CC BY
30
УДК 622.44
ОСОБЕННОСТИ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА РАБОЧИХ КОЛЕС ШАХТНЫХ ДИАГОНАЛЬНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Н. II. Косарев, М. В. Молчанов, Д. С. Долгих
Рассмотрение определение в первом приближении основных геометрических и кинематических параметров подвижных лопаточных венцов диагональных газовоздуходувных машин.
Ключевые слова: оссрадиальные воздуходувные машины, подвижные лопаточные венцы, геометрические и кинематические параметры.
The definitions is considered in the first approximation of the basic geometric and kinematic physical parameters of moving blade rims of diagonal gas-air-blowing machines.
Key words: axis-radial air-blowing machines, mobile blade crowns, geometric and kinematic parameters.
В диагональных (оссралиальных). так же как и в осевых газовоздуходувных машинах, поток на выходе из рабочего колеса является закрученным, так как он находится пол влиянием центробежных сил. Закрученный поток кроме осевой (расходной) скорости С, абсолютной скорости С, с углом между их векторами а характеризуется также переносной (тангенциальной) скоростью Си. 11ри этом вектор расходной скорости составляет с осью вращения колеса угол у (см. рисунок) (эти кинематические параметры обычно пишутся с индексом «1» на входе и с индексом «2»- на выходе из колеса).
11а элементарную частицу газа массой «7ш в таком колесе действует элементарная центробежная сила
С2 ■ 1с:а = с/т ' ь со5 у, (I)
г
где г - текущий радиус лопаточного ненца газовоздуходувной машины.
Уравнение (1) может быть также выражено через скорость закручивания Сы
С2
12)
г
Действие це»гтробежной силы сказывается двояким образом. С одной стороны, под ее влиянием частицы воздуха прижимаются к корпусу вентилятора, что способствует стабилизации течения и затягивает отрыв потока на
Схема течения воздушно по потока в диагональной газовоздуходувной машине
его поверхности. С другой стороны, центробежная сила приводит к искривлению линии тока и усиливает тенденцию к отрыву потока от втулки колеса и внутренней области венти-
лятора. Взаимодействие указанных особенностей течения потока обусловливает подходы к обоснованию всей геометрии проточной части оссрадиальных вентиляторов и в 1»ер-вую очередь профилизации их подвижных и неподвижных лопастных веннов.
Полагая проточную часть оссрадиальпой машины диагональной на участке рабочего колеса, при отсутствии закрутки потока на входе (т. с. С,. ^ 0), запишем выражение для определения удельной энергии потока газа в рабочем колесе:
Р.-Р-Уг-Съ-Рг*
С2 С2 С2
2 2 ' 2
(3)
где Р.,Р2-статическое даапение соотвстствсн-но на входе и выходе из рабочего колеса; Ц -переносная (окружная) скорость по концам лопаток на выходе из рабочего колеса оссрадиальпой машины; р - плотность воздуха.
С2
Гак как Р{ + р—= , где Рш - атмосферное давление, для наиболее часто встречающихся на практике всасывающих воздуходувных систем имеем:
Р,=ригСг. = Р2+(>& + р&-Рш, (4)
что согласуется с общей теорией воздуходувных машин [1,2].
На любом текущем радиусе г на входе в лопаточный венен оссрадиальпой машины струйка линии тока, отклоняясь под действием центробежных сил в сторону корпуса, по мере движения в осевом направлении перемещается с увеличением радиуса вращения от г до г + Аг и переносной скорости от и до
и + д и.
Необходимое приращение переносной с короста по концам лопаток можно определить:
0,5-р[(С/,+Д1/,)Р-</,']-£-О, (5)
где центробежная сило, возникающая о лопаточном венце рабочего колеса при его вращении; 5и - площадь воздействия этой силы.
После преобразований получим:
0,5 • р • Д (// + р • (У, • Д{/, - —^ = 0. (6)
и
Или относительно приращения радиуса
Дг:
0.5 • р • О)2 • Дг(2 + р • о2 • г, • Дг, —- = 0. (?)
