному по средней давления во входной коробке совместно с входным патрубком, который для применения в данном случае входной коробки составляет = 0,15. Однако этот коэффициент потерь определен по отношению к действительному динамическому давлению потока, определенному измерением показаний пневмометрических насадок, а не к расчетному по средней скорости потока в узком сечении входного патрубка. S70
Для определения влияния диска, установленного посредине между выходными отверстиями входных патрубков, на коэффициент потерь давления входной части вентиляторной установки каждая из двух ветвей отделялась перемычкой на входе в том месте, где начинается разделяющая вставка. При этом определялся коэффициент потерь давления каждой ветви входной части вентиляторной установки. Из рис. 2.9, линия 1 видно, что при расстоянии между диском и выходным отверстием, равным 0,67 от диаметра выходного отверстия, коэффициент потерь давления левой ветви составляет = 0,16-0,32. При увеличении этого расстояния до 1,1 коэффициент потерь давления этой ветви уменьшился до = 0,12-0,25 (рис. 2.9, линия 2), то есть снизился на 25%.
Выбор аэродинамической схемы проточной части вентиляторной установки
Аэродинамические исследования коробки реверса проводились в комплексе с примыкающими к ней входными и выходными элементами: всасывающими и переходными патрубками.
Прямая работа. Схема модели коробки реверса для режима «прямая работа» приведена на рис. 2.16. В целом, коробка состоит из всасывающего и нагнетательного трактов, разделенных лядой. В свою очередь всасывающий тракт включает в себя всасывающий патрубок I с коллектором, поворотное колено 2 и переходный патрубок 3. Нагнетательный тракт включает в себя переходный патрубок 4, поворотное колено 5 и выходной патрубок 6.
При движении воздуха по коробке реверса имеют место потери давления за счет аэродинамических сопротивлений во всасывающем и нагнетательном трактах. Потери давления в коробке реверса при прямой работе равны ДРк = ЛРквс + ДРкнаг , (2.13) где АРквс - потери давления во всасывающем тракте; АРкнаг - потери давления в нагнетательном тракте. Рис.2.16. Схема коробки реверса: 1 - всасывающий патрубок; 2, 5 - поворотное ккоенно 3, 4 - переходной патрубок; 6 - выходной патрубок Аэродинамическая эффективность коробки реверса оценивается коэффициентом потерь и определяется по формуле: %к = АРк/Рйв, (2.14) где PdB := в pv, динамическое давление в выходном сечении вентилятора, Па. Здесь VB - скорость воздуха в выходном сечении вентилятора; р = 0,122 кгсс /м - плотность воздуха при нормальных условиях. Таким образом ф = АРк / PdB = ДРквс с PdB + +Акнаг г /Pd B квс + к аг, где квс - коэффициент потерь всасывающего тракта; фшаг - коэффициент потерь нагнетательного тракта. Аэродинамические исследования коробки реверса проводились на модели, выполненной в масштабе 1:20 в два этапа: - продувка на аэродинамическом стенде всасывающего тракта коробки реверса и определение его коэффициента потерь ( квс; - продувка нагнетательного тракта коробки реверса и определение его коэффициента потерь кнаг.
Схема аэродинамического стенда, на котором проводились исследования всасывающего тракта коробки реверса, приведена на рис. 2.17. Аэродинамический стенд состоит из измерительной камеры I, вентилятора наддува 2, измерительного коллектора 3, микроманометров 4, подсоединенных соответственно к камере и коллектору. При этом всасывающий патрубок коробки реверса 5 был вставлен в измерительную камеру I.
Вентилятор наддува 2 с регулируемым приводом обеспечивал продувку модели с различной скоростью перемещения воздуха. С помощью измерительного коллектора 3 по перепаду давления между ним и атмосферой, измеряемого микроманометром 4, определялся расход воздуха. С помощью измерительной камеры I по перепаду давления между камерой и атмосферой, измеряемого микроманометром 4, определялись полные и внутренние потери давления в тракте исследуемой модели.
