通风机测定结果的分析

通风机测定结果的分析

VENTILATOR'S MEASUREMENT RESULT ANALYZING

一、通风机的实测工况
VENTILATOR' FACTUAL WORK CONDITION MEASURING

通过阻力调节装置在不同开度下测得的通风机的压力H、风量Q、轴功率P_d、、效率η各值，经换算至标准状态后，在坐标纸上选用适当比例分别绘出H=f(Q)、P_d=f(Q)及η=f(Q)曲线(图26)，即为通风机在标准状态下实测的性能曲线。

图26 通风机实测性能曲线

在矿井通风网路中，矿井总负压h与通过网路的总风量Q的关系为：

h=RQ² (式31)

式中 h——在抽出式通风时指矿井网路总负压，在压入式通风时指矿井网路总全压，(mmH₂0)；

R——矿井通风网路总阻力系数(kg·s²／m³﴿

Q——矿井通风网路的总风量(m³／s)。

(式31)为通风网路特性方程式，根据此方程式绘出的曲线即为通风网路特性曲线，它是通过坐标原点的抛物线(见图27)。当通风机在该网路上工作时，显然通过网路的总风量应当等于通风机的总排风量。在抽出式通风中，通风机的静压H应等于网路的总负压h。在压入式通风中，通风机的全压H应等于网路的总全压h 。也就是说，通风机的工况应是通风机特性曲线1-1(图27)与网路特性曲线0-2的交点a，此时它所对应的风量Q_a、压力H_a、功率P_a、效率η_a即为通风机的工况特性。轴流式通风机特性曲线(图28)的最高点A的压力为H_max，其右边区段为稳定工况区域，左边区段为不稳定工况区域。通风机在不稳定区域运行时，风量和压力波动较大，设备的噪音和振动增加。严重时还可能发生事故。因此必须使H_a≤(0．9～0．92)H_max。在ac与bd区间选择工况变动范围，以保证安全可靠。但同时还要注意到通风机运行的经济性，尽可能的使η_a ≥(0.85—0.9)η_max。

图27 通风机实实测工况 图28 通风机的合理工况区

1一H、Q曲线；2一效率曲线

二、通风机系统漏风的分析

VENTILATOR SYSTEM' AIR INLEAKAGE ANALYZING

由于地面风道及反风装置不严密处的漏风，实测通风机的风量Q不等于井下网路的总风量Q₁，其差值Q_L为地面风道系统的漏风量。据实测统计，QL一般为Q的5一10％，有的高达20％以上。

考虑地面风道系统的漏风情况，可以看成二个区段并联送行的通风系统，如图29a所示。图中A-C为具有风量Q₁的井下通风网路，B-C为具有漏风量为Q_L的地面风道漏风系统。通风机的特性曲线1-1(图29c)可用图7所示方法抽地面短路风试验获得，通风网路总特性曲线0-2可在短路试验完成后，闭合风门2、提起风门3，带动井下网路试验测得。它综合了井下通风网路及地面风道漏风系统的特性，欲准确的了解井下通风网路及地面风道漏风系统的真实情况，还必须求出转换到井下网路(图29b)的通风机转换特性曲线3-3和井下网路特性曲线0-4及其工况II点。

图29 考虑漏风的通风机转换曲线

地面风道漏风系统的特性可在通风机短路试验时，将阻力调节装置放在全闭状态下(将图7中风门2关闭)测得的通风机静压H_s、风量Q代入(式31)中可得：

R_L= ﴾式32﴿

式中 R_L——地面风道漏风系统的阻力系数(kg·s²／m³)；

h_L——阻力调节装置在全闭状态下测得的通风机静压(mmH₂0)；

Q_L——阻力调节装置在全闭状态下测得的通风机风量(m²／s)。

以R_L值代入(式32)即可求得在通风机不同压力下的地面风道漏风量Q_L及其阻力特性曲线0-5。自通风机特性曲线1-1的横坐标Q中减去相同压力下的漏风量Q_L，即可得到转换至井下网路上的通风机转换特性曲线3-3，并且曲线3-3与曲线0-4的交点Ⅱ即为井下通风网路与通风机转换特性的工况点，此点的风量Q₁才是通风机实际为井下排送的风量。

上述地面风道漏风测试方法比较简便，但是没有包括防爆门的漏风量，故存在一定误差．一般情况下防爆门的漏风量也是不可忽略的。为此可以采用以下近似方法求得。当通风机短路试验完毕后，带动井下网路测试时，如图30所示在井下总回风道Ⅳ─Ⅳ断面及通风机Ⅲ―Ⅲ断面同时测得风量Q₄与Q₃而Q₃与Q₄之差值即为包括防爆门漏风量的地面风道系统漏风量Q。

