close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Обоснование параметров высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения.

код для вставкиСкачать
На правах рукописи
ПАНОВА Надежда Владимировна
ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВЫСОКОНАГРУЖЕННЫХ
РОТОРОВ ШАХТНЫХ ОСЕВЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ ПРИ ВЫСОКИХ
ОКРУЖНЫХ СКОРОСТЯХ ВРАЩЕНИЯ
Специальность 05.05.06. «Горные машины»
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Новосибирск – 2013
2
Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном
учреждении науки Институте горного дела им. Н.А. Чинакала
Сибирского отделения РАН
в лаборатории рудничной аэродинамики
Научный руководитель:
доктор технических наук, профессор
Петров Нестер Никитович
Официальные оппоненты:
доктор технических наук, профессор
Маметьев Леонид Евгеньевич,
Кузбасский государственный технический университет имена Т.Ф. Горбачева
доктор технических наук, с.н.с.
Леган Михаил Антонович,
Институт гидродинамики
им. М.А. Лаврентьева СО РАН
Ведущая организация:
Институт угля СО РАН
Защита состоится «12» декабря 2013 г. в 13:00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.102.01 в Федеральном государственном бюджетном
образовательном учреждении высшего профессионального образования «Кузбасский государственный технический университет имени Т.Ф. Горбачева» по
адресу: 650000, г. Кемерово, ул. Весенняя, 28, факс: (3842) 39-69-60, e-mail:
kuzstu@kuzstu.ru
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Кузбасский государственный технический университет
имени Т.Ф. Горбачева».
Автореферат разослан «8» ноября 2013г.
Ученый секретарь
диссертационного совета
В.Г. Каширских
3
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность темы. В шахтах с ростом глубины ведения работ и выделений вредных примесей, а так же эволюцией вентиляционных параметров за
период эксплуатации возрастает необходимость увеличения поля покрытия требуемых режимов проветривания.
Развитие вентиляторостроения с 30-х годов XX века выполнялось в ЦАГИ
им. Н.Е. Жуковского, ВНИИГМ им. М.М. Фёдорова, в институте «ДОНГИПРОУГЛЕМАШ», а также ИГД СО РАН. Большой вклад в развитие вентиляторостроения внесли И.А. Раскин, Е.М. Левин, О.В. Брусиловский, Л.Я. Гимельшейн,
И.В. Клепаков, В.А. Руденко, Н.П. Косарев, Б.А. Носырев, Е.Я. Юдин,
С.А. Тимухин, Н.Н. Петров и др.
В ИГД СО РАН были разработаны методы проектирования аэродинамических схем со сдвоенными листовыми лопатками рабочего колеса (РК) по безразмерным характеристикам путем задания расчетных режимов на поле требуемых
параметров проветривания. На этой базе разработан ряд вентиляторов ВО, с повышенными эксплуатационными характеристиками по сравнению с вентиляторами ВОД. Для данного ряда вентиляторов со значениями диаметра рабочего колеса
3000 мм (750 об/мин); 3600 мм (600 об/мин); 4300 (500 об/мин) и 5000 мм
(375 об/мин) окружная скорость вращения по концам лопаток не превышает
120 м/с. За рубежом аналогичные машины проектируют на окружные скорости
вращения до 172 м/с и более, что необходимо для достижения требуемых вентиляционных параметров. Ряд осевых вентиляторов ВО может обеспечить показатели по давлению и производительности на уровне и выше зарубежных аналогов
при повышении частот вращения ротора на одну ступень по стандартным частотам двигателя, что не выйдет за пределы окружных скоростей вращения по концам лопаток в 160 м/с.
При увеличении окружных скоростей вращения наблюдается рост нагрузок, действующих на лопатки, корпус РК и ротор вентилятора в целом. Поэтому
одной из главных задач при проектировании является исследование напряженнодеформированного состояния и собственных частот колебаний основных узлов
высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов. Поэтому исследования направленные на обоснование параметров высоконагруженных роторов
шахтных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения являются актуальными.
Работа выполнена при поддержке Министерства образования и науки Российской Федерации, соглашение 14.В37.21.0333 «Разработка и создание энергоэффективных вентиляционных систем на новых технологических принципах для
шахт, рудников, плавильных цехов заводов и метрополитенов».
Целью диссертационной работы является разработка научно обоснованных рекомендаций по определению параметров высоконагруженных роторов
шахтных осевых вентиляторов при окружных скоростях вращения до 160 м/с.
Идея работы заключается в использовании конечно-элементного анализа
для оценки динамики и прочности основных узлов высоконагруженных роторов
шахтных осевых вентиляторов.
4
Задачи исследования:
− Выполнить анализ влияния конструктивных параметров адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса на их прочность и собственные частоты
колебаний при окружных скоростях вращения до 160 м/с. Разработать параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для ряда
высоконагруженных машин с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм.
− Обосновать рациональную компоновку высоконагруженных роторов
ряда вентиляторов ВО исходя из условий прочности и отстройки от резонанса
коренных валов.
− Выполнить анализ нагрузок, действующих на подшипниковые узлы высоконагруженных роторов в момент реверсирования и регулирования вентилятора, и определить их влияние на долговечность подшипников.
