автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Динамика и прочность рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками осевых вентиляторов главного проветривания

На правах рукописи

КОЗЮРИН Сергей Владимирович

Динамика и прочность рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками осевых вентиляторов главного проветривания

Специальность 05.05.06 - «Горные машины»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Новосибирск - 2004

Работа выполнена в Институте горного дела Сибирского отделения Российской Академии наук

Научный руководитель: - доктор технических наук, профессор

Петров Нестер Никитович

Официальные оппоненты: - доктор физико-математических наук, профессор

Курзин Владимир Борисович

доктор технических наук Гилета Владимир Павлович

Ведущая организация: - Новосибирский Государственный Технический Университет

Защита диссертации состоится 25 июня 2004 г. в 13°° часов на заседании диссертационного совета Д.003.019.01 при Институте горного дела Сибирского отделения Российской академии наук (630091, г. Новосибирск, Красный проспект, 54).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ИГД СО РАН

Автореферат разослан 24 мая 2004 года.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор

Федулов А. И.

1. Актуальность темы.

Развитие горнодобывающей отрасли России предполагает дальнейшее совершенствование применяемых в технологических процессах систем и оборудования. Определяющую роль в обеспечении безопасности подземных работ играют шахтные вентиляционные системы, основным звеном которых являются главные вентиляторные установки (ГВУ). Подавляющее число ГВУ российских шахт оснащено устаревшими осевыми вентиляторами серий ВОКД и ВОД и зачастую эксплуатируются с КПД менее 30 %.

Необходимость повышения надежности и эффективности ГВУ требует проведения работ по созданию новых конструкций и модернизации существующего парка главных вентиляторов. Одним из путей повышения эксплуатационных характеристик вентиляторных установок главного проветривания является применение реверсивных регулируемых вентиляторов с поворотными на ходу сдвоенными листовыми лопатками рабочих колес.

Первостепенной задачей обеспечения надежности вентиляторов, является исследование динамики и прочности элементов их конструкций, в частности рабочих колес, основными элементами которых являются корпус и лопатки. Исследованиями динамики и прочности турбомашин занимались многие ученые, инженеры и конструкторы: И.А. Биргер, И.В. Демьянушко, Г.С. Жирицкий, Р.С. Киносашвили, А.В. Левин, Н.Н. Малинин, Э.А. Манушин, И.И. Мейерович, Г.С. Скубачевский, С.А. Тумаркин, А.П. Филиппов, Д.В. Хронин, А.З. Шеметов, Б.Ф. Шорр, М.И. Яновский и другие.

К настоящему моменту накоплен значительный опыт по анализу динамики и прочности элементов турбомашин: паровых и газовых турбин, гидротурбин, компрессорной техники, воздушных и водяных движителей. В то же время недостаточно исследований, учитывающих особенности конструкций шахтных вентиляторов. В большей степени это относится к машинам, проектируемым на основе новых конструкторских решений и рассчитанным на более тяжелые условия нагружения. Поэтому исследование динамики и прочности рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками является актуальной проблемой.

2. Цель работы -

повышение надежности и технического совершенства корпусов и сдвоенных листовых лопаток рабочих колес осевых вентиляторов главного проветривания.

3. Идея работы

состоит в проведении численных экспериментов с применением метода конечных элементов и компьютерного моделирования для определения прочностных и динамических характеристик рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками.

4. Задачи исследований:

- анализ напряженно-деформированного состояния корпусов и сдвоенных листовых лопаток рабочих колес;

- обоснование расчетных моделей для исследования колебаний сдвоенных листовых лопаток рабочих колес;

- исследование колебаний лопаток с оценкой влияния их отдельных геометрических и инерционно-массовых параметров на собственные частоты;

- разработка рекомендаций по проектированию корпусов и сдвоенных листовых лопаток рабочих колес.

5. Методы исследований

включают анализ источников научно-технической информации, постановку и проведение теоретических исследований и численных экспериментов методами конечных элементов и компьютерного моделирования с применением пакета прикладных программ.

6. Основные научные положения, защищаемые автором:

1. В корпусах рабочих колес с втулочным отношением 0,5 и менее максимальные напряжения возникают в районе отверстий для крепления лопаток в силовом поясе. При втулочном отношении 0,6 напряжения вокруг отверстий под поворотные основания лопаток на обечайке сопоставимы с напряжениями в силовом поясе и могут превосходить их.

2. Снижение напряжений в лопастях сдвоенной листовой лопатки обеспечивается установкой перемычки, оптимальное положение которой находится на расстоянии 0,2-0,3 длины лопастей от их основания.

3. При исследовании колебаний сдвоенных листовых лопаток в расчетной модели необходимо учитывать массово-жесткостные характеристики поворотного основания и хвостовика, а также податливость механизма поворота лопаток.

4. Центробежные силы оказывают максимальное влияние на изгибную жесткость лопатки в режиме реверса вентилятора. При этом для окружных скоростей вентилятора до 55 м/с увеличение собственных частот за счет центробежных сил может не учитываться.

7. Достоверность научных результатов

обеспечивается достаточным объемом проведенных исследований и практикой применения стандартных пакетов программ для решения задач статической прочности и динамики конструкций, а также проведением сравнительной оценки результатов, полученных альтернативными способами.

8. Новизна научных положений заключается в следующем:

- установлено расположение зон максимальных напряжений в корпусах рабочих колес и определен их относительный уровень в зависимости от втулочного отношения;

- получены зависимости напряжений в профильной части лопатки от расположения перемычки и определено ее оптимальное положение;

- обоснован выбор расчетных моделей для исследования колебаний сдвоенных листовых лопаток;

- установлена зависимость собственных частот сдвоенной листовой лопатки от окружных скоростей вентилятора при различных углах ее поворота относительно расчетного угла.

9. Личный вклад автора

состоит в обобщении известных методов исследования динамики и прочности лопаток и корпусов рабочих колес турбомашин, постановке задач исследований, разработке расчетных моделей и проведении исследований, обработке и анализе результатов, разработке рекомендаций по проектированию сдвоенных листовых лопаток и корпусов рабочих колес осевых вентиляторов главного проветривания.

10. Практическая ценность.

Проведенные исследования и разработанные на основе их результатов рекомендации определяют пути возможных конструкторских решений при разработке рабочих колес для новых шахтных осевых вентиляторов главного проветривания и модернизации вентиляторов, находящихся в эксплуатации. Полученные результаты также могут быть использованы при разработке тоннельных вентиляторов метрополитенов.

П. Реализация работы в промышленности.

Результаты научных исследований использованы в Институте «АЭРОТУРБОМАШ» при разработке шахтного вентилятора ВО-24К, внедренного в проектах вентиляционных систем шахт «Костромовская» и «Романовская-1» Кузбасса, тоннельного вентилятора ВО-21К(т), применение которого предусмотрено на станции «Березовая роща» Новосибирского метрополитена, а так же при подготовке проекта модернизации ротора шахтного вентилятора ВОД-40.

12. Апробация работы.

Основные положения диссертации докладывались на Международной конференции «Динамика и прочность горных машин» (Новосибирск, 2001); Международной конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к

развитию угольной промышленности» (Кемерово, 2002); П-й Международной конференции «Динамика и прочность горных машин» (Новосибирск, 2003).

13. Публикации.

Основное содержание диссертации опубликовано в 5 печатных работах.

14. Объем и структура диссертации.

Диссертация состоит из введения, 4 глав, заключения и приложения, изложенных на 125 страницах машинописного текста, включая 4 таблицы, а также содержит 58 рисунков и список литературы из 74 наименований.

Автор выражает благодарность коллективу лаборатории рудничной аэродинамики Института Горного Дела СО РАН за оказанную помощь при подготовке диссертации.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, указаны цели работы, основные задачи и сформулированы основные научные положения.