Исследования проводились при изменении скорости потока в достаточно широком диапазоне, что соответствовало диапазону изменения числа Рейнольдса Ре = (0,8 - 2,4) 10 , подсчитанного при данной скорости и боковой стороне всасывающего патрубка 0,16 м по формуле: е=— = К.0,16/14,5-10-6=0,11-10 К, (2.15) где V - скорость потока в камере, м/с; в - боковая сторона всасывающего патрубка, м. При определении коэффициента потерь всасывающего тракта коробки реверса (прямая работа) ее всасывающий патрубок был вставлен в измерительную камеру 1 стенда (рис. 2.17). При этом потери давления во всасывающем тракте равны АРквс = Ркам - PdF5 , (2.26) где Ркам - измеряемый перепад давления между камерой и атмосферой; PdF5 - динамическое давление в выходном сечении переходного патрубка. Ркам = Якам /мкам Ямкам Ку , где Якам - показания микроманометра; /мкам - коэффициент наклона микроманометра; Ямкам = 1,0 - поправочный коэффициент микроманометра; Ку - поправочный коэффициент отклонения удельного веса спирта где V5 - скорость воздуха на выходе из переходного патрубка (рис. 2.17)) V5 = QKOJI/F5, где Окоп - расход воздуха, м3/с; F5 - площадь сечения переходного патрубка, м2. Расход воздуха определяется по коллектору 2/7кол-/мкол-#мколлУ кол = а Ркол J , V Р где а = 0,0985 - коэффициент коллектора; FKCXJI - площадь коллектора; /гкол - показания микроманометра; /мкол - коэффициент наклона микроманометра; Км, Ку - поправочные коэффициенты по микроманометру и спирту. Динамическое давление в выходном сечении вентилятора равно /Мв= -, (2.17) VB=V4 = QKOJI/F4, где F4 - площадь выходного сечения вентилятора. В результате соответствующих преобразований выражение для определения коэффициента потерь іквс всасывающего тракта коробки реверса при прямой работе одного вентилятора имеет вид 1ккв=Якам-/мкам/ 2 (Ъ? «2/7кпп-/мкпп Ч кол KF$J При параллельной работе двух и трех вентиляторов коэффициенты потерь всасывающего тракта составят соответственно квс = 4іквс; $квс = 9іквс. (2.19) При этом число Рейнольдса определяется из формулы р ВП пш ,п5 /I : Z zoom Re = —- = 0,304 10 д/Аїкол школ Кмкол К/ (2.20) Зависимости іквс, квс, фквс от числа Рейнольдса для всасывающего тракта приведены на рис. 2.18. Как видно из рис.2.18, а, коэффициенты потерь квс практически не зависят от числа Рейнольдса, т.е. от скорости потока воздуха в каналах установки и составляют: іквс = 0,024; 2квс = 0,098; квс = 0,22.
Для определения потерь давления ДРкнаг и коэффициента потерь фснаг нагнетательного тракта нагнетательный переходной патрубок с приклеенным к нему тарированным коллектором был вставлен в измерительную камеру стенда. 2.2 Re 10
Технические решения по технологии строительства вентиляторной установки 4ВЦ-15
Исходя из принципа изменения направления воздущного потока, заложенного в техническом решении реверсирования вентиляционной струи в установке, коробка реверса принята прямоугольной формы со сторонами, относящимися как 1:2:2, и поставленная вертикально на узкую грань (см. рис. 3.3). Такая форма коробки в сочетании со встроенной в ее срединном сечении поворотной лядой позволяет обеспечить одинаковые площади поперечных сечений воздушных полостей и площадей входных и выходных окон. При этом форма сечений полостей и окон будет квадратная со стороной, равной VF=VT0 = 3,2м. Тогда геометрические размеры коробки реверса в чистоте составят 3,2 6,4 ,4 м. Геометрические размеры коллекторных каналов При выборе формы и геометрических размеров каналов всасывающего и нагнетательного трактов учитывались размеры и форма реверсивной коробки, конструктивные особенности вентиляторов и аэродинамические факторы.