Методы исследования включают: анализ литературных источников,
проведение теоретических исследований и численных экспериментов с
использованием конечно-элементного анализа и компьютерного моделирования.
Основные научные положения, защищаемые автором:
1. Снижение максимальных напряжений в лопаточном узле до допустимого
уровня и отстройка от резонанса для высоконагруженных роторов осевых вентиляторов достигается применением лопаток переменной толщины с утончением к верхней
кромке на 0,5°, а также установкой одной перемычки (без кривизны) расположенной
на расстоянии от основания лопаточного узла в диапазоне от 0,112 до 0,147 диаметра
рабочего колеса, шириной от 0,6 до 0,8 длины хорды в рассматриваемом сечении.
2. В корпусе рабочего колеса осевых вентиляторов с диаметром от 3000 до
5000 мм при окружной скорости вращения по концам лопаток до 160 м/с снижение максимальных напряжений в два раза достигается установкой плоских сегментных стяжек в дополнение к гильзам.
3. При учете гироскопического момента высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с расположением рабочего колеса на расстоянии не более
900 мм от радиально-упорной подшипниковой опоры и компоновке ротора без
трансмиссионного вала собственные частоты колебаний ротора повышаются на
35%, а при компоновке ротора с трансмиссионным валом в два раза.
4. Для обеспечения нормативного ресурса работы подшипниковых опор
осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с регулирование и реверсирование необходимо производить на выбеге вентилятора, когда частота вращения
ротора уменьшится не менее чем в два раза.
Достоверность и обоснованность научных положений, выводов и рекомендаций обеспечивается корректным использованием метода конечных
элементов, сравнением результатов расчета вентиляторов диаметром от 3000 до
5000 мм с опытом эксплуатации вентиляторов меньшего диаметра, сходимостью
результатов, полученных с использованием теоретических исследований и конечно-элементного анализа.
5
Научная новизна работы заключается в следующем:
– установлены зависимости максимальных напряжений и собственных
частот колебаний адаптивных лопаточных узлов и корпусов рабочих колес высоконагруженных роторов от их конструктивных и геометрических параметров.
Разработаны параметрические модели позволяющие проектировать лопаточные
узлы и корпуса рабочих колес ряда высоконагруженных вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности и необходимой отстройки от резонанса;
– определен принцип компоновки высоконагруженных роторов, при котором значения собственных частот колебаний повышаются в два раза;
– установлены границы частоты вращения ротора при регулировании и реверсировании воздушного потока ряда высоконагруженных вентиляторов ВО.
Практическая ценность работы. Разработаны компоновочные и конструктивные решения для высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов. С учетом введения поправочных коэффициентов зависящих от диаметра рабочего
колеса и частоты вращения ротора проектируемой машины созданы параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для ряда вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности и необходимой отстройки от
резонанса при высоких окружных скоростях вращения.
Личный вклад автора состоит в проведении теоретических исследований и численных экспериментов, а также в обработке и анализе результатов,
разработке параметрических моделей адаптивного лопаточного узла и корпуса
рабочего колеса при окружных скоростях вращения до 160 м/с. В разработке
методики проектирования высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм.
Реализация работы. Методика проектирования высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов применяется ООО Новосибирским энергомашиностроительным заводом «ТАЙРА» при разработке и производстве высоконагруженных осевых вентиляторов главного проветривания.
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на
международной научно-практической конференции «Энергетическая безопасность
России: новые подходы к развитию угольной промышленности» (Кемерово, 2009,
2011, 2012, 2013); всероссийской конференции с участием иностранных ученых
«Фундаментальные проблемы формирования техногенной геосреды» (Новосибирск,
2012); международном научном симпозиуме «Неделя горняка-2013» (Москва, 2013);
XVII международном научном симпозиуме имени академика М.А. Усова студентов
и молодых ученых «Проблемы геологии и освоения недр» (Томск, 2013); всероссийской научно-практической конференции «Наука. Промышленность. Оборона» (Новосибирск, 2013); всероссийской научной конференции для студентов, аспирантов и
молодых ученых «Горняцкая смена – 2013» (Новосибирск, 2013).
Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 14 научных работах, из них 4 – в изданиях рекомендуемых ВАК РФ.
Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, 4-х
глав, заключения и двух приложений, изложенных на 127 страницах машинописного текста, включая 30 таблиц, содержит 60 рисунков и список литературы
из 119 наименований.
6
ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
В первой главе проведен анализ развития вентиляторостроения и существующей практики проектирования вентиляторов главного и местного проветривания шахт.
Скорости эволюции вентиляционных параметров шахт не остаются постоянными во времени, не одинаковы в различных бассейнах и могут колебаться в широких пределах, что часто приводит к выходу требуемых режимов работы вентилятора
на границы и далеко за пределы их возможного использования, обозначенные в первоначальном проекте по выбору вентилятора. Площади возможных режимов работы
с высоким статическим КПД весьма ограничены.
Для экономичности работы вентиляторных установок и их соответствия требованиям вентиляционной системы должны быть повышены адаптивные свойства главных вентиляторов, как по производительности, так и по создаваемому давлению.