В первой главе проведен анализ состояния действующего парка вентиляторов главного проветривания шахт. Показано, что действующие на шахтах осевые вентиляторы типа ВОКД и ВОД в связи с устаревшими аэродинамическими схемами регулирования и реверсирования производительности не удовлетворяют современным требованиям к надежности и эксплуатационной эффективности. Это обстоятельство, а также потребность в вентиляторах с более высоким развиваемым давлением и большими диапазонами изменения производительности определили необходимость проведения научно-исследовательских, экспериментальных и проектно-конструкторских работ по созданию реверсивных автоматически регулируемых на ходу поворотом лопаток рабочего колеса высоконапорных шахтных вентиляторов главного проветривания с окружными скоростями порядка 110-120 м/с.

Одним из путей повышения надежности и эффективности вентиляционных систем шахт, рудников и тоннелей является модернизация устаревшего парка главных вентиляторов, которая в основном сводится к замене двухступенчатого ротора с поворотными лопатками направляющего и спрямляющего аппаратов (СА) на одноступенчатый с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса и неповоротными лопатками СА с использованием новых высокоэффективных аэродинамических схем лопаток рабочих колес и спрямляющих аппаратов.

На примере конструкций вентиляторов ВО-21К(в) и ВО30ВК показаны основные особенности исполнения рабочих колес с поворотными на ходу сдвоенными листовыми лопатками (рисунок 1).

1 - лопатка РК; 2 - хвостовик; 3 - подшипниковый узел; 4 - силовой пояс корпуса колеса; 5 - корпус; б - дезаксиальный кривошипно-ползунный механизм поворота лопаток; Б - диаметр рабочего колеса; d-диаметр втулки

Рисунок 1 - Рабочее колесо вентилятора ВО-30ВК

Преимуществами сдвоенных листовых лопаток по сравнению с профильными, например лопатками вентиляторов серии ВОД, являются:

1) возможность, при рациональном выборе геометрии и профилировании лопатки, полностью устранить изгибающий и крутящий моменты центробежных сил относительно оси поворота или уменьшить их до минимума;

2) упрощение технологии изготовления лопаток;

3) упрощение конструкции механизма поворота лопаток за счет уменьшения в два раза количества лопаток и, соответственно, количества их поворотных осей.

Разработка нового ряда регулируемых на ходу, реверсивных вентиляторов с новым исполнением рабочих колес и модернизация на их основе существующих машин, требует особого внимания к обеспечению необходимой прочности и надежности их конструктивных элементов. Особенно это актуально для новых вентиляторов, проектируемых на более высокие окружные скорости.

В главе проведен анализ нагрузок, действующих на лопатку рабочего колеса, и определены основные задачи исследования динамики и прочности рабочих колес. Показано, что из-за смещения лопастей сдвоенных лопаток относительно центра поворотного основания, центробежные силы кроме растягивающего воздействия создают крутящие и изгибающие моменты, которые, как было сказано выше, можно устранить или уменьшить до минимума.

Во второй главе проведен обзор методов расчета на прочность корпусов рабочих колес вентиляторов. Для расчета нормальных напряжений растяжения действующих в силовом поясе корпуса РК барабанного типа получено аналитическое решение, учитывающее ослабление сечений отверстиями для установки лопаток

, 42 / Р-П

0)

/ 2 лГ

где - плотность материала, - расстояние центра тяжести элемента барабана от оси вращения, со - угловая скорость вращения барабана, f - площадь сечения барабана вдоль образующей, / - площадь ослабленного сечения барабана, Р, - центробежная сила одной лопатки, п — число лопаток.

Так как /и / в равной степени зависят от толщины стенки барабана а, то их отношение, а значит и первое слагаемое в (1), не зависит от этого параметра. Возникающие на контуре отверстий концентрации напряжений могут быть учтены умножением значения О)-, на коэффициент концентрации напряжений а^

Формула (1) так же может быть использована для определения напряжений в обечайке, если задать Р, — О

Приведенный аналитический метод не учитывает влияние на напряжения из-гибных деформаций, возникающих в стенке из-за дискретности центробежных нагрузок масс лопаток, и не позволяет выявить распределение напряжений по толщине барабана, однако ввиду своей простоты и наглядности решения задачи, является хорошим инструментом для проведения оценочных расчетов.

С помощью стандартного пакета, основанного на методе конечных элементов построены расчетные модели и выполнен анализ напряженно-деформированного состояния стальных корпусов рабочих колес вентиляторов ВО-21К(в) и В0-30ВК. Конечно-элементная модель первой конструкции получена путем дискретизации силового пояса и опорного диска объемными конечными элементами, несущего диска и обечайки - плоскими. Для второй конструкции использовались только плоские элементы. Крепление корпусов к валу моделировалось запрещением перемещений соответствующих узлов в крепежных зонах. Нагрузки от лопаток задавались на контурах и внутренних поверхностях отверстий для их крепления на силовом поясе. Центробежные силы от собственных масс корпуса учитывались полуавтоматически с помощью опций пакета.

Для оценки сложного напряженного состояния элементов корпуса используется интенсивность напряжений по Мизесу:

где - компоненты тензора напряжений.

В результате анализа показано, что наибольшие напряжения возникают на внешней стороне силового пояса в районе отверстий для крепления лопаток, в опорном диске в районе отверстий для крепежных болтов и на поверхности обечайки вокруг отверстий-вырезов под поворотные основания лопаток. Самыми малона-груженным элементами корпуса являются ступица и несущие диски.

Высокий уровень напряжений на контуре установочных отверстий на силовом поясе обусловлен преимущественно нагрузками от лопаток, а значительные концентрации напряжений на контуре отверстий-вырезов на обечайке являются следствием центробежных нагрузок масс самой обечайки, величина которых зависит от втулочного отношения V = (Л/О (рисунок 1) и окружной скорости вентилятора. Установлено, что в корпусах рабочих колес с втулочным отношением 0,5 и менее максимальные напряжения возникают в районе отверстий для крепления лопаток в силовом поясе. В корпусах с втулочным отношением 0,6 напряжения вокруг отверстий под поворотные основания лопаток на обечайке сопоставимы с напряжениями в силовом поясе и могут превосходить их.

На примере конструкции корпуса РК вентилятора ВО-30ВК показано, что увеличение толщины стенки для снижения уровня напряжений в обечайке является малоэффективной мерой. При увеличении толщины с 10 до 25 мм (в 2,5 раза) максимальное напряжение уменьшилось приблизительно на 23% - с 306 МПа до 236 МПа. Это явление хорошо объясняется формулой (1), из которой следует независимость напряжений в стенке барабана от ее толщины при отсутствии сосредоточенных нагрузок. Очевидно, что увеличение толщины обечайки приводит к повышению материалоемкости конструкции при незначительном полезном эффекте. Возможными решениями данной проблемы являются: местное подкрепление контуров отверстий или использование для изготовления обечайки более легкого и прочного материала.

При расчете корпусов рабочих колес барабанного типа в большинстве случаев ограничиваются проверкой прочности элементов от действия центробежных нагрузок. Расчет корпуса рабочего колеса вентилятора ВО-21К(в) на действие центробежных сил показывает, что максимальное напряжение в наиболее опасном месте (в районе отверстий для установки лопаток) составляет 44 МПа, что в 2 раза меньше значения, полученного для модели с полной системой сил. Таким образом, пренебрегая при расчете на прочность действием других сил и моментов, существует вероятность получения заниженных значений напряжений. Особенно это относится к рабочим колесам с достаточно легкими лопатками, если узлы их крепления на силовом поясе воспринимают изгибающие моменты.

Расчетом показано, что в нагруженном корпусе РК наибольшим деформациям подвержена обечайка, при этом для колес с втулочным отношением 0,6 и окружной скоростью 110-120 м/с максимальные смещения в радиальном направлении могут достигать 1,5-2,0 мм, сужение отверстий вырезов - 0,5-0,75 мм.

