锋速达通风降温系统
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安徽负压风机“瘦身”集流器和扩压器对轴流通风机性能的影响DFBZ
摘要：叙述了轴流通风机集流器和扩压器的设计及其合理的几何参数；分析了减小集流器和扩压器尺寸对轴流通风机性能的影响，提出了相应的对策。
关键词：轴流式通风机；集流器；扩压器；性能
中图分类号：TH432.1 文献标识码：B
The Effects of “Downsizing” Set Converter and Diffuser on Axial-flow Fan Performance
Abstract: This paper has specified the design of converter and diffuser of axial-flow fan and its reasonable geometry parameters. The effects of downsizing set converter and diffuser on axial-flow fan performance are analyzed and the relevant countermeasures are pointed out.
Key words: axial-flow fan; collector; diffuser; performance
0 引言
随着煤矿用轴流主通风机市场竞争的不断加剧，为降低成本、方便运输，有的生产企业竟然对集流器和扩压器的几何尺寸进行“瘦身”处理。所谓“瘦身”，就是与合理的几何参数相比，将集流器进口直径减小、长度加大；将扩压器出口直径减小，长度亦减小。这种作法显然是不妥的。对此，笔者认为，有必要再述集流器的合理几何参数和扩压器的正确设计，指出“瘦身”处理对轴流通风机性能的影响，并提出相应的对策。
1 集流器几何参数及其对风机性能的影响
集流器是轴流通风机重要的辅助部件。集流器有圆弧型和圆锥型两种，见图1a和图1b。
文献[1]给出了圆弧型和圆锥型集流器对压力损失的影响，见图2。
从图2看到：
（1） 圆弧型集流器压力损失最小，当r/d≥0.2时，Kx≈0.03；
（2） 对于圆锥型集流器θ=30°时，压力损失最小，当L/d≥0.25时，Kx≤0.15；
（3） 两种集流器相比，圆弧型的压力损失最小，但制造较为复杂。
根据上述试验结果与分析，得出集流器合理几何参数为
圆弧型：
r=0.26d ，L=0.2d，d’=1.2d ；
或 r=0.30d，L=0.25d，d’=1.3d。
圆锥型：
θ=30°，L=0.25d（即d’=1.29d），△=0.04d 。
目前，国内企业大都设计、制造圆锥型集流器。经“瘦身”处理的圆锥型集流器的几何参数为L=（0.40～0.45）d， d’=（1.15～1.20）d，△=0 。
于是有：θ=arctan［(d’-d)/2L]=9.5°～14.0°
查图2得Kx=0.40～0.30，可见，“瘦身”的圆锥型集流器的压力损失为合理的圆锥型集流器2倍以上。
2 扩压器几何参数及其对风机性能的影响
扩压器同样是管道轴流通风机重要的辅助部件。国内煤矿用轴流主通风机大都选用抽出式通风方式，大中型轴流通风机大都选用锥形外筒、收敛式中间整流体的环型扩压器，见图3。
扩压比： A2/A1=D22/[D12(1-xb2)]
轮毂比： xb=r1/R1
文献[1]详尽地叙述了扩压器的设计方法：当量扩压角法和查用曲线法，笔者不再赘述。图4给出了带收敛式中间整流的环形扩压器的几何参数曲线。
笔者了解到的“瘦身”扩压器的几何参数为L/R1=3～4 ， A2/A1=1.9 ，并与轮毂比无关。从图4查知，此“瘦身”扩压器的轮毂比 xb=r1/R1=0.20～0.48 。说明这种“瘦身”扩压器只能用于低压轴流通风机，作为煤矿用轴流主通风机，显然是不合理的。若仍有 L/R1=3～4 ，当 xb=0.5～0.7时，则必须增大扩压比，见表1。
表1 两种扩压器的对比
从表1看到：当“瘦身”与合理扩压器长度L/R1相同时，“瘦身”的扩压比A2/A1小于合理的扩压比，且轮毂比越大，减小的差距越大。
根据连续性条件，有
V1A1=V2A2=Q
则有V2=（A1/A2）V1
于是扩压器出口动压
pd2=（1/2）ρV22=（1/2）ρ(A1/A2)2 V12=(1/2)ρV12/（A2/A1）2
当 D1（A1）、Q（V1）已定，由于“瘦身”后的A2/A1减小，p2d则增大，即扩压器的出口动压增大。对于抽出式主通风机，出口动能排向大气并不为用户所用，出口动压损失增大，导致主通风机装置的静压效率下降。
下面再通过具体计算加以说明。
（1）当L/R1=3.0，取“瘦身”扩压器长度最短时：对于“瘦身”扩压器，由于A2/A1=1.9 ，则
p2d=（1/2）ρv22= （1/2）ρv12/（A2/A1）2=0.139ρv12。
对于合理扩压器，不同轮毂比xb时的p2d为
xb=0.5时，A2/A1=1.93，p2d=0.134ρv12 ；
xb=0.6时，A2/A1=2.1，p2d=0.113ρv12 ；
xb=0.7时，A2/A1=2.3 ， p2d=0.0945ρv12 。
于是可知，xb=0.5，0.6，0.7时，“瘦身”扩压器出口动压损失分别为合理扩压器的1.04，1.22，1.47倍。
（2）当L/R1=4.0，取“瘦身”扩压器长度最长时：对于“瘦身”扩压器，由于A2/A1=1.9，p2d= 0.139ρv12 。
对于合理扩压器：
xb=0.5时，A2/A1=2.25 ， p2d=0.0988ρv12；
xb=0.6 时， A2/A1=2.50 ，p2d=0.08002ρv12 ；
xb=0.7 时， A2/A1=2.65 ，p2d=0.0712ρv12 。
于是可知，xb=0.5，0.6，0.7时，“瘦身”扩压器出口动压损失分别为合理扩压器的1.41，1.74，1.96倍。
3 结论
通过上述分析对比可知，“瘦身”集流器和扩压器对轴流通风机性能带来的影响。
现实的情况是，有的生产企业为了应对相互压价的市场竞争，深知叶轮是轴流通风机的心脏，不敢在叶轮的设计和制造上做手脚，就选择了在集流器和扩压器等辅助部件上做文章。而用户为了获取廉价的风机，却不知“瘦身”处理给使用带来的不良影响。这种不正当竞争已成为风机运行效率低的一个新的原因。
笔者建议：生产企业严肃设计、严格制造、保质保量、诚信报价；不为压价所惑，不在“瘦身”上作文章。用户在严把报价关的同时，更要严把质量关，不能只贪图便宜。一定要弄清楚产品是否做了“瘦身”处理，哪些地方做了“瘦身”处理。除了集流器和扩散器外，还要关注进口稳流段、消声器、扩散塔、风门等大型部件，看其设计是否合理。要做到这些，关键是用户的相关部门的人员要提高技术业务素
机号转速风量风压功率噪声重量rpmm3/hPaWdB(A)kg2.514506004025≤57158004225≤581510005440≤58153.6145020106560≤622224807390≤6322337076120≤63234.514504510114180≤64285870121250≤65296360139370≤66326.3960976092370≤705210570102550≤715412000118750≤7256720732052180≤6545792857250≤6650900066370≤6650
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