Оснащение ряда вентиляторов ВО съемными
сдвоенными листовыми лопатками выполненными по
разным аэродинамическим
схемам (рисунок 1) (высоконапорной, высокорасходной
или
промежуточным
с
уменьшением числа лопаток
с 8 до 4 и возможностью их
замены в процессе эксплуатации вентилятора), а также
увеличение окружных скоростей вращения по концам
лопаток до 160 м/с позволяет
расширить поле возможных
режимов по давлению от 50
до 700 даПа, по производительности от 35 до 1100 м3/с
и
увеличить
область
Рисунок 1 – Аэродинамические характеристики венэкономичной
работы
с
тилятора ВО-30К (высоконапорная – 1, высокорасвысоким эксплуатационным
ходная – 2 схемы; с числом лопаток РК 8 – схема 1, 2;
КПД ≥ 0,75 в течение срока
с числом лопаток РК 4 – схема 1', 2')
службы шахты.
На основе выше изложенного и проведенного обзора сформулированы цель
и задачи исследований, решение которых отражено в следующих главах работы.
Во второй главе проведен анализ влияния конструктивных параметров адаптивного лопаточного узла на его прочность и собственные частоты колебаний при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с. Разработана параметрическая
модель адаптивного лопаточного узла со сдвоенными листовыми лопатками для ряда
вентиляторов ВО с диаметром РК от 3000 до 5000 мм.
7
Лопаточный узел рабочего колеса шахтного осевого вентилятора представляет собой конструкцию, включающую поворотное основание c хвостовиком, две листовые лопатки и перемычку, обеспечивающую необходимую жесткость лопаточного узла (рисунок 2). Элементы лопаточного узла изготавливаются из стали 30ХГСА
ГОСТ 4543-71 (предел текучести σТ = 830 МПа, предел прочности σВ = 1080 МПа).
а
б
Рисунок 2 – Адаптивный лопаточный узел: а) конструктивные элементы, 1 – базовая
часть (поворотное основание с хвостовиком лопатки); 2 – съемная часть; 3 – лопатки, 4 –
перемычка, 5 – ребра жесткости, 6 – отверстия под болтовые соединения; б) распределение расчетных сечений, 1 – 9 – расчетные сечения лопатки, h1 – толщина лопатки у основания; h2 – толщина лопатки у верхней кромки; L –полная высота лопатки; l7 –l8 – расстояние установки перемычки в лопаточном узле
На лопаточный узел действуют силы тяжести, центробежные и аэродинамические силы. Центробежная сила создает растягивающую и поперечную нагрузку, а
также крутящий момент. Аэродинамические силы создают поперечную нагрузку,
крутящий и изгибающий момент. Расчет лопаток производился при их установке на
угол в 45°, так как в этом случае наблюдаются максимальные нагрузки.
Учитывая геометрическую сложность, характер закрепления и нагружения лопаточного узла, для исследований использовался метод конечных элементов, реализованный в лицензионном программном пакете ANSYS.
Лопаточный узел разбивался на тетраэдральные конечные элементы. В местах сопряжения деталей и возможной концентрации напряжений густота сетки задавалась более высокой (рисунок 3). Данная разбивка позволяет достигнуть максимальной точности расчета. Напряженное состояние лопаточного узла является
сложным, для его оценки использовался критерий текучести Мизеса.
Крепление лопаточных узлов к силовому поясу осуществляется посредством стаканов, внутри которых установлены подшипники, обеспечивающие поворот лопаточных узлов. В месте установки радиально-упорных шарикоподшипников в расчетной модели запрещены перемещения по всем осям, в месте
8
установки радиального шарикоподшипника запрещены перемещения по осям
перпендикулярным хвостовику лопаточного узла.
В результате расчетов получены диаграммы перемещений, напряжений, первые три формы и собственные частоты колебаний лопаточного узла. При этом максимальные напряжения наблюдаются в месте соединения лопастей с основанием (1) и в
месте крепления (2) радиально-упорного шарикоподшипника (рисунок 3).
Рисунок 3 – Конечно-элементная модель и распределение напряжений в лопаточном узле
Точность решения с использованием программного пакета ANSYS подтверждается рядом тестовых задач и многолетним опытом эксплуатации вентиляторов с меньшим диаметром рабочего колеса (2100 и 2400 мм), работающих
на ряде шахт и рудников.
Для упрощения процедуры замены лопаточного узла на узел с другими
аэродинамическими характеристиками, были внесены изменения в конструкцию. Крепление съемной части лопаточного узла к базовой осуществляется с
использованием болтового соединения (рисунок 2).
Надежность лопаточного узла обеспечивается достаточным запасом статической прочности и предотвращением резонансных явлений. В силу сложности
учета всех действующих нагрузок и того что максимальные напряжения возникают в месте сварки лопаток с основанием коэффициент запаса прочности принят
более 1,6. Основным фактором, влияющим на возникновение колебаний в лопаточном узле, является частота вращения ротора вентилятора. Возмущение от
аэродинамического воздействия из вентиляционной сети лежит в инфранизкочастотной области. При пуске вентилятора лопатки проходят через несколько зон
резонанса: от возмущений, вызванных спрямляющим и направляющим аппаратами, и от отрыва во вращающемся потоке. Из-за незначительной энергии возмущения и кратковременности нахождения в этих зонах, эти воздействия не
приводят к возникновению опасных напряжений и деформаций в конструкции
лопаточного узла. Основной путь решения этих задач – выбор рациональных конструктивных параметров.