С учетом площади поперечного сечения (10 м") и названных факторов приняты прямоугольная форма каналов со следующими размерами поперечных сечений: высота 2,2 м, ширина 4,5 м.
Соединение каналов с соответствующими окнами коробки реверса осуществляется переходниками коробчатой формы длиной 5 м для перехода от прямоугольного сечения с размерами 2,2x4,5 м на квадратное с размерами 3,2x3,2 м. Угол между осями канала и соответствующего переходника составляет 18". Геометрические размеры соединительных патрубков Размеры соединительных патрубков определяются с одной стороны размерами всасывающих и выхлопных окон вентиляторов и с другой - размерами коллекторных каналов.
В целях обеспечения минимальных потерь давления в местных сопротивлениях патрубки имеют форму плоских диффузоров (конфузоров) с щириной поперечного сечения, равной ширине окна вентилятора, и переменной высотой. В месте сопряжения диффузора с каналами его высота равна высоте канала (2,2 м). При длине патрубков от 3 до 5 м углы раскрытия (сужения) составляют: всасывающего патрубка - 3-4", нагнетательного- 12-16".
Таким образом, размеры входных и выходных сечений соединительных патрубков составляют: всасывающего -2,2х 1,05 м и 1,94x1,05 м; нагнетательного- 1,17x1,0 м и 2,2x1,0 м. Шахтные вентиляторные установки являются крупными потребителями электроэнергии. Поэтому вопрос экономичности их работы является одним из главных.
Экономические показатели вентиляторных установок определяются не только конструктивными особенностями вентиляторных агрегатов, но также качественными показателями воздуховодов (каналов), соединяющих их с шахтной вентиляционной сетью. Основной качественной характеристикой воздушных каналов является их аэродинамическое сопротивление, вызывающее потери полного давления (энергии), развиваемого вентилятором. На величину потерь полного давления в воздушном потоке влияет множество различных факторов, главными из которых являются скорость движения воздуха, качество поверхности стенок каналов (степень шероховатости) и местные сопротивления вдоль потока (расширения, сужения, повороты, слияние, разделение струй и др.).
Потери энергии потока, вызванные действием указанных факторов, неизбежны и поэтому при проектировании вентиляционных установок необходимо предусматривать такие аэродинамические формы и элементы воздуховодов, которые обеспечивают минимум этих потерь.
В практике проектирования новых вентиляционных систем широко применяется метод аэродинамического моделирования как отдельных элементов, так и систем в целом. Необходимость специального оборудования и измерительной базы делают возможным выполнение таких работ только в специализированных организациях (НИИГМ им. М.М.Федорова, г. Донецк; НИИПП «Турмаш», г. Артемовский и др.).
С учетом ранее выполненных исследований и имеющегося в Кузбассе опыта строительства и эксплуатации вентиляторных установок с совместно работающими вентиляторами ВЦ-15 или ВЦ-16 принят метод аналитического расчета аэродинамических параметров вентиляторной установки с последующими натурными аэродинамическими испытаниями экспериментального образца установки. Расчет выполнен по известным методикам расчета гидравлических сопротивлений [44].
Расчеты выполнены для двух вариантов компоновки, отличающихся углами расположения между осями соединительных патрубков и каналов в плане: - вариант 1 - 45; - вариант 2-90". Аэродинамическую схему вентиляторной установки с центробежными вентиляторами для удобства расчета можно рассматривать как два отдельных тракта: - всасывающий тракт, подводящий поток воздуха к всасу вентилятора; - нагнетательный тракт, отводящий поток от вентилятора. Общее сопротивление сети (потери полного давления) складывается из сопротивления всасывающей и нагнетательной сторон. Поскольку установка предназначена для работы как в качестве нагнетательной, так и всасывающей, в расчетах принят воздух при нормальном атмосферном давлении Ра - 101325 Па, температуре +20 "С, плотностью р = 1,2 кг/м3 и кинематической вязкостью v = 1510"6 м2/с.