В третьей главе проведен обзор методов расчета на прочность сдвоенных листовых лопаток рабочих колес осевых вентиляторов. Методом конечных элементов проведено исследование напряженно-деформированного состояния (НДС) лопаток с одной перемычкой вентиляторов ВО-21К(с) (аэродинамическая схема АМ-25, втулочное отношение V = 0,4) и ВО-21К(в) (аэродинамическая схема АМ-27, = 0,5). Расчетная модель первой лопатки создавалась для анализа НДС ее рабочей части, состоящей из двух лопастей и перемычки, и была образована плоскими элементами. Крепление лопастей к поворотному основанию моделировалось заделкой их корневых сечений. Для второй лопатки использовалась модель, включающая в свою структуру хвостовик с поворотным основанием, которые дискретизировались объемными элементами, при этом крепление осуществлялось по концевой части хвостовика. Аэродинамические нагрузки прикладывались к нескольким поперечным сечениям, причем в каждом из них составляющие компоненты нагрузок распределялись равномерно. Действие центробежных сил учитывалось полуавтоматически.

Анализ напряженного состояния показал наличие несколько зон, на которые следует обращать особое внимание при расчете сдвоенных листовых лопаток на прочность: в перемычке -линейная зона, проходящая вдоль сварных швов на неко-

тором удалении от них; в хвостовике лопатки - в районе конструктивного перехода диаметров вблизи зоны крепления; в лопастях - в районе передней кромки в зоне соединения лопастей с поворотным основанием и местах соединения лопастей с перемычкой (следует учесть наличие в этих зонах сварных швов, являющихся дополнительным источником концентрации напряжений).

Для вентилятора ВО-21К(с) выявлено, что увеличение давления в вентиляционной сети с Рз\- = 300 Па (номинальное) до = 500 Па при установившемся режиме работы (заданном угле установки лопаток) вентилятора ВО-21К(с) приводит к увеличению напряжений в элементах лопатки: в большой лопасти на 3,5 %, в малой на 7.5 %. в перемычке на 18,9 %. В том случае если расчет на прочность ведется на номинальный режим работы вентилятора, рекомендуется введение дополнительных коэффициентов безопасности: 1,1 - для лопастей и 1,2 - для перемычки.

Показано, что место расположения перемычки вдоль лопастей влияет на напряженное состояние элементов лопатки (рисунок 2).

Ь„ - расстояние от поворотного основания до перемычки, - длина лопасти

Рисунок 2 - Зависимость напряженного состояния элементов лопатки вентилятора ВО-21К(с) от положения перемычки

Наиболее существенно от положения перемычки зависит напряженное состояние лопастей, причем минимумы напряжений для большой и малой лопастей обеспечиваются при различных отношениях (где - расстояние от поворот-

ного основания до перемычки, Ь - длина лопасти): для большой « 0,17, для малой « 0.30. Для перемычки при отношении Ьп 'Ь < 0,15 напряжения быстро растут по мере смещения перемычки к поворотному основанию, при величина дейст-

вующих напряжений практически остается постоянной. Исходя из минимума действующих напряжений, оптимальное положение перемычки соответствует величине ¿л-/. = 0.30. Смещение перемычки в направлении от конца лопастей к основанию способствует понижению значений напряжений в корневом сечении и увеличению в сечениях лопастей, расположенных с внешней стороны перемычки.

В четвертой главе рассмотрены методы определения собственных частот лопаток турбомашин. С помощью метода конечных элементов проведены исследова-

ния собственных колебаний сдвоенных листовых лопаток. Для сравнения результатов использовались четыре расчетные модели:

1) Модель, включающая только профильную часть лопатки: две лопасти, связанные между собой одной или двумя перемычками (жесткость поворотного основания и хвостовика лопатки не учитывается). Крепление лопастей к поворотному основанию моделируется их заделкой по корневому сечению

2) Модель, учитывающая массово-жесткостные характеристики поворотного основания и хвостовика. Лопатка закреплена по концевой части хвостовика.

3) Модель, учитывающая податливость корпуса рабочего колеса.

4) Модель, учитывающая податливость механизма поворота лопаток по крутильной форме колебаний.

На рисунке 3 приведены значения собственных частот, полученные для первых трех расчетных моделей.

Рисунок 3 - Значения собственных частот лопатки для разных расчетных моделей.

Для оценки влияния податливости механизма поворота лопаток, получена зависимость собственной частоты по крутильной форме от его приведенной жесткости (рисунок 4).

Рисунок 4 - Влияние жесткости механизма поворота лопаток на значение

собственной частоты по крутильной форме колебаний

По

тельным реальная

предвари-оценкам жесткость

механизмов поворота лопаток соответствует значениям коэффициента находящимся в начале рассмотренного на рисунке диапазона, в связи с чем возможно более чем двукратное

снижение крутильных частот лопаток по сравнению с моделью, не учитывающей податливость механизма поворота.

Таким образом, для расчета собственных частот лопаток рекомендуется использовать модель, включающую в свою структуру хвостовик с опорным основанием и учитывающую податливость механизма поворота лопаток, которая должна быть определена для конкретной конструкции вентилятора. Влияние податливости корпуса рабочего колеса на значения собственных частот лопаток рекомендуется учитывать введением поправочного коэффициента 1,04 - 1,06.

Результаты расчета собственных частот лопатки с учетом влияния вращения ротора показывают, что для первой формы колебаний максимальное влияние центробежных сил обеспечивается при угловом положении лопатки, равном +100° (полный реверс) относительно расчетного угла, для второй +20°, для третьей -25°.

На примере вентилятора ВО-21К(в) показано (рисунок 5), что при окружной скорости 55 м/с максимальное увеличение собственных частот лопатки составляет около 3 % (для первого тона колебаний).

Рисунок 5 - Относительное изменение частот собственных колебаний лопатки при изменении частоты вращения рабочего колеса: при угле поворота + 100° относительно расчетного

При исследовании вынужденных колебаний это позволяет рассматривать статические собственные частоты. При увеличении окружной скорости рабочего колеса до 110 м/с, динамическая собственная частота превышает статическую на 11,7%, что необходимо учитывать при отстройке лопаток от резонанса.

Одним из основных параметром, которым можно варьировать для обеспечения необходимой жесткости лопатки и обеспечения требуемых частотных характеристик является толщина элементов конструкции. Как правило, для лопастей и перемычек выбирается листовой материал одинаковой толщины.

Для лопатки с двумя перемычками, выполненной по аэродинамической схеме АМ-17А, шахтного вентилятора ВО-ЗОВК зависимость собственных частот от толщины листового материала приведена на рисунке 6. Результаты показывают, что наиболее существенно частоты изменяются на начальном отрезке приведенного диапазона толщины, а по мере ее увеличения растут незначительно.

Рисунок 6 - Зависимость собственных частот лопатки вентилятора ВО-30ВК от толщины листового материала

Результаты аналогичного расчета для лопатки вентилятора В0-21К(с) в целом подтверждают эту зависимость - изменение

толщины с 6 до 9 мм (на 50 %) увеличивает собственные частоты лопатки: первую на 18,1 %, вторую на 12,7 %, третью на 31,1 %.

При отдельном изменении толщины перемычки в указанном диапазоне собственные частоты увеличиваются не значительно: первая на 6,8 %, вторая на 3,0 %, третья на 2,8 %. При изменении толщины перемычки на 100 % (до 12 мм) значения частот увеличиваются соответственно на 10,4 %, 5,7 % и 4,2 %.

Так же была получена зависимость собственных частот лопатки от расположения перемычки (рисунок 7). Анализ проводился для конечно-элементной модели лопатки с жестким закреплением лопастей по корневым хордам.

200

180 160

г»

я" 140

С 120

т

5 100

I во •

§ 60 о

° «

20 0

1 1

—♦—1-я форма ....._!_._._.....

• «• 2-я ферма т у- ( ------ 1 .1 р--------------г

...... -------------

1 I

-------и^

— .............. 1 1 ----- 1 1 1 - г -------1.....1. ,

0.1 0.2 0,3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 Относительное полома ш перемычки иШ.

- расстояние от поворотного основания до перемычки, Ь - длина лопасти

Рисунок 7 - Влияние места расположения перемычки на значения первых двух частот собственных колебаний лопатки

0.9

Максимум первой собственной частоты лопатки с одной перемычкой обеспечивается при расположении последней на расстоянии 45% длины лопастей от поворотного основания, а второй частоты - при 73%.

