鋒速達通風降溫系統
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安徽負壓風機“瘦身”集流器和擴壓器對軸流通風機性能的影響DFBZ
摘要：敘述了軸流通風機集流器和擴壓器的設計及其合理的幾何參數；分析了減小集流器和擴壓器尺寸對軸流通風機性能的影響，提出了相應的對策。
關鍵詞：軸流式通風機；集流器；擴壓器；性能
中圖分類號：TH432.1 文獻標識碼：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
隨著煤礦用軸流主通風機市場競爭的不斷加劇，為降低成本、方便運輸，有的生產企業竟然對集流器和擴壓器的幾何尺寸進行“瘦身”處理。所謂“瘦身”，就是與合理的幾何參數相比，將集流器進口直徑減小、長度加大；將擴壓器出口直徑減小，長度亦減小。這種作法顯然是不妥的。對此，筆者認為，有必要再述集流器的合理幾何參數和擴壓器的正確設計，指出“瘦身”處理對軸流通風機性能的影響，并提出相應的對策。
1 集流器幾何參數及其對風機性能的影響
集流器是軸流通風機重要的輔助部件。集流器有圓弧型和圓錐型兩種，見圖1a和圖1b。
文獻[1]給出了圓弧型和圓錐型集流器對壓力損失的影響，見圖2。
從圖2看到：
�。�1） 圓弧型集流器壓力損失最小，當r/d≥0.2時，Kx≈0.03；
�。�2） 對于圓錐型集流器θ=30°時，壓力損失最小，當L/d≥0.25時，Kx≤0.15；
�。�3） 兩種集流器相比，圓弧型的壓力損失最小，但制造較為復雜。
根據上述試驗結果與分析，得出集流器合理幾何參數為
圓弧型：
r=0.26d ，L=0.2d，d’=1.2d ；
或 r=0.30d，L=0.25d，d’=1.3d。
圓錐型：
θ=30°，L=0.25d（即d’=1.29d），△=0.04d 。
目前，國內企業大都設計、制造圓錐型集流器。經“瘦身”處理的圓錐型集流器的幾何參數為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°
查圖2得Kx=0.40～0.30，可見，“瘦身”的圓錐型集流器的壓力損失為合理的圓錐型集流器2倍以上。
2 擴壓器幾何參數及其對風機性能的影響
擴壓器同樣是管道軸流通風機重要的輔助部件。國內煤礦用軸流主通風機大都選用抽出式通風方式，大中型軸流通風機大都選用錐形外筒、收斂式中間整流體的環型擴壓器，見圖3。
擴壓比： A2/A1=D22/[D12(1-xb2)]
輪轂比： xb=r1/R1
文獻[1]詳盡地敘述了擴壓器的設計方法：當量擴壓角法和查用曲線法，筆者不再贅述。圖4給出了帶收斂式中間整流的環形擴壓器的幾何參數曲線。
筆者了解到的“瘦身”擴壓器的幾何參數為L/R1=3～4 ， A2/A1=1.9 ，并與輪轂比無關。從圖4查知，此“瘦身”擴壓器的輪轂比 xb=r1/R1=0.20～0.48 。說明這種“瘦身”擴壓器只能用于低壓軸流通風機，作為煤礦用軸流主通風機，顯然是不合理的。若仍有 L/R1=3～4 ，當 xb=0.5～0.7時，則必須增大擴壓比，見表1。
表1 兩種擴壓器的對比
從表1看到：當“瘦身”與合理擴壓器長度L/R1相同時，“瘦身”的擴壓比A2/A1小于合理的擴壓比，且輪轂比越大，減小的差距越大。
根據連續性條件，有
V1A1=V2A2=Q
則有V2=（A1/A2）V1
于是擴壓器出口動壓
pd2=（1/2）ρV22=（1/2）ρ(A1/A2)2 V12=(1/2)ρV12/（A2/A1）2
當 D1（A1）、Q（V1）已定，由于“瘦身”后的A2/A1減小，p2d則增大，即擴壓器的出口動壓增大。對于抽出式主通風機，出口動能排向大氣并不為用戶所用，出口動壓損失增大，導致主通風機裝置的靜壓效率下降。
下面再通過具體計算加以說明。
（1）當L/R1=3.0，取“瘦身”擴壓器長度最短時：對于“瘦身”擴壓器，由于A2/A1=1.9 ，則
p2d=（1/2）ρv22= （1/2）ρv12/（A2/A1）2=0.139ρv12。
對于合理擴壓器，不同輪轂比xb時的p2d為
xb=0.5時，A2/A1=1.93，p2d=0.134ρv12 ；
xb=0.6時，A2/A1=2.1，p2d=0.113ρv12 ；
xb=0.7時，A2/A1=2.3 ， p2d=0.0945ρv12 。
于是可知，xb=0.5，0.6，0.7時，“瘦身”擴壓器出口動壓損失分別為合理擴壓器的1.04，1.22，1.47倍。
�。�2）當L/R1=4.0，取“瘦身”擴壓器長度最長時：對于“瘦身”擴壓器，由于A2/A1=1.9，p2d= 0.139ρv12 。
對于合理擴壓器：
xb=0.5時，A2/A1=2.25 ， p2d=0.0988ρv12；
xb=0.6 時， A2/A1=2.50 ，p2d=0.08002ρv12 ；
xb=0.7 時， A2/A1=2.65 ，p2d=0.0712ρv12 。
于是可知，xb=0.5，0.6，0.7時，“瘦身”擴壓器出口動壓損失分別為合理擴壓器的1.41，1.74，1.96倍。
3 結論
通過上述分析對比可知，“瘦身”集流器和擴壓器對軸流通風機性能帶來的影響。
現實的情況是，有的生產企業為了應對相互壓價的市場競爭，深知葉輪是軸流通風機的心臟，不敢在葉輪的設計和制造上做手腳，就選擇了在集流器和擴壓器等輔助部件上做文章。而用戶為了獲取廉價的風機，卻不知“瘦身”處理給使用帶來的不良影響。這種不正當競爭已成為風機運行效率低的一個新的原因。
筆者建議：生產企業嚴肅設計、嚴格制造、保質保量、誠信報價；不為壓價所惑，不在“瘦身”上作文章。用戶在嚴把報價關的同時，更要嚴把質量關，不能只貪圖便宜。一定要弄清楚產品是否做了“瘦身”處理，哪些地方做了“瘦身”處理。除了集流器和擴散器外，還要關注進口穩流段、消聲器、擴散塔、風門等大型部件，看其設計是否合理。要做到這些，關鍵是用戶的相關部門的人員要提高技術業務素
機號轉速風量風壓功率噪聲重量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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