图30 测试系统漏风图

1一防爆门；2、3一风门

由于受现场条件限制，欲准确地测量地面风道系统的漏风量是比较困难，尽管如此，在通风机的测定中测量地面风道系统的漏风量，绘制通风机的转换特性曲线，以便较准确地测出井下通风网路实况对于加强通风管理、提高设备运转效率、挖掘设备潜力，降低电耗都具有现实意义。

三、影响通风机效率的因素

THE INFLUENCING FACTOR OF VENTILATOR' WORK EFFICIENCY

通风机的总效率η，系由容积效率η_v，、流动效率η_b及机械效率η_m三部分组成，即

η=η_v·η_h·η_m (式33)

容积效率η_v表示由于通风机内部间隙的漏损所造成的排风量损失(∆Q)的多少。它由通风机的理论进风量Q_T与实际排风量Q之比值决定：

η_v= ﴾式34﴿

流动效率η_h表示空气由通风机的进口到出口的各项流动阻力所造成的压力损失(∆H)的多少。它由通风机的理论全压H_T与实际全压H之比值决定：

η_h= ﴾式35﴿

机械效率η_m表示通风机运动部分机械摩擦所造成的能量损失的多少。 现场使用的通风机效率的测定，由于受条件限制，往往较模拟试验时多增加部分进风风峒及扩散器风峒的损失。如图7布置测点时，实际上所测得的通风机效率值包括了气体自I—I断面至Ⅱ—Ⅱ断面的总效率，其中包括了I---I断面至Ⅱ—Ⅱ断面区间风峒的阻力损失。

1．影响通风机容积效率的因素

影响轴流式通风机容积效率的主要因素是叶片与机壳的径向间隙 ₁及轮毂的轴向间隙 ，如图31所示，一般 ₁≤(0．01～0．015)l， ₂≈0.5 ₁时，其η_v≈0.95～0．9。但是由于制造误差、运输损伤和安装质量，使得机壳变形，叶片碰坏及轮毂与壳体偏心，锈蚀剥落等缺陷使得 ₁、 ₂间隙过大，造成容积效率降低。影响离心式通风机容积效率的主要因素是叶轮与螺壳内周间隙 值，如图32所示，一般 ≤ (0．005~0.01)D，其排风量损失 Q s(0．02～0.06)Q，其容积效率 ﴾0.98—0．94﴿。

图31 轴流式通风机的间隙 图32 离心式通风机的间隙
由此可见，严格控制轮毂及叶片的间隙是提高通风机容积效率的关键。根据实验，轴流式通风机叶片的径向间隙 每增加叶片高度 的1％，则通风机效率下降2．6～3．5％，为此现场往往采取增加密封环，叶片加帽(图33)等措施，以提高通风机容积效率。

图33 通风机间隙增补图
1—导叶； 2一机壳； 3—叶片；4一增补帽；5一增补环；6—叶轮

2. 影响通风机流动效率的因素

流动效率系指气体自通风机的进口至出口(按图7布置测点时指自I—I断面至Ⅱ—Ⅱ断面)的各项流动阻力所损失能量的多少。它主要包括气体自通风机的进风口至出风口间的摩擦阻力损失，风峒变径和转向时的阻力损失和涡流损失，气体进、出叶片时的撞击损失以及由动能转换为静压时的损失。这些损失中有些是不可避免的，但是由于通风机的制造、安装、使用、维护的不尽合理，加大了上述损失，降低了通风机效率。例如进口风峒及扩散器的过于短小急弯及断面形状的不合理，机件的尘垢和锈蚀破损，叶片及整流器角度选择的不合理，调整的不均匀以及机件和叶型的设计不合理等。值得注意的是上述各项阻力损失在通风机的合理工况区域内均与气体的流速平方成正比例关系。因此改善通风机某些断面较小、风速较大的通流机件，例如轴流式通风机的前流线体、叶片、导叶、支撑体等的线型和减少损伤程度，对于提高通风机的效率具有显著的效果。改进通风机扩散器可以更好地将通过扩散器的空气动压转变为有效静压，提高通风机的静压效率。

3．影响通风机机械效率的因素

通风机的机械效率是指其机械摩擦阻力损失的多少。主要是轴承摩擦的阻力损失，但是主轴的挠曲及水平度误差，转子不平衡，联轴器同心度偏差及轴向间隙过小、过大，轴承间隙调整不合理，润滑不良等，均会影响通风机的机械效率。