Так же показано, что при установке двух перемычек возможно существенное, для первой формы на 22,4 %, второй - на 32,2 %, повышение собственных частот по

сравнению с лопаткой с одной перемычкой. Оптимальное сочетания изгибной и крутильной жесткости лопатки с двумя перемычками достигается при установке первой на расстоянии 0,18-0,20 от длины лопастей, второй - 0,71-0,76. Выбором месторасположения перемычки (перемычек) обеспечивается эффективное регулирование собственных частот лопатки по изгибной и крутильной формам колебаний.

При значительных размерах лопатки, что свойственно крупным вентиляторам, приходится закреплять корневое сечение не по всей длине хорд лопастей, а лишь по их части. Кроме того, для ряда компоновочных схем рабочих колес уменьшение поворотного основания позволяет уменьшить продольный габарит силового пояса, его материалоемкость и массу. В результате уменьшения зоны закрепления, возможно изменение жесткости лопатки, а значит и частот ее собственных колебаний.

С помощью пакета программ проведены исследования первых трех частот собственных колебаний лопаток вентиляторов ВО-21К(в) и ВО-30ВК при различных диаметрах поворотного основания. Определялось изменение частот собствен-

Установлено, что изменение радиуса поворотного основания лопатки в пределах 0,8-1,0 радиуса максимального выступа лопастей в месте их сопряжения практически не приводит к изменению собственных частот лопатки - не более 0,1 %, в диапазоне 0,7-0,8 - не более 2,2 % (рисунок 9).

ных колебаний лопаток с «неполным закреплением» по сравнению с полностью закрепленными лопатками в зависимости от отношения радиуса закрепленной части (радиуса основания) Ro к радиусу максимального выступа лопастей Кт (расстояние от оси поворота лопатки до наиболее удаленной точки корневых сечений лопастей) (рисунок 8). Для анализа применялась упрощенная конечно-элементная модель лопатки с заделкой лопастей по корневым хордам.

Рисунок 8 - Схема закрепления лопатки

40 т

Рисунок 9 -Относительное изменение собственных частот лопатки вентилятора ВО-30ВК в

* I

-1-я форма

- - -2-я форма

— -3-я форма

зависимости от величины Ко/Кт

05

06

07

0,8

0,9

Яа/Ят

При анализе вынужденных колебаний лопаток показано, что резонансные явления могут быть вызваны неуравновешенностью ротора при колебании лопаток с частотой оз , равной частоте вращения ротора со. Кроме того, для осевых вентиляторов опасные режимы могут возникать в результате появления колебаний лопаток под действием нестационарных аэродинамических сил, возникающих вследствие неравномерности течения потока при взаимодействии с ребрами направляющего аппарата и лопатками спрямляющего аппарата. В этом случае резонансные частоты и й»^'^, пропорциональны соответственно числу ребер

направляющего аппарата и числу лопаток спрямляющего аппарата

Колебания также могут быть вызваны явлением срывного флаттера, заключающегося в возникновении самовозбуждающихся колебаний лопаток вследствие взаимодействия аэродинамических сил с упругими силами лопаток. При этом срыв потока может наблюдаться не на всех лопатках решетки, а только на их группе, а зона срыва может перемещаться по окружности. Такое явление получило название вращающегося срыва. Для данного вида колебаний частота со зависит от числа зон отрыва во вращающемся потоке и в общем случае не кратна частоте вращения рабочего колеса. Значения резонансных частот лопатки можно записать в следующем виде:

где n = 1,2,3,... - номер гармоники возбуждающих сил; 0<а< I.

С помощью построения частотной диаграммы (рисунок 10) был проведен анализ вынужденных колебаний лопаток вентилятора ВО-21К(в). Частоты вынужденных колебаний представлены здесь лучами, угловой коэффициент к, каждого из которых равняется числу вынужденных колебаний лопатки за один оборот рабочего колеса и определяет «порядок» вынужденных колебаний. Пересечения лучей с линиями, отвечающими значениям частот собственных колебаний лопаток с учетом «динамического ужесточения», дают резонансные частоты вращения ротора.

Рисунок 10 - Частотная диаграмма для лопаток вентилятора ВО-21К(в)

100 200 500 400 ¡00 >00 ТОО 600 S00 1000 Часто!« вращения ротора, об/мин

Значения собственных частот получены для модели лопатки, учитывающей характеристики поворотного основания и хвостовика без учета податливости корпуса РК и механизма поворота лопаток.

Выявлено, что при рабочей частоте вентилятора 500 об/мин, совпадения собственных частот лопаток и частот возбуждающих сил отсутствуют, при этом минимальная отстройка лопатки соответствует сближению частот их третьего тона колебаний с частотой возмущающей силы от взаимодействия с лопатками спрямляющего аппарата (к=15) и составляет приблизительно 15,5 %. В ходе раскрутки и выбега вентилятора лопатки проходят через несколько резонансных зон, соответствующих вынужденным колебаниям, вызванным неравномерностью потока от ребер направляющего аппарата (к=12) и лопаток спрямляющего аппарата: в районе частот вращения ротора 195 и 240 об/мин по 1-му тону колебаний, 280 и 345 об/мин по 2-му тону.

При потенциальном повышении рабочей частоты ротора до 1000 об/мин произойдет расширение спектра вынужденных колебаний в области рабочих режимов, что потребует их дополнительной оценки. Например, при рабочей частоте вращения 750 об/мин становится реальной опасность срывного флаттера (к<4).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Диссертация является научно-квалификационной работой, в которой изложены научно обоснованные технические разработки, имеющие существенное значение для экономики и посвященные исследованию проблем динамики и прочности рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками. Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем:

1. Установлено, что в корпусах рабочих колес с втулочным отношением 0,5 и менее максимальные напряжения возникают в районе отверстий для крепления лопаток в силовом поясе. При втулочном отношении 0,6 напряжения вокруг отверстий под поворотные основания лопаток на обечайке сопоставимы с напряжениями в силовом поясе и могут превосходить их.

2. Показано, что распространенный при расчете корпусов рабочих колес на прочность подход, при котором учитываются исключительно центробежные силы, не гарантирует достоверной оценки напряжений. Пренебрежение действием других сил и моментов может приводить к более чем двукратному занижению их значений.

3. Показано, что в сдвоенной листовой лопатке наибольшим напряжениям подвержены: крепежная зона хвостовика лопатки; зона перемычки, расположенная на некотором удалении от сварных швов; корневые сечения лопастей в районе передних кромок и сечения в зоне соединения лопастей с перемычкой.

4. Установлено, что смещение перемычки в направлении от конца лопастей к корню способствует перераспределению их напряженного состояния - понижению значений напряжений в корневом сечении и увеличению в сечениях лопастей, находящихся с внешней стороны перемычки. Минимум действующих напряжений в профильной части лопатки обеспечивается при расположении перемычки на расстоянии 0,2-0,3 длины лопастей от поворотного основания.

5. Для исследования колебаний лопаток обоснована целесообразность применения расчетной модели, учитывающей массово-жесткостные характеристики поворотного основания и хвостовика, а так же податливость механизма поворота лопаток. При этом показано, что учет податливости корпуса рабочего колеса не оказывает существенного влияния на расчетные значения собственных частот.

6. Показано, что при окружных скоростях вентилятора порядка 55 м/с влияние вращения на собственные частоты лопатки не существенно - частоты увеличиваются не более 3-4%, при 110 м/с рост частот более значителен и может достигать 12% для первой формы колебаний, что следует учитывать при анализе вынужденных колебаний.

7. При заданных основных конструктивных и геометрических параметрах лопатки наиболее эффективным способом обеспечения ее необходимой изгибной и крутильной жесткости, а значит частот собственных колебаний по соответствующим формам является выбор месторасположения перемычки. Для повышения собственных частот лопатки более 20 % целесообразна установка двух перемычек.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах.

1. Петров Н.Н., Исследование прочности корпусов высоконагруженных рабочих колес шахтных реверсивных осевых вентиляторов / Н.Н. Петров, Н.А. Попов, СВ. Козюрин // «Динамика и прочность горных машин». Тезисы докладов Международной конференции 21-24 мая. - Новосибирск: ИГД СО РАН. - 2001. -с. 115-118.