максимальные напряжения в лопаточном узле,
МПа
9
Установлено, что применение лопаток переменного сечения, по сравнению с лопатками постоянного сечения, позволяет снизить максимальные напряжения в лопаточном узле (рисунок 4), и повысить значения собственных частот
колебаний лопаточного узла и, следовательно, отстройку от резонанса. Определена рациональная толщина лопаток в месте сварки с основанием в диапазоне от
0,0032 до 0,0036 от диаметра РК и необходимое утонение лопатки переменной
толщины к верхней кромке на угол 0,5°.
переменное сечение лопатки
толщина листа лопатки, мм
Рисунок 4 – Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле при постоянной и
переменной толщине лопатки: 8 – толщина лопатки постоянна во всех сечениях и равна 8
мм; 10-6 – толщина лопатки переменная величина (у основания 10 мм, у кромки 6 мм)
максимальные напряжения в лопаточном узле,
МПа
По результатам численных экспериментов определено, что масса и максимальные напряжения в лопаточном узле меньше при установке одной перемычки в
7-ом или 8-ом расчетном сечении (расчетными сечениями являются сечения задающие геометрию лопаток, рисунок 2 б), что соответствует расстоянию от 0,112 до
0,147 диаметра от основания лопаточного узла (рисунок 5). Значения собственных
частот колебаний лопаточного узла с двумя и тремя перемычками выше (за счет
большей жесткости конструкции) и при этом во всех рассматриваемых случаях,
приведенных на рисунке 5, достигается достаточная отстройка от резонанса. Толщина перемычки задается равной толщине лопасти в месте установки перемычки.
количество перемычек и их расположение по сечениям
Рисунок 5 – Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от количества перемычек и места их расположения по сечениям: 4 – 1 перемычка в 4-ом сечении; 7-3 – 2 перемычки в 7-ом и 3-ем сечениях; 8-6-3 – 3 перемычки в 8-ом, 6-ом и 3-ем сечениях
максимальные напряжения в лопаточном узле, МПа
10
Если перемычка в лопаточном узле имеет кривизну, равную радиусу от оси
вала до места установки перемычки, то напряжения в лопаточном узле будут выше в среднем на 10 % по сравнению с лопаточным узлом с плоской перемычкой.
Рациональная ширина перемычки от 60 до 80 % длины хорды лопатки в
рассматриваемом сечении, при уменьшении данной величины максимальные
напряжения наблюдаются в зоне крепления перемычки, и растут при ее дальнейшем уменьшении, а значения максимальных перемещений по краю лопастей
увеличиваются. При увеличении ширины перемычки масса лопаточного узла
возрастает, при этом увеличиваются центробежные силы и напряжения в зоне
крепления радиально-упорного подшипника в хвостовике базовой части (рисунок 6). Значения собственных частот колебаний лопаточного узла при разной
ширине перемычки расходятся не значительно.
Рисунок 6 – Зависимость
максимальных напряжений в лопаточном
узле от ширины
перемычки
(на
примере вентилятора с диаметром
РК 4300 мм)
490
480
470
460
450
440
50
60
70
80
90
отношение ширины перемычки к длине хорды лопатки, %
максимальные
напряжения в
лопаточном узле, МПа
На величину напряжений в лопаточном узле влияет толщина и диаметр
основания. Установлено, что наименьшие максимальные напряжения в лопаточном узле достигаются при использовании основания с минимальным диаметром
(рисунок 7), с учетом того, что на нем необходимо разместить две лопатки, отверстия под болтовые соединения и подкрепляющие ребра, а также учесть возможность смены лопаток, построенных по разным аэродинамическим схемам.
Исходя из выше изложенного определено, что диаметр основания необходимо
выбирать из диапазона от 0,144 до 0,146 от диаметра РК.
490
480
470
460
450
440
430
710
720
730
740
750
760
770
780
790
диаметр основания, мм
800
810
820
830
840
Рисунок 7 –
Зависимость
максимальных
напряжений в
лопаточном
узле от диаметра основания,
D=4300
Толщина основания съемной части определяется с учетом размера болтов
и максимальных напряжений в лопаточном узле, при этом, чем больше толщина
основания, тем меньше максимальные напряжения в лопаточном узле (рисунок 8). Толщину основания съемной части необходимо выбирать равной толщине основания базовой части и равной 0,004 от диаметра РК.
максимальные напряжения в
лопаточном узле, МПа
11
1250
1100
950
800
650
500
10
12
14
16
18
20
Рисунок 8 – Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от толщины основания
съемной части,
D=4300 мм
толщина основания, мм
значения максимальных
напряжений в лопаточном
узле, МПа
Подкрепляющие ребра (рисунок 2, позиция 5) обеспечивают жесткость и
влияют на напряженно-деформированное состояние (НДС) в лопаточном узле.
Толщина подкрепляющего ребра должна быть равна толщине основания. В случае уменьшения толщины подкрепляющего ребра максимальные напряжения в
лопаточном узле начинают расти, в случае увеличения происходит насыщение и
дальнейшего снижения напряжений не происходит (рисунок 9). Увеличение количества ребер жесткости свыше 4-ех с добавлением коротких не снижает максимальные напряжения в лопаточном узле.