Решение уравнений (6) и (7) может быть представлено в виде:
щ, =
; (8)
рю'
(9)
Так. например, для реализации статического давления, обусловленного центробежными силами Р^ = /Яа = 1200 Па в вагтиля-
торе ВМЭ - 8,2, необходимое приращение радиуса рабочего колеса Аг, согласно выражению (9), состаатяст 25 мм. т. с. при г, = 390 мм, г, ■ г, + Аг ■ 415 мм.
Для линии тока на входном радиусе г теоретическое статическое давление, создаваемое в рабочем колесе:
РЦ, = 0,5 р <о2((г, + Дг,): -г,2] = = 0,5р[(</,+ДУ,)*-</,']. (Ю)
С другой стороны, статическое давпение для струи тока толщиной </г на радиусе г
^ Р-С2 сову, <1г р< ц2«, совг, ¿г П г,
(И)
Если исходить из всего обьема массы воздуха, находящегося одновременно в лопаточном венце машины, то приращение статического давления, обусловленного воздействием центробежной силы:
о-У С2
Г»А
(12)
где Ут - объем воздуха в лопаточном венце; гр - радиус колеса в его среднем сечении; у ^ - угол линии тока в сечении лопаток на радиусе г
Или
где b(p - ширина лопаток рабочего колеса ка радиусе г^; в - угол установки лопаток; О, — геометрический угол профиля лопатки на радиусе г^.
Уточнение ширины лопаток по всей их высоте и окончательная профилизация лопаток осуществляются на основе зависимости С^-Лг).
В работе (2) было сформулировано условие полного использования центробежных сил в рабочем колесе оссрадиальных машин в следующем виде:
Си = cons! >/г, (К)
где const - постоянная для конкретного типоразмера машины величина.
Или по аналогии формы записи условия обеспечения радиального равновесия в осевых машинах
Cj, r^5 = const. (15)
Следовательно, скорости закручивания в лопаточных венцах осерадиальных машин должны изменяться пропорционально квадратному корню из радиуса рабочего колеса, что и должно быть положено в основу теории и практики их аэродинамического расчета.
Решение уравнений (6) и (7) относительно Дг и Д(/ дает возможность обоснования необходимого для реализации статического давления Р а, обусловленного центробежной силой Fa, выходного радиуса рабочего колеса г, = г, + Дг. Кроме того, по установленной в первом приближении ширине лопаток Ьа может быть определён угол раскрытия корпуса ук вентилятора на участке рабочего колеса по выражению 5тув= Дг/Ья> или при заданном значении угла ув может быть определена ширина лопатки Ь = Лг/эту^. На основе оптимального соотношения углов раскрытия втулки уи и корпуса ук, т. е. ут/уш может быть определено значение параметра уп.
Таким образом, на основе изложенного могут быть определены в первом приближении и установлены практически все основные геометрические и кинематические параметры подвижных лопаточных венцов диагональных шахтных вентиляторов.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Бруси.човский И. В Аэродинамика осевых вентиляторов. М.: Машиностроение. 1984. 240 с.
2. Жу.махов И. А/. Насосы, вентиляторы и компрессоры. М.: Углетехиздат. 1958. 520 с.
3. Тимухин С. А., Копач ев В. Ф. Каргин И. В. Основы теории аэродинамического расчета шахтных оссрадиальных вентиляторов П Изв. вузов. Горный журнал. 2010. № 8. С. 108-110.
УДК 622.235.5
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЕЙСТВУЮЩИХ НАГРУЗОК НА АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ЛИСТОВЫЕ ЛОПАТКИ ПОСЛЕ ДЕТОНАЦИИ НАКЛАДНЫХ ЗАРЯДОВ ВЗРЫВЧАТЫХ ВЕЩЕСТВ
С. П. Тарасов
При велении буровзрывных работ на бортах и дне карьера образуются негабариты, что влияет на производительность карьера и в целом »и добычу полезного ископаемого. Одно из решений этой проблемы -создание защитного устройства для безопасного разрушения негабаритов.
Кпочевые счова: защитное устройство, негабарит, вторичное дробление, спецтехника, аэродинамическая лопатка, взрыв горных пород, разработка карьеров, шпуры, взрывчатое вещество.