2. Красюк A.M. Исследование динамических нагрузок листовых лопаток тоннельных вентиляторов от воздушного потока. / A.M. Красюк, СВ. Козюрин, Е.А. Батяев // «Динамика и прочность горных машин». Тезисы докладов Международной конференции 21-24 мая. - Новосибирск: ИГД СО РАН. - 2001. - с. 110112.

3. Козюрин СВ. Анализ частот и форм колебаний сдвоенных листовых лопаток рабочих колес осевых вентиляторов / СВ. Козюрин, Н.А. Попов // «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности». Труды Международной научно-практической конференции. - Кемеро-во.-2002.-с. 31-32.

4. Елтышев Ю.В. Исследование динамики и прочности основных узлов новых осевых вентиляторов главного проветривания шахт и рудников / Ю.В. Елты-шев; С.В. Козюрин, Н.Н. Петров, НА Попов, А.Г. Шарапов // «Динамика и прочность горных машин». Сборник трудов II Международной конференции 28-29 мая. - Новосибирск: ИГД СО РАН. - 2003. - с. 148-154.

5. Козюрин СВ. Влияние положения перемычки на напряженное состояние и частоты собственных колебаний сдвоенной листовой лопатки рабочего колеса шахтного осевого вентилятора / СВ. Козюрин // «Динамика и прочность горных машин». Сборник трудов II Международной конференции 28-29 мая. - Новосибирск: ИГД СО РАН. - 2003. - с. 188-193.

Подписано в печать 18.05.2004 г. Формат 60x84/16, объём 0,99 усл. печ. л.

Тираж 100 экз., заказ №58.04 Отпечатано на минитипографии СибНИА

»10940

Определения, обозначения и сокращения.

Введение.

Обоснование применения регулируемых на ходу реверсивных осевых вентиляторов. Определение проблем исследования динамики и прочности рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками.

1.1. Этапы создания шахтных осевых вентиляторов и анализ парка действующих машин.

1.2. Перспективы применения осевых вентиляторов, в том числе выработавших проектный ресурс.

1.3. Конструктивные особенности рабочих колес с поворотными на ходу сдвоенными листовыми лопатками.

1.4. Анализ нагрузок, действующих на рабочее колесо вентилятора.

1.5. Определение основных задач исследования динамики и прочности рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками.

1.6. Выводы по разделу.

2. Исследование напряженно-деформированного состояния корпусов рабочих колес крупных осевых вентиляторов

2.1. Обзор методов решения задач прочности для элементов турбомашин

2.2. Методы расчета корпусов рабочих колес

2.3. Постановка задач исследования напряженно-деформированного состояния конструкций в формулировке метода конечных элементов

2.4. Анализ напряженно-деформированного состояния корпусов рабочих колес на основе метода конечных элементов.

2.5. Выводы по разделу.

3. Исследование напряженно-деформированного состояния сдвоенных листовых лопаток рабочих колес.

3.1. Методы расчета лопаток осевых вентиляторов.

3.2. Анализ напряженно-деформированного состояния сдвоенных листовых лопаток рабочих колес на основе метода конечных элементов

3.3. Влияние режима вентилятора на напряжения в элементах сдвоенной листовой лопатки.

3.4. Влияние места расположения перемычки на напряженное состояние сдвоенной листовой лопатки.

3.5. Выводы по разделу.

4. Исследование колебаний сдвоенных листовых лопаток рабочих колес осевых вентиляторов.

4.1. Анализ методов решения задач динамики рабочих лопаток турбомашин.

4.2. Постановка задач исследования механических колебаний в формулировке метода конечных элементов.

4.3. Анализ собственных колебаний сдвоенных листовых лопаток на основе метода конечных элементов

4.3.1. Выбор расчетных моделей при анализе собственных колебаний лопаток методом конечных элементов.

4.3.2. Влияние центробежных сил на собственные частоты лопатки

4.3.3. Влияние толщины листового материала на собственные частоты лопатки.

4.3.4. Влияние толщины перемычки и места ее расположения на собственные частоты лопатки.

4.3.5. Влияние радиуса поворотного основания на собственные частоты лопатки.

4.4. Анализ вынужденных колебаний сдвоенных листовых лопаток.

4.5. Выводы по разделу.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Развитие горнодобывающей отрасли России предполагает дальнейшее совершенствование применяемых в технологических процессах систем и оборудования. Определяющую роль в обеспечении безопасности подземных работ играет состояние шахтных вентиляционных систем, основным звеном которых являются главные вентиляторные установки (ГВУ).

Подавляющее число ГВУ российских шахт оснащено устаревшими осевыми вентиляторами серий ВОКД и ВОД. Эти установки часто эксплуатируются с низким уровнем экономичности, их общий КПД с учетом потерь энергии в каналах, электроприводе и вентиляторе находится в пределах 0,27-0,35, т.е. около 70 % потребляемой на вентиляцию электроэнергии теряется. Кроме того, по-прежнему актуально повышение надежности установок.

Необходимость повышения надежности и эффективности ГВУ требует проведения работ по созданию новых конструкций и модернизации существующего парка главных вентиляторов. Наиболее перспективным путем повышения эксплуатационных характеристик вентиляторных установок главного проветривания является применение реверсивных регулируемых вентиляторов с поворотными на ходу сдвоенными листовыми лопатками рабочих колес.

Существенный вклад в развитие систем вентиляции в России и СНГ внесли Г.А. Бабак, И.В. Брусиловский, С.И. Демочко, Н.И. Загребельный, И.В. Клепаков, В.И. Ковалевская, A.M. Красюк, Е.М. Левин, Н.Н. Петров, Н.А. Попов, В.А. Руденко, С.А. Тумаркин, К.А. Ушаков и другие.

Одной из первостепенных задач обеспечения надежности вентиляторов, является исследование динамики и прочности элементов их конструкций, в частности рабочих колес, основными элементами которых являются корпус и 6 лопатки. Поскольку вентиляторы являются типичными представителями класса лопаточных машин, развитие науки о прочности этих конструкции не возможно отделить от исследований связанных с другими видами этой техники: паровыми и газовыми турбинами, гидротурбинами, компрессорной техникой, воздушными и водяными движителями.

Исследованиями динамики и прочности турбомашин занимались многие ученые, инженеры и конструкторы: И.А. Биргер, И.В. Демьянушко, Г.С. Жирицкий, Р.С. Киносашвили, А.В. Левин, Н.Н. Малинин, Э.А. Манушин, И.И. Мейерович, Г.С. Скубачевский, А.П. Филиппов, Д.В. Хронин, А.З. Шеметов, Б.Ф. Шорр, М.И. Яновский и другие. Результаты их исследований являются основой современной науки о прочности и надежности лопаточных машин.

К настоящему моменту накоплен значительный опыт по анализу динамики и прочности элементов турбомашин, в то же время недостаточно исследований, учитывающих особенности конструкций шахтных вентиляторов. В большей степени это относится к вентиляторам, проектируемым на основе новых конструкторских решений и рассчитанным на более тяжелые условия нагружения.

К числу таких решений относится применение рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками. Исследованию напряженно-деформированного состояния и колебаний их основных элементов - корпусов и лопаток посвящена данная работа.

Цель работы — повышение надежности и технического совершенства корпусов и сдвоенных листовых лопаток рабочих колес осевых вентиляторов главного проветривания.

Идея работы состоит в проведении численных экспериментов с применением метода конечных элементов и компьютерного моделирования для определения прочностных и динамических характеристик рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками.

Задачи исследований:

1. Анализ напряженно-деформированного состояния корпусов и сдвоенных листовых лопаток рабочих колес.

2. Обоснование расчетных моделей для исследования колебаний сдвоенных листовых лопаток рабочих колес.

3. Исследование колебаний лопаток с оценкой влияния их отдельных геометрических и инерционно-массовых параметров на собственные частоты.