1100
1000
900
800
700
600
500
400
8
10
12
14
16
18
20
22
24
Рисунок 9 – Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от
толщины подкрепляющего ребра,
D=4300 мм
значения толщины подкрепляющего ребра, мм
Наилучшим вариантом расположения отверстий под болтовое крепление является их расположение с двух сторон от лопаток, максимально близко к ним. Если
сравнивать такое крепление и расположение отверстий симметрично по краю основания, то расхождение в максимальных напряжениях в лопаточном узле достигает
20 %, при фиксации максимальной нагрузки в месте ее возникновения.
По результатам, полученным в ходе исследования и путем введения поправочного коэффициента k1, разработана параметрическая модель лопаточного узла с
высоким уровнем адаптации для ряда исследуемых машин (рисунок 10). Модель
позволяет проектировать лопаточный узел для любого типоразмера вентилятора с
диаметром РК в пределах от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по
концам лопаток до 160 м/с. При проектировании необходимо задать диаметр D рабочего колеса и частоту вращения ротора n.
Поправочный коэффициент k1 определен по результатам численных экспериментов ряда исследуемых машин, исходя из условий прочности и необходимой
отстройки от резонанса в лопаточном узле, и определяется выражением:
2
k1 = (αDn ) ,
где n – частота вращения ротора вентилятора, об/мин; D – диаметр РК, мм;
α = 4 ⋅10−7 мин/об·мм.
12
Рисунок 10 – Параметрическая модель
лопаточного узла: s, t, h – толщины отдельных элементов конструкции лопаточного узла; D – диаметр РК; k1 – поправочный коэффициент; h – толщина перемычки, равная толщине лопасти в сечении, где
установлена перемычка; диаметр хвостовика в месте крепления радиально – упорного шарикоподшипника округляется в
большую сторону до существующего типоразмера
По созданной параметрической
модели разработаны лопаточные узлы
вентиляторов с диаметром РК 3000,
3600, 4300, 5000 мм и с частотой вращения соответственно 1000, 750, 600,
500 об/мин. Проведены исследования
данных лопаточных узлов на собственные частоты колебаний и НДС.
Исследования показали, что сконструированные адаптивные лопаточные
узлы со съемной верхней частью
удовлетворяют условиям прочности и
необходимой отстройки от резонанса.
В третьей главе проведен анализ влияния конструктивных параметров корпуса рабочего колеса на его прочность и собственные частоты колебаний при окружных скоростях вращения по
концам лопаток до 160 м/с. Разработана параметрическая модель корпуса рабочего колеса для ряда машин с диаметром РК от 3000 до 5000 мм.
Корпус РК находится под воздействием центробежных сил от собственной
массы, действующей на весь корпус рабочего колеса, от масс закрепленных лопаточных узлов, действующих на силой пояс РК. Аэродинамическими нагрузками в
расчетах можно пренебречь, так как они малы по сравнению с центробежными.
Элементы корпуса изготавливаются из стали 10ХСНД ГОСТ 19282-73 (предел текучести σТ = 400 МПа, предел прочности σВ =540 МПа).
Конечно-элементная модель для корпуса РК стоилась по тем же принципам что и для адаптивного лопаточного узла. Закрепление корпуса РК осуществляется с помощью ступицы.
Максимальные напряжения в корпусе РК наблюдаются в обечайке, так как
она находится на значительном удалении от оси вращения и подвергается воздействию собственного веса и сил инерции. Для их снижения при скоростях
вращения по концам лопаток до 120 м/с достаточно установки в обечайку гильз,
при скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с, необходимо устанавливать дополнительные сегментные стяжки (рисунок 11), что позволяет снизить
напряжения в обечайке в два раза.
13
а
б
Рисунок 11 – Корпус РК с сегментными стяжками: а) вид сбоку; б) вид сверху; 1 – обечайка; 2 – силовой пояс; 3– сегментная стяжка; 4 – гильза; 5 – ступица
максимальные напряжения в
корпусе РК, МПа
Рациональное, конструктивно-возможное расположение силового пояса
для рассматриваемого ряда вентиляторов ВО с диаметром РК от 3000 до 5000 мм
при окружных скоростях вращения до 160 м/с определяется диапазоном от 0,205
до 0,225 от диаметра РК.
Найдены зависимости напряжений в корпусе рабочего колеса от толщины
обечайки при разных толщинах стяжек (рисунок 12). С учетом уменьшения массы
конструкции толщина стяжки определяется величиной 0,0033 от диаметра РК,
толщина обечайки – диапазоном от 0,0047 до 0,005 от диаметра РК.
Рисунок 12 – Зависимость максимальных напряжений в корпусе РК от толщины обечайки
при различных толщинах сегментной стяжки
Рекомендуется устанавливать минимальную по высоте, конструктивно
допустимую гильзу (рисунок 13), т.к. чем выше гильза, тем выше максимальные
эквивалентные напряжения в обечайке.
