CC BY
20
УДК 622. 44
С. С. Шаитарин, С. А. Тимухнн, В. А. Иванов
ТЕОРЕТИЧЕСКИ Г ПРЕДПОСЫЛКИ СОЗДАНИЯ ШАХТНЫХ ОСЕ-РАДИАЛЬНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ НОВОГО ПОКОЛЕНИЯ
Современная система добычи полезных ископаемых подземным способом невозможна без эффективного проветривания горных выработок. Для этой цели на горных предприятиях в настоящее время применяют осевые и центробежные вентиляторы.
Каждый тип вентиляторов имеет свои принципиальные достоинства и недостатки. 'Гак, например. вентиляторные установки с центробежными вентиляторами требую! меньших эксплуатационных расходов за счет более высокого КПД. При этом вентиляторы данного принципа действия развивают существенно более высокое статическое давление по сравнению с осевыми вентиляторами такого же диаметра рабочего колеса и имеют лучшие акустические характеристики.
Существенным недостатком центробежных вентиляторов является сложность их реверсирования и вызванная этим необходимость использования системы обводных каналов и ляд.
Не имеют этого недостатка вентиляторные установки с осевыми вен тля юрами, позволяющие производить реверс струи обратным вращением привода вентилятора. Отсутствие системы обводных каналов и ляд на таких вентиляторных установках позволяет существенно снизить капитальные затраты при их строительстве.
Следует отметить, что конструктивное совершенствование традиционных типов воздуходувных машин, центробежных (радиальных) и осевых, практически исчерпало свои потенциальные возможности, и в настоящее время одним из основных направлений дальнейшего развития вентиляторостроения является ориентация на создание машин смешанного принципа дейс1вия. объединяющих конструктивные преимущества обоих типов машин.
Первоначальным этапом решения данной проблемы является разработка методов оптимизации геометрических и кинематических параметров вентиляторов, требующих соответствующих теоретических обоснований.
Одним из вариантов перспе-стивной в горном деле конструкции вентиляторов смешанного принципа действия является осс-радиальный вентилятор (рис. 1).
Конструктивной базой такой машины является осевой вентилятор с современной аэродинамической схемой. Более высокие аэродинамические и энергетические показатели достигаются в предложенной конструкции за счет соответствующей формы корпуса и втулки вентилятора в области рабочего колеса и спрямляющего аппарата, что даст возможность использовать радиальное давление, возникающее вследствие радиального смещения потока в процессе его закручивания в рабочем колесе.
Повышение КПД вснтилятс-ра достигается за сче" снижения потерь, т. к. в этом случае форма проточной части вентилятора соответствует траектории смещения потока воздуха в рабочем колесе и спрямляющем аппарате.
Таким образом, для оптимизации конструкции геометрической формы втулки и корпуса вентилятора в районе рабочего колеса и спрямляющего аппарата необходимо установить закон движения (смещения) потока воздуха в радиальном направлении, который, в свою очередь, зависит от текущего значения радиальной скорости смещения потока-
VI
(I)
Рис. I. Схема предложенной конструкции вентилятора осе -радиальною тина
где Ь^х - величина радиального смещения потока в текущий момент за бесконечно малый отрезок времени, м; ¿р, - величина радиального смещения потока за интервал времени от начала динамического взаимодействия частицы в потоке до рассматриваемого момента времени, м: геку-
тес значение скорости радиального смещения потока, м/с; ск - бесконечно малый промежуток времени, с.
Текущее значение центробежной силы, действующей на поток воздуха в межлопаточном канале. описывается выражением
Р -г,-су
где р - плотность воздуха, кг/м '; Уль - объем воздуха в лопаточном венце рабочею колеса. м\ Си, - текущее значение скорости закручивания потока, м/с; - средний радиус лопаток рабочею
колеса, м.
Значение радиальной скорости смещения потока ( ) па бесконечно малом отрезке времени зависит от текущего значения центробежной силы, действующей на поток воздуха в межлопаточном канале, и описывается выражением
= * • (3)
Подставив в выражение (3) значение (2). получим выражение для расчси* 1ск\ шею течения радиальной скорости смещения потока в зависимости от скорости закручивания потока на различных участках аэродинамического взаимодействия лопаток РК или С А с потоком
9.^- С. Н>
Р<
где Си, - текущее значение скорости закручивания потока, м/с; ЛсР- средний ралиус лопаток рабочею колеса, м; (II - бесконечно малый промежуток времени, с.
Современное состояние теории работы турбомашин не позволяет аналитически разработать методику расчета геометрических и аэродинамических параметров вентилятора принципиально новой конструкции вследствие большего числа принятых допущений.
Например, допущение в теории о бесконечно большом количестве лопаток рабочего колеса предполагает, что поток воздуха при взаимодействии с лопатками мгновенно приобретает скорость закручивания, равную окружной скорости лопаток рабочего колеса, при этом углы входа и выхода потока полностью соответствуют углам установки лопаток на входе и выходе из рабочего колеса. Это обстоятельство полностью исключает возможность установления закона изменения скорости закручивания потока в различные моменты времени на базе "классической теории г>р-бомашин".