4. Разработка рекомендаций по проектированию корпусов и сдвоенных листовых лопаток рабочих колес.

Методы исследований включают анализ источников научно-технической информации, постановку и проведение теоретических исследований и численных экспериментов методами конечных элементов и компьютерного моделирования с применением пакета прикладных программ

Основные научные положения, защищаемые автором:

1. В корпусах рабочих колес с втулочным отношением 0,5 и менее максимальные напряжения возникают в районе отверстий для крепления лопаток в силовом поясе. При втулочном отношении 0,6 напряжения вокруг отверстий под поворотные основания лопаток на обечайке сопоставимы с напряжениями в силовом поясе и могут превосходить их.

2. Снижение напряжений в лопастях сдвоенной листовой лопатки обеспечивается установкой перемычки, оптимальное положение которой находится на расстоянии 0,2-0,3 длины лопастей от их основания.

3. При исследовании колебаний сдвоенных листовых лопаток в расчетной модели необходимо учитывать массово-жесткостные характеристики поворотного основания и хвостовика, а также податливость механизма поворота лопаток.

4. Центробежные силы оказывают максимальное влияние на изгибную жесткость лопатки в режиме реверса вентилятора. При этом для окружных скоростей вентилятора до 55 м/с увеличение собственных частот за счет центробежных сил может не учитываться.

Достоверность научных результатов обеспечивается достаточным объемом проведенных исследований и практикой применения стандартных пакетов программ для решения задач статической прочности и динамики конструкций, а также проведением сравнительной оценки результатов, полученных альтернативными способами.

Новизна научных положений заключается в следующем:

- установлено расположение зон максимальных напряжений в корпусах рабочих колес и определен их относительный уровень в зависимости от втулочного отношения;

- получены зависимости напряжений в рабочей части лопатки от расположения перемычки и определено ее оптимальное положение;

- обоснован выбор расчетных моделей для исследования колебаний сдвоенных листовых лопаток;

- установлена зависимость собственных частот сдвоенной листовой лопатки „от окружных скоростей вентилятора при различных углах ее поворота относительно расчетного угла.

Личный вклад автора состоит в обобщении известных методов исследования динамики и прочности лопаток и корпусов рабочих колес турбомашин, постановке задач исследований, разработке расчетных моделей и проведении исследований, обработке и анализе результатов, разработке рекомендаций по проектированию сдвоенных листовых лопаток и корпусов рабочих колес осевых вентиляторов главного проветривания.

Практическая ценность. Проведенные исследования и разработанные на основе их результатов рекомендации определяют пути возможных конструкторских решений при разработке рабочих колес для новых шахтных осевых вентиляторов главного проветривания и модернизации вентиляторов, 9 находящихся в эксплуатации. Полученные результаты также могут быть использованы при разработке тоннельных вентиляторов метрополитенов.

Реализация работы в промышленности. Результаты научных исследований использованы в Институте «АЭРОТУРБОМАШ» при разработке шахтного вентилятора ВО-24К, внедренного в проектах вентиляционных систем шахт «Костромовская» и «Романовская-1» в Кемеровской области, тоннельного вентилятора ВО-21К(т), применение которого предусмотрено на станции «Березовая роща» Новосибирского метрополитена, а так же при подготовке проекта модернизации ротора шахтного вентилятора ВОД-40.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на Международной конференции «Динамика и прочность горных машин» (Новосибирск, 2001); Международной конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности» (Кемерово, 2002); II-й Международной конференции «Динамика и прочность горных машин» (Новосибирск, 2003).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 5 печатных работах.

Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, 4 глав, заключения и приложения, изложенных на 125 страницах машинописного текста, включая 4 таблицы, а также содержит 58 рисунков и список литературы из 74 наименований.

4.5. Выводы по разделу

1. Выбор конечно-элементной модели лопатки оказывает существенное влияние на расчетные значения ее собственных частот. Хорошие результаты дает модель лопатки, учитывающая массово-жесткостные характеристики опорного основания и хвостовика и учитывающая податливость элементов механизма поворота лопаток. Учет податливости корпуса рабочего колеса не оказывает существенного влияния на расчетные значения собственных частот, которые снижаются не более чем на 4-6 %. При использовании модели с жестко заделанными по корневым хордам лопастями (опорное основание и хвостовик в модель не включаются) собственные частоты могут получаться завышенными более чем на 100% по сравнению с результатами для более точных моделей.

2. На примере вентилятора ВО-21К(в) показано, что при рабочей частоте вращения 500 об/мин и диаметре рабочего колеса 2100 мм (окружная скорость 54,98 м/с) максимальное увеличение собственных частот составляет около 3 % (для первого тона колебаний) в режиме полного реверса. При исследовании вынужденных колебаний это позволяет рассматривать статические частоты собственных колебаний лопатки. При увеличении рабочей частоты ротора до 1000 об/мин, соответствующей окружной скорости рабочего колеса 109,96 м/с, динамическая собственная частота превышает статическую на 11,7%, что необходимо учитывать при разработке нового ряда вентиляторов с более высокими окружными скоростями рабочих колес.

3. На примере вентилятора ВО-21К(с) показано, что увеличение толщины лопастей и перемычки на 50 % (с 6 до 9 мм) увеличивает собственные частоты: первую на 18,1 %, вторую на 12,7 %, третью на 31,1 %. При отдельном изменении толщины перемычки в указанном диапазоне собственные частоты увеличиваются незначительно: первая на 6,8 %, вторая на 3,0 %, третья на 2,8 %. При изменении толщины перемычки на 100 % (до 12 мм) значения частот увеличиваются соответственно на 10,4 %, 5,7 % и 4,2 %.

4. Максимум первой собственной частоты лопатки с одной перемычкой обеспечивается при расположении последней на расстоянии 0,45 длины лопастей от поворотного основания, а второй частоты - при 0,73. При установке двух перемычек возможно существенное, для первой формы на

22.4 %, второй — на 32,2 %, повышение собственных частот по сравнению с лопаткой с одной перемычкой. Оптимальное сочетание изгибной и крутильной жесткости лопатки с двумя перемычками достигается при установке: первой на расстоянии 0,18-0,20 от длины лопастей, второй - 0,71-0,76. Выбором месторасположения перемычки (перемычек) обеспечивается эффективное регулирование собственных частот лопатки по изгибной и крутильной формам.

5. Изменение радиуса поворотного основания лопатки в пределах 0,8-1,0 радиуса максимального выступа лопастей в месте их сопряжения практически не приводит к изменению собственных частот лопатки - не более 0,1 %, в диапазоне 0,7-0,8 - не более 2,2 %.

6. Вынужденные колебания лопаток вентилятора ВО-21К(в) с рабочей частотой вращения ротора 500 об/мин характеризуются наличием резонансов на этапе раскрутки от вынужденных колебаний 12-го и 15-го порядка, соответствующих возмущениям, вызванным неравномерностью потока у 12 ребер направляющего аппарата и 15 лопаток спрямляющего. На рабочей частоте ротора отмечена недостаточная отстройка лопаток рабочего колеса

15.5 % по третьему тону колебаний от частоты возмущающей силы 15-й кратности. Для устранения этого недостатка рекомендовано уменьшить количество лопаток спрямляющего аппарата до 13 и (или) обеспечить увеличение частоты третьего тона собственных колебаний лопатки рабочего колеса конструктивными мерами, в частности, выбором оптимального местоположения перемычки. Отмечено, что при увеличении рабочей частоты ротора до 1000 об/мин происходит расширение спектра вынужденных колебаний.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Диссертация является научно-квалификационной работой, в которой изложены научно обоснованные технические разработки, имеющие существенное значение для экономики и посвященные исследованию проблем динамики и прочности рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками. Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем:

1. Показано, что перспективным путем решения проблемы роста технико-экономических показателей шахт является создание реверсивных регулируемых на ходу вентиляторов на основе рабочих колес с поворотными на ходу лопатками с окружными скоростями порядка 110-120 м/с. Разработка новых конструкций и рост нагруженности осевых вентиляторов повышает актуальность исследования динамики и прочности лопаток и корпусов их рабочих колес.