14
максимальные напряжения
в корпусе РК, МПа
Рисунок 13 – Зависимость максимальных напряжений в РК от высоты гильзы
частота колебаний, Гц
частота колебаний, Гц
Важным моментом при оценке надежности является определение величины отстройки от резонансных явлений. Резонансные колебания возникают в
случае, когда частоты собственных колебаний становятся равными или кратными частотам внешнего воздействия. Для исследования на собственные частоты
колебаний важно учесть все дополнительные элементы конструкции, так как при
их учете значения собственной частоты колебаний могут уменьшиться. Необходим анализ конструкции корпуса рабочего колеса совместно с установленными лопаточными узлами, определено, что в этом случае происходит снижение первой
собственной частоты колебаний, но не более чем на
30 %, в результате чего необходимая отстройка от резонанса не достигается. Для повышения собственных частот колебаний корпуса рабочего колеса необходимо
увеличить жесткость или снизить массу конструкции.
Варьировать значение первой собственной частоты колебаний возможно путем моделирования ребер
жесткости (рисунок 14). Чем больше размеры a и b
Рис. 14 – Ребро жесткости
ребер жесткости, тем выше значение собственных
частот колебаний корпуса РК (рисунок 15).
По результатам, полученным в ходе исследования и путем введения поправочного коэффициента k2, создана параметрическая модель корпуса РК (рисунок 16). Модель
позволяет проектировать корпус РК для вентилятора с диаметром от 3000 до 5000 мм
при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с. При проектировании
необходимо задать диаметр D РК и частоту вращения ротора n.
размер a ребра жесткости, мм
размер b ребра жесткости, мм
Рисунок 15 – Зависимость первой собственной частоты колебаний от размеров ребра жесткости корпуса рабочего колеса
15
Рисунок 16 – Параметрическая модель
корпуса РК:
1 – силовой пояс;
2 – ступица;
3 – гильза,
4 – обечайка;
5 – ребра жесткости;
6 – опорные диски;
7 – плоская сегментная стяжка;
D – диаметр
РК;
k2 – поправочный
коэффициент
По результатам численных экспериментов ряда исследуемых машин, исходя из условий прочности и необходимой отстройки от резонанса, определен
поправочный коэффициент k2, который определяется выражением:
−7
κ 2 = β Dn , β = 3,3 ⋅10 мин/(об мм)
По созданной параметрической модели смоделированы корпуса рабочих
колес вентиляторов с диаметром 3000, 3600, 4300, 5000 мм и с частотой вращения соответственно 1000, 750, 600, 500 об/мин. Определены собственные частоты колебаний и НДС данных корпусов. Исследования показали, что сконструированные корпуса рабочих колес удовлетворяют условиям прочности и достигается необходимая отстройка от резонанса.
В четвертой главе рассматривается возможность конструирования вентиляторов ВО без использования трансмиссионного вала. Это стало возможным
путем перехода от двухступенчатой схемы исполнения ротора к одноступенчатой и замены сложных схем каналов подвода воздуха на более простые, хотя при
этом увеличивается длина коренного вала.
В ходе исследования были рассмотрены три схемы компоновки ротора:
схема 1 – традиционная схема компоновки с трансмиссионным валом (рисунок 17); схема 2 – без трансмиссионного вала, рабочее колесо устанавливается
максимально близко к радиально-упорной подшипниковой опоре (используется
в вентиляторах ВО-21К и ВО-24К); схема 3 – без трансмиссионного вала, рабочее колесо и механизм поворота лопаток меняются местами. Рассматривался и
вариант применения вала с полым участком.
При отказе от трансмиссионного вала и использовании длинных коренных валов (компоновочная схема 2 и 3) появляется ряд моментов требующих
особого внимания (отстройка от резонансных явлений, значение максимальных
16
деформаций и т.д.). Расстояния между подшипниковыми опорами в ряду вентиляторов ВО без трансмиссионных валов, составляет от 5300 мм до 9000 мм.
Рисунок 17 – Компоновка ротора по схеме 1 с трансмиссионным валом: 1 – радиальная
подшипниковая опора; 2 – радиально-упорная подшипниковая опора; 3 – коренной вал ротора; 4 – РК; 5 – исполнительный механизм поворота лопаток РК; 6 – трансмиссионный вал
Исследование проводилось с использованием аналитических методов. Составлена универсальная программа, позволяющая проектировать коренные валы с
различными конструктивными параметрами и материалом изготовления. Программа выдает значения деформаций, максимальных напряжений, первой собственной частоты колебаний коренного вала и еще ряд величин.
Увеличение массы коренного вала ротора приводит к снижению собственных частот колебаний, а увеличение жесткости – к возрастанию. Важно найти оптимальное сочетание массы и жесткости, для обеспечения заданных требований по величине собственных частот колебаний и максимального напряжения.
В случае компоновки ротора по схеме 2 значения собственных частот колебаний значительно выше по сравнению с компоновкой по схемы 3 (рисунок 18).
Применение длинных коренных валов (схема 2 и 3) сопровождается увеличением их диаметров, наблюдаются значительные перемещения коренного вала и
минимально допустимая отстройка от резонанса. В случае применения коротких
коренных валов (схема 1) достигается необходимая отстройка от резонанса, прогибы в разы (от 2,7 до 8) меньше по сравнению с прогибами при использовании
длинных коренных валов с большими диаметрами. Короткие коренные валы при
меньших диаметрах в среднем на величину от 15 до 25 % имеют коэффициент
отстройки от резонанса от 1,5 до 2,2 и удовлетворяют условиям прочности.