Одним из направлений дальнейшего совершенствования методики расчета и оптимизации различных аэродинамических, геометрических и кинематических параметров является рассмотрение не относительных и абсолютных скоростей движения потока, а сил, их вызывающих, применительно к действительному рабочему колесу турбомашины.
Вариантом реализации данного подхода является рассмотрение пошагового преобразования аэродинамических параметров при динамическом взаимодействии лопаток рабочего колеса и спрямляющего аппарата с потоком. Для этого процесс взаимодействия колеса с поюком разбивается на бесконечно малые интервалы времени (<//) и рассматривается пошаговое преобразование аэродинамических параметров потока при прохождении рабочего колеса и других элементов конструкции. При этом рассматривается частица воздуха элементарного обт>ема. движущаяся в потоке воздуха.
В теорию турбомашин вводится принципиально новый фактор - фактор времени взаимодействия элементарной частицы, движущейся в потоке текучего, с лопатками рабочего колеса и спрямляющего аппарата.
Начальными условиями в расчете будут соотношения
Г-0; Гс. = 0,
где Т и Г« - текущее время взаимодействия элементарной частицы в потоке с лопатками рабочего колеса и спрямляющего аппарата, с.
Условие завершения расчетов скорости закручивания потока при динамическом взаимодействии с лопатками рабочего колеса описывается выражением
Я-мп(0у)
Т + Жк-----(:>)
Са
а условие завершения расчетов скорости раскручивания потока при динамическом взаимодействии с лопатками спрямляющего аппарата - выражением
Вса Мвуса )
са са _
Са
(6)
где В и В^ - ширина лопаток рабочего колеса и спрямляющего аппарата, м; и - углы
установки лопаток рабочего колеса и спрямляющего аппарата, град.: Са - скорость движения потока воздуха, м/с; <// и с//« - бесконечно малый интервал времени динамического взаимодействия лопаток рабочего колеса и спрямляющего аппарата с потоком воздуха, с.
Са Д Са ■ Д
где Д - количество вычислений (Д = 10? + 106).
Методика пошагового определения аэродинамических параметров позволяет установить закон изменения скорости закручивания потока при динамическом взаиуодействии с лопатками рабочего колеса и спрямляющего аппарата, зависящий не только от геометрических и кинематических параметров принятого за основу осевого вентилятора, но и от режима его работы.
Графический закон изменения скорости закручивания потока на среднем радиусе лопаток при взаимодействии с лопатками рабочего колеса и спрямляющего аппарата на примере осевого вентилятора ВОК-1.5 при 0%. = 30° и (Л- = @ном показан на рис. 2.
Си.
0.005 0.01 7, с
Рис. 2. Зависимости изменения скорости закручивания потока при прохождении: а - рабочего колеса: б - спрямляющего аппарата
Следует заметить, что закон изменения скорости закручивания потока при прохождении потоком проточной части турбомашин зависит не только от конструкции вентилятора и его кинематических параметров, но и от режима его работы.
Характер изменения скорости закручивания потока при динамическом взаимодействии потока с лопатками РК и СА обусловливает оптимальную нелинейную геометрическую форму втулки и корпуса (см. рис. 1, ЗХ
Рис.3. Оптимальная форма корпуса вентилятора в области: а - рабочего колеса; б - спрямляющего аппарата
Применение методики пошагового расчета выходных параметров турбомашин на основе метода конечных элементов изначально предполагает проведение расчетов с помощью ЭВМ.
Рассмотрение динамических процессов в лопаточном венце рабочего колеса позволяет определить нагрузку на лопатках РК от действия аэродинамических сил. что дает возможность аналитическим путем получать характеристики входной мощности турбовоздуходувных машин.
Таким образом, уточнение основных принципов существующей теории турбовоздуходувных машин, введение дополнительного, принципиально нового фактора времени, рассмотрение пошагового преобразования аэродинамических параметров даст возможность расширить область применения теории турбомашин, что в конечном итоге позволит создать более высокоэффективные вентиляторы нового поколения.
УДК 622.24.05.055
И. Г. Макаров
АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЦЕССА БУРЕНИЯ С ЦЕЛЬЮ ЕГО ОПТИМИЗАЦИИ
Работы по созданию автоматизированных систем управления процессом бурения и оптимизацией технологических параметров ведутся не одно десятилетие. Подобные системы позволят облегчить труд бурильщика, снизить количество аварийных ситуаций, рационально отрабатывать породоразрушающий инструмент. Оптимизация технологических параметров при строительстве скважин позволит уменьшить затраты, связанные с потреблением электроэнергии, с простоями из-за аварий и их устранением.
С увеличением добычи нефти и газа в последнее десятилетие актуальность данной проблемы возросла. Вместе с этим произошло усовершенствование бурового оборудования, например, ОАО «Уралмаш» выпускает кустовые блочно-модульные буровые установки, мобильные на