2. Установлено, что наиболее нагруженными местами корпусов рабочих колес являются: внешняя сторона силового пояса в районе отверстий для крепления лопаток, район отверстий для крепежных болтов в опорном диске и контур отверстий-вырезов под поворотные основания лопаток на обечайке. Причем в корпусах рабочих колес с втулочным отношением 0,5 и менее максимальные напряжения возникают в районе отверстий для крепления лопаток в силовом поясе. При втулочном отношении 0,6 напряжения вокруг отверстий под поворотные основания лопаток на обечайке сопоставимы с напряжениями в силовом поясе и могут превосходить их.

3. Показано, что распространенный при расчете корпусов рабочих колес на прочность подход, при котором учитываются исключительно центробежные силы, не гарантирует достоверной оценки напряжений. Пренебрежение действием других сил и моментов может приводить к более чем двукратному занижению их значений.

4. Показано, что в сдвоенной листовой лопатке наибольшим напряжениям подвержены: крепежная зона хвостовика лопатки; зона перемычки, расположенная на некотором удалении от сварных швов; корневые сечения лопастей в районе передних кромок и сечения в зоне соединения лопастей с перемычкой.

5. На примере вентилятора ВО-21К(с) показано, что увеличение давления в вентиляционной сети с Psv = 300 Па (номинальное) до PSv = 500 Па при установившемся режиме работы (заданном угле установки лопаток) приводит к увеличению напряжений в элементах лопатки: в большой лопасти на 3,5 %, в малой на 7,5 %, в перемычке на 18,9 %. В том случае если расчет на прочность ведется на номинальный режим работы вентилятора, рекомендуется введение дополнительных коэффициентов безопасности: 1,1 — для лопастей и 1,2 - для перемычки.

6. Смещение перемычки в направлении от конца лопастей к корню способствует перераспределению их напряженного состояния - понижению значений напряжений в корневом сечении и увеличению в сечениях лопастей, находящихся с внешней стороны перемычки. Минимум действующих напряжений в профильной части лопатки обеспечивается при расположении перемычки на расстоянии 0,2-0,3 длины лопастей от поворотного основания.

7. Установлено, что при исследовании собственных колебаний лопатки наиболее приемлема расчетная модель, учитывающая массово-жесткостные характеристики опорного основания и хвостовика и податливость механизма поворота лопаток. Учет податливости корпуса рабочего колеса не оказывает существенного влияния на расчетные значения собственных частот, которые снижаются не более чем на 6 %. При использовании модели с жестко заделанными по корневым хордам лопастями (опорное основание и хвостовик в модель не включаются) собственные частоты могут получаться завышенными более чем на 100% по сравнению с истинными значениями.

8. Показано, что при окружных скоростях вентилятора порядка 55 м/с влияние вращения на собственные частоты лопатки не существенно - частоты увеличиваются не более 3-4%, при 110 м/с рост частот более значителен и может достигать 12% для первой формы колебаний. При исследовании колебаний лопаток этот эффект может быть учтен введением соответствующих коэффициентов.

9. При заданных основных конструктивных и геометрических параметрах лопатки наиболее эффективным способом обеспечения ее необходимой изгибной и крутильной жесткости (частот собственных колебаний по соответствующим формам) является выбор месторасположения перемычки. При необходимости значительного повышения собственных частот лопатки (более 20 %) рекомендуется установка двух перемычек.

10. При окружных скоростях вентилятора до 55 м/с вынужденные колебания рабочих лопаток характеризуются возможностью появления резонансных явлений от возмущений, вызванных неравномерностью потока у лопаток направляющего и спрямляющего аппаратов. В случае увеличения окружных скоростей до 110 м/с возможно расширение спектра вынужденных колебаний за счет появления срывного флаттера.

1.3аслов В.Я. Совершенствование конструкции вентиляторов НПО «УРАЛГОРМАШ» / ВЛ.Заслов // Управление вентиляцией и газодинамическими процессами в шахтах. Новосибирск: ИГД СО АН СССР. — 1989. -с. 88-92.

2. Клебанов Ф.С. Воздух в шахте. Трактат о проветривании угольных шахт / Ф.С. Клебанов / М.: Наука, 1995. 600 с.

3. Клепаков И.В. Разработка нового ряда шахтных осевых вентиляторов главного проветривания / И.В. Клепаков, В.А. Руденко // Теоретические и эксплуатационные проблемы шахтных стационарных установок. — Донецк: ВНИИГМ им. М.М. Федорова. 1986. - с. 110-121.

4. Петров Н.Н. Создание вентиляторов с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса / Н.Н. Петров, A.M. Красюк // Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах. — Новосибирск: ИГД СО АН СССР. — 1983.-с. 173-182.

5. Петров Н.Н. Исполнительные механизмы САРВ с осевыми вентиляторами / Н.Н. Петров // Автоматическое регулирование и эффективность работы главных вентиляторных установок шахт.- ВИНИТИ.— №319-68 Деп.- с. 46-67.

6. Петров Н.Н. Вопросы расчета и конструирования регулируемых на ходу осевых вентиляторов / Н.Н. Петров, Н.А. Попов, Н.Н. Андреев // ФТПРПИ. -1991. -№ 3.-е. 72-81.

7. Соловьев В.И. Решение задач вентиляции тоннелей на примере Новосибирского метрополитена / В.И. Соловьев, Ю.Г. Кузнецов, Н.А. Попов, Г.Ф. Салашин // Транспортное строительство. 1990. - № 9. - с. 28-30.

8. Балаклеевский Н.П. Новый этап в создании вентиляционной техники / Н.П. Балаклеевский, Н.Н. Петров, Н.А. Попов и др. // Метро. 1992. - № 2. -с. 52-55.

9. Демин В. Тоннельный вентилятор вертикального исполнения / В. Демин, Н. Балаклеевский, Н. Попов и др. // Метро. 1996. - № 3. - с. 26-27.

10. Петров Н.Н. Теория и проектирование реверсивных осевых вентиляторов с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса / Н.Н. Петров, Н.А. Попов, Е.А. Батяев, В.А. Новиков // ФТПРПИ. 1999. - № 5. - с. 79-92.

11. Ковалевская В.И. Шахтные вентиляторы за рубежом / В.И. Ковалевская, Г.А. Крупицкая // Угольное и горнорудное оборудование. М.: НИИИНФОРМТЯЖМАШ, 1972. № 16. - 45 с.

12. Петров Н.Н. Исследование эволюции шахтных вентиляторных систем / Н.Н. Петров, Ю.М. Кайгородов // Автоматическое управление в горном деле. -Новосибирск: ИГД СО АН СССР. 1974. - с. 126-136.

13. Бабак Г.А. Исследование и разработка высокоэкономичных шахтных вентиляторных установок главного проветривания с центробежными вентиляторами / Г.А. Бабак // Автореф. диссерт. на соиск. уч. степ. д.т.н.: Новочеркас'к, 1971. 53 с.

14. Правила безопасности в угольных и сланцевых шахтах. — М.: Недра, 1996. 447 с.

15. Рудничная вентиляция: Справочник / Н.Ф. Гращенков, А.Э. Петросян, М.А. Фролов и др.; Под ред. К.З. Ушакова. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Недра, 1988. - 440 с.

16. Демочко С.И. Неисправности шахтных вентиляторных установок главного проветривания / С.И. Демочко, А.В. Кузнецов, В.П. Паршинцев / М.: Недра, 1990.

17. Петров Н.Н. Пути модернизации устаревшего парка главных вентиляторов шахт / Н.Н. Петров, Н.А. Попов, Д.В. Зедгенизов, А.И. Михайлов и др. // Безопасность труда в промышленности. 2000.- с. 36-38.

18. Пояснительная записка к техническому проекту ротора вентилятора ВО-40К. Новосибирск: Институт «Аэротурбомаш», 2000. - 34 с.

19. Бабак Г.А. Шахтные вентиляторные установки главного проветривания. Справочник / Г.А. Бабак, К.П. Бочаров, А.Т. Волохов и др. / М.: «Недра», 1982. 296 с.