Кроме этого для сравнения целесообразности применения одной из схем
компоновки было рассмотрено влияние гироскопического момента на собственные частоты колебаний ротора (рисунок 19). При учете гироскопического момента высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с расположением рабочего колеса на расстоянии не более 900 мм от радиально-упорной подшипниковой опоры и компоновке ротора без трансмиссионного вала собственные частоты колебаний ротора повышаются на 35%, а при компоновке ротора с трансмиссионным валом в два раза.
В результате ряда проведенных исследований была определена рациональная схема компоновки высоконагруженных роторов осевых вентиляторов –
традиционная схема с трансмиссионным валом.
17
Рисунок 18 – Зависимость первой собственной
частоты
колебаний от наружного диаметра вала:
по схеме 2: РК расположено от радиально-упорной подшипниковой опоры
на
расстоянии
710 мм, по схеме 3:
на
расстоянии
1350 мм; С – сплошной вал; П – вал с
полым
участком;
s – толщина стенки
полого участка вала
Рисунок 19 – Влияние гироскопического момента на различные конфигурации коренных
валов ротора: 1, 6, 11, 16 – по схеме компоновки 3; 2, 7, 12, 17 – по схеме компоновки 2; 3,
8, 13, 18 – по схеме компоновки 1; 4, 9, 14, 19 – по схеме компоновки 1 с уменьшенными
на 15 – 25 % диаметрами
На подшипниковые опоры ротора действуют радиальные нагрузки, вызванные массовыми характеристиками ротора и осевые нагрузки, вызванные
аэродинамическими силами и действием механизма поворота лопаток РК. При
повышении окружных скоростей вращения по концам лопаток до 160 м/с значительно увеличиваются осевые нагрузки на радиально-упорную подшипниковую
опору при регулировании и реверсировании режима работы вентилятора. При
этом радиально-упорные подшипники, могут не удовлетворять требованиям необходимой долговечности и не проходить по грузоподъемности, вследствие чего
необходим регламент по регулированию и реверсированию вентиляторов главного проветривания.
18
Согласно РД-03-427-01 ГОСГОРТЕХНАДЗОРа требуемый нормативный
срок службы для вентиляторных установок главного проветривания с диаметром
рабочего колеса от 2500 до 3150 мм составляет 25 лет, для вентиляторных установок с диаметром рабочего колеса более 3150 мм – 30 лет.
В результате ряда проведенных исследований было определено, что для
обеспечения нормативного ресурса работы подшипниковых опор высоконагруженных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения регулирование и реверсирование воздушного потока необходимо производить на выбеге вентилятора, когда частота вращения ротора уменьшится не менее чем в два раза.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В диссертации решена актуальная задача обоснования параметров высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при высоких окружных
скоростях вращения, что вносит существенный вклад в развитие горного машиностроения и экономики страны.
1. Проведена оценка и выявлены закономерности влияния конструктивных параметров адаптивного лопаточного узла со сдвоенными листовыми лопатками и корпуса рабочего колеса на их НДС и собственные частоты колебаний
при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с, в результате:
– установлено, что снижение максимальных напряжений в лопаточном узле
до допустимого уровня и необходимая отстройка от резонанса для высоконагруженных роторов осевых вентиляторов достигается применением лопаток переменного
сечения с утончением к верхней кромке на 0,5°; установкой одной перемычки (без
кривизны) расположенной на расстоянии от основания лопаточного узла в диапазоне от 0,112 до 0,147 диаметра рабочего колеса, шириной от 0,6 до 0,8 длины хорды в
рассматриваемом сечении.
– определено, что в корпусе рабочего колеса высоконагруженных осевых
вентиляторов снижение максимальных напряжений в два раза достигается установкой плоских сегментных стяжек в дополнение к гильзам.
– с учетом введения поправочных коэффициентов зависящих от диаметра рабочего колеса и частоты вращения ротора проектируемой машины разработаны параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для
ряда высоконагруженных вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности
и необходимой отстройки от резонанса при высоких окружных скоростях вращения.
2. Определена рациональная компоновка высоконагруженных роторов ряда вентиляторов ВО исходя из условий прочности и отстройки от резонанса коренных валов.
Установлено, что при учете гироскопического момента высоконагруженных
роторов осевых вентиляторов с расположением рабочего колеса на расстоянии не
более 900 мм от радиально-упорной подшипниковой опоры и компоновке ротора
без трансмиссионного вала собственные частоты колебаний ротора повышаются
на 35%, а при компоновке ротора с трансмиссионным валом в два раза.
3. Определено, что для обеспечения нормативного ресурса работы подшипниковых опор высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с диамет-
19
ром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по
концам лопаток до 160 м/с регулирование и реверсирование воздушного потока
необходимо производить на выбеге вентилятора, когда частота вращения ротора
уменьшится не менее чем в два раза.
4. Разработана методика проектирования высоконагруженных роторов
шахтных осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм
при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с, которая может
быть использована в проектно-конструкторских организациях.
Результаты диссертационной работы и данная методика использованы
ООО Новосибирским энергомашиностроительным заводом «ТАЙРА»» при разработке и производстве высоконагруженных осевых вентиляторов главного проветривания.
