автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Исследование и разработка тоннельных вентиляторных агрегатов

На правах рукописи

Г Г б ОД 2 2 ДЕК 20ПЗ

КРАСЮК Александр Михайлович

Исследование и разработка тоннельных вентиляторных агрегатов

Специальность 05.05.06. - «Горные машины»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Новосибирск - 2000

Работа выполнена в Институте горного дела - научно-исследовательском учреждении Сибирского отделения Российской Академии наук и Новосибирском технологическом институте Московского государственного университета дизайна и технологий

Научный консультант: доктор технических наук, профессор H.H. Петров

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Н.П. Косарев

доктор физико-математических наук В.А. Юдин

доктор технических наук, профессор,

заслуженный деятель науки РСФСР В.Ф. Горбунов

Ведущая организация - Акционерное общество "Артемовский машиностроительный завод"

Защита диссертации состоится 22 декабря 2000 г. в 10 час на заседании диссертационного совета Д 003.17.01 в Институте Горного дела- научно-исследовательском учреждении СО РАН по адресу: 630091, г. Новосибирск, Красный пр., 54.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Института горного дела- научно-исследовательском учреждении СО РАН

Автореферат разослан «££.» ноября 2000 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

доктор технических наук, профессор

ОШЦЛЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. С ростом крупных городов обостряется проблема наземных транспортных коммуникаций. Средняя скорость движения общественного транспорта находится в пределах 15 - 20 км/ч. Рост парка автобусов, трамваев и т.п. остроты проблемы не снимает. Поэтому развитие подземных транспортных коммуникаций (метрополитенов) является эффективным решением проблемы перевозки пассажиров в крупных городах. В России действуют 5 метрополитенов и 4 находятся в стадии строительства.

Известно, что основным звеном системы жизнеобеспечения подземных транспортных тоннелей является вентиляция, осуществляемая тоннельными вентиляторными агрегатами. Для проветривания метрополитенов у каждой станции и на перегонах между ними строятся вентиляционные камеры, в каждой из которых устанавливаются попарно нерегулируемые на ходу вентиляторные агрегаты мощностью до 90 кВт, при этом, их энергопотребление уступает только энергопотреблению подвижного состава и достигает 0.9 - 1.2 миллиона кВт ч в год на 1 км линий метрополитена. Среднее значение эксплуатационных КПД вентиляторных агрегатов действующих метрополитенов составляет 0,19 - 0,33 (т.е. более 70 % потребляемой электроэнергии теряется), а бюджеты городов, имеющих метрополитены несут большие потери (210 - 250 тыс. руб. в год на 1 км линии метрополитена). Современные вентиляторы также не обеспечивают эффективного реверсирования и форсирования вентиляционного режима в случае аварийной ситуации (пожар, задымление и т.п.), что может привести к человеческим жертвам. В настоящее время в метрополитенах СНГ находятся в эксплуатации более 1400 тоннельных вентиляторов. Из них около 700 машин (по данным электромеханических служб метрополитенов) требуют замены.

Для пуска одной новой станции требуется построить две вентиляционные камеры и установить 4 вентиляторных агрегата. Значительные габариты выпускаемых тоннельных вентиляторов обусловливают высокую стоимость зентиляционных сооружений и камер с комплектом оборудования, стоимость (вторых находится в пределах 5 ... 10% стоимости 1 км линии метрополитена. !оэтому, задача создания эффективных вентиляторов для проветривания метрополитенов актуальна и имеет важное научное и народнохозяйственное значе-ше.

Цель работы. Совершенствование теории и разработка методов расчета инструкций тоннельных вентиляторных агрегатов.

Идея работы заключается в использовании закономерностей формирова-1ия эксплуатационных режимов и динамических нагрузок осевых вентиляторов лавного проветривания для их адаптации к разнообразию свойств вентиляци-1нных сетей метрополитенов при разработке и создании типоразмерного ряда ¡ысокоэкономичных вентиляторов.

- Задачи исследований:

- исследовать штатные и аварийные режимы тоннельной вентиляции, определить поле требуемых вентиляционных режимов, диапазон их изменения по расходу воздуха и действующие возмущения;

- разработать математические модели ротора и на их основе исследовать динамику вентиляторного агрегата при его взаимодействии с возмущенным вентиляционным потоком;

- определить области устойчивого вращения ротора вентилятора и требования к рациональной компоновке вентиляторного агрегата;

- получить математические модели механизма поворота лопаток рабочего колеса, исследовать динамику механизма и определить его рациональные параметры.

Методы исследований включают анализ источников научно-технической информации по тематике работы, постановку и проведение теоретических и экспериментальных исследований методами математического и физического моделирования с применением теории подобия и теоретической механики.

Основные научные положения, защищаемые автором:

1. Повышение эксплуатационного КПД тоннельных вентиляторов в 1,8 — 2,2 раза достигается путем создания ряда машин с номинальными статическими давлениями в интервале 200 - 400 Па, с большей плотностью ряда у нижней границы интервала.

2. Отклонение текущего значения требуемого расхода воздуха на станции в течение суток составляет 0,07 - 2,78 от среднего и должно обеспечиваться путем изменения угла установки лопаток рабочего колеса вентилятора на ходу, т.к. устройства для реализации этого способа управления режимом, обладают достаточной глубиной регулирования, большей надежностью и меньшей стоимостью по сравнению с альтернативными.

3. Касательные напряжения в материале вала ротора при аэродинамическом взаимодействии лопаточных систем вентилятора с возмущенным воздушным потоком от поршневого действия двигающихся поездов и в зависимости от места установки вентилятора возрастают в 2,9 - 3,5 раза.

4. Значительное снижение нагрузок в механизме поворота лопаток рабочего колеса (на 85 - 90%) достигается за счет совмещения одной из главных центральных осей инерции профиля лопатки с осью ее поворота и выполнением механизма поворота с рациональными соотношениями линейных параметров.

5. Повышение устойчивости вентиляционной системы метрополитена мелкого заложения в аварийных режимах и снижение эксплуатационных расходов на энергопотребление в 1,1 - 2,7 раза достигается применением технологической схемы, при которой станционные вентиляторные агрегаты работают в режиме вытяжки, а перегонные - выключены, и их шибирующие аппараты открыты.

Достоверность научных положений, выводов, рекомендаций обеспечивается достаточным объемом и сходимостью результатов теоретических, лабораторных и натурных исследований вентиляторов и эксплуатационных режимов вентиляции метрополитена.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- на основе данных натурных экспериментов и расчетных соотношений по проектированию вентиляции метрополитенов установлены границы поля вентиляционных режимов по требуемым давлениям и производительности;

- в условиях действующего метрополитена экспериментально определен диапазон изменения требуемого расхода воздуха на станции, на основании которого выполнен сравнительный анализ способов регулирования режима работы тоннельных вентиляторов и средств для их реализации по критериям максимума экономичности, надежности и минимума стоимости;

- на основе данных экспериментальных исследований «поршневого эффекта» в тоннелях метрополитена, получены зависимости между напряжениями в роторе вентилятора и параметрами возмущенного воздушного потока;

- аналитически и экспериментально доказана необходимость совмещения одной из главных центральных осей инерции профиля лопатки рабочего колеса вентилятора с ее осью поворота и получены аналитические зависимости нагрузок в механизме поворота лопаток от соотношения линейных параметров механизма;

-экспериментально и методом численного моделирования обоснована рациональная схема вентиляции метрополитена мелкого заложения и установлено, что снижение в 2,2 - 2,5 аэродинамических потерь энергии во входных и выходных элементов вентиляционных камер может быть достигнуто путем установки диффузоров и обтекателей в вентиляционном канале.

Личный вклад автора состоит в обобщении известных результатов, постановке проблемы и задач исследований, разработке и реализации методик экспериментальных работ по определению нагрузок в узлах вентиляторов, разработке математических моделей и их численной реализации, обработке и анализе результатов, выборе направления совершенствования конструкции вентиляторов и вентиляционных камер и реализации в метрополитене новых схем вентиляции при штатных и аварийных режимах.

Практическая ценность. Результаты исследований позволяют повысить эксплуатационную эффективность тоннельных вентиляторов в 2,2 - 5,5 раза, в том числе за счет роста КПД и снижения эксплуатационных расходов на тоннельную вентиляцию метрополитенов, за счет автоматического управления режимом проветривания, при одновременном снижении материалоемкости и повышении надежности вентиляторов. Приведены рекомендации и определены параметры для разработки перспективного ряда тоннельных вентиляторов. Разработан и апробирован метод расчета параметров механизма поворота лопаток

рабочего колеса на ходу. Предложены и разработаны пути модернизации действующего парка вентиляторов, выработавших свой ресурс.

Реализация работы. Полученные результаты легли в основу проектирования тоннельных вентиляторов ВВО-21р. С 1985 по 2000 гг. в Новосибирском метрополитене установлены 6 машин, в конструкцию которых вошли технические решения , защищенные авторскими свидетельствами №1603066 и патентом № 13! 1331. Институтом Новосибметропроект при проектирования 2-х вентиляционных камер Новосибирского метрополитена: перегонной на пикете №108 и станционной на пикете №102 внедрены технические решения , защищенные авторским свидетельством №1335712.

Научные разработки и положения диссертационной работы использованы Новосибирским метрополитеном при переходе на однонаправленную схему тоннельной вентиляции и при формировании плана режимов включения вентиляторных агрегатов в аварийных ситуациях.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на Всесоюзных совещаниях «Управление вентиляцией, и газодинамическими явлениями в шахтах» (г. Новосибирск, 1981,1984, 1988 г.), на Всесоюзной конференции «Развитие производительных сил Сибири и задачи ускорения научно-технического прогресса» (г. Новосибирск, 1985 г.), на международной конференции по вопросам организации систем воздухообмена , контроля и управления микроклиматом, управления режимами вентиляции в экстремальных условиях в тоннелях и на станциях метрополитена (г. С-Петербург, 1997 г.), на международном семинаре «Энерго-ресурсосбережение в сибирском регионе» (г. Новосибирск, 1998 г.), на научно-технической конференции «Новосибирск на рубеже веков» (г. Новосибирск, 1999 г.), на российско-китайском симпозиуме «Строительство шахт и городских подземных сооружений» (г. Кемерово, 2000 г.).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 24-х печатных работах, включая 11 авторских свидетельств и патент.

Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, 6 глав, заключения и приложения, изложенных на 242 с. машинописного текста, включая 33 таблицы, а также содержит 106 рис. и список литературы из 136 наименований.

Основной объем экспериментальных исследований выполнен в лаборатории Рудничной аэродинамики ИГД СО РАН и в натурных условиях Новосибирского метрополитена.

0С1 ГОШ ЮЕ СОДЕРЖА! Uli: РАБОТЫ

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

В первой главе приводится краткая характеристика существующих технологических схем проветривания метрополитенов, работа вентиляционной системы в аварийных режимах и описаны конструкции действующих осевых вентиляторов, и способы регулирования их производительности.

Задача создания эффективных вентиляторов для проветривания метрополитенов практически постоянно стояла в центре внимания ученых и специалистов в области горных машин и систем вентиляции. Весомый вклад в решение этой проблемы внесли И.В. Брусиловский, Г.М. Водяник, Н.Г. Картавый, A.A. Дзидзигури, Н.П. Косарев, Б.А. Носырев, H.H. Петров, В.А. Руденко, К.А. Ушаков, В.Я. Цодиков, Э.М. Юшковский и другие. Выполненные исследования легли в основу науки о вентиляторах для транспортных тоннелей и явились теоретической базой настоящей работы. За последнее десятилетие в ведущих научно- исследовательских и проектных организациях (ЦАГИ, СГИ им. В.В. Вахрушева, ИГД СО РАН, ОАО «Турмаш» и др.) в этой области выполнен значительный объем НИР и ОКР по совершенствованию вентиляторов тоннельной вентиляции (ВТВ), что позволило решить ряд задач в области аэродинамики, прочности и надежности. Были разработаны, серийно освоены и модернизированы вентиляторы BOM-I8, ВО-16, ВВО-21р и др. Тем не менее, значительного повышения эффективности эксплуатации ВТВ достигнуть пока не удалось, и вентиляторы эксплуатируются с недопустимо низким КПД, т.к. их аэродинамические характеристики не в полной мере соответствуют области использования, а капитальные затраты на строительство вентиляционных камер высоки.

Системы тоннельной вентиляции метрополитенов проектируются с учетом, в первую очередь, годового теплового баланса, обеспечивающего в тоннелях и на станциях допустимые параметры температуры и относительной влажности воздуха. Кроме годичных колебаний требуемого количества воздуха, :ущественно меняется и суточная потребность. Она обусловлена, главным об-газом, графиком пассажиропотока или числом пар поездов на линии (см. рис 1), ■.к. нормативные документы регламентируют объем подаваемого воздуха в за-шсимости от объема станции метрополитена и количества пассажиров.

Q.Vo

Рис.!. Суточное изменение требуемого расхода воздуха, где

А а - избыточный расход воздуха, подаваемый нерегулируемым вентилятором

20 0

Для экономичного поддержания производительности вентиляторных агрегатов на заданном уровне необходимо

6 8 10 12 14 16 18 20 22 24

ЧАС

изменять их режим работы одновременно с изменением пассажиропотока. Без суточного регулирования вентиляторных агрегатов при их круглосуточной работе со 100% производительностью, перерасход энергии составит 42 -г 68%. При этом, не учитывается воздухообмен на станциях за счет поршневого действия поездов.

Согласно нормам проектирования, схемы тоннельной вентиляции могут быть однонаправленными или двунаправленными. На практике преобладает применение двунаправленной схемы вентиляции, включающие «летний режим», когда воздух подаётся через станционные венткамеры, а удаляется через перегонные, и «зимний режим», когда воздух подаётся через перегонные венткамеры, а удаляется через станции. Принятая на практике двунаправленная схема предполагает использование вентилятора в двух режимах: прямом и обратном. Перевод вентилятора в обратный режим осуществляется путем изменения направления вращения приводного электродвигателя с одновременным поворотом лопаток спрямляющего аппарата. При этом, в обратном режиме производительность вентилятора ниже на 30%, а номинальное давление и КПД на 20%. Таким образом, в течение «зимнего» периода (около 6-ти месяцев) турбо-машины работают с заведомо низкими экономическими показателями, а метрополитены несут эксплуатационные потери в виде повышенного расхода электроэнергии.

Увеличение риска возникновения аварий вынуждает обратить внимание на важное свойство вентиляционной системы - ее безопасность, под которой понимается обеспечение защиты людей от опасных последствий, возникающих при аварии на метрополитене или на поверхности земли вблизи вентиляционных киосков и входов на станции. С наибольшей вероятностью это - внезапное задымление или загорание с выделением токсичных газов. В зависимости от расположения источника задымления осуществляется маневр вентиляционными агрегатами. Зачастую он сводится к следующему: а) в ближайшей к источнику дыма вентиляционной камере вентиляторы включаются на вытяжку; б) в смежных венткамерах агрегаты включаются на приток в форсированном режиме. Низкая эффективность дымоудаления, при таком упрощенном подходе, подтверждена многочисленными экспериментами в метрополитенах. Причем, для реверсирования режима производится изменение направления вращения приводного электродвигателя. Эффективность этого способа крайне низка, т.к. производительность вентилятора, в таком реверсивном режиме, обычно не превышает 60% от производительности при нормальной работе из-за неблагоприятных условий обтекания воздухом лопаток рабочего колеса. А в случае, когда в штатном режиме угол установки рабочих лопаток составлял 20° - 25° , в реверсивном режиме такая машина будет практически беспомощна.

Действующий парк вентиляторов в метрополитенах России и странах СНГ включает ЦАГИ-25, ВОМД-24, ВОМ-18, ВОМ-16 и другие. Наиболее широко используется вентилятор ВОМД-24 и его модификации. В Московском и Санкт- Петербургском метрополитенах их более 60%, а в метрополитенах Новосибирска, Нижнего Новгорода и др. - более 90%. Регулирование режима, перечисленных вентиляторов, осуществляется либо поворотом лопаток входно-

го направляющего аппарата (ВНА), либо поворотом лопаток рабочего колеса (ЛРК). Первый способ позволяет изменять режим па ходу, но имеет недостаточную глубину регулирования, не более 12%, и поэтому малоэффективен. Второй способ обеспечивает требуемую глубину изменения режима, но поворот лопаток РК осуществляется на остановленном вентиляторе. Это обстоятельство не позволяет осуществлять оперативное регулирование режима работы. Поэтому, процесс управления сводится, в лучшем случае, к межсезонному изменению угла установки лопаток РК. Это приводит к существенному перерасходу электроэнергии на проветривание, т.к. вентилятор работает с постоянной (наибольшей требуемой) производительностью, в то время, как текущая потребность в воздухе постоянно изменяется. В вентиляционных камерах, где параллельно установлены два вентилятора, регулирование может осуществляться путем включения в часы «пик» двух машин, а при снижении вентиляционной нагрузки один вентилятор отключают. Такой способ имеет существенный недостаток, т.к. регулирование осуществляется ступенчато и, следовательно, невозможно управлять режимом с необходимой точностью, обеспечивающей экономическую целесообразность процесса управления. Вентиляторы АРС Чешского производства, эксплуатируемые в Московском метрополитене и вентиляторы ВОМ-18 обеспечивают дистанционное управление углом установки лопаток РК, но периодичность таких манипуляций, по рекомендации изготовителя, не должна превышать 3-х раз в смену. Это ограничение обусловлено ресурсом подшипниковых узлов развязки движений из-за высоких нагрузок от инерционных моментов, действующих на лопатки РК.

Во второй главе изложены результаты анализа требований к тоннельным вентиляторам и разработаны пути создания регулируемых осевых вентиляторов.

В соответствии с требованиями СНиП, вентиляторы должны обеспечить не менее 3-х кратного воздухообмена в час по внутреннему объему пассажирских помещений и не менее 30 м3/час на одного пассажира, причем в часы «пик» эта цифра увеличивается до 50 м3/час. Зная объем станции и пассажиропоток на ней, нетрудно определить требуемый расход воздуха вентилятора. Для удобства расчетов введен безразмерный коэффициент объема станции: Ky=Vc/n, где: Vt- - объем пассажирских помещений станции, п - максимальное количество вагонов в поезде, которые могут приниматься данной станцией. Ку имеет незначительные отклонения для однотипных станций в различных метрополитенах России, обусловленные в основном глубиной заложения подземных выработок, т.к. станции глубокого заложения имеют больший относительный объем эскалаторных тоннелей.

Таблица I

Тип станции Kg при глубоком заложении Kg при мелком заложении

С боковыми платформами 1650 1620

С островной платформой 1640 1600

С островной платформой и арочным сводом 1840 1780

Определим диапазон требуемых расходов воздуха для проветривания станций. Очевидно, что минимальное количество воздуха потребуется для станций с островной платформой, рассчитанной на 5-ти вагонный поезд, например, в Новосибирском метрополитене. Часовой расход составит

где 3 - требование по 3-х кратности воздухообмена; 5 - столько вагонов может принять платформа станции. Секундный расход составит £?<- = 6.7 м3/с. В соответствии с требованиями того же СНиП, приточный воздух должен превышать вытяжку на 20%. Следовательно, ~ 1>2 - Это и будет минимальная производительность вентилятора £>>/л = 8,04 м3/с.

Максимальный требуемый расход определим из условия подачи воздуха в час пик 50 м"Учас на одного пассажира по наиболее нагруженным станциям.

Для новосибирского метрополитена такой пассажиропоток достигает П=8000 чел./час.

0„ = (П 50)/3600 = 8000 50/3600 = 111 м3/с.

В соответствии с нормативными требованиями, вентиляционная установка содержит не менее двух вентиляторов, следовательно, при наибольшей потребности в воздухе каждый вентилятор (при параллельной работе 2-х машин)

должен подавать Ошх= = ¡и , гдеК= 1,2 -коэффициент

совместной работы осевых вентиляторов. Это и будет максимальная производительность вентилятора для Новосибирского метрополитена.

На наиболее нагруженных станциях Московского метрополитена пассажиропоток достигает 30-ти и более тыс. человек в час. В этом случае расход воздуха составит:

0„ - (П 50)160 = 30000 50/3600 = 416,3 м3/с.

Реализация такого расхода воздуха, при номинальном давлении не более 500 Па, одним вентилятором с диаметром рабочего колеса 1800 - 2400 мм (вентиляторы таких типоразмеров находятся в эксплуатации на действующих метрополитенах России и стран СНГ) практически невозможна. Следовательно, вентиляция таких станций должна осуществляться параллельной работой агрегатов. Установка 4 вентиляторов в одной камере приведет к низкому коэффициенту совместной параллельной работы (менее 1.5), что снизит их эксплуатационную эффективность. Поэтому, для проветривания высоконагруженных станций, необходимо строительство 2-х и более вентиляционных камер. В этом случае расход воздуха составит:

й,(1 =^1/^ = ^1,2 = 124,^9.» ,Чс.

4 4

Это и будет максимальная производительность вентилятора для станций метрополитена с высоким пассажиропотоком.

Рассмотрим требования по производительности вентилятора, предъявляемые, с точки зрения обеспечения аварийных режимов. Поступаемый на станцию воздух из 4-х тоннелей круглого сечения по 16 м' каждый и по двум эскалаторным спускам (с 3-мя эскалаторными лентами) сечением по 15 м2 каж-

дый, удаляется двумя станционными вентиляторами. В соответствии с требованиями СНиП, скорость воздуха из тоннелей должна быть не менее 0,5 м/с, а по эскалаторным спускам - не менее 1,7 м/с. Тогда минимальный суммарный расход воздуха через станционный вентилятор составит О = 4-16-0,5+2-15-1,7 = 83 м'/с.

Если станция является пересадочной, то она имеет хотя бы один дополнительный переход площадью 15 м", по которому также необходимо обеспечить скорость движения воздуха 1,7 м/с. Следовательно, для пересадочных станций минимальный суммарный расход воздуха составит

О = 4-16-0,5+3-15-1,7 = 108,3 м3/с.

Движение поездов по тоннелям метрополитена вызывает значительные потоки воздуха, сопровождающиеся периодическими колебаниями давления. .Двигающиеся поезда также существенно изменяют аэродинамическое сопротивление участка вентиляционной сети, по которому они перемещаются. С целью изучения параметров воздушного потока, проведены комплексные исследования действующих возмущений в Новосибирском метрополитене. Эксперименты проводились на станции «Октябрьская» и прилегающем перегоне. Исследования показали, что объем воздуха, перемещаемый движением поездов, составляет 500 - 1000 м3 на один проход поезда, что соответствует 19 + 42% воздухообмена станций. Эта величина зависит от режима работы вентилятора. Максимальное значение разрежения на станции, наблюдаемое в момент ухода поезда, составляет 25 - 32 Па. В тоже время, максимальное статическое давление от действия поршневого эффекта в тоннеле (в центре полуперегона) достигает 212 Па, а в перегонной вентиляционной камере - 100 - 120 Па. Спектральный анализ зарегистрированных сигналов показал, что верхняя граница существенной частоты пульсаций динамического давления составляет 0,14 Гц на станции и 0,45 Гц - в вентиляционном канале.

Определим, какой наибольший расход воздуха может дать определенный типоразмер вентилятора. Пусть, производительность О = Са-Б, где: Б -площадь проточной части вентилятора; Са - среднерасходная скорость.

С

Средерасходную скорость можно выразить из соотношения <Ра = ~ < 1,

где, фа - коэффициент среднерасходной скорости; и- окружная скорость. Известно, что в практике вентиляторостроения значения <ра< 0,6 . Тогда, с учетом

и = (о~ = = , где, о - угловая скорость (рад/с), п - частота вращения ротора (об/мин)

О = СаЯ = 0.6 л[) (1-1' * = 0,026403я(1 -у'), где v - втулочное отношение.

60 4

Определим предельно достижимые расходы для 3-х типоразмеров вентиляторов, применяемых для тоннельной вентиляции метрополитенов: Э = 1,8 м, 0= 2,1м и Б = 2,4 м. Примем п =500 об/мин, что соответствует наименьшей синхронной частоте вращения электродвигателя. Полученные зависимости представлены на рис. 2. На графике пунктиром нанесены требуемые расходы

при аварийных режимах для обычных и пересадочных станций. Анализ показывает, что этим требованиям удовлетворяют вентиляторы с диаметром рабочего колеса 2,4 м со всеми рассматриваемыми втулочными Соотношениями, и диаметром 2,1 м со втулочным отношением менее 0,55. Следовательно, вентиляторы с меньшим диаметром рабочего колеса, чем 2,1 м не должны применяться для проветривания станций, а могут использоваться в перегонных и в тупиковых вентиляционных камерах, где требования по производительности ниже. Повышение производительности следует добиваться путем уменьшения втулочного отношения, т.к. это не влечет увеличения габаритов машин и объема подземного строительства вентиляционных сооружений.

На рис.3 показано поле требуемых режимов тоннельной вентиляции . Расчетный диапазон изменения режимов управления вентилятором, для станций Новосибирского метрополитена, составляет (0,15-5-2,78) (Зет, а для высоко-нагруженного Московского метрополитена - (0,07+2,78) Оср.

Рис. 2. Зависимости предельных производительностей вентиляторов от втулочного размера и диаметра рабочего колеса

На линиях Московского метрополитена поле требуемых давлений находится в пределах 28 -.541 Па. Статистическая обработка фактических режимов работы 133 вентиляторов тоннельной вентиляции Московского метрополитена и 29 вентиляторов Новосибирского метрополитена (мелкого заложения) показывает, что 45% вентиляторов, работающих в одиночном режиме, имеют статическое давление до 100 Па, 38% до 200 Па и только 17% вентиляторов работают с давлением от 300 до 400 Па. Вентиляторы, работающие в параллельном режиме, имеют следующие давления: 27 % - до 200 Па, 62% - до 400 Па, и только 11% вентиляторов имеют давление выше 400 Па. Для повышения эксплуатационного КПД тоннельных вентиляторов необходим ряд машин с номинальными давлениями в интервале 200 - 400 Па, с большей плотностью ряда у нижней границы интервала. Причем, большую густоту ряда по статическому давлению необходимо делать в области низких давлений, как содержащей большее количество фактических эксплуатационных режимов.

По результатам проведенных исследований, было разработано задание на проектирование аэродинамических схем перспективного типоразмерного ряда вентиляторов (табл.2). При разработке ряда полагалось, что производительность машины диаметром 2,1 м в расчетной точке 70 м]/с, позволит при регулировании "вверх" (в сторону увеличения угла установки ЛРК) обеспечить расход 83 м'/с. Производительность свыше 108 м3/с должна обеспечиваться вентиляторами с диаметром РК 2,4 м.

150 дУ/с

Psv, даПа

60

54

2,6 0

-т—г

I I

I I I I

I I

I 'I

. I

1 11

1 1 — Поле требуемых режимов

83 - Минимально допустимая

производительность вентилятора в режиме дымоудаления на обыкновенных станциях

108 - Минимально допустимая

производительность вентилятора в режиме дымоудаления на пересадочных станциях

153 — Максимально достижимый расход ! при одиночной работе

вентилятора диаметром рк 2,4 м и п = 500 об/мин.

; | | - Область расположения 82 -85% ! фактических веншпяционных \ режимов

! Рис. 3. Поле режимов

тоннельной вентиляции

8 50 83 108 153 200 410 450

Q, м3/с

Таблица 2

№ Наименование D, м v Psv, Па Q, m'Vc Примечание

1 ВО-21к(н) 2,1 0,4 200 70 Вентиляторы № 1 и 2 выполняются по общей схеме АМ-27 (К+СА)

2 ВО-24к(н) 2,4 0,4 260 104

3 ВО-21к(с) 2,1 0,5 300 70 Вентиляторы № 3 и 4 выполняются по общей схеме АМ-25 (К+СА)

4 ВО-24к(с) 2,4 0,5 390 104

Примечание: скорость вращения ротора у всех вентиляторов 500 об/мин.

В соответствии с ГОСТ 11004 обозначим упомянутые вентиляторы как ВО-24к(н), ВО-21к(н), ВО-24к(с), ВО-21к(с), где В- вентилятор, О- осевой, 24-диаметр рабочего колеса в дециметрах, к- регулирование режима производится поворотом лопаток рабочего колеса, н,с - низконапорный или средненапорный.

Разработка профилей лопаточных венцов проводилась при активном участии коллектива лаборатории Аэроупругости Института гидродинамики СО РАН им М.А. Лаврентьева, возглавляемой профессором В.Б. Курзиным. Результаты работы приведены в табл.3. Анализ аэродинамических характеристик вентиляторов показывает, что все 4 машины способны обеспечить аварийные режимы на обыкновенных станциях и одна - ВО-24к(с), обеспечит аварийные режимы на пересадочных станциях. При штатном проветривании, вентилятор ВО-24к(с), способный подать воздуха 120 м3/с, может использоваться в оди-

I

ночном режиме работы на станциях с пассажиропотоком в часы пик, не превышающем 8600 пассажиров в час. При больших пассажиропотоках, вентиляционный режим обеспечивается параллельной работой вентиляторов.

Таблица 3.

Основные параметры ряда вентиляторов_

Названия параметров Ед. измерения Аэродинамические схемы

АМ-27 ( АМ-25

Безразмерные расчетные аэродинамические параметры схем

Коэфф. подачи 0.37 0.37

Коэфф. статического давления V» 0.11 0.165

Полный КПД п 0.87 0.87

Расчетные геометрические параметры схем

Втулочное отношение О 0.4 0.5

Количество лопаток РК г, шт 6 6

Число оборотов п, мин'' 500 500

Рассчитанные безразмерные аэродинамические параметры схем

Коэфф. осевой скорости <Рэ 0.44 0.493

Коэфф. теоретического давления Ут 0.349 0.469

Коэфф. динамического давления 0.194 0.243

Кинематические, геометрические, аэродинамические параметры вентиляторов

Вентиляторы

ВО-21к(н) ВО-24к(н) ВО-21к(с) ВО-24к(с)

Диаметр РК О.м 2,1 2,* 2,1 2,4

Скорость на периферии и, м/с 54,97 62,83 54,97 62,83

Среднерасходная скорость са, м/с 24,21 27,67 27,12 31

Производительность 0, и3/с 70 105 70 105

Статическое давление Рз»Па 200 260 300 390

Полное давление Р„, Па 551 720 740 967

Динамическое давление Рл, Па 352 459 441 576

Полное теоретическое давление Рту, Па 633 827 851 1111

Технологический процесс проветривания метрополитенов, характеризуется неравномерностью выделения вредных компонентов, главным образом, теплоизбытков . Это определяет требуемое количество воздуха, которое может изменяться в несколько раз, а периодичность колебаний потребности может со-

ставлять от нескольких месяцев до нескольких минут. При этом требуемое количество воздуха определяется, в основном, графиком пассажиропотока или числом пар поездов на линии (рис. 1). Для экономичного поддержания производительности вентиляционных агрегатов на заданном уровне необходимо изменять их режим одновременно с изменением числа пар поездов. Следовательно, вентилятор должен содержать устройства изменения подачи воздуха. Проведем сравнительный анализ способов и устройств регулирования вентиляторов на примере участка вентиляционной системы метрополитена. Рассмотрим сравнительную эффективность регулирования режимов работы на примере вентилятора ВВО-21р с асинхронным двигателем 4А315М12УЭ мощностью 55 кВт, в 1-ом случае регулируемого поворотом. ЛРК и во 2-ом - регулированием частотой вращения э/двигателя, по критериям "стоимость агрегата", "надежность" и "эксплуатационная экономичность".

На рис. 4 показаны аэродинамические характеристики вентилятора ВВО-21р с номинальной частотой вращения ротора 496 об/мин. и аэродинамическая характеристика вентиляционной сети А1 участка метрополитена. Пусть максимальный требуемый расход составляет 72 м3/с. Тогда режим вентилятора (определяемый, как точка пересечения аэродинамических характеристик вентилятора и вентиляционной сети) будет находиться в точке А, а угол установки лопаток рабочего колеса - 40°. При снижении вентиляционной нагрузки на 44% с 9 до 16 час. (см. рис. 1) требуемый расход составит 48 м3/с. Для перехода на новый режим механизм поворота (МП) переводит ЛРК на угол 22° и режим перейдет в точку В . Полезную мощность на валу турбомашины определим произведением ее производительности £> на создаваемое давление Л, Мп = , а

N

мощность, потребляемая электродвигателем, составит ЛЛ =——, где г]в - КПД

вентилятора; щ -КПД приводного электродвигателя, зависящий от нагрузки на валу. В табл. 4 приведены результаты расчетов снижения потребляемой мощности при работе вентилятора с МПЛРК в режимах А и 8 .

Рассмотрим вариант использования регулируемого электропривода. В этом случае угол установки ЛРК остается неизменным - 40°. Переход вентилятора на режим В осуществляется снижением частоты вращения до п = 330 об/мин. (рис. 4). При этом КПД электропривода будет складываться из КПД электродвигателя и преобразователя частоты.

Анализ экономической эффективности регулирования вентилятора механизмом поворота ЛРК и электродвигателем с изменяемой частотой вращения показал, что эти два способа имеют практически одинаковые показатели по энергопотреблению. Потребляемая мощность при регулировании производительности снижается на 32 - 38% по сравнению с нерегулируемым вентилятором.

Рис.4.

Аэродинамические характеристики вентилятора ВВО-21р при скорости вращения ротора 496 и 330 об/мин. А1 -характеристика вентиляционной сети

80 <3 м^с

Таблица 4

Режим 0, град 0, м '/с Н, Па N,1, кВт Цв Ц.1 N3, кВт

А 40 72 460 33.1 0.7 0,91 52,0

В с МПЛРК 22 48 200 9.6 0.63 0,87 17.5

В с регулируемым приводом 40 48 200 9.6 0.7 0.87 15.8

Сравним стоимость оборудования, необходимого для реализации рассмотренных выше способов регулирования режима работы вентилятора. Все цены выразим в относительных единицах, приняв за 100% стоимость нерегулируемого на ходу вентилятора (табл.5).

В качестве сравниваемых вариантов рассматривались следующие:

1. Вентилятор, регулируемый механизмом одновременного поворота лопаток рабочего колеса на ходу (МПЛРК) с приводным асинхронным двигателем 4АЗ15М12УЗ (АД).

2. Вентилятор, с таким же короткозамкнутым АД, снабженный регулируемым приводом типа «ЭРАТОН-М» (ТУ2.024.4747397.015-97), выполненным на основе тиристорного преобразователя частоты (ТПЧ) переменного тока.

При выборе электродвигателя учитывалось, что его мощность при частотном управлении должна быть на 10-й 5 % выше расчетной, исходя из синусоидальности тока статора.

Таблица 5

Оборудование Стоимость, %

АД-МПЛРК АД-ТПЧ

Асинхронный электродвигатель 13.2 35,1

Вентилятор 142.5 100

Силовое электрооборудование 9 48

ИТОГО 164,7 183,1

Сравнение стоимостных показателей позволяет утверждать, что применение регулируемого электропривода на 18,4 % дороже, чем использование вентилятора с МП ЛРК.

Для оценки надежности сравниваемых вариантов воспользуемся показателями вероятности безотказной работы за время I = 1000 часов (45 дней). На рис. 5 приведены структурные схемы надежности устройств регулирования режима работы вентилятора с МПЛРК и АД - ТПЧ. При расчете надежности учитывались отказы в питающих электросетях, распределительных и переключающих устройствах. Результаты расчетов представлены в табл. 6.

б

Рис. 5. Структурные схемы надежности устройств регулирования режима работы вентилятора, а - вариант АД-МПЛРК; б -вариант с АД-ТПЧ; СУИ -система управления инвертором; АД - асинхронный электродвигатель

Таблица 6

Блоки и агрегаты Вероятность безотказной работы за 1000 ч

АД-МПЛРК АД-ТПЧ

Электродвигатель 0.992 0.922

Вентилятор 0.568 0.598

Силовое электрооборудование 0.871 0.622

Силовые цепи электропитания 0,648 0,584

Суммарная, вентиляторного агрегата 0.32 0.2

Сравнение рассматриваемых вариантов по критерию надежности позволяет утверждать, что вентиляторный агрегат с механизмом поворота лопаток рабочего колеса на ходу имеет показатели надежности на 37 - 60 % выше, чем варианте регулируемый асинхронным приводом.

В третьей главе описаны результаты исследования динамики вентиляторного агрегата при его взаимодействии с вентиляционной системой.

Вентиляторный агрегат представляет собой механическую систему, состоящую из электродвигателя и вентилятора, соединенных муфтой или посредством клиноременной передачи. Такая система может быть представлена в виде трехмассовой модели, представленной на рис. 4.

Проведем анализ параметров прочности вала ротора, на примере вентиляторного агрегата ВВО-21р для 2-х вариантов: соосного соединения э/двигателя с ротором и посредством ременной передачи. Крутящий момент, развиваемый асинхронным электродвигателем определим по формуле Клосса. . 2Л/а (о„ -ю

М.1 -~ ' =—I—• ^ - скольжение; Б« - критическое

5 5. ■ + *

(о„

скольжение; Мк - критический момент, Нм; со - текущая частота вращения электродвигателя; <оц - номинальная частота вращения электродвигателя.

мЭ

С[2 С23

к X/п им

17771 £771

о

Рис. 4. Модель крутильных колебаний вентиляторного агрегата: •Ь - момент инерции электродвигателя, приведенный к валу ротора; 32 - момент инерции муфты (при соосном соединении электродвигателя и ротора), либо момент инерции шкивов ременной передачи, приведенный к валу ротора; .Ь - момент инерции РК; С|2 и Су - крутильные жесткости соответствующих участков вентиляторного агрегата; Мд - крутящий момент, создаваемый электродвигателем; Мс - момент сопротивления на РК.

рода:

Опишем модель системой дифференциальных уравнений Лагранжа 2-го

,н • •

А Фх =МД -сп{(р\ ~Фг)~ (Аф~фг)

— » • • ♦

32 <рг =сп{(р, -(р2)+Ж(рГ(р2)-с1Ь{(р2-ф3)~р(ф2-ф^

(1)

^ <рг =съ{срг-ф^+Мфг-ФгУ-сг4(Фз -Фа)~МФу~Фа)-Мс

где <Р1><Р^ф, ' соответственно угол поворота, угловая скорость и угловое ускорение ¡-ой массы, ц - коэффициент вязкого трения в материале вала ротора. Результаты численного решения системы уравнений (1) показаны на рисунках 5 и 6.

^С 50

Рис. 5. Зависимость угловой скорости электродвигателя от времени при пуске вентиляторного агрегата: 1 - соединение двигателя и ротора муфтой; 2 - соединение двигателя и ротора ременной передачей

ф3-ф2?Рад

0,0001

-0.0008

0 0.1 0.2 1С 0.3

Рис. 6. Зависимость угла закручивания вала ротора от времени при пуске вентиляторного агрегата. , I - соединение двигателя и ротора муфтой; 2- соединение двигателя и ротора ременной передачей

Анализ полученных результатов показывает, что использование ременной передачи для привода вентилятора позволяет сократить в 2,1 раза время разгона электродвигателя до номинальных оборотов по сравнению с вариантом 1, что ведет к уменьшению температуры нагрева обмоток двигателя и облегчает условия его эксплуатации. Но при этом, наблюдаются (рис. б.) несколько большие углы закручивания ротора, (фгф2)мдх=0.0006 рад против 0.00035 рад при соединении двигателя и ротора муфтой. При пуске вентилятора в материале вала касательные напряжения превышают номинальные в 1,7+2,2 раза. При этом, в случае применения ременной передачи, напряжения на 12+20% выше, чем при непосредственном приводе ротора от электродвигателя. Исследования частотных свойств механической системы также показали нецелесообразность использования ременной передачи, т.к. это приближает собственную частоту крутильных колебаний вентиляторного агрегата к окрестностям зоны вынужденных частот.

Во время работы вентиляторов на вентиляционную сеть действуют возмущения в виде поршневого эффекта. При этом, наибольшее повышение статического давления наблюдается в тоннеле полуперегона и составляет 212 Па, а существенная частота возмущенного потока 0,14 Гц (0.9 рад/с). Определим увеличение напряжений в материале вала ротора при взаимодействии РК с возму-

щенным воздушным потоком. Зная время действия "поршня" , амплитуду и существенную частоту колебаний возмущенного давления, можно записать выражение для дополнительного момента сопротивления на валу ротора от действия «поршня» М„ =!15хт(0,314/) + П,5$т(0,9/).

Сложим полученное выражение с Мс в системе уравнений (1) и решим систему с начальными условиями:

9ю * Р» = <Рп = 52'3 Яо=0> <Р1^1Л&Рад,

соответствующими установившемуся вращению вентилятора.

0.001 Ф3-Ф2,

Рад

-0,001

О 5 10 15 20 25 30 35 с 40 Рис. 7. Изменение угла закручивания вала ротора под воздействием поршневого эффекта

Исследования показали, что при воздействии «поршня» вал ротора закручивается дополнительно на 0,0008 рад по сравнению с установившимся вращением, при этом касательные напряжения в материале вала возрастут в 2,9 -г 3,5. Аналогичное увеличение нормальных напряжений будет испытывать шпонка, обеспечивающая кинематическую связь вала с рабочим колесом.

В четвертой главе приведен анализ компоновочных схем вентиляторных агрегатов и разработаны предложения для повышения их технологичности, надежности и ремонтопригодности.

При проектировании ротора вентилятора возникает задача обеспечения такого движения рабочего колеса, при котором оно совершало бы вращение вокруг своей оси, а эта ось не только бы не совершала никаких движений, но и не испытывала бы никаких реакций. Обеспечение устойчивого вращения особенно важно, т.к. это один из основных способов борьбы с вибрациями.

в у

Рис. 8 Расчетная схема ротора

Рассмотрим ротор симметрично закрепленный на гибком валу АВ (рис.8). Массой вала можно пренебречь, т.к. она мала по сравнению с массой рабочего колеса. Будем считать, что в недеформированном состоянии вал

о 1 С .0

1

о

прямолинеен и ось вала проходит через точку С, которая отстоит от центра масс в рабочего колеса на расстоянии е (СО=е). Очевидно, что РК может совершать плоскопараллельное движение, при котором точки Сив движутся в плоскости, перпендикулярной прямой АВ, Введем в плоскость движения точек Сив две системы координат с общим началом в точке О на линии АВ, неподвижную систему ОХУ и подвижную Оху, ось х которой коллинеарна отрезку Св . В качестве обобщенных координат выберем

X = хса$<р - уятр, )' = <р + >'со<;^, где хну соответствующие координаты точки в.

Тогда выражение кинетической энергии РК имеет вид

I •2 'г I • I

Т = -m(X + Y ) + -J</> = -т

,1 .г .1

„г,

дг + у +<р (х + у ) + 2(р (ху-ху)

I , •

+ jjp

Здесь т - масса РК; J- центральный осевой момент инерции ротора.

Со стороны вала на РК действует центральная сила F, прило-

женная в точке С и направлена к точке О, величина которой пропорциональна расстоянию ОС. F, = -с{х-е,у}. С учетом момента электродвигателя М, уравнение вращательного движения РК примет вид:

jf>[./ + mix2 + ,yJ)]J + т(ху- х) = М .

Предположим, что силы внутреннего трения в материале вала и силы вязкого трения воздуха равны нулю, а момент М подобран так, что во все время движения ш = const. Найдем стационарные движения ротора и исследуем вопрос об их вековой устойчивости. Для этого запишем измененную силовую функцию.

W = -0,5с|<х-е)2 + у2\+ [./ + ш(х3 + у2)\о г. Система уравнений для стационарных движений:

ciV

-= -с(х~е) + тхв>2 =0

с* 2

dW , л

О)'

ее г п

имеет решение у = 0, * =-г = х., если ты -с* 0

с-тсо

Видно, что при о» оо величина х —> 0, т.е. центр тяжести РК приближается к оси его вращения, в этом проявляется свойство самоцентрирования ротора. Для исследования устойчивости вычислим вторые производные функции W: d'lV , д21Г . д-Иг j

—г = -с + и» , -= 0, —r = -c + m<3 (J)

&2 ёхЗу дуг

Очевидно, что условие "вековой устойчивости" - максимума функции W - выполняется только при та' ч с (при та1 >- с функция W имеет минимум). В общем случае на ротор кроме центральной силы Fi действуют также сила внутреннего трения (с коэффициентом fi) и сила внешнего трения (сила вязкого трения воздуха с коэффициентом Ь). Тогда решение уравнений показывает, что

при соблюдении условия л»3 -< -

{/1 + Ь):

ш/г

стационарное вращение ротора асим-

птотически устойчиво, в противном случае движение станет неустойчивым, т.к. диссипативная сила Г = //,'(д-| + (.>•] приводит к разрушению гироскопической

а

стабилизации, т.е. «самоцентрированное» вращение ротора неустойчиво. В практических расчетах коэффициентом вязкого трения воздуха Ь можно пренебречь из-за его малости, по сравнению с коэффициентом вязкого трения в

стали (6=1-И Нс/м, //=238 Н-с/м). Тогда со2 < — .

т

Определим величины жесткости с, для нескольких вариантов крепления РК на валу ротора (рис. 9).

Рис.9. Расчетная схема ротора с опорами: а - в виде заделки; б - виде заделки и неподвижного шарнира

/р а к 'г /Р а

п 1

\ 8 V в

1 -:

показанной на рис.9я имеет вид: V =

Уравнение упругой линии вала, для схемы, РаЬ1 хг

6£/

/Ч / а!)'

следовательно,

учитывая, что жесткость вала в исследуемой точке с - —, где 5 -прогиб вала в

6

точке х = а, получим 6£/

аЬ

/Ч I а I)

, а жесткость вала по схеме б в исследуемой точке х = а

6 £/

Сравним рассматриваемые варианты схем закрепления вала ротора по критерию максимума жесткости вала в месте установки рабочего колеса. Для этого примем £7=1, линейный размер а = 1 и выразим длину вала в безразмерном виде в долях размера а, I - к а.

С,Н/м 40

Рис. 10. График зависимости С = /{к) для схем "по рис.9 б по рис.9 а

Анализ полученных графиков показывает, что жесткость тем выше, чем меньше размер /. Также видно, что схема закрепления вала с шарнирно-

неподвижной опорой обладает большей (в два раза) жесткостью. Следовательно, конструкция ротора , выполненная по схеме рис.9 б позволяет получить большую устойчивость вращения РК.

Рассмотрим случаи консольного закрепления РК на валу ротора. На рис. 11 приведены схема закрепления вала.

б

Ни

С Ю® Н м1

А 5

4_р

/

а

2

3

5

Рис. 11. Расчетная схема ротора с опорами в виде: а- подвижного В и неподвижного А шарниров; б - подвижного шарнира В и глухой заделки в опоре А; с - подвижного шарнира А и заделки в опоре В и графики жесткости вала на краю консоли для схем приведенных на рисунке

Результаты проведенного сравнительного анализа жесткости консольной схемы крепления рабочего колеса при одинаковых значениях линейных размеров а и а также при одинаковых параметрах сечения вала (£/>) показаны на рис. 11. Анализ графиков показывает, что использование в ближней к РК опоре таких подшипников, действие которых эквивалентно глухой заделке, позволяет существенно повысить устойчивость вращения ротора вентилятора.

Система уравнений для стационарных движений и ее решения при горизонтальном расположении оси ротора будут аналогичны рассмотренным. Но, при этом, кроме силы Г/, действующей со стороны вала, будет действовать вес РК С, Это приведет к появлению статической деформации вала 5. Поэтому, величина е в уравнениях и решении системы (2) увеличится на 8. Увеличение х»

означает увеличение вибрации вала. Анализируя выражение х. =——т. мож-

с - та

но сказать, что при горизонтальном расположении оси ротора, параметр х. будет больше. Для его уменьшения, а следовательно, и уменьшения вибрации вентилятора, необходимо увеличивать жесткость с и уменьшать массу РК по сравнению с вертикальным вентилятором. Существенное уменьшение массы РК практически невозможно, следовательно, остается только путь повышения жесткости вала (увеличение его J^) и выполнение ближайшей к РК опоры в виде глухой заделки.

В пятой главе описаны исследования механизма поворота лопаток рабочего колеса осевых вентиляторов. В первом подразделе главы проведен анализ и разработка требований к исполнительному механизму поворота лопаток РК по быстродействию. Наиболее быстрое изменение расхода воздуха от минимального значения до максимального происходит при воздействии поршневого

с

эффекта от движущегося в тоннеле воздуха. По осциллограммам натурных экспериментов установлено, что нарастание расхода осуществляется за At - 10 -i- 16 с, а спад - за 16,5 ■*• 22 с. При подходе поезда к вентиляционной камере, когда расход воздуха возрастает в течение 10 с, механизм поворота переводит лопатки из положения 02 = 45и в положение 8i = 15". Тем самым перекладывается часть вентиляционной нагрузки на поршневой эффект. С учетом времени переходного процесса в тоннелях метрополитена при возмущении воздушного потока, время регулирования (перевода лопаток в положение 0| = 15°) tj> = 7,5 с. Приняв допущение, что сумма моментов, действующих на рабочую лопатку (в границах диапазона регулирования) есть величина постоянная , можно запи-

а _ а £^

сать: "г ~ + (0ч'+ , где ом = 0 - начальная угловая скорость поворота лопаток; е - угловое ускорение.

Тогда, = М^)=^ = 1,07^ (0,019^).

Г 7,5" с с'

Это и есть максимальное угловое ускорение, которое должен развивать ИМ. При этом максимальная угловая скорость будет:

<»шх = = 0,019-7,5 = 0,1425^ (8,17^).

.с с

Диапазон углов поворота лопаток РК определяется их аэродинамическими свойствами. Так, для схем АМ-25 и АМ-27 максимальная производительность в реверсивном режиме достигается при Эр = 135°. При этом расход составляет 95% от наибольшей подачи при прямом режиме работы. Полагая, что наименьший угол установки лопаток 0min= 15°, определим время реверсирования механизма поворота, которое составит tpu - 'р + 'ш = 7.5+ 14,7 = 22,2 с, где 1Ркв - минимальное время реверсирования.

При проектировании механизма поворота лопаток одной из основных задач является определение нагрузок, действующих на лопатку РК и поиск путей их снижения. Нагрузки в механизмах вентилятора возникают от инерционных сил вращающегося рабочего колеса и аэродинамических сил, действующих на лопаточную решетку.

Рассмотрим нагрузки от сил инерции. Пусть рабочее колесо вращается с угловой скоростью {о (рис. 12). Возьмем принадлежащую лопатке некоторую точку А элементарной массой m¡,. расположенную на расстоянии r¡ от оси поворота лопатки и на расстоянии R,\¡ от оси вращения ротора вентилятора. Угол 0 между осью oY и радиусом-вектором r¡ приблизительно равен углу установки лопатки. Воспользуемся принципом Даламбера и приложим к точке силы инерции. Касательная составляющая этих сил равна 0, т.к. РК вращается равномерно, а нормальная составляющая F¡] = to2RMm¡ направлена противоположно нормальному ускорению. Спроецируем силу F¡¡ на координатные оси X и Y. F,"n л m¡g не дадут момента относительно оси оХ, сила F"ly = F¡¡ sin ц/

образует момент Л/, = , стремящийся повернуть лопатку в плоскость

вращения РК. M¡ - m¡(0"RA¡ sin у/ z¡. Определим угол ф: Л,

■ у,; sin^/;

у,

далее получим Л/; - >', , взяв интегральную сумму по всему объему

лопатки, получим:

М„ = I А/, = Iт,=, у,(о2 , М„ = (5.1)

где Л, = I т-, у,=/т.

Зная центробежный момент инерции .1Ч(9.)) и моменты инерции сечений и Л(в)) для одного из положений лопатки 0j, можно найти значение для любого положения лопатки. Положив £^=0°, запишем

Л, - -

У вентиляторов с диаметром РК 2,1 м со стальными клепанными лопатками телесной формы, значения Ми достигают нескольких сотен Нм, и составляют 85 - 90% суммарного крутящего момента относительно оси поворота лопатки.

Рис. 12. Схема действия на лопатку сил инерции

1» V

Y

Это обстоятельство было основным препятствием на пути создания регулируемых поворотно лопастных вентиляторов, т.к. существенно ограничивало их ресурс работы, особенно узла развязки вращений между валом ротора и перестановочным диском. Известные вентиляторостроительные фирмы ( ВаЬкоск,

Nordisk, Davidson Sirokko и др.), применяющие телесные лопатки, с целью снижения величины М», устанавливают дополнительные грузы-противовесы.

Для устранения действия Мц необходимо чтобы J/s=0, т.е. совместить ось поворота лопатки Z с центральной осью инерции лопатки. Следовательно необходимо соблюдать условия J/,(0j))=O J,(0)- J;(0)=0 для всех сечений лопатки, т.е. ось х должна быть главной центральной осью лопатки. Выполнения этого условия существенно облегчается использованием сдвоенных листовых лопаток типа AM, т.к. у них масса сечений профиля более равномерно распределена по квадрантам плоскости XY. Такая задача впервые успешно решена в совместной работе ИГД СО РАН и ИГ СО РАН им. М.А. Лаврентьева для аэродинамических схем типа AM. Например, для лопатки по аэродинамической схеме АМ-27 (рис. 13.) J,v = 0,024-10"4 кг-м2 при этом Мц = 3 Нм, а центр масс смещен относительно оси д: всего на 0,32 мм. Не нулевые значения }/у и эксцентриситета объясняются погрешностью аппроксимации профиля лопатки при ее изготовлении. Это позволяет кардинально снизить крутящий момент относительно оси поворота лопаток рабочего колеса, существенно разгрузить механизм поворота лопаток и успешно решить задачу прочности и надежности ИМ. Z

Рис.13. Лопатка РК, выполненная по аэродинамической схеме АМ-27

Т.к. лопатка РК, типа АМ, представляет собой тонкие пластины, то актуальной является задача об их изгибных колебаниях. Рассмотрим вопрос повышения жесткости посредством установки перемычки между плоскостями лопатки. Т.к. в данном случае нас интересует не абсолютная величина жесткости, а лишь значение параметра а, при котором она будет наибольшей, то можно рассмотреть только задачу минимизации деформации. Результаты решения оптимизационной задачи приведены на рис. 14. Наименьший прогиб, а следовательно, и оптимальное положение перемычки будет при значении параметра а//=0,43.

На рис. 15 представлена расчетная схема дезаксиального кривошипно-ползунного механизма поворота лопаток. Составим динамическую модель исследуемого механизма. Для этого примем допущения, что массы кривошипа, шатуна и ползуна пренебрежимо малы по сравнению с массой лопатки; моментом трения в кинематических парах также пренебрегаем. На основании принципа Даламбера-Лагранжа, запишем:

Мл у5(р - Ми3(р - Мп5(р = 0, (4)

где и 5(р - возможные перемещения системы, допускаемые связями; Р -усилие на перестановочном диске (ползуне), создаваемое двигателем ИМ и приходящееся на одну лопатку; Мл) - аэродинамический момент;

v, м 0.002

0,0015 -

0,001 -

0,0005

Без перемычки

-0,0005

Рис. 14. Зависимость деформации v (z) от безразмерного параметра а/1

0.3

0.4 0,5 z, м 0.65

Мц- момент от центробежных сил; MH=J/£ - момент от сил инерции,}/_ - момент инерции лопатки относительно оси ее поворота, е - угловое ускорение при повороте лопатки. Для вентилятора ВО-21ВК(м) с рабочими лопатками, выполненными по аэродинамической схеме АМ-27, i/_ - 0.067

кг-м2. С учетом того, что & = — &, запишем

dip

уравнение (4) как:

+ М„ + м„ )Sf, сократив на Sip,

г да . F—Sip

получим:

F =

M,., + м„ + мп

(5)

Рнс. 15. Расчетная схема.

поворота механизма 1 - лопатка; 2 - рабочее колесо; п - направление вращения; О - направление воздушного потока,

Анализ числителя уравнения (5) для лопаток выполненных по схемам АМ-25 и АМ-27 показывает, что величиной Ми = -1е = 0,076-0,019 = 1,4-10'3 Нм можно пренебречь из-за более высокого порядка малости по сравнению с суммой Мц и МЛ). Следовательно, изменение силы Р определяется изменением знаменателя,

где л- = Нсо51р + 1'ф2-(с-Яып<р)2.

Исследуем изменение силы Р от линейных параметров механизма. Т.к. расчет механизмов на прочность и жесткость проводится по максимальному

усилию, т.е. по самому тяжелому режиму работы, то можно записать целевую

функцию как: Fnm{RJ,e.(p) -» min; (R,l,e.tp) е К, (6)

где К - область возможных значений линейных параметров. По графику поверхности, представленной на рисунке 16, видно, что зависимость максимального усилия на ползуне от длины кривошипа и эксцентриситета не имеет глобального минимума. Рациональные соотношения кинематических параметров механизма поворота лопаток находятся в «желобе» с минимальным значением силы. Анализ полученных зависимостей показывает, что соотношения кинематических параметров, обеспечивающих минимальное значение силы на пере-

= 2; * R L

Следовательно, окончательный выбор соотношения линейных размеров звеньев определяется также, компоновкой механизма, т.е. наименьшими габаритами конструкции. На рис.17 приведен график зависимости силы Fot угла поворота

становочном диске, находятся в пределах: от

= 0,36

до — = 4; - = 0,2. R L

кривошипа для соотношений линейных параметров механизма: — = 2;

R

= 0,36.

Этот вариант рекомендован, как оптимальный для вентилятора с диаметром РК 2,1м.. При этих параметрах расчетная мощность электродвигателя механизма поворота на ходу лопаток РК составит для вентилятора диаметром 2,1м - 300 Вт и 395 Вт - для 2,4м.

Рис.16. Зависимость максимального усилия на ползуне от длины кривошипа и эксцентриситета

В процессе работ по созданию регулируемых на ходу осевых вентиляторов, проводился комплекс экспериментальных исследований, в том числе, механизмов поворота лопаток рабочего колеса. Работы велись на двух экспериментальных стендах ИГД СО РАН, на одном испытывались модели вентиляторов диаметром РК 600 мм с лопатками, выполненными по аэродинамической

схеме К-84 ЦАГИ, на другом - натурные образцы диаметром 2,1 м со сдвоенными листовыми лопатками по схеме типа АМ.

V 1,5

0,5

Рис. 17. Зависимость силы р от поворота кривошипа

100

150 Ф, град.200

Исследования показали, что максимальное усилие на перестановочном диске модели диаметром 600 мм без учета сил трения достигает 3500 Н. В пересчете на вентилятор' с диаметром рабочего колеса 2,1 м ( со стальными сварно-клепанными лопатками) и частотой вращения ротора п = 500 об/мин это усилие составит 119000 Н, а для вентилятора диаметром 2,4 м — 155000 Н. При таких нагрузках подшипниковые узлы ротора и механизма поворота не обеспечивают должный ресурс работы, поэтому по результатам испытаний был разработан и создан вентилятор ВВО-21р со сдвоенными рабочими лопатками типа АМ и с инерционным механизмом, в котором для поворота лопаток использовалась разность угловых скоростей ротора и приводного электродвигателя при размыкании между ними управляемой сцепной муфты. На экспериментальной базе ИГД СО РАН в период с 1996 -98 гг. были проведены исследования двух таких машин, изготовленных Артемовским машзаводом и опытным заводом НИПИ-Гормаш (г. Екатеринбург). Цель испытаний заключалась в определении кинематических и динамических характеристик инерционного механизма поворота лопаток путем регулирования угла их установки, реверсирования режима и выхода из положения реверса. Исследования показали, что инерционный механизм поворота лопаток РК обеспечивает процесс регулирования с рассогласованием по заданному углу установки лопаток не более 1 . При этом, время регулирования, при увеличении угла установки лопаток РК, составляет Тр = 14 + 30 с, а при уменьшении - Тр = 24 -г 30 с. Время реверсирования и выхода из реверсивного режима составляет, соответственно, Тр = 53 с и Тр = 57 с. Полученные временные параметры в 1,8 3,9 раза превышают требуемые. Это объясняется тем, что Тр превышает время отработки управляющего воздействия То в 1,4 3,5 раза. Т.е. время отработки исполнительным механизмом заданного сигнала соответствует предъявляемым требованиям, но процесс выхода вентиляторного агрегата на заданный режим затягивается из-за разгона электродвигателя от ©дн мин ДО номинальных оборотов.

Шестая глава посвящена обоснованию однонаправленной схемы проветривания и анализу компоновочных схем вентиляционных камер метрополитенов.

С целью поиска рациональных схем проветривания станций и определении рациональных режимов работы вентиляторов, как при штатном проветривании, так и при аварийных ситуациях (при задымлении станций), был проведён анализ вентиляционной системы Ленинской и Дзержинской линий Новосибирского метрополитена включающей 8 станций. В качестве используемых методов применялись аналитические расчеты, натурные экспериментальные исследования и численные эксперименты на ЭЦВМ. Сочетание натурных и численных экспериментов на адекватной расчетной схеме позволило повысить надежность и достоверность результатов исследований.

Как отмечалось выше, проект системы вентиляции предусматривал двунаправленную систему вентиляции,-при этом одновременно работали по одному вентилятору ВОМД-24 в станционных и перегонных венткамерах. Второй (параллельный) вентилятор в камере находился в резерве. При такой схеме вентиляции перегонный и станционный вентиляторы работают в последовательном режиме. Исследованные фактические режимы работы вентиляторов в Новосибирском метрополитене имеют низкое (в среднем до 200 Па) требуемое давление. Следовательно, последовательное включение вентиляторов не целесообразно. Поэтому, наряду с проектной схемой вентиляции, исследовались варианты, исключающие последовательную работу вентиляторов.

Таблица 4

режимы №1 №2 №3 №4 №5 №6

вентилятор на станции п п в ш в* в

перегоне в ш ш в ш 0

п- приток; в- вытяжка; о- шибер открыт; ш- шибер закрыт

в*- вытяжка (вентиляторы работают в прямом режиме)

Моделирование проводилось с помощью программы расчета параметров воздухораспределения в сетях горных выработок, разработанной Институтом горного дела СО РАН и институтом "Гипроуголь". Для моделирования естественного воздухораспределения составлена расчетная вентиляционная схема всего правобережного участка Новосибирского метрополитена. Для расчета естественной тяги учитывались геодезические отметки входных тамбуров и вентиляционных киосков, а также температура атмосферного и тоннельного воздуха.

Численные эксперименты по исследованию вариантов однонаправленных схем вентиляции проводились, также с целью установления взаимного влияния режимов вентиляторов на изменение величины расхода воздуха на платформах станций в пределах одной линии. Анализ результатов показал, что управлять с заданным качеством вентиляционным режимом станций в соответствии с текущей потребностью в воздухе (по пассажиропотоку) посредством изменения режима перегонных вентиляторов невозможно. Это объясняется значительным взаимовлиянием режимов перегонных вентиляторов. Т.е. при увеличении пассажиропотока на одной из станций, например, в сторону увеличения, перегонный вентилятор в автоматическом режиме увеличивает подачу воздуха и тем

самым увеличивает расход и на смежных станциях, на которых не произошло увеличения пассажиропотока. При работе станционных вентиляторов, взаимовлияние имеет место, но в меньшей степени. На рис. 18 показаны зависимости отклонения расходов воздуха на станциях линии при изменении режима работы вентилятора в камере станции № 1: I - при изменении угла установки лопаток с 35° на 15° и 2 - при выключении вентилятора. Меньшая степень изменения режима на станции № 3 объясняется тем, что она является пересадочной ("Красный проспект"). Основываясь на многочисленных экспериментах, можно утверждать, что из однонаправленных схем следует применять такие, при которых работают станционные вентиляторы, а перегонные отключены и их шибирующие аппараты открыты. Эффективность сравниваемых вариантов по критерию «минимума эксплуатационных расходов электроэнергии» показала, что предлагаемая схема вентиляции имеет наименьшую суммарную мощность вентиляторов для обеспечения требуемых расходов воздуха на станциях. Следует отметить, что в этом случае не требуется реверсирования вентиляторов при аварийном загазовании станций. Такая схема вентиляции была принята Новосибирским метрополитеном с мая 2000 г. и показала положительные результаты. 0,%

Рис.18. Зависимость изменения расходов воздуха на платформах станций одной линии

3 4 5

порядковый номер станции

Проведем анализ потерь энергии на примере типовой перегонной вентиляционной камеры при компоновке с одним большим или с четырьмя маленькими вентиляционными киосками, имеющими наибольшее применение в Новосибирском метрополитене. На рис. 19 приведена схема упомянутой венткамеры с 4-я киосками. Суммарное сопротивление камеры составляет Лт = 0,58-10"2 н-1-10"2 кц. Выразим в процентах долю каждого элемента по отношению к общему сопротивлению камеры и внесем в табл.5. Сопротивление прилегающих к рассматриваемой камере полуперегонов 0,156-10"" кр, что составляет 15,6 -г 26,9 % от сопротивления камеры. Таким образом, более 70 % энергии тратится в самой камере на преодоление ее аэродинамического сопротивления н только 15 +30 % - на проветривание объекта, для которого она построена. При аналогичном анализе потерь в станционных вентиляционных камерах установлено, что соотношение сопротивлений находится в тех же пределах.

Таблица 5

№ п.п. Наименование элемента Доля сопротивления элемента в общем сопротивлении камеры, %

Камера с одним •киоском Камера с 4-я киосками

I Вход в вентиляционный киоск 14,3 49.0

2 Повороты на 90° 8,0 19,2

3 Шумоглушители 0,7 1,3

4 Затвор ГО 11,0 6,5

5 Вход в вентилятор 2,7 1,5

6 Выход из вентилятора 25.3 14.8

7 Вход в путевой тоннель 9,5 6,4

Рис. 19. Схема вентиляционной камеры с 4-я киосками:

1-вентиляционный киоск; 2 - поворот оси канала на 90°; 3 -шумоглушители; 4 -затворы ГО; 5 - вход в вентилятор; 6 - выход из вентилятора; 7 -вход в путевой тоннель

Анализ соотношений, приведенных в табл. 5 показывает, что основные усилия по совершенствованию аэродинамических качеств вентиляционных сетей камер следует сосредоточить на уменьшении сопротивлений вентиляционных киосков, выхода из вентилятора, затворов ГО и входов в путевой тоннель. Аэродинамические сопротивления затворов ГО и входов в путевой тоннель можно снизить за счет устранения вихревых зон, т.е. за счет сглаживания подводящих каналов путем установки обтекателей. Выполнение вентиляционной камеры со сглаживающими конструкциями позволит сократить местное сопротивление затвора ГО в 3,1 раза. Аналогичный эффект получается при сглаживании места примыкания вентиляционной камеры к путевому тоннелю. Применения в метрополитенах однонаправленной схемы проветривания позволяет эффективно использовать вентиляторы с укороченным диффузором. Например, применение кольцевого диффузора длиной 3 м на вентиляторе с диаметром рабочего колеса 2,4 м снижает местное сопротивление выхода из вентилятора с

1,47-10"1 до 0,3-10° к¡.i, т.е в 4,9 раза. Суммарный эффект от применения указанных мероприятий даст снижение аэродинамического сопротивления вентиляционных камер на 14,6-22 % .

Для сравнительной оценки эффективности предлагаемых решений по компоновкам вентиляторных агрегатов и вентиляционных камер, проведены исследования зависимостей стоимости вентиляционных камер от конструктивных параметров вентиляторов и глубины заложения метрополитена. Анализировались объекты системы проветривания Новосибирского и Красноярского метрополитенов, у которых базовым агрегатом служит типовой серийно выпускаемый вентилятор ВОМД-24А. В качестве альтернативных вариантов рассматривались системы с применением серийно выпускаемого в России оборудования (BOM-16, BOM-18), новые вентиляторы, разработанные в Институте горного дела СО РАН (ВВО-21 р, ВО-21 к(с), ВО-24к(с)) и зарубежный аналог АРС 1800 (Чехия, Милевска).

Для получения объективных результатов проанализируем станционные и перегонные композиционные решения вентиляционных камер. Стоимости строительства тоннельных вентиляционных сооружений первой и второй очереди Новосибирского метрополитена, а также первой очереди Красноярского метрополитена приведены в ценах по состоянию на 01 апреля 1999 (рис. 20).

Рис. 20.3ависимость стоимости строительства вентиляционных камер от диаметра вентилятора: 1 -перегонные камеры мелкого заложения; 2 - станционные камеры мелкого заложения:; 3 - перегонные камеры глубокого заложения:; 4 -станционные камеры глубокого заложения

Стоимость вентиляторов составляет 9 - 12 % от стоимости камеры для условий мелкого заложения и 4 - 5,5% - для глубокого заложения. При этом, стоимость электроэнергии расходуемой одним вентиляторным агрегатом за срок эксплуатации (30 лет) составляет в среднем, 65+90% стоимости камеры.. Следовательно, задача снижения габаритных параметров вентиляторов имеет высокий приоритет для снижения суммарных затрат на строительство и экс-

плуатацию вентиляционных сооружений метрополитенов. С увеличением глубины заложения требования к сокращению габаритов вентиляторов усиливаются. Затраты на создание систем вентиляции метрополитенов, в зависимости от глубины заложения, на 88 - 95 % определяются стоимостью вентиляционных сооружений. При этом, расход электроэнергии за срок эксплуатации вентилятора (30 лет) составляет 65 - 90% от стоимости вентиляционных камер. Из вы-' шеизложенного можно заключить, что повышение производительности вентилятора необходимо вести, в первую очередь, за счет уменьшения втулочного отношения, электродвигатель необходимо встраиваться во втулку, а применяемый диффузор не должен увеличивать габаритную длину вентиляторного агрегата.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Диссертация является научно-исследовательской работой, в которой изложено обоснование новых технических и технологических решений для создания типоразмерного ряда высокоэкономичных вентиляторов главного проветривания метрополитенов, удовлетворяющих требованиям безопасности при аварийных режимах. Выполнен комплекс аналитических и экспериментальных исследований систем вентиляции подземных сооружений метрополитена и установлены закономерности динамики взаимодействия вентилятора с вентиляционной сетью с учетом поршневого действия поездов. Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем:

1. На основе анализа состояния проблемы показано, что вентиляторы тоннельной вентиляции метрополитенов имеют низкую экономичность эксплуатации, т.к. фактические режимы их работы существенно отличаются от расчетных, что обусловлено несоответствием аэродинамических характеристик вентиляторов требованиям вентиляционных сетей и отсутствием эффективных устройств изменения режима работы на ходу.

2. Повышение эксплуатационного КПД тоннельных вентиляторов в 1,8 — 2,2 раза достигается созданием ряда машин с номинальным статическим давлением в интервале 200 - 400 Па, с большей плотностью ряда у нижней границы интервала.

3 Установлено, что определяющим требованием по производительности вентиляторов является обеспечение безопасных скоростей воздуха иа путях эвакуации пассажиров при аварийном задымлении станций, при этом, производительность вентилятора должна составлять 83 м3/с, а на пересадочных станциях не менее 108 м3/с. С учетом того, что стоимость вентиляционных сооружений метрополитенов пропорциональна диаметру рабочего колеса вентилятора, повышение его производительности следует осуществлять уменьшением втулочного отношения.

4. Показано, что отклонение текущего значения требуемого расхода воздуха на станции в течение суток составляет 0,07 - 2,78 от среднего и должно обеспечиваться путем изменения угла установки лопаток рабочего колеса вентилятора на ходу, т.к. устройства для реализации этого способа управления ре-

жимом обладают достаточной глубиной регулирования, большей надежностью и меньшей стоимостью по сравнению с альтернативными.

5. Экспериментально установлено, что за один проход поезда через станцию перемещается 500 - ¡000 м5 воздуха, эта величина зависит от режима работы вентилятора и составляет 19-41% воздухообмена на станции, поэтому для переноса доли вентиляционной нагрузки на "поршневой эффект" необходимо управление режимом работы тоннельных вентиляторов осуществлять в соответствии с темпом движения поездов.

6. Выявлено, что при аэродинамическом взаимодействии лопаточных систем вентилятора с возмущенным воздушным потоком от поршневого действия двигающихся в тоннеле поездов, на валу ротора возникает дополнительный крутящий момент, приводящий к увеличению в материале вала касательных напряжений в 2,9 - 3,5 раза.

7. Показано, что повышение надежности и долговечности механизма поворота лопаток PK на ходу за счет существенного снижения на 85 - 90% составляющей инерционного момента относительно оси поворота лопатки, возможно путем совмещения этой оси с одной из ее главных центральных осей инерции и выполнением механизма поворота с рациональными соотношениями линейных параметров. При этом, повышение жесткости листовой лопатки осуществляется установкой перемычки, оптимальное положение которой находится на расстоянии 0,43 длины лопатки считая от ее основания.

8.Аналитически доказано и подтверждено внедрением в Новосибирском метрополитена , что переход на однонаправленную технологическую схему вентиляции, при которой станционные вентиляторы работают в режиме вытяжки, а перегонные выключены и их шибирующие аппараты открыты, позволяет в 1,1 - 2,7 раза снизить эксплуатационные расходы на вентиляцию и повысить устойчивость работы системы в аварийных режимах.

10. На основе выполненных исследований по динамике и кинематике рабочего процесса вентилятора, разработаны и внедрены в Новосибирском метрополитене 6 вентиляторных агрегатов ВВО-21р, установленных попарно в вентиляционных камерах на пикетах № 98 Ленинской линии, № 102 и № 108 -Дзержинской линии.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах:

1. Петров H.H., Красюк A.M. Создание вентиляторов с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса// Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах. - Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1983.- с. 173182.

2. A.c. № 1034451, МКИ E21F 1/08 Шахтная вентиляторная установка/ Петров H.H., Красюк A.M., Зайденварг В.Е. и др. (СССР). -№ 3303452; Заявл.14.06.81.

3. A.c. № 1034452 МКИ Е21 F 1/08 Шахтная вентиляторная установка/ Петров H.H., Красюк A.M., Дзургудаков В.А. и др. (СССР) - № 3303453; Заявл. 14.06.81.

4. Петров H.H., Заслов В.Я., Кузнецов A.C., Красюк A.M. О системе машин для вентиляции подземных горных предприятий // Машиностроение Сибири.-Новосибирск : СО АН СССР. 1985.- с.136-142.

5. A.c. № 1211464, МКИ F04D 19/00. Осевой секционный вентилятор/ Красюк A.M., Петров H.H. (СССР) -№ 3729714; Заявл. 19.04.84; Опубл. 1986, Бюл. №6.

6. Красюк A.M. Экспериментальное исследование вентилятора с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса// В сб.: Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах.- Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1986.-с. 120-123.

7. Петров H.H., Красюк A.M. Исследование нагрузок в механизме поворота рабочих лопаток вентилятора// Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах,- Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1986,- с.101-106.

8. A.c. № 1208229 МКИ F04D 29/36. Механизм поворота лопаток осевой турбомашины/ Петров H.H., Красюк A.M., Сенников В.Ф. (СССР) - Ks 3781440; Заявл. 16.08.84; Опубл. 1986, Бюл. №4.

9. A.c. № 1325200 МКИ F04D 19/00. Осевой вентилятор/ Красюк A.M., Петров H.H., Кузнецов Ю.А., Соловьев В.В. (СССР) -№ 3900506; Заявл.23.05.85; Опубл. 1987, Бюл. №27.

10. A.c. № 1335712 МКИ Е21 F 1/08. Вентиляционная установка/ Петров H.H., Красюк A.M., Гурков Ю.Н. и др. (СССР) -№ 4050036; 3аявл.05.03.86; Опубл. 1987, Бюл. №33

11. A.c. № 1379637 МКИ G01 F 15/16 Механотронный расходомер/ Петров H.H. ., Красюк A.M., Антонов В.А. и др. (СССР) -№ 3904001; 3аявл.03.06.85; Опубл. 1988, Бюл. №9.

12. Петров H.H., Красюк A.M., Буторина О.С. Анализ надежности способов регулирования вентиляторов главного проветривания// Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах. Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1989. с.31-37.

13. Красюк A.M. Реверсируемый вентилятор для транспортных тоннелей// Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах.- Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1989.- с. 116-119.

14. Петров H.H., Красюк A.M., Буторина О.С. Технико-экономические оценки использования управляемых на ходу осевых вентиляторов ВВОД-ЗОР// В сб.: Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах.- Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1989.- с. 154-157.

15. A.c. № 1486836 МКИ G01 М 9/00 Вентиляционная установка/ Петров H.H., Балаклеевский Н.П., Красюк A.M. и др. (СССР) -№ 4252105; Заявл.29.05.87; Опубл. 1989, Бюл. №22.

16. A.c. № 1588874 МКИ Е21 F 1/00 Способ тоннельной вентиляции/Красюк A.M., Сарычев С.П., Петров H.H. и др. (СССР) -№ 44484648; Заявл.01.08.88; Опубл. 1990, Бюл. №32.

17. A.c. № 1603066 МКИ F04D 19/00. Механизм поворота лопаток осевого вентилятора/ Петров H.H., Красюк A.M. (СССР)-№ 4446915; Заявл.01.08.88.

18. A.c. № 1740684 МКИ E21 F 1/00 Шахтная вентиляторная установка/ Красюк A.M., Сарычев С.П., Петров H.H. и др. (СССР) -№ 4670487; Заявл.ОЗ.04.89; Опубл. 1992, Бюл. №22.

19. Патент. № 1311331 МКИ F04D 29/36. Способ поворота лопаток рабочего колеса вентилятора и устройство для его осуществления/ Петров H.H. Кузнецов Ю.А., Красюк A.M., Соловьев В.В. и др. . (Россия) -№ 38767-53; 3аявл.12.03.89.

20. Красюк A.M., Петров H.H., Лугин И.В. Снижение потребления электроэнергии на вентиляцию метрополитенов. — Энерго- ресурсосбережение в Сибирском регионе. Новосибирск, 1997. -с. 62-64.

21. Красок A.M., Петров H.H., Фрейдлин Н.Л. Особенности управления микроклиматом метрополитенов в условиях Западной Сибири; Материалы конференции Организация систем воздухообмена, контроля и управления микроклиматом, управление режимами вентиляции в экстремальных условиях в тоннелях и на станциях метрополитена. Хозяйственная Ассоциация «Метро», С-П, 1997,-с. 21 -28.

22. Петров H.H., Красюк A.M., Попов Н.А Исследование динамической устойчивости трансмиссионных валов главных вентиляторов шахт// ФТПРПИ. -1998.-№3.- с.72 - 83.

23. Красюк A.M., Чигишев А.Н., Лугин И.В., Демин В.И. Повышение эффективности вентиляции метрополитенов// Метро. № 2-3,1999. -с. 33 -37.

24. Красюк A.M., Ермолаев В.Ф., Ланцевич М.А. Балансировка рабочих колес центробежных вентиляторов: Интеграция науки, производства и образования перспективы и состояние. -Материалы Всероссийской научно-практической. Юрга 2000. с.87 -89.

Введение.

1. Вентиляторные агрегаты для тоннельной вентиляции метрополитенов. Состояние и задачи исследования.

1.1. Особенности и проблемы проветривания метрополитенов.И

1.2. Существующие технологические схемы проветривания.¡

1.3. Работа вентиляционной системы в аварийных режимах. /

1.4. Конструкции действующих осевых вентиляторов и способы регулирования их производительности. ^

1.5. Выводы и задачи исследования.

2. Требования к тоннельным вентиляторам и разработка путей создания эффективных регулируемых осевых вентиляторов.

2.1. Поле требуемых режимов в координатах Р5У - <3 и пути его обеспечения. Оптимальные расчетные аэродинамические параметры тоннельных вентиляторов. ^

2.2. Анализ аварийных режимов вентиляции и пути их обеспечения.

2.3. Исследования диапазона изменения режимов управления и действующих возмущений. ^

2.4. Обоснование параметров размерного ряда тоннельных вентиляторов.

2.5. Сравнительный анализ способов регулирования тоннельных вентиляторов. &Ч

2.6. Обоснование путей модернизации действующего парка тоннельных вентиляторов.

2.7. Выводы.

3. Исследования динамики вентиляторного агрегата при его 8е, взаимодеиствии с вентиляционнои системой.

3.1. Исследование механической системы «электродвигатель - рабочее колесо» при разгоне, в период пуска вентиляторного агрегата. $$

3.2. Анализ взаимодействия вентиляторного агрегата с возмущенным воздушным потоком от действия поршневого эффекта. $

3.3. Исследование выбега механической системы «электродвигатель - рабочее колесо» и обоснования способа торможения ротора.

3.4. Выводы.

4. Компоновочные схемы вентиляторных агрегатов и разработка предложений для повышения их технологичности, надежности и ремонтопригодности.

4.1. Исследование устойчивости вращения ротора вентилятора с вертикальным и горизонтальным расположением оси вращения.

4.2. Технологичность ремонта и обслуживания вентиляторного агрегата.

4.3. Обоснование требований к балансировке ротора./

4.4. Выводы./

5. Исследования механизма поворота лопаток рабочего колеса осевых вентиляторов.

5.1.Разработка требований к исполнительному механизму поворота лопаток РК. /

5.2. Анализ нагрузок, действующих на лопатку РК и требования по обеспечению их надежности, прочности и долговечности. . /

5.3.Разработка рекомендаций по конструированию лопатки РК по критерию ее требуемой жесткости.

5.4. Кинематические и структурные схемы механизмов поворота лопаток.

5.5.Оптимизация кинематических параметров механизмов поворота лопаток РК тоннельных осевых вентиляторов.

5.6.Разработка рекомендаций по выбору привода исполнительного механизма поворота лопаток РК. ^^

5.7.Экспериментальные исследования вентиляторов.

5.7.1.Исследования экспериментального вентилятора диаметром 600 мм.

5.7.2. Исследования экспериментального и опытно-промышленного вентиляторов диаметром 2100 мм. ^^

5.8.Выводы. !

6. Компоновочные схемы вентиляционных камер метрополитенов.

6.1. Выбор критериев и обоснование однонаправленной схемы проветривания. '

6.2. Анализ аэродинамических качеств вентиляционных камер и тоннельных сетей, оценка потерь энергии в камерах.

6.3. Разработка рекомендации по снижению потерь энергии и по рациональной компоновке камер. ^

6.4. Исследование зависимостей стоимости вентиляционных камер от параметров вентилятора и глубины заложения метрополитена

6.5. Выводы.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. С ростом крупных городов обостряется проблема наземных транспортных коммуникаций. Средняя скорость движения общественного транспорта находится в пределах 15-20 км/ч. Рост парка автобусов, трамваев и т.п. остроты проблемы не снимает. Поэтому развитие подземных транспортных коммуникаций (метрополитенов) является эффективным решением проблемы перевозки пассажиров в крупных городах. В России действуют 5 метрополитенов и 4 находятся в стадии строительства.

Известно, что основным звеном системы жизнеобеспечения подземных транспортных тоннелей является вентиляция, осуществляемая тоннельными вентиляторными агрегатами. Для- проветривания метрополитенов у каждой станции и на перегонах между ними строятся вентиляционные камеры, в каждой из которых устанавливаются попарно нерегулируемые на ходу вентиляторные агрегаты мощностью до 90 кВт, при этом, их энергопотребление уступает только энергопотреблению подвижного состава и достигает 0.9 - 1.2 миллиона кВт ч в год на 1 км линий метрополитена. Среднее значение эксплуатационных КПД вентиляторных агрегатов действующих метрополитенов составляет 0,19 - 0,33 (т.е. более 70 % потребляемой электроэнергии теряется), а бюджеты городов, имеющих метрополитены несут большие потери (210 - 250 тыс. руб. в год на 1 км линии метрополитена). Современные вентиляторы также не обеспечивают эффективного реверсирования и форсирования вентиляционного режима в случае аварийной ситуации (пожар, задымление и т.п.), что может привести к человеческим жертвам. В настоящее время в метрополитенах СНГ находятся в эксплуатации более 1400 тоннельных вентиляторов. Из них около 700 машин (по данным электромеханических служб метрополитенов) требуют замены .

Для пуска одной новой станции требуется построить две вентиляционные камеры и установить 4 вентиляторных агрегата. Значительные габариты выпускаемых тоннельных вентиляторов обусловливают высокую стоимость вентиляционных сооружений и камер с комплектом оборудования, стоимость которых находится в пределах 5 . 10% стоимости 1 км линии метрополитена. Поэтому, задача создания эффективных вентиляторов для проветривания метрополитенов актуальна и имеет важное научное и народнохозяйственное значение.

Цель работы. Совершенствование теории и разработка методов расчета конструкций тоннельных вентиляторных агрегатов.

Идея работы заключается в использовании закономерностей формирования эксплуатационных режимов и динамических нагрузок осевых вентиляторов главного проветривания для их адаптации к разнообразию свойств вентиляционных сетей метрополитенов при разработке и создании типоразмерного ряда высокоэкономичных вентиляторов.

Задачи исследований:

- исследовать штатные и аварийные режимы тоннельной вентиляции, определить поле требуемых вентиляционных режимов, диапазон их изменения по расходу воздуха и действующие возмущения;

- разработать математические модели ротора и на их основе исследовать динамику вентиляторного агрегата при его взаимодействии с возмущенным вентиляционным потоком;

- определить области устойчивого вращения ротора вентилятора и требования к рациональной компоновке вентиляторного агрегата;

- получить математические модели механизма поворота лопаток рабочего колеса, исследовать динамику механизма и определить его рациональные параметры.

Методы исследований включают анализ источников научно-технической информации по тематике работы, постановку и проведение теоретических и экспериментальных исследований методами математического и физического моделирования с применением теории подобия и теоретической механики.

Основные научные положения, защищаемые автором:

1. Повышение эксплуатационного КПД тоннельных вентиляторов в 1,8 -2,2 раза достигается путем создания ряда машин с номинальными статическими давлениями в интервале 200 - 400 Па, с большей плотностью ряда у нижней границы интервала.

2. Отклонение текущего значения требуемого расхода воздуха на станции в течение суток составляет 0,07 - 2,78 от среднего и должно обеспечиваться путем изменения угла установки лопаток рабочего колеса вентилятора на ходу, т.к. устройства для реализации этого способа управления режимом обладают достаточной глубиной регулирования, большей надежностью и меньшей стоимостью по сравнению с альтернативными.

3. Касательные напряжения в материале вала ротора при аэродинамическом взаимодействии лопаточных систем вентилятора с возмущенным воздушным потоком от поршневого действия двигающихся поездов и в зависимости от места установки вентилятора возрастают в 2,9 - 3,5 раза.

4. Значительное снижение нагрузок в механизме поворота лопаток рабочего колеса (на 85 - 90%) достигается за счет совмещения одной из главных центральных осей инерции профиля лопатки с осью ее поворота и выполнением механизма поворота с рациональными соотношениями линейных параметров.

5. Повышение устойчивости вентиляционной системы метрополитена мелкого заложения в аварийных режимах и снижение эксплуатационных расходов на энергопотребление в 1,1 - 2,7 раза достигается применением технологической схемы, при которой станционные вентиляторные агрегаты работают в режиме вытяжки, а перегонные - выключены, и их шиберующие аппараты открыты.

Достоверность научных положений, выводов, рекомендаций обеспечивается достаточным объемом и сходимостью результатов теоретических, лабораторных и натурных исследований вентиляторов и эксплуатационных режимов вентиляции метрополитена.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- на основе данных натурных экспериментов и расчетных соотношений по проектированию вентиляции метрополитенов установлены границы поля вентиляционных режимов по требуемым давлениям и производительности;

- в условиях действующего метрополитена экспериментально определен диапазон изменения требуемого расхода воздуха на станции, на основании которого выполнен сравнительный анализ способов регулирования режима работы тоннельных вентиляторов и средств для их реализации по критериям максимума экономичности, надежности и минимума стоимости;

- на основе данных экспериментальных исследований «поршневого эффекта» в тоннелях метрополитена, получены зависимости между напряжениями в роторе вентилятора и параметрами возмущенного воздушного потока;

- аналитически и экспериментально доказана необходимость совмещения одной из главных центральных осей инерции профиля лопатки рабочего колеса вентилятора с ее осью поворота и получены аналитические зависимости нагрузок в механизме поворота лопаток от соотношения линейных параметров механизма;

-экспериментально и методом численного моделирования обоснована рациональная схема вентиляции метрополитена мелкого заложения и установлено, что снижение в 2,2 - 2,5 раза аэродинамических потерь энергии во входных и выходных элементов вентиляционных камер может быть достигнуто путем установки диффузоров и обтекателей в вентиляционном канале.

Личный вклад автора состоит в обобщении известных результатов, постановке проблемы и задач исследований, разработке и реализации методик экспериментальных работ по определению нагрузок в узлах вентиляторов, разработке математических моделей и их численной реализации, обработке и анализе результатов, выборе направления совершенствования конструкции вентиляторов и вентиляционных камер и реализации в метрополитене новых схем вентиляции при штатных и аварийных режимах.

Практическая ценность. Результаты исследований позволяют повысить эксплуатационную эффективность тоннельных вентиляторов в 2,2 - 5,5 раза, в том числе за счет роста КПД и снижения эксплуатационных расходов на тоннельную вентиляцию метрополитенов, за счет автоматического управления режимом проветривания при одновременном снижении материалоемкости и повышении надежности вентиляторов. Приведены рекомендации и определены параметры для разработки перспективного ряда тоннельных вентиляторов. Разработан и апробирован метод расчета параметров механизма поворота лопаток рабочего колеса на ходу. Предложены и разработаны пути модернизации действующего парка вентиляторов, выработавших свой ресурс.

Реализация работы. Полученные результаты легли в основу проектирования тоннельных вентиляторов ВВО-21р. С 1985 по 2000 гг. в Новосибирском метрополитене установлены 6 машин, в конструкцию которых вошли технические решения , защищенные авторским свидетельством №1603066 и патентом 1311331. Институтом Новосибметропроект при проектирования 2-х вентиляционных камер Новосибирского метрополитена: перегонной на пикете №108 и станционной на пикете №102 внедрены технические решения , защищенные авторским свидетельством №1335712.

Научные разработки и положения диссертационной работы использованы Новосибирским метрополитеном при переходе на однонаправленную схему тоннельной вентиляции и при формировании плана режимов включения вентиляторных агрегатов в аварийных ситуациях.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на Всесоюзных совещаниях «Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах» (г. Новосибирск, 1981, 1984, 1988 г.), на Всесоюзной конференции «Развитие производительных сил Сибири и задачи ускорения научно-технического прогресса» (г. Новосибирск, 1985 г.), на международной конференции по вопросам организации систем воздухообмена , контроля и управления микроклиматом, управления режимами вентиляции в экстремальных условиях в тоннелях и на станциях метрополитена (г. С-Петербург, 1997 г.), на международном семинаре «Энерго-ресурсосбережение в сибирском регионе» (г. Новосибирск, 1998 г.), на научно-технической конференции «Новосибирск на рубеже веков» (г. Новосибирск, 1999 г.), на российско-китайском симпозиуме «Строительство шахт и городских подземных сооружений» (г. Кемерово, 2000 г.).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 24-х печатных работах, включая 11 авторских свидетельств и патент.

Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, 6 глав, заключения и приложения, изложенных на 232 с. машинописного текста,

6.5. Выводы

1. Аналитически доказано и подтверждено внедрением в Новосибирском метрополитене, что переход на однонаправленную технологическую схему вентиляции, при которой станционные вентиляторы работают в режиме вытяжки, а перегонные выключены и их шибирующие аппараты открыты, позволяет в 1,1 - 2,7 раза снизить эксплуатационные расходы на вентиляцию и обеспечить большинство вариантов режимов аварийной работы без реверсирования воздушного потока. Предложенная схема имеет менее выраженное взаимное влияние режимов работы вентиляторов, по сравнению с другими, и обеспечивает лучшее качество процесса управления вентиляцией.

2. Для сокращения потерь энергии в вентиляционных камерах, необходимо, в первую очередь, снижать аэродинамическое сопротивление входа потока воздуха в вентиляционный канал и в местах примыкания вентиляционного канала к путевому тоннелю, т.к. в общем сопротивлении камер, доля потерь на этих элементах составляет 39 -г 63 %. Вентиляторы следует снабжать укороченными диффузорами.

3. Затраты на создание систем вентиляции метрополитенов, в зависимости от глубины заложения, на 88 - 95 % определяются стоимостью вентиляционных сооружений. При этом стоимость потребленной электроэнергии за срок эксплуатации вентилятора составляет 55 - 90% от стоимости вентиляционных камер. Снижение стоимости перегонных вентиляционных камер может быть достигнуто за счет их проектирования без шумопоглащающих пластин, расположенных между вентилятором и путевым тоннелем, что позволит сократить строительные объемы камер и улучшит условия технического обслуживания вентиляторов.

4. Повышение производительности вентилятора необходимо вести, в первую очередь, за счет уменьшения втулочного отношения, электродвигатель необходимо встраиваться во втулку, а применяемый диффузор не должен увеличивать габаритную длину вентиляторного агрегата.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Диссертация является научно-исследовательской работой, в которой изложено обоснование новых технических и технологических решений для создания типоразмерного ряда высокоэкономичных вентиляторов главного проветривания метрополитенов, удовлетворяющих требованиям безопасности при аварийных режимах. Выполнен комплекс аналитических и экспериментальных исследований систем вентиляции подземных сооружений метрополитена и установлены закономерности динамики взаимодействия вентилятора с вентиляционной сетью с учетом «поршневого действия» поездов. Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем:

1. На основе анализа состояния проблемы показано, что вентиляторы тоннельной вентиляции метрополитенов имеют низкую экономичность эксплуатации, т.к. фактические режимы их работы существенно отличаются от расчетных, что обусловлено несоответствием аэродинамических характеристик вентиляторов требованиям вентиляционных сетей и отсутствием эффективных устройств изменения режима работы на ходу.

2. Повышение эксплуатационного КПД тоннельных вентиляторов в 1,8 -2,2 раза достигается созданием ряда машин с номинальным статическим давлением в интервале 200 - 400 Па, с большей плотностью ряда у нижней границы интервала.

3 Установлено, что определяющим требованием по производительности вентиляторов, является обеспечение безопасных скоростей воздуха на путях эвакуации пассажиров при аварийном задымлении станций, при этом, производительность вентилятора должна составлять 83 м /с, а на пересадочных станциях не менее 108 м /с. С учетом того, что стоимость вентиляционных сооружений метрополитенов пропорциональна диаметру рабочего колеса вентилятора, повышение его производительности следует осуществлять уменьшением втулочного отношения.

4.Экспериментально установлено, что за один проход поезда через стано цию перемещается 500 - 1000 м воздуха. Эта величина зависит от режима работы вентилятора и составляет 19 - 41% воздухообмена на станции, поэтому для переноса доли вентиляционной нагрузки на "поршневой эффект", необходимо управление режимом работы тоннельных вентиляторов осуществлять в соответствии с темпом движения поездов.

5. Показано, что отклонение текущего значения требуемого расхода воздуха на станции в течение суток составляет 0,07 - 2,78 от среднего и должно обеспечиваться путем изменения угла установки лопаток рабочего колеса вентилятора на ходу, т.к. устройства для реализации этого способа управления режимом обладают достаточной глубиной регулирования, большей надежностью и меньшей стоимостью по сравнению с альтернативными.

6.Доказано, что при аэродинамическом взаимодействии лопаточных систем вентилятора с возмущенным воздушным потоком от поршневого действия двигающихся в тоннеле поездов на валу ротора возникает дополнительный крутящий момент, приводящий к увеличению в материале вала касательных напряжений в 2,9 - 3,5 раза.

7. Лопатки рабочего колеса подвержены сумме моментов от центробежных и аэродинамических сил. Для телесных лопаток момент от центробежных сил составляет 95 % от суммарного и является препятствием на пути создания надежного механизма поворота лопаток РК на ходу. Повышение надежности и долговечности механизма поворота за счет существенного снижения на 85 -90% составляющей инерционного момента относительно оси поворота лопатки возможно путем совмещения этой оси с одной из ее главных центральных осей инерции сдвоенной листовой лопатки. При этом, повышение жесткости листовой лопатки осуществляется установкой перемычки, оптимальное положение которой находится на расстоянии 0,43 длины лопатки, считая от ее основания.

8. Определены предельные, по быстродействию, требования к исполнительному механизму, обеспечивающие перенос части вентиляционной нагрузки на поршневой эффект, которые соответствуют максимальной угловой скорости

9о

1. Оганесов Г.И. Состояние развития транспорта // Метро.- 1994.- № 3.- С.4.6.

2. Фролов Ю.С., Крук Ю.Е. Метрополитены на линиях мелкого заложения. Новая концепция строительства.- М.:"ТИМР", 1994. 244 с.

3. Оганесов Г.И., Крук Ю.Е. Программа развития и размещения метрополитенов в городах России // Метро. 1994. - №6. - С. 1- 4.

4. Бухмастов А., Макаров В., Россовский В. и др. Модернизация вентиляторов главного проветривания для реконструкции вентиляционных шахт метро-политенов//Метро.-№ 5-6.- с. 27-30.

5. Демин В., Балаклеевский Н., Салашин Г. и др. Тоннельный вентилятор вертикального исполнения//Метро 1996.- № З.-с. 26-27.

6. Россовский В.Г. Основные направления технического прогресса в электромеханическом хозяйстве Московского метрополитена// Метро.-1997.-№ 1-2.-с.65-68.

7. ГОСТ 11004 Вентиляторы шахтные главного проветривания

8. Косарев Н.П., Белов C.B., Бухмастов A.B. Состояние, условия эксплуатации и направления развития вентиляторов главного проветривания метропо-литенов//Изв. вузов. Горный журнал.-1987.-№ 2.-с.89-94.

9. Косарев Н.П., Белов C.B. Исследования эксплуатационных режимов вентиляторов ВОМД-24 тоннельной вентиляции// Изв. вузов. Горный журнал.-1985.-№ 10,- с.80-84.

10. Красюк А.М., Зедгенизов Д.В., Попов H.A., Чигишев А.Н. Анализ способов регулирования режима работы тоннельных осевых вентиляторов// Мет-PO.-2000.- № 5-6.

11. Цодиков В.Я. Вентиляция и теплоснабжение метрополитенов.- М., Недра, 1975.-237 с.

12. Панин Б. Вентиляция метрополитенов: новые решения и проблемы/ Метрострой,- 1990.-№6.- с.26-29.

13. Королев Е. Вентиляция метрополитенов: проблемы и задачи// Метро 1993-№ 2.-с.53-55.

14. Скопинцев В.А. Методика оценки социальных последствий от аварий на объектах энергетики // Безопасность труда в промышленности 1995,- № 9.

15. Беляцкий В.П., Ефимов С.Г. Основные условия и особенности выбора режима вентиляции при пожаре в подземных сооружениях метрополитенов В кн.: Вентиляция шахт и рудников. Аэропылегазодинамика горных выработок. Сб. научн. тр. Л., изд. ЛГИ,1987, с.123-129.

16. Беляцкий В.П., Ефимов С.Г. Основные условия и особенности выбора режима вентиляции при пожаре в подземных сооружениях метрополитена. В кн.: Вентиляция шахт и рудников. Аэропылегазодинамика горных выработок. Сб. науч. труд. Л., 1987.

17. Беляцкий В.П., Ефимов С.Г. Расчет системы тоннельной вентиляции для дымоудаления при пожаре на станциях// Борьба с пожарами в метрополитенах: Сб. науч. тр.-М.:ВНИИПО МВД РФ, 1992,-с.31-41.

18. Ильин В.В. Необходимое время эвакуации//Борьба с пожарами в метрополитенах: Сб. науч. тр.-М.:ВНИИПО МВД РФ, 1992.-С.13-31.

19. Земцов Г.А. Режимы тоннельной вентиляции метрополитена//Вестн. ВНИИЖТ.-1984.-№ 1.-С.50-52.

20. Россовский В.Г. Электромеханические устройства метрополитенов. М.1989.

21. Россовский В.Г. Электромеханические устройства метрополитенов. М.1994.

22. Петров H.H., Буторина О.С. Анализ надежности вентиляторных установок // ФТПРПИ,- 1986- № 6 с. 81 - 87.

23. Брусиловский И.В. Аэродинамический расчет осевых вентиляторов. М.: Машиностроение, 1986.

24. Маслов Г.С. Расчеты колебаний валов. Справочник 2-ое изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение. 1980.

25. Красюк А. М., Петров Н. Н. Исследование нагрузок в механизме поворота рабочих лопаток вентиляторов // Управление гидродинамическими явлениями в шахтах. — Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1986,- с. 101 -106.

26. Птицын Г.А. Расчет пассажиропотоков метрополитенов//Вестн. ВНИ-ИЖТ.-1985.-№ 3.-с.13-15.

27. СНиП 32-08 "Метрополитены". М.: Издательство стандартов, 1999.45

28. Красюк A.M., Демин В.И., Чигишев А.Н., и др. Повышение эффективности вентиляции метрополитенов // Метро, № 2-3, 1999.

29. Косарев Н.П., Белов С.В., Бухмастов A.B. Состояние, условия эксплуатации и направления развития вентиляторов главного проветривания метропо-литенов//Изв. вузов. Горный журнал.-1987.-№ 2.- с.89-94.

30. Богданов А., Трошин В., Веселов П. Воздухообмен в тоннелях метрополитенов мелкого заложения от поршневого движения поездов// Метро 1993.-№ 3.- с. 38-39.

31. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям/ Под ред. М.О. Штейнбергера.- 3-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1792.672 с.

32. Брусиловский И.В. Определение предельных расчетных параметров осевых вентиляторов.-В кн.: Промышленная аэродинамика, вып. 32 М.:Машиностр. 1975 с. 123-146.

33. Брусиловский И. В. Аэродинамический расчет осевых вентиляторов. — М.: Машиностроение, 1986.

34. Левин Е.М., Сысоев В.П., Руденко В.А. и др. Аэродинамические характеристики и перспективы применения осевых вентиляторов с неравномерным шагом лопаток/ЛИахтные турбомашины,- Донецк: ИГМТК им. М.М. Федорова." 1974,-№ 35.

35. Руденко В.А., Беззубко H.A. Решение обратной задачи аэродинамического расчета рабочих колес осевых вентиляторов с многорядными лопаточными решетками//Стационарное оборудование шахт.- Донецк: ИГМТК им. М.М. Федорова,- 1987.

36. Петров H.H., Попов H.A., Новиков В.А. Регулируемые и реверсируемые на ходу осевые вентиляторы для главного проветривания шахт.- Труды международной конференции «Наукоемкие технологии угледобычи и углеперера-ботке», Кемерово, 1998.

37. Селиванов Ю.П., Овчинников Ф.Е. Экономия электроэнегрии на мет-рополитене//Ж-д. транспорт 1985.-№ 6.-с. 49-52.

38. Сафронов Э., Бирюков В., Оганесов Г. Эффективность развития метрополитенов в крупнейших городах России // Метро. 1996 - №3. - С.5-7.

39. Красюк A.M., Петров H.H., Буторина О.С. Анализ надежности способов регулирования вентиляторов главного проветривания.//. Управление вентиляцией и газодинамическими процессами в шахтах. Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1989,-с.31-37.

40. Гимельдшейн Л.Я., Фрейдлих И.С. Повышение надежности шахтных вентиляторов.- М.: Недра, 1978.

41. Садовский С.И. Экономия энергетических ресурсов//Промышленная энергетика. № 12-1999.-с.2-8.

42. Демочко С.И., Кузнецов A.B., Паршинцев В.П. Неисправности шахтных вентиляторных установок главного проветривания: Справочное пособие. -М.: Недра, 1990.

43. Пронников A.C. Надежность машин. М.; Машиностроение, 1988.

44. Решетов Д.Н. и др. Надежность машин. М. - Высшая школа, 1988.

45. Manufacturing a new range of axial flow fans/Wenden P.//GEC J.- Res/-1996.-13 № 2.-p. 108-114/

46. Ventilatoren Siricco Howden (VSH)// Tunnels and tunnel. lut.-1997.-29, № 8.-p.58.

47. Fans for road tunnels// Wold Tunnell and Subrface Excav.-1997-10.- №6p. 27.

48. Ventilatoren Siroccos Howden Ventilation// Wold Tunnell and Subrface Ex-cav.-1998-11.- № 7 -p. 327, 329/.

49. A.c. № 1211464, МКИ F04D 19/00. Осевой секционный вентилятор Красюк A.M., / Петров H.H. (СССР) -№ 3729714; Заявл. 19.04.84; Опубл. 1986, Бюл. № 6.

50. Красюк A.M. Экспериментальное исследование вентилятора с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса// В сб.: Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах,- Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1986. с. 120-123.

51. A.c. № 1603066 МКИ F04D 19/00. Механизм поворота лопаток осевого вентилятора/ Петров H.H., Красюк A.M. (СССР) -№ 4446915; Заявл.01.08.88.

52. Тарг С.М. Краткий курс теоретической механики: Учеб. Для втузов.-10-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. шк., 1986.

53. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний.- М.: Наука, Гл. ред. физ.-мат. лит., 1991.- 256 с.

54. Батяев Е. А., Курзин В. Б., Чернышева О. В. Обратная задача аэродинамики двойной решетки осевого вентилятора // Теплофизика и аэромеханика.1998, —Т. 5, —№2

55. Юдин В. А., Чернышева О. В. Обтекание двойной решетки профилей // Динамика сплошной среды. — Новосибирск: ИГиЛ СО РАН. — 1993. — № 106.

56. Петров H.H., Красюк A.M., Чигишев А.Н., Иванов И.Ф. Пути модернизации устаревшего парка тоннельных вентиляторов метрополитенов//Метро.-2000.-№ 5-6.

57. Красюк А. М., Петров H. Н., Попов Н. А. Исследование динамической устойчивости трансмиссионных валов главных вентиляторов шахт // ФТПРПИ.1998, — №3. с.72 83.

58. Колебания машин с механизмами циклового действия/И.И. Вульфсон. Л. Машиностроение . Ленингр. отд-ние, 1990.-309 с.

59. Писаренко Г.С. Справочник по сопротивлению материалов М.: Машиностроение.-1988

60. Рубановский В.Н., Самсонов В.А. Устойчивость стационарных движений в примерах и задачах. Учеб. Пособие для вузов. - М.: Наука, гл. ред. физ,-мат. лит., 1998.-304 с.

61. Пановко Я.Г. внутреннее трение при колебаниях упругих систем. М.1960.

62. Е.С. Сорокин К теории внутреннего трения при колебаниях упругих систем. Госстройиздат М. 1960.

63. Писаренко Г.С. Рассеяние энергии при механических колебаниях. Киев, 1962.

64. Пановко Я.Г., Губанова И.И. Устойчивость и колебания упругих систем: Современные концепции, парадоксы и ошибки.-4-е изд., перераб.-М.: , гл. ред. физ.-мат. лит., 1987.-352 с.

65. Фесик С.П. Справочник по сопротивлению материалов. М.: Машиностроение.-1982.

66. ГОСТ 21623-76 Система технического обслуживания и ремонта техники. Показатели для оценки ремонтопригодности, термины и определения.

67. ГОСТ 23660-76 Система технического обслуживания и ремонта техники. Обеспечение ремонтопригодности при разработке изделий.

68. ГОСТ 14.205-83 Технологичность конструкции.

69. Красюк A.M., Ермолаев В.Ф., Ланцевич М.А. Балансировка рабочих колес центробежных вентиляторов: Интеграция науки, производства и образования перспективы и состояние. -Материалы Всероссийской научно-практической г. Юрга 2000. с.87 -89.

70. ГОСТ 22061-76 Машины и технологическое оборудование, система классов точности балансировки.

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

72. Попов H.A. Исследование исполнительных механизмов систем автоматического регулирования шахтных осевых вентиляторов поворотом лопаток рабочего колеса на ходу. Автореф. дисс. на соиск. учен. степ. канд. техн. наук -Новосибирск, 1973, 16 с.

73. Красюк A.M. Исследование и разработка секционных осевых вентиляторов с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса. Дисс. на соиск. уч. степени канд. техн. наук. 05.05.06/ Институт горного дела СО АН ССР.- Новосибирск, 1986.-135 с.

74. Петров Н. Н., Попов Н. А., Батяев Е. А., Новиков В. А. Теория и проектирование реверсивных осевых вентиляторов с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса // ФТПРПИ. 1999. - № 5. - с. 79 - 91.

75. Patent № 1195963 (GB) Gear transmission for drying variable pitch aerofoil blades.

76. Кожевников H.H. Механическое оборудование электростанций.-М., Высш. школа, 1981.- 272с.

77. Луговская Е.С. Способы и время реверсирования вентиляции шахт. В сб. научных трудов по санитарной технике Волгоградского института инженеров горного хозяйства. Волгоград, Нижне-Волж. кн. изд., 1972, вып. 4, с. 153156.

78. Бакшт Ю.В., Лофенфельд Е.Г., Русецкий Гребные винты регулируемого шага. Судпромгиз, 1961.

79. Patent № 1521545 (GB) Pitch-change apparatus for a fan.

80. Patent № 1296063 (GB) Bladed rotors for fluid flow machines.

81. Patent № 1195961 (GB) Variable pitch aerofoil blades/

82. Patent № 1324385 (GB) Supporting and angular adjusting structure for axi-ally loaded shafts; and variable blade angle bladed rotor structures.

83. Patent № 1454233 (GB) A variable pitch dieted fan propulsion assembly.

84. Patent № 1521510 (GB) Pitch-change actuator for a rotor blade.

85. Patent № 1545947 (GB) Variable pitch fans.

86. Красюк A.M. Реверсируемый вентилятор для транспортных тоннелей// В сб. ¡Управление вентиляцией и газодинамическими явлениями в шахтах,- Новосибирск: ИГД СО АН СССР, 1989. с. 116-119.

87. A.c. № 1325200 МКИ F04D 19/00. Осевой вентилятор/ Красюк A.M., Петров H.H., Кузнецов Ю.А., Соловьев В.В. (СССР) -№ 3900506; 3аявл.23.05.85; Опубл. 1987, Бюл. №27.

88. A.c. № 1208229 МКИ F04D 29/36. Механизм поворота лопаток осевой турбомашины/ Петров H.H., КрасюкА.М., Сенников В.Ф. (СССР) № 3781440; Заявл.16.08.84; Опубл. 1986, Бюл. № 4.

89. Patent № 1296061 (GB) Bladed rotors for fluid flow machines.

90. Patent № 2403062 (FRG) Betatigungsvorrichttung zur Veränderung der bladttsteigung in einem vortriebsgeblase.

91. Джиенбеков P.C. Автоматизация шахтных осевых вентиляторных установок. Алма-Ата, «Казахстан», 1981, с. 122-131.

92. Morzinshi S. "Prz gormiezy" 1975? 31? № 7,8, 311-317.

93. Рязанцев Г.К., Абралиев Д.С. К вопросу создания системы одновременного поворота лопаток осевого вентилятора на ходу. Труды юбилейной научной конференции молодых ученых АН КазССР, Алма-Ата, 1970.

94. Patent № 3914066 (USA) Vane actuation system.

95. Patent № 2339317 (FRG) Verstelleinrichttung fur axial ventilatoren.

96. Patent № 3698837 (USA) Bladed angle setting device.

97. Patent № 3632224 (USA) Adjustable -blade turbine/

98. A.c. № 661149 (СССР) Механизм поворота рабочих лопаток двухступенчатого шахтного вентилятора. Кариус Н.Г., Самарский А.А., Негрудский Б.Ф. и др. опубл. в БИ, 1979, № 17.

99. Пат.№ 2131540 Россия МПК6 Афанасьев Ю.Д. и др. Механизм поворота лопаток осевого вентилятора. Опубл 10.6.99. Бюл.№ 6.

100. Зуб М.П. Мельничуков В.И. Шахтный осевой вентилятор с устройством одновременного поворота лопаток рабочих колес// Проблемы разработки полезных ископаемых , вып. 2, Алма-Ата, 1972, с. 172-174.

101. Patent № 2534434 (FRG) Verstelleinrichttung fur axial ventilatoren.

102. ИЗ. Пат. 2131540 Россия МПК6 F04D 27/00 /Афанасьев Ю.Д. и др. Механизм поворота лопаток осевого вентилятора. Опубд. 10.06.99. Бюл. №16.

103. Гребные винты : Современные методы расчета.-JT.: Судостроение, 1983.-296 с.

104. Русецкий А.А. Крыльчатые движетели. Л.: Судостроение, 1973.

105. Артюшков Л.С. Судовые движетели,- Л.: Судостроение 1988.- 294 с.

106. А.с. № 1588874 МКИ Е21 F 1/00 Способ тоннельной вентиляции/ Красюк А.М., Сарычев С.П., Петров Н.Н. и др. (СССР) -№ 44484648; Заявл.01.08.88; Опубл. 1990, Бюл. №32.

107. Петров Н. Н. Об экономичности, стоимости и металлоемкости вентиляторных агрегатов // ФТПРПИ. — 1988. — № 4

108. СП 81-0194 Свод правил по определению стоимости строительства в составе предпроектной и проектно-сметной документации. М.:1997. - 55 с.20О

109. Рекомендации по проектированию вентиляционных камер с вентаг-регатами ВО-21К. Научно-технический отчет НИВ МП "Горняк". Новосибирск, 1991 109с.

110. Рюмин В.П. Как рассчитать цену на научно-техническую продукцию. М.: Финансы и статистика, 1993. - 78 с.

111. Маковский JI.B. Городские подземные транспортные сооружения. М.: Стройиздат ,1979

112. Совершенствование методов определения эффективности капитальных вложений на транспорте./ Под общей ред. В.Н.Лившица.- М.: Транспорт, 1978. 264 с.

113. Петров H.H. Об экономичности, стоимости и материалоемкости вентиляторных агрегатов // ФТПРПИ. 1988. - N 4.

114. Коровина З.П. Эффективность производства, новой техники, капитальных вложений. М.: Экономика, 1980. - 199 с.20/

115. Ковалев E.B. Системный экономический анализ новой техники для железнодорожного транспорта. Харьков, 1991. - 190 с.

116. Беренс В., Хавранек П.М. Руководство по подготовке промышленных технико-экономических исследований./ Пер. с англ., перераб. и допол. изд. М .: АОЗТ "Интерэксперт", 1995. - 343 с.

117. Балацкий Е.В. Современный экономический анализ: принципы, подходы, парадигмы // Вестн.РАН 1995,- Т.65,- №11.- С.969-974.

118. Дыбов A.M. Социально-экономическая эффективность новой техники. -Ижевск: Издательство Удмуртского университета, 1993.- 96 с.

119. Ракинцев М.Ю. Технический уровень и пути совершенствования тоннельной вентиляции метрополитена/ Вестник ВНИИЖТ,- М,- № 4, 1990.

120. Петров H.H., Заслов В.Я., Кузнецов A.C., Красюк A.M. О системе машин для вентиляции подземных горных предприятий/ Машиностроение Сибири,- Новосибирск : СО АН СССР, 1985. с.136-142.

121. A.c. № 1486836 МКИ G01 М 9/00 Вентиляционная установка/ Петров H.H., Балаклеевский Н.П., Красюк A.M. и др. (СССР) -№ 4252105; Заявл.29.05.87; Опубл. 1989, Бюл. №22.оа Si 14 ft.чГ1. CÏ2eg k,аfeX5$>1. Cq о1. Cl*-о4 >чпз1. Венткамера на ПК 119+03