20. Агрегат вентиляторный ВО-ЗОВКН. 00. 000. 000. ТО. Новосибирск: ООО Институт «АЭРОТУРБОМАШ», инв, № 9/3, 1999. - 33 с.

21. Агрегат вентиляторный ВО-ЗОВКН. Расчеты ВО-ЗОВКН. 00. ООО. ООО. PP. Новосибирск: ТОО «ГОРНЯК», 1997. - 94 с.

22. Бакшт Ю.Б. Гребные винты регулируемого шага / Ю.Б. Бакшт, Е.Г. Лофенфельд, А.А. Русецкий / JL: Судпромгиз, 1961. 328 с.

23. Тумаркин С.А. Расчет вентиляторов на прочность / С.А. Тумаркин // Труды ЦАГИ, Выпуск № 496, М.: ЦАГИ, 1940. 188 с.

24. Лепилкин A.M. Теория и расчет центробежного регулирования автоматических винтов с гидравлическим механизмом / А.М. Лепилкин // Труды ЦАГИ. 1946. - № 581.

25. Петров Н.Н. Исследование составляющей момента лопатки осевого вентилятора от действия центробежных сил / Н.Н. Петров, Н.А. Попов // Автоматическое управление в горном деле. Новосибирск: ИГД СО АН СССР. -1971.- с.72-79.

26. Попов Н.А. Исследование составляющей момента лопатки от действия аэродинамических сил / Н.А. Попов, Н.Н. Петров // Автоматизация управления проветриванием шахт. ВИНИТИ. - №7239 - 73 Деп.

27. Беззубко И.А. Расчет центробежных сил и моментов, действующих на рабочие лопатки осевых вентиляторов / И.А. Беззубко // Прогрессивное оборудование шахтных стационарных установок. Донецк: ВНИИГМ им. М.М. Федорова. - 1989. - с. 153-164.

28. Манушин Э.А. Конструирование и расчет на прочность турбомашин газотурбинных и комбинированных установок / Э.А. Манушин, И.Г. Суровцев / М.: Машиностроение, 1990. 400 с.

29. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. Справочник / И.А. Биргер, Б.Ф. Шорр, Г.Б. Иосилевич / М.: Машиностроение, 1993. 639 с.

30. Гецов Л.Б. Материалы и прочность деталей газовых турбин. / Л.Б. Гецов / М.: Недра, 1996. 591 с.

31. Жирицкий Г.С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых турбин / Г.С. Жирицкий / Госэнергоиздат, 1960.

32. Жирицкий Г.С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин / Г.С. Жирицкий, В.А. Стрункин / М.: Машиностроение, 1968.

33. Конструкционная прочность материалов и деталей газотурбинных двигателей / Под редакцией И.А. Биргера и Б.Ф. Балашова / М.: Машиностроение, 1981.

34. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин / А.Г. Костюк / М.: Машиностроение, 1982.

35. Левин А.В. Прочность и вибрация лопаток и дисков паровых турбин / А.В. Левин, К.Н. Боришанский, Е.Д. Консон / Л.: Машиностроение, 1981.

36. Левин А.В. Рабочие лопатки и диски паровых турбин / А.В. Левин / М.: Госэнергоиздат, 1953. 624 с.

37. Малинин Н.Н. Прочность турбомашин. Машгиз, 1962.

38. Прочность паровых турбин / Под ред. Л.А. Шубенко-Шубина. М.: Машиностроение, 1973.

39. Расчет на прочность авиационных газотурбинных двигателей. / Под редакцией И.А. Биргера и Н.И. Котерова / М.: Машиностроение, 1984. 208 с.

40. Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели / Г.С. Скубачевский / М.: Машиностроение, 1981. 550 с.

41. Холщевников К.В. Теория и расчет авиационных лопаточных машин / К.В. Холщевников / М.: Машиностроение, 1970. 610 с.

42. Яновский М.И. Конструирование и расчет на прочность паровых турбин / М.И. Яновский / М.-Л.: АН СССР, 1947. 646 с.

43. Брусиловский И.В. Аэродинамика осевых вентиляторов / И.В. Брусиловский / М.: Машиностроение, 1984. 240 с.

44. Демьянушко И.В. Расчет на прочность вращающихся дисков / И.В. Демьянушко, И.А. Биргер / М.: Машиностроение, 1978. 455 с.

45. Киносашвили Р.С. Расчет на прочность дисков турбомашин / Р.С. Киносашвили / М.: Оборонгиз, 1954. 141 с.

46. Справочник по строительной механике корабля. Том 2. Ленинград, Судостроение, 1982. 462 с.

47. NASTRAN Computer Program for Struktural Analysis. SAE Preprints. -1962.-№12

48. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике / О. Зенкевич / М.: Мир, 1975.-541 с.

49. Сегерлинд JI. Применение метода конечных элементов / JI. Сегерлинд / М., Мир, 1979.

50. Стренг Г. Теория метода конечных элементов / Г. Стренг, Дж. Фикс / М.: Мир, 1976.

51. Воробьев Ю.С. Теория закрученных стержней / Ю.С. Воробьев, Б.Ф. Шорр / Киев: Наукова думка, 1983. 188 с.

52. Загребельный Н.И. Исследование прочности и повышения несущей способности рабочих лопастей шахтных осевых вентиляторов главного проветривания / Н.И. Загребельный // Автореферат кандтдатской диссертации. -Тула.-1971.

53. Загребельный Н.И. Конструкция и прочность лопастей осевых вентиляторов главного проветривания / Н.И. Загребельный // Сб. «Угольное и горнорудное машиностроение», НИИИНФОРМТЯЖМАШ, 2-68-3, М., 1968.

54. Красюк A.M. Исследование динамических нагрузок листовых лопаток тоннельных вентиляторов от воздушного потока. / A.M. Красюк, С.В. Козюрин, Е.А. Батяев // «Динамика и прочность горных машин». Тезисы докладов

55. Международной конференции 21-24 мая. Новосибирск: ИГД СО РАН. - 2001. -с. 110-112.

56. Иванов В.П. Колебания рабочих колес турбомашин / В.П. Иванов / М.: Машиностроение, 1983. 224 с.

57. Колебания в турбомашинах / Сб. Института машиностроения АН СССР, Изд. АН СССР, 1956.

58. Мейерович И.И. Колебания слабоизогнутых и закрученных лопаток / И.И. Мейерович / М.: Оборонгиз, 1956. 54 с.

59. Филиппов А.П. Колебания деформируемых систем / А.П. Филиппов / М.: Машиностроение, 1970. 734 с.

60. Хронин Д.В. Теория и расчет колебаний в двигателях летательных аппаратов. / Д.В. Хронин / М.: Машиностроение, 1980. 296 с.

61. Шеметов А.З. Приближенное определение частот собственных тангенциальных колебаний коротких лопаток паровых турбин / А.З. Шеметов // Котлотурбостроение. —1947. № 1. - с. 29-31.

62. Шнейдман А.Е. Определение частот собственных колебаний лопаток переменного сечения и критических оборотов вала способом наложения / А.Е. Шнейдман // Судостроение. 1941. - № 10. - с. 425-428.

63. Шорр Б.Ф. Колебания закрученных стержней / Б.Ф. Шорр // Известия АН СССР. 1961. - № 3. - с. 102-112.

64. Загребельный Н.И. Влияние краевых условий на собственные частоты изгибных колебаний листовых лопаток шахтных осевых вентиляторов / Н.И. Загребельный // «Вопросы горной механики».- № 27.

65. Курзин В.Б. Расчет собственной и вынужденной частоты колебаний лопаток рабочего колеса вентилятора ВО-ЗОВК(Н) / В.Б. Курзин, С.Н.

66. Коробейников, JI.А. Ткачева // Отчет о работе по договору-подряду № 11у от 22.06.96. Новосибирск: ТОО «Горняк», 1996, - 24 с.

67. Пановко Я.Г. Устойчивость и колебания упругих систем / Я.Г. Пановко, И.И. Губанова / М.: Наука, 1987 г.