Рекомендации и перспективы дальнейшей разработки темы:
– исследовать возможность применения композитных материалов при
проектировании высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов;
– усовершенствовать механизм поворота лопаток рабочего колеса, для снижения нагрузок, действующих на радиально-упорную подшипниковую опору.
Основное содержание диссертации опубликовано в работах:
1. Петров Н.Н. Повышение надежности и эксплуатационной долговечности крупных осевых вентиляторов главного проветривания шахт серии ВО / Н.Н.
Петров, Н.В. Панова, Н.А. Квитка // Сборник трудов XIII научно-практической
конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию
угольной промышленности».– Кемерово, 2011 – С.40 – 43.
2. Петров Н.Н. Влияние конструктивных параметров лопаточного узла на
прочность и собственные частоты колебаний/ Н.Н Петров, Н.В. Панова // Труды
всероссийской конференции с участием иностранных ученых «Фундаментальные проблемы формирования техногенной геосреды», Том II. – Новосибирск:
ИГД СО РАН. – 2012. – с. 92 – 97.
3. Петров Н.Н. Развитие методов и расчеты лопаточных узлов рабочих колес
высоконагруженных осевых вентиляторов главного и местного проветривания шахт
/ Н.Н. Петров, Н.В. Панова // Сборник трудов XIV научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной
промышленности». – Кемерово, 2012. – с. 111 – 113.
4. Панова Н.В. Развитие вентиляторостроения главного проветривания
шахт/ Н.В. Панова // Сборник трудов XIV научно-практической конференции
«Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной
промышленности». – Кемерово, 2012 – с. 113 – 115.
5. Петров Н.Н. Исследование прочности рабочих колес со сдвоенными
листовыми лопатками ряда высоконагруженных вентиляторов главного проветривания шахт / Н.Н. Петров, Н.В. Панова // Научный вестник НГТУ.– 2013. – №1
(50). – С. 190 – 194. (ВАК РФ)
6. Петров Н.Н. Оценка прочности адаптивного лопаточного узла высоконагруженных шахтных осевых вентиляторов/ Н.Н. Петров, Н.В. Панова //
ФТПРПИ.– 2013. – №1. – С.127 – 137. (ВАК РФ)
20
7. Панова Н.В. Анализ осевых нагрузок на радиально-упорную подшипниковую опору высоконагруженных роторов вентиляторов серии ВО / Н.В. Панова // Сборник трудов XVII международного научного симпозиума студентов и
молодых ученых имени академика М.А. Усова «Проблемы геологии и освоения
недр». – Томск: ТПУ, 2013 – С. 332 –334.
8. Панова Н.В. Повышение эксплуатационных характеристик осевых вентиляторов главного проветривания шахт / Н.В. Панова // Сборник трудов XIV
всероссийской научно-технической конференции для студентов, аспирантов и
молодых ученых «Наука. Промышленность. Оборона». – Новосибирск: НГТУ,
2013 – С. 55 – 58.
9. Петров Н.Н. Некоторые аспекты создания безразмерной параметрической модели корпуса рабочего колеса осевых вентиляторов главного проветривания шахт / Н.Н. Петров Н.В. Панова, // Сборник трудов всероссийской научной конференции для студентов, аспирантов и молодых ученых «Горняцкая
смена – 2013». – Новосибирск: ИГД СО РАН, 2013 – С. 361 – 363
10. Panova N.V., Spiridonov E.A. Stress-strain state and vibration frequencies
of blades of the main mine fan impeller // Open Jurnal of Applied Sciences. – june
2013. V 3 – P. 56 – 60.
11. Петров Н.Н. Анализ влияния конструктивных элементов корпуса рабочего колеса на прочности высоконагруженных вентиляторов серии ВО /
Н.Н. Петров, Н.В. Панова // Горное оборудование и электромеханика. – 2013. –
№ 7 – С. 17 – 20. (ВАК РФ)
12. Панова Н.В. Параметрическая модель корпуса рабочего колеса ряда осевых высоконагруженных вентиляторов ВО/ Н.В. Панова // Сборник трудов XV научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России. Новые
подходы к развитию угольной промышленности».– Кемерово, 2013–С.122 – 125.
13. Петров Н.Н. Эволюция вентиляционных параметров шахт и возможности адаптации аэродинамических характеристик главных вентиляторов / Н.Н.
Петров, Н.В. Панова // Сборник трудов XV научно-практической конференции
«Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной
промышленности».– Кемерово, 2013 – С.125 – 127.
14. Петров Н.Н. Адаптация аэродинамических характеристик главных
вентиляторов к изменениям вентиляционных режимов шахт/ Н.Н. Петров,
Н.В. Панова, Е.Ю. Грехнёва // ФТПРПИ.– 2013. – №5. – С.119 – 126. (ВАК РФ)
21
Отпечатано в типографии Новосибирского
государственного технического университета
630073, г. Новосибирск, пр. К. Маркса, 20,
Формат 60 × 84 1/16, объем 1.25 п.л. тираж 110 экз.
Заказ № 948 подписано в печать 6.11.2013 г.
тел./факс (383) 346-08-57
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа