автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование параметров высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения

На правах рукописи 1

ах^Г

ПАНОВА Надежда Владимировна

ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВЫСОКОНАГРУЖЕННЫХ РОТОРОВ ШАХТНЫХ ОСЕВЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ ПРИ ВЫСОКИХ ОКРУЖНЫХ СКОРОСТЯХ ВРАЩЕНИЯ

Специальность 05.05.06. «Горные машины»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

11 НОЯ 2013

005539158 Новосибирск - 2013

005539158

Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном учреждении науки Институте горного дела им. H.A. Чинакала Сибирского отделения РАН в лаборатории рудничной аэродинамики

Научный руководитель:

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Петров Нестер Никитович

доктор технических наук, профессор Маметьев Леонид Евгеньевич, Кузбасский государственный технический университет имена Т.Ф. Горбачева

доктор технических наук, с.н.с. Леган Михаил Антонович, Институт гидродинамики им. М.А. Лаврентьева СО РАН

Ведущая организация: Институт угля СО РАН

Защита состоится «12» декабря 2013 г. в 13:00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.102.01 в Федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Кузбасский государственный технический университет имени Т.Ф. Горбачева» по адресу: 650000, г. Кемерово, ул. Весенняя, 28, факс: (3842) 39-69-60, e-mail: kuzs-tu@kuzstu.ru

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Кузбасский государственный технический университет имени Т.Ф. Горбачева».

Автореферат разослан «8» ноября 2013г.

Ученый секретарь диссертационного совета

В.Г. Каширских

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В шахтах с ростом глубины ведения работ и выделений вредных примесей, а так же эволюцией вентиляционных параметров за период эксплуатации возрастает необходимость увеличения поля покрытия требуемых режимов проветривания.

Развитие вентиляторостроения с 30-х годов XX века выполнялось в ЦАГИ им. Н.Е. Жуковского, ВНИИГМ им. М.М. Фёдорова, в институте «ДОНГИПРО-УГЛЕМАШ», а также ИГД СО РАН. Большой вклад в развитие вентиляторостроения внесли И.А. Раскин, Е.М. Левин, О.В. Брусиловский, Л.Я. Гимелыпейн, И.В. Кпепаков, В.А. Руденко, Н.П. Косарев, Б.А. Носырев, Е.Я. Юдин, С. А. Тимухин, Н.Н. Петров и др.

В ИГД СО РАН были разработаны методы проектирования аэродинамических схем со сдвоенными листовыми лопатками рабочего колеса (РК) по безразмерным характеристикам путем задания расчетных режимов на поле требуемых параметров проветривания. На этой базе разработан ряд вентиляторов ВО, с повышенными эксплуатационными характеристиками по сравнению с вентиляторами ВОД. Для данного ряда вентиляторов со значениями диаметра рабочего колеса 3000 мм (750 об/мин); 3600 мм (600 об/мин); 4300 (500 об/мин) и 5000 мм (375 об/мин) окружная скорость вращения по концам лопаток не превышает 120 м/с. За рубежом аналогичные машины проектируют на окружные скорости вращения до 172 м/с и более, что необходимо для достижения требуемых вентиляционных параметров. Ряд осевых вентиляторов ВО может обеспечить показатели по давлению и производительности на уровне и выше зарубежных аналогов при повышении частот вращения ротора на одну ступень по стандартным частотам двигателя, что не выйдет за пределы окружных скоростей вращения по концам лопаток в 160 м/с.

При увеличении окружных скоростей вращения наблюдается рост нагрузок, действующих на лопатки, корпус РК и ротор вентилятора в целом. Поэтому одной из главных задач при проектировании является исследование напряженно-деформированного состояния и собственных частот колебаний основных узлов высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов. Поэтому исследования направленные на обоснование параметров высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения являются актуальными.

Работа выполнена при поддержке Министерства образования и науки Российской Федерации, соглашение 14.В37.21.0333 «Разработка и создание энергоэффективных вентиляционных систем на новых технологических принципах для шахт, рудников, плавильных цехов заводов и метрополитенов».

Целью диссертационной работы является разработка научно обоснованных рекомендаций по определению параметров высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при окружных скоростях вращения до 160 м/с.

Идея работы заключается в использовании конечно-элементного анализа для оценки динамики и прочности основных узлов высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов.

Задачи исследования:

— Выполнить анализ влияния конструктивных параметров адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса на их прочность и собственные частоты колебаний при окружных скоростях вращения до 160 м/с. Разработать параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для ряда высоконагруженных машин с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм.

— Обосновать рациональную компоновку высоконагруженных роторов ряда вентиляторов ВО исходя из условий прочности и отстройки от резонанса коренных валов.

— Выполнить анализ нагрузок, действующих на подшипниковые узлы высоконагруженных роторов в момент реверсирования и регулирования вентилятора, и определить их влияние на долговечность подшипников.

Методы исследования включают: анализ литературных источников, проведение теоретических исследований и численных экспериментов с использованием конечно-элементного анализа и компьютерного моделирования.

Основные научные положения, защищаемые автором:

1. Снижение максимальных напряжений в лопаточном узле до допустимого уровня и отстройка от резонанса для высоконагруженных роторов осевых вентиляторов достигается применением лопаток переменной толщины с утончением к верхней кромке на 0,5°, а также установкой одной перемычки (без кривизны) расположенной на расстоянии от основания лопаточного узла в диапазоне от 0,112 до 0,147 диаметра рабочего колеса, шириной от 0,6 до 0,8 длины хорды в рассматриваемом сечении.

2. В корпусе рабочего колеса осевых вентиляторов с диаметром от 3000 до 5000 мм при окружной скорости вращения по концам лопаток до 160 м/с снижение максимальных напряжений в два раза достигается установкой плоских сегментных стяжек в дополнение к гильзам.

3. При учете гироскопического момента высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с расположением рабочего колеса на расстоянии не более 900 мм от радиально-упорной подшипниковой опоры и компоновке ротора без трансмиссионного вала собственные частоты колебаний ротора повышаются на 35%, а при компоновке ротора с трансмиссионным валом в два раза.

4. Для обеспечения нормативного ресурса работы подшипниковых опор осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с регулирование и реверсирование необходимо производить на выбеге вентилятора, когда частота вращения ротора уменьшится не менее чем в два раза.

Достоверность и обоснованность научных положений, выводов и рекомендаций обеспечивается корректным использованием метода конечных элементов, сравнением результатов расчета вентиляторов диаметром от 3000 до 5000 мм с опытом эксплуатации вентиляторов меньшего диаметра, сходимостью результатов, полученных с использованием теоретических исследований и конечно-элементного анализа.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- установлены зависимости максимальных напряжений и собственных частот колебаний адаптивных лопаточных узлов и корпусов рабочих колес вы-соконагруженных роторов от их конструктивных и геометрических параметров. Разработаны параметрические модели позволяющие проектировать лопаточные узлы и корпуса рабочих колес ряда высоконагруженных вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности и необходимой отстройки от резонанса;

- определен принцип компоновки высоконагруженных роторов, при котором значения собственных частот колебаний повышаются в два раза;

- установлены границы частоты вращения ротора при регулировании и реверсировании воздушного потока ряда высоконагруженных вентиляторов ВО.

Практическая ценность работы. Разработаны компоновочные и конструктивные решения для высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов. С учетом введения поправочных коэффициентов зависящих от диаметра рабочего колеса и частоты вращения ротора проектируемой машины созданы параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для ряда вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности и необходимой отстройки от резонанса при высоких окружных скоростях вращения.

Личный вклад автора состоит в проведении теоретических исследований и численных экспериментов, а также в обработке и анализе результатов, разработке параметрических моделей адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса при окружных скоростях вращения до 160 м/с. В разработке методики проектирования высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм.

Реализация работы. Методика проектирования высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов применяется ООО Новосибирским энергомашиностроительным заводом «ТАИРА» при разработке и производстве высоконагруженных осевых вентиляторов главного проветривания.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на международной научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России: новые подходы к развитию угольной промышленности» (Кемерово, 2009, 2011, 2012, 2013); всероссийской конференции с участием иностранных ученых «Фундаментальные проблемы формирования техногенной геосреды» (Новосибирск, 2012); международном научном симпозиуме «Неделя горняка-2013» (Москва, 2013); XVII международном научном симпозиуме имени академика М.А. Усова студентов и молодых ученых «Проблемы геологии и освоения недр» (Томск, 2013); всероссийской научно-практической конференции «Наука. Промышленность. Оборона» (Новосибирск, 2013); всероссийской научной конференции для студентов, аспирантов и молодых ученых «Горняцкая смена - 2013» (Новосибирск, 2013).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 14 научных работах, из них 4 - в изданиях рекомендуемых ВАК РФ.

Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, 4-х глав, заключения и двух приложений, изложенных на 127 страницах машинописного текста, включая 30 таблиц, содержит 60 рисунков и список литературы из 119 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе проведен анализ развития вентиляторостроения и существующей практики проектирования вентиляторов главного и местного проветривания шахт.

Скорости эволюции вентиляционных параметров шахт не остаются постоянными во времени, не одинаковы в различных бассейнах и могут колебаться в широких пределах, что часто приводит к выходу требуемых режимов работы вентилятора на границы и далеко за пределы их возможного использования, обозначенные в первоначальном проекте по выбору вентилятора. Площади возможных режимов работы с высоким статическим КПД весьма ограничены.

Для экономичности работы вентиляторных установок и их соответствия требо- | ваниям вентиляционной системы должны быть повышены адаптивные свойства главных вентиляторов, как по производительности, так и по создаваемому давлению.

Оснащение ряда вентиляторов ВО съемными сдвоенными листовыми лопатками выполненными по разным аэродинамическим схемам (рисунок 1) (высоконапорной, высокорасходной или промежуточным с уменьшением числа лопаток с 8 до 4 и возможностью их замены в процессе эксплуатации вентилятора), а также увеличение окружных скоростей вращения по концам лопаток до 160 м/с позволяет расширить поле возможных режимов по давлению от 50 до 700 даПа, по производительности от 35 до 1100 м3/с и увеличить область экономичной работы с высоким эксплуатационным КПД > 0,75 в течение срока службы шахты.

На основе выше изложенного и проведенного обзора сформулированы цель и задачи исследований, решение которых отражено в следующих главах работы.

Во второй главе проведен анализ влияния конструктивных параметров адаптивного лопаточного узла на его прочность и собственные частоты колебаний при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с. Разработана параметрическая модель адаптивного лопаточного узла со сдвоенными листовыми лопатками для ряда вентиляторов ВО с диаметром РК от 3000 до 5000 мм.

1000 750

о5 мин об/мин

Рисунок 1 - Аэродинамические характеристики вентилятора ВО-ЗОК (высоконапорная - 1, высокорасходная - 2 схемы; с числом лопаток РК 8 - схема 1, 2; с числом лопаток РК 4 - схема 1', 2')

Лопаточный узел рабочего колеса шахтного осевого вентилятора представляет собой конструкцию, включающую поворотное основание с хвостовиком, две листовые лопатки и перемычку, обеспечивающую необходимую жесткость лопаточного узла (рисунок 2). Элементы лопаточного узла изготавливаются из стали ЗОХГСА ГОСТ 4543-71 (предел текучести сгу- = 830 МПа, предел прочности ав = 1080 МПа).

Рисунок 2 - Адаптивный лопаточный узел: а) конструктивные элементы, 1 - базовая часть (поворотное основание с хвостовиком лопатки); 2 - съемная часть; 3 - лопатки, 4 -перемычка, 5 - ребра жесткости, 6 - отверстия под болтовые соединения; б) распределение расчетных сечений, 1 - 9 - расчетные сечения лопатки, й/ - толщина лопатки у основания; /г2 - толщина лопатки у верхней кромки; Ь -полная высота лопатки; 17 -18 - расстояние установки перемычки в лопаточном узле

На лопаточный узел действуют силы тяжести, центробежные и аэродинамические силы. Центробежная сила создает растягивающую и поперечную нагрузку, а также крутящий момент. Аэродинамические силы создают поперечную нагрузку, крутящий и изгибающий момент. Расчет лопаток производился при их установке на угол в 45°, так как в этом случае наблюдаются максимальные нагрузки.

Учитывая геометрическую сложность, характер закрепления и нагруже-ния лопаточного узла, для исследований использовался метод конечных элементов, реализованный в лицензионном программном пакете АКБУБ.

Лопаточный узел разбивался на тетраэдральные конечные элементы. В местах сопряжения деталей и возможной концентрации напряжений густота сетки задавалась более высокой (рисунок 3). Данная разбивка позволяет достигнуть максимальной точности расчета. Напряженное состояние лопаточного узла является сложным, для его оценки использовался критерий текучести Мизеса.

Крепление лопаточных узлов к силовому поясу осуществляется посредством стаканов, внутри которых установлены подшипники, обеспечивающие поворот лопаточных узлов. В месте установки радиально-упорных шарикоподшипников в расчетной модели запрещены перемещения по всем осям, в месте

установки радиального шарикоподшипника запрещены перемещения по осям перпендикулярным хвостовику лопаточного узла.

В результате расчетов получены диаграммы перемещений, напряжений, первые три формы и собственные частоты колебаний лопаточного узла. При этом максимальные напряжения наблюдаются в месте соединения лопастей с основанием (1) и в месте крепления (2) радиально-упорного шарикоподшипника (рисунок 3).

Рисунок 3 - Конечно-элементная модель и распределение напряжений в лопаточном узле

Точность решения с использованием программного пакета АЫБУЗ подтверждается рядом тестовых задач и многолетним опытом эксплуатации вентиляторов с меньшим диаметром рабочего колеса (2100 и 2400 мм), работающих на ряде шахт и рудников.

Для упрощения процедуры замены лопаточного узла на узел с другими аэродинамическими характеристиками, были внесены изменения в конструкцию. Крепление съемной части лопаточного узла к базовой осуществляется с использованием болтового соединения (рисунок 2).

Надежность лопаточного узла обеспечивается достаточным запасом статической прочности и предотвращением резонансных явлений. В силу сложности учета всех действующих нагрузок и того что максимальные напряжения возникают в месте сварки лопаток с основанием коэффициент запаса прочности принят более 1,6. Основным фактором, влияющим на возникновение колебаний в лопаточном узле, является частота вращения ротора вентилятора. Возмущение от аэродинамического воздействия из вентиляционной сети лежит в инфранизкоча-стотной области. При пуске вентилятора лопатки проходят через несколько зон резонанса: от возмущений, вызванных спрямляющим и направляющим аппаратами, и от отрыва во вращающемся потоке. Из-за незначительной энергии возмущения и кратковременности нахождения в этих зонах, эти воздействия не приводят к возникновению опасных напряжений и деформаций в конструкции лопаточного узла. Основной путь решения этих задач - выбор рациональных конструктивных параметров.

Установлено, что применение лопаток переменного сечения, по сравнению с лопатками постоянного сечения, позволяет снизить максимальные напряжения в лопаточном узле (рисунок 4), и повысить значения собственных частот колебаний лопаточного узла и, следовательно, отстройку от резонанса. Определена рациональная толщина лопаток в месте сварки с основанием в диапазоне от 0,0032 до 0,0036 от диаметра РК и необходимое утонение лопатки переменной толщины к верхней кромке на угол 0,5°.

0}

<и

к

О, >> С 5

ей

О Я

Е? сЗ 2 с I2

о н

440

400

360 --

320

3 10 12 14 16 10-6 12-8 14-8 14-10 16-8 16-10 16-12 толщина листа лопатки, мм

Рисунок 4 - Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле при постоянной и переменной толщине лопатки: 8 - толщина лопатки постоянна во всех сечениях и равна 8 мм; 10-6 - толщина лопатки переменная величина (у основания 10 мм, у кромки 6 мм)

По результатам численных экспериментов определено, что масса и максимальные напряжения в лопаточном узле меньше при установке одной перемычки в 7-ом или 8-ом расчетном сечении (расчетными сечениями являются сечения задающие геометрию лопаток, рисунок 2 б), что соответствует расстоянию от 0,112 до 0,147 диаметра от основания лопаточного узла (рисунок 5). Значения собственных частот колебаний лопаточного узла с двумя и тремя перемычками выше (за счет большей жесткости конструкции) и при этом во всех рассматриваемых случаях, приведенных на рисунке 5, достигается достаточная отстройка от резонанса. Толщина перемычки задается равной толщине лопасти в месте установки перемычки.

>1 я

о

Я

а- СЗ 2 с I2

о

420

380 --

340

300

I

7-3 7-4 7-5 8-4 8-5 8-6 8-7 8-6-3

количество перемычек и их расположение по сечениям

Рисунок 5 - Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от количества перемычек и места их расположения по сечениям: 4-1 перемычка в 4-ом сечении; 7-3 - 2 перемычки в 7-ом и 3-ем сечениях; 8-6-3 - 3 перемычки в 8-ом, 6-ом и 3-ем сечениях

Если перемычка в лопаточном узле имеет кривизну, равную радиусу от оси вала до места установки перемычки, то напряжения в лопаточном узле будут выше в среднем на 10 % по сравнению с лопаточным узлом с плоской перемычкой.

Рациональная ширина перемычки от 60 до 80 % длины хорды лопатки в рассматриваемом сечении, при уменьшении данной величины максимальные напряжения наблюдаются в зоне крепления перемычки, и растут при ее дальнейшем уменьшении, а значения максимальных перемещений по краю лопастей увеличиваются. При увеличении ширины перемычки масса лопаточного узла возрастает, при этом увеличиваются центробежные силы и напряжения в зоне крепления радиально-упорного подшипника в хвостовике базовой части (рисунок 6). Значения собственных частот колебаний лопаточного узла при разной ширине перемычки расходятся не значительно.

, . « 490

§ 5

о 2 ч .

480 470 460 450 440

Рисунок 6 - Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от ширины перемычки (на примере вентилятора с диаметром РК 4300 мм)

50 60 70 80 90

отношение ширины перемычки к длине хорды лопатки, %

На величину напряжений в лопаточном узле влияет толщина и диаметр основания. Установлено, что наименьшие максимальные напряжения в лопаточном узле достигаются при использовании основания с минимальным диаметром (рисунок 7), с учетом того, что на нем необходимо разместить две лопатки, отверстия под болтовые соединения и подкрепляющие ребра, а также учесть возможность смены лопаток, построенных по разным аэродинамическим схемам. Исходя из выше изложенного определено, что диаметр основания необходимо выбирать из диапазона от 0,144 до 0,146 от диаметра РК.

¥ 5 £ о

490 480 470 460 450 440 430

Рисунок 7 -Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от диаметра основания, 0=4300

710 720 730 740 750 760 770 780 790 800 810 820 830 840 диаметр основания, мм

Толщина основания съемной части определяется с учетом размера болтов и максимальных напряжений в лопаточном узле, при этом, чем больше толщина основания, тем меньше максимальные напряжения в лопаточном узле (рисунок 8). Толщину основания съемной части необходимо выбирать равной толщине основания базовой части и равной 0,004 от диаметра РК.

14 16

толика основания, мм

Рисунок 8 - Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от толщины основания съемной части, 0=4300 мм

Подкрепляющие ребра (рисунок 2, позиция 5) обеспечивают жесткость и влияют на напряженно-деформированное состояние (НДС) в лопаточном узле. Толщина подкрепляющего ребра должна быть равна толщине основания. В случае уменьшения толщины подкрепляющего ребра максимальные напряжения в лопаточном узле начинают расти, в случае увеличения происходит насыщение и дальнейшего снижения напряжений не происходит (рисунок 9). Увеличение количества ребер жесткости свыше 4-ех с добавлением коротких не снижает максимальные напряжения в лопаточном узле. 1100 -1000 -

Рисунок 9 - Зависимость максимальных напряжений в лопаточном узле от толщины подкрепляющего ребра, 0=4300 мм

12 14 16 18 20 значения толщины подкрепляющего ребра, мм

Наилучшим вариантом расположения отверстий под болтовое крепление является их расположение с двух сторон от лопаток, максимально близко к ним. Если сравнивать такое крепление и расположение отверстий симметрично по краю основания, то расхождение в максимальных напряжениях в лопаточном узле достигает 20 %, при фиксации максимальной нагрузки в месте ее возникновения.

По результатам, полученным в ходе исследования и путем введения поправочного коэффициента к], разработана параметрическая модель лопаточного узла с высоким уровнем адаптации для ряда исследуемых машин (рисунок 10). Модель позволяет проектировать лопаточный узел для любого типоразмера вентилятора с диаметром РК в пределах от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с. При проектировании необходимо задать диаметр О рабочего колеса и частоту вращения ротора п.

Поправочный коэффициент к/ определен по результатам численных экспериментов ряда исследуемых машин, исходя из условий прочности и необходимой отстройки от резонанса в лопаточном узле, и определяется выражением:

кг = (,оЮп)2,

где п - частота вращения ротора вентилятора, об/мин; О - диаметр РК, мм; а- 4 • 10"7 мин/об'мм.

IO.144-Q.H6lO

5=0 ЛИЙ,

Рисунок 10 - Параметрическая модель лопаточного узла: х, к - толщины отдельных элементов конструкции лопаточного узла; £> - диаметр РК; к/ - поправочный коэффициент; й - толщина перемычки, равная толщине лопасти в сечении, где установлена перемычка; диаметр хвостовика в месте крепления радиально - упорного шарикоподшипника округляется в большую сторону до существующего типоразмера

По созданной параметрической модели разработаны лопаточные узлы вентиляторов с диаметром РК 3000, 3600, 4300, 5000 мм и с частотой вращения соответственно 1000, 750, 600, 500 об/мин. Проведены исследования данных лопаточных узлов на собственные частоты колебаний и НДС. Исследования показали, что сконструированные адаптивные лопаточные узлы со съемной верхней частью удовлетворяют условиям прочности и необходимой отстройки от резонанса. В третьей главе проведен анализ влияния конструктивных параметров корпуса рабочего колеса на его прочность и собственные частоты колебаний при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с. Разработана параметрическая модель корпуса рабочего колеса для ряда машин с диаметром РК от 3000 до 5000 мм.

Корпус РК находится под воздействием центробежных сил от собственной массы, действующей на весь корпус рабочего колеса, от масс закрепленных лопаточных узлов, действующих на силой пояс РК. Аэродинамическими нагрузками в расчетах можно пренебречь, так как они малы по сравнению с центробежными. Элементы корпуса изготавливаются из стали 10ХСНД ГОСТ 19282-73 (предел текучести ат = 400 МПа, предел прочности ав =540 МПа).

Конечно-элементная модель для корпуса РК стоилась по тем же принципам что и для адаптивного лопаточного узла. Закрепление корпуса РК осуществляется с помощью ступицы.

Максимальные напряжения в корпусе РК наблюдаются в обечайке, так как она находится на значительном удалении от оси вращения и подвергается воздействию собственного веса и сил инерции. Для их снижения при скоростях вращения по концам лопаток до 120 м/с достаточно установки в обечайку гильз, при скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с, необходимо устанавливать дополнительные сегментные стяжки (рисунок 11), что позволяет снизить напряжения в обечайке в два раза.

г— N0.0032-0.0036104;,

а

б

Рисунок 11 - Корпус РК с сегментными стяжками: а) вид сбоку; б) вид сверху; 1 - обечайка; 2 - силовой пояс; 3- сегментная стяжка; 4 - гильза; 5 - ступица

Рациональное, конструктивно-возможное расположение силового пояса для рассматриваемого ряда вентиляторов ВО с диаметром РК от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения до 160 м/с определяется диапазоном от 0,205 до 0,225 от диаметра РК.

Найдены зависимости напряжений в корпусе рабочего колеса от толщины обечайки при разных толщинах стяжек (рисунок 12). С учетом уменьшения массы конструкции толщина стяжки определяется величиной 0,0033 от диаметра РК, толщина обечайки - диапазоном от 0,0047 до 0,005 от диаметра РК.

ё « я м

II

СО

^ Он

с о.

о т

700

600

500

400

300

10

11

12 13

18

19 2С

14 15 16 17 толщина обечайки, мм •толщина стяжки • 5 мм; -» - Ю мм; 15 мм Рисунок 12 - Зависимость максимальных напряжений в корпусе РК от толщины обечайки при различных толщинах сегментной стяжки

Рекомендуется устанавливать минимальную по высоте, конструктивно допустимую гильзу (рисунок 13), т.к. чем выше гильза, тем выше максимальные эквивалентные напряжения в обечайке.

380

«

Я и

I Е збо & '

§ М 340

„ о-

ю

с

&300

Рисунок 13 - Зависимость максимальных напряжений в РК от высоты гильзы

30

32

34

36 38 40 высота гильзы, мм

42

44

Важным моментом при оценке надежности является определение величины отстройки от резонансных явлений. Резонансные колебания возникают в случае, когда частоты собственных колебаний становятся равными или кратными частотам внешнего воздействия. Для исследования на собственные частоты колебаний важно учесть все дополнительные элементы конструкции, так как при их учете значения собственной частоты колебаний могут уменьшиться. Необходим анализ конструкции корпуса рабочего колеса совместно с установленными лопаточными узлами, определено, что в этом случае происходит снижение первой собственной частоты колебаний, но не более чем на 30 %, в результате чего необходимая отстройка от резонанса не достигается. Для повышения собственных частот колебаний корпуса рабочего колеса необходимо увеличить жесткость или снизить массу конструкции.

Варьировать значение первой собственной частоты колебаний возможно путем моделирования ребер жесткости (рисунок 14). Чем больше размеры а и Ь ребер жесткости, тем выше значение собственных частот колебаний корпуса РК (рисунок 15).

По результатам, полученным в ходе исследования и путем введения поправочного коэффициента Аг2, создана параметрическая модель корпуса РК (рисунок 16). Модель позволяет проектировать корпус РК для вентилятора с диаметром от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с. При проектировании необходимо задать диаметр О РК и частоту вращения ротора п.

Рис. 14 - Ребро жесткости

размер а ребра жесткости, мм

размер Ь ребра жесткости, мм

Рисунок 15 - Зависимость первой собственной частоты колебаний от размеров ребра жесткости корпуса рабочего колеса

Рисунок 16 - Параметрическая модель корпуса РК:

1 - силовой пояс;

2 - ступица;

3 - гильза,

4 - обечайка;

5 - ребра жесткости;

6 - опорные диски;

7 - плоская сегментная стяжка;

В - диаметр РК;

- поправочный коэффициент

По результатам численных экспериментов ряда исследуемых машин, исходя из условий прочности и необходимой отстройки от резонанса, определен поправочный коэффициент к2, который определяется выражением:

Кг — рэп > /? = 3,3 • 10"7 мин/(об мм)

По созданной параметрической модели смоделированы корпуса рабочих колес вентиляторов с диаметром 3000, 3600, 4300, 5000 мм и с частотой вращения соответственно 1000, 750, 600, 500 об/мин. Определены собственные частоты колебаний и НДС данных корпусов. Исследования показали, что сконструированные корпуса рабочих колес удовлетворяют условиям прочности и достигается необходимая отстройка от резонанса.

В четвертой главе рассматривается возможность конструирования вентиляторов ВО без использования трансмиссионного вала. Это стало возможным путем перехода от двухступенчатой схемы исполнения ротора к одноступенчатой и замены сложных схем каналов подвода воздуха на более простые, хотя при этом увеличивается длина коренного вала.

В ходе исследования были рассмотрены три схемы компоновки ротора: схема 1 - традиционная схема компоновки с трансмиссионным валом (рисунок 17); схема 2 - без трансмиссионного вала, рабочее колесо устанавливается максимально близко к радиально-упорной подшипниковой опоре (используется в вентиляторах В 0-21К и ВО-24К); схема 3 - без трансмиссионного вала, рабочее колесо и механизм поворота лопаток меняются местами. Рассматривался и вариант применения вала с полым участком.

При отказе от трансмиссионного вала и использовании длинных коренных валов (компоновочная схема 2 и 3) появляется ряд моментов требующих особого внимания (отстройка от резонансных явлений, значение максимальных

деформаций и т.д.). Расстояния между подшипниковыми опорами в ряду вентиляторов ВО без трансмиссионных валов, составляет от 5300 мм до 9000 мм.

3 5

"1 ^

Рисунок 17 - Компоновка ротора по схеме 1 с трансмиссионным валом: 1 - радиальная подшипниковая опора; 2 - радиально-упорная подшипниковая опора; 3 - коренной вал ротора; 4 - РК; 5 - исполнительный механизм поворота лопаток РК; 6 - трансмиссионный вал

Исследование проводилось с использованием аналитических методов. Составлена универсальная программа, позволяющая проектировать коренные валы с различными конструктивными параметрами и материалом изготовления. Программа выдает значения деформаций, максимальных напряжений, первой собственной частоты колебаний коренного вала и еще ряд величин.

Увеличение массы коренного вала ротора приводит к снижению собственных частот колебаний, а увеличение жесткости - к возрастанию. Важно найти оптимальное сочетание массы и жесткости, для обеспечения заданных требований по величине собственных частот колебаний и максимального напряжения.

В случае компоновки ротора по схеме 2 значения собственных частот колебаний значительно выше по сравнению с компоновкой по схемы 3 (рисунок 18). Применение длинных коренных валов (схема 2 и 3) сопровождается увеличением их диаметров, наблюдаются значительные перемещения коренного вала и минимально допустимая отстройка от резонанса. В случае применения коротких коренных валов (схема 1) достигается необходимая отстройка от резонанса, прогибы в разы (от 2,7 до 8) меньше по сравнению с прогибами при использовании длинных коренных валов с большими диаметрами. Короткие коренные валы при меньших диаметрах в среднем на величину от 15 до 25 % имеют коэффициент отстройки от резонанса от 1,5 до 2,2 и удовлетворяют условиям прочности.

Кроме этого для сравнения целесообразности применения одной из схем компоновки было рассмотрено влияние гироскопического момента на собственные частоты колебаний ротора (рисунок 19). При учете гироскопического момента высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с расположением рабочего колеса на расстоянии не более 900 мм от радиально-упорной подшипниковой опоры и компоновке ротора без трансмиссионного вала собственные частоты колебаний ротора повышаются на 35%, а при компоновке ротора с трансмиссионным валом в два раза.

В результате ряда проведенных исследований была определена рациональная схема компоновки высоконагруженных роторов осевых вентиляторов -традиционная схема с трансмиссионным валом.

о

П, s=0.05D

s=0.1D

Схема 2

Схема 3

0.4 о.б

Наружный диаметр вала, м

Рисунок 18 - Зависимость первой собственной частоты колебаний от наружного диаметра вала: по схеме 2: РК расположено от ради-ально-упорной подшипниковой опоры на расстоянии

710 мм, по схеме 3: на расстоянии

1350 мм; С - сплошной вал; П - вал с полым участком; s - толщина стснки полого участка вала

_ 7000 г

д

з Ь

й 6000 /

0 |

!§ 5000 [

4000 !

* 3000 4 -

и 2000 |-"И| 1 1..... 11 1 "1---------------------------8.--В

1 о »

^ 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

о

^ ® значение собственной частоты колебаний без учета гироскопического момента

Ш значение собственной частоты колебанийс учетом гироскопического момента

Рисунок 19 - Влияние гироскопического момента на различные конфигурации коренных валов ротора: 1,6, 11, 16 - по схеме компоновки 3; 2, 7, 12, 17 - по схеме компоновки 2; 3, 8, 13, 18 - по схеме компоновки 1; 4, 9, 14, 19 - по схеме компоновки 1 с уменьшенными на 15 - 25 % диаметрами

На подшипниковые опоры ротора действуют радиальные нагрузки, вызванные массовыми характеристиками ротора и осевые нагрузки, вызванные аэродинамическими силами и действием механизма поворота лопаток РК. При повышении окружных скоростей вращения по концам лопаток до 160 м/с значительно увеличиваются осевые нагрузки на радиально-упорную подшипниковую опору при регулировании и реверсировании режима работы вентилятора. При этом радиально-упорные подшипники, могут не удовлетворять требованиям необходимой долговечности и не проходить по грузоподъемности, вследствие чего необходим регламент по регулированию и реверсированию вентиляторов главного проветривания.

D-3000.им

D -3600 мм

D- 4300 мм

D- 5000 мм

Согласно РД-03-427-01 ГОСГОРТЕХНАДЗОРа требуемый нормативный срок службы для вентиляторных установок главного проветривания с диаметром рабочего колеса от 2500 до 3150 мм составляет 25 лет, для вентиляторных установок с диаметром рабочего колеса более 3150 мм - 30 лет.

В результате ряда проведенных исследований было определено, что для обеспечения нормативного ресурса работы подшипниковых опор высоконагружен-ных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения регулирование и реверсирование воздушного потока необходимо производить на выбеге вентилятора, когда частота вращения ротора уменьшится не менее чем в два раза.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертации решена актуальная задача обоснования параметров высо-конагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения, что вносит существенный вклад в развитие горного машиностроения и экономики страны.

1. Проведена оценка и выявлены закономерности влияния конструктивных параметров адаптивного лопаточного узла со сдвоенными листовыми лопатками и корпуса рабочего колеса на их НДС и собственные частоты колебаний при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с, в результате:

- установлено, что снижение максимальных напряжений в лопаточном узле до допустимого уровня и необходимая отстройка от резонанса для высоконагружен-ных роторов осевых вентиляторов достигается применением лопаток переменного сечения с утончением к верхней кромке на 0,5°; установкой одной перемычки (без кривизны) расположенной на расстоянии от основания лопаточного узла в диапазоне от 0,112 до 0,147 диаметра рабочего колеса, шириной от 0,6 до 0,8 длины хорды в рассматриваемом сечении.

- определено, что в корпусе рабочего колеса высоконагруженных осевых вентиляторов снижение максимальных напряжений в два раза достигается установкой плоских сегментных стяжек в дополнение к гильзам.

- с учетом введения поправочных коэффициентов зависящих от диаметра рабочего колеса и частоты вращения ротора проектируемой машины разработаны параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для ряда высоконагруженных вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности и необходимой отстройки от резонанса при высоких окружных скоростях вращения.

2. Определена рациональная компоновка высоконагруженных роторов ряда вентиляторов ВО исходя из условий прочности и отстройки от резонанса коренных валов.

Установлено, что при учете гироскопического момента высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с расположением рабочего колеса на расстоянии не более 900 мм от радиально-упорной подшипниковой опоры и компоновке ротора без трансмиссионного вала собственные частоты колебаний ротора повышаются на 35%, а при компоновке ротора с трансмиссионным валом в два раза.

3. Определено, что для обеспечения нормативного ресурса работы подшипниковых опор высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с диамет-

ром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с регулирование и реверсирование воздушного потока необходимо производить на выбеге вентилятора, когда частота вращения ротора уменьшится не менее чем в два раза.

4. Разработана методика проектирования высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с, которая может быть использована в проектно-конструкторских организациях.

Результаты диссертационной работы и данная методика использованы ООО Новосибирским энергомашиностроительным заводом «ТАИРА»» при разработке и производстве высоконагруженных осевых вентиляторов главного проветривания.

Рекомендации и перспективы дальнейшей разработки темы:

- исследовать возможность применения композитных материалов при проектировании высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов;

- усовершенствовать механизм поворота лопаток рабочего колеса, для снижения нагрузок, действующих на радиально-упорную подшипниковую опору.

Основное содержание диссертации опубликовано в работах:

1. Петров H.H. Повышение надежности и эксплуатационной долговечности крупных осевых вентиляторов главного проветривания шахт серии ВО / H.H. Петров, Н.В. Панова, H.A. Квитка // Сборник трудов XIII научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности».- Кемерово, 2011 - С.40 - 43.

2. Петров H.H. Влияние конструктивных параметров лопаточного узла на прочность и собственные частоты колебаний/ Н.Н Петров, Н.В. Панова // Труды всероссийской конференции с участием иностранных ученых «Фундаментальные проблемы формирования техногенной геосреды», Том II. - Новосибирск: ИГД СО РАН. - 2012. - с. 92 - 97.

3. Петров H.H. Развитие методов и расчеты лопаточных узлов рабочих колес высоконагруженных осевых вентиляторов главного и местного проветривания шахт / H.H. Петров, Н.В. Панова // Сборник трудов XIV научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности». - Кемерово, 2012. - с. 111-113.

4. Панова Н.В. Развитие вентиляторостроения главного проветривания шахт/ Н.В. Панова // Сборник трудов XIV научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности». - Кемерово, 2012 - с. 113-115.

5. Петров H.H. Исследование прочности рабочих колес со сдвоенными листовыми лопатками ряда высоконагруженных вентиляторов главного проветривания шахт / H.H. Петров, Н.В. Панова // Научный вестник НГТУ.- 2013. - №1 (50). - С. 190 - 194. (ВАК РФ)

6. Петров H.H. Оценка прочности адаптивного лопаточного узла высоконагруженных шахтных осевых вентиляторов/ H.H. Петров, Н.В. Панова // ФТПРПИ,- 2013.-№1.-С.127- 137. (ВАК РФ)

7. Панова H.B. Анализ осевых нагрузок на радиально-упорную подшипниковую опору высоконагруженных роторов вентиляторов серии ВО / Н.В. Панова // Сборник трудов XVII международного научного симпозиума студентов и молодых ученых имени академика М.А. Усова «Проблемы геологии и освоения недр». - Томск: ТПУ, 2013 - С. 332 -334.

8. Панова Н.В. Повышение эксплуатационных характеристик осевых вентиляторов главного проветривания шахт / Н.В. Панова // Сборник трудов XIV всероссийской научно-технической конференции для студентов, аспирантов и молодых ученых «Наука. Промышленность. Оборона». - Новосибирск: НГТУ, 2013-С. 55-58.

9. Петров H.H. Некоторые аспекты создания безразмерной параметрической модели корпуса рабочего колеса осевых вентиляторов главного проветривания шахт / H.H. Петров Н.В. Панова, // Сборник трудов всероссийской научной конференции для студентов, аспирантов и молодых ученых «Горняцкая смена - 2013». - Новосибирск: ИГД СО РАН, 2013 - С. 361 - 363

10. Panova N.V., Spiridonov Е.А. Stress-strain state and vibration frequencies of blades of the main mine fan impeller // Open Jurnal of Applied Sciences. - june 2013. V3-P. 56-60.

11. Петров H.H. Анализ влияния конструктивных элементов корпуса рабочего колеса на прочности высоконагруженных вентиляторов серии ВО / H.H. Петров, Н.В. Панова // Горное оборудование и электромеханика. - 2013. -№ 7 - С. 17 - 20. (ВАК РФ)

12. Панова Н.В. Параметрическая модель корпуса рабочего колеса ряда осевых высоконагруженных вентиляторов ВО/ Н.В. Панова // Сборник трудов XV научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности»,-Кемерово, 2013-С.122- 125.

13. Петров H.H. Эволюция вентиляционных параметров шахт и возможности адаптации аэродинамических характеристик главных вентиляторов / H.H. Петров, Н.В. Панова // Сборник трудов XV научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности».- Кемерово, 2013 - С.125 - 127.

14. Петров H.H. Адаптация аэродинамических характеристик главных вентиляторов к изменениям вентиляционных режимов шахт/ H.H. Петров, Н.В. Панова, Е.Ю. Грехнёва // ФТПРПИ,- 2013. - №5. - С. 119 - 126. (ВАК РФ)

Отпечатано в типографии Новосибирского государственного технического университета 630073, г. Новосибирск, пр. К. Маркса, 20, Формат 60 х 84 1/16, объем 1,25 п.л. тираж 110 экз. Заказ № 948 подписано в печать 06.11.2013 г. тел./факс (383) 346-08-57

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ

УЧРЕЖДЕНИЕ НАУКИ ИНСТИТУТ ГОРНОГО ДЕЛА ИМ. H.A. ЧИНАКАЛА СИБИРСКОГО ОТДЕЛЕНИЯ РОССИЙСКОЙ АКАДЕМИИ НАУК

На правах рукописи

04201452514

ПАНОВА НАДЕЖДА ВЛАДИМИРОВНА

ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВЫСОКОНАГРУЖЕННЫХ РОТОРОВ ШАХТНЫХ ОСЕВЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ ПРИ ВЫСОКИХ ОКРУЖНЫХ

СКОРОСТЯХ ВРАЩЕНИЯ

Специальность 05.05.06. «Горные машины»

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель доктор технических наук, профессор

H.H. Петров

Новосибирск - 2013

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ......................................................................................................................................................................4

1. ЭТАПЫ РАЗВИТИЯ ШАХТНОГО ВЕНТИЛЯТОРОСТРОЕНИЯ........................9

1.1 Основные этапы создания лопастных машин в РФ и мире................................9

1.2 Анализ развития вентиляторостроения за рубежом................................................10

1.3 Развитие вентиляторостроения в СССР и РФ за период XX века..............14

1.4 Анализ состояния современного вентиляторостроения......................................17

1.5 Выводы................................................................................................................................................................27

1.6 Цель и задачи исследования..........................................................................................................29

2. ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЛОПАТОЧНОГО УЗЛА НА ЕГО НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОЕ СОСТОЯНИЕ И СОБСТВЕННЫЕ ЧАСТОТЫ КОЛЕБАНИЙ..........................................30

2.1 Анализ нагрузок, действующих на лопаточный узел..........................................30

2.2 Методы исследования напряженно-деформированного состояния лопаточных узлов осевых вентиляторов....................................................................................34

2.3 Конечно-элементная модель лопаточных узлов ряда вентиляторов ВО 42

2.4 Результаты исследований адаптивного лопаточного узла и его параметрическая модель..........................................................................................................................45

2.5 Выводы............................................................................................................................................................59

3. ИССЛЕДОВАНИЕ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ И СОБСТВЕННЫХ ЧАСТОТ КОЛЕБАНИЙ КОРПУСОВ РАБОЧИХ КОЛЕС ОСЕВЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ........................................................................60

3.1 Анализ нагрузок, действующих на корпус рабочего колеса..............................60

3.2 Конечно-элементная модель корпуса рабочего колеса ряда вентиляторов ВО..............................................................................................................................................62

3.3 Исследования напряженно-деформированного состояния и собственных частот колебаний корпусов рабочих колес высоконагруженных осевых вентиляторов............................................................................63

3.4 Выводы............................................................................................................................................................73

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЦИОНАЛЬНОЙ КОМПОНОВКИ РОТОРА. АНАЛИЗ ДИНАМИКИ И ПРОЧНОСТИ КОРЕННОГО И ТРАНСМИССИОННОГО ВАЛОВ ........................................................................................

4.1 Схемы компоновки ротора.......................................................

4.2 Анализ нагрузок, действующих на коренной вал ротора..................

4.3 Исследование напряженно-деформированного состояния и собственных частот колебаний коренного вала ротора вентилятора.......

4.4 Результаты исследования коренных валов..................................

4.5 Результаты исследований трансмиссионных валов........................

4.6 Особенности действующих нагрузок на подшипниковые опоры роторов при нормальной работе, при реверсировании и регулировании режима работы.....................................................................................

4.7 Анализ долговечности и грузоподъемности подшипников, устанавливаемых в подшипниковые опоры ряда вентиляторов ВО.........

4.8 Выводы..............................................................................

ЗАКЛЮЧЕНИЕ..............................................................................

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ....................................

ПРИЛОЖЕНИЕ 1............................................................................

ПРИЛОЖЕНИЕ 2............................................................................

ВВЕДЕНИЕ

В шахтах с ростом глубины ведения работ и выделений вредных примесей, а так же эволюцией вентиляционных параметров за период эксплуатации возрастает необходимость увеличения поля покрытия требуемых режимов проветривания.

Развитие вентиляторостроения с 30-х годов XX века выполнялось в ЦАГИ им. Н.Е. Жуковского, ВНИИГМ им. М.М. Фёдорова, в институте «ДОНГИПРОУГЛЕМАШ», а также ИГД СО РАН. Большой вклад в развитие вентиляторостроения внесли И.А. Раскин, Е.М. Левин, О.В. Брусиловский, Л .Я. Гимелыпейн, И.В. Клепаков, В.А. Руденко, Н.П. Косарев, Б.А. Носырев, Е.Я. Юдин, С.А. Тимухин, H.H. Петров и др.

В ИГД СО РАН были разработаны методы проектирования аэродинамических схем со сдвоенными листовыми лопатками рабочего колеса (PK) по безразмерным характеристикам путем задания расчетных режимов на поле требуемых параметров проветривания. На этой базе разработан ряд вентиляторов ВО, с повышенными эксплуатационными характеристиками по сравнению с вентиляторами ВОД. Для данного ряда вентиляторов со значениями диаметра рабочего колеса 3000 мм (750 об/мин); 3600 мм (600 об/мин); 4300 (500 об/мин) и 5000 мм (375 об/мин) окружная скорость вращения по концам лопаток не превышает 120 м/с. За рубежом аналогичные машины проектируют на окружные скорости вращения до 172 м/с и более, что необходимо для достижения требуемых вентиляционных параметров. Ряд осевых вентиляторов ВО может обеспечить показатели по давлению и производительности на уровне и выше зарубежных аналогов при повышении частот вращения ротора на одну ступень по стандартным частотам двигателя, что не выйдет за пределы окружных скоростей вращения по концам лопаток в 160 м/с.

При увеличении окружных скоростей вращения наблюдается рост нагрузок, действующих на лопатки, корпус PK и ротор вентилятора в целом. Поэтому одной

из главных задач при проектировании является исследование напряженно-деформированного состояния и собственных частот колебаний основных узлов высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов. Поэтому исследования направленные на обоснование параметров высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при высоких окружных скоростях вращения являются актуальными.

Работа выполнена при поддержке Министерства образования и науки Российской Федерации, соглашение 14.В37.21.0333 «Разработка и создание энергоэффективных вентиляционных систем на новых технологических принципах для шахт, рудников, плавильных цехов заводов и метрополитенов».

Целью диссертационной работы является разработка научно обоснованных рекомендаций по определению параметров высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов при окружных скоростях вращения до 160 м/с.

Идея работы заключается в использовании конечно-элементного анализа для оценки динамики и прочности основных узлов высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов.

Задачи исследования:

- Выполнить анализ влияния конструктивных параметров адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса на их прочность и собственные частоты колебаний при окружных скоростях вращения до 160 м/с. Разработать параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для ряда высоконагруженных машин с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм.

- Обосновать рациональную компоновку высоконагруженных роторов ряда вентиляторов ВО исходя из условий прочности и отстройки от резонанса коренных валов.

- Выполнить анализ нагрузок, действующих на подшипниковые узлы высоконагруженных роторов в момент реверсирования и регулирования вентилятора, и определить их влияние на долговечность подшипников.

Методы исследования включают: анализ литературных источников, проведение теоретических исследований и численных экспериментов с использованием конечно-элементного анализа и компьютерного моделирования.

Основные научные положения, защищаемые автором:

1. Снижение максимальных напряжений в лопаточном узле до допустимого уровня и отстройка от резонанса для высоконагруженных роторов осевых вентиляторов достигается применением лопаток переменной толщины с утончением к верхней кромке на 0,5°, а также установкой одной перемычки (без кривизны) расположенной на расстоянии от основания лопаточного узла в диапазоне от 0,112 до 0,147 диаметра рабочего колеса, шириной от 0,6 до 0,8 длины хорды в рассматриваемом сечении.

2. В корпусе рабочего колеса осевых вентиляторов с диаметром от 3000 до 5000 мм при окружной скорости вращения по концам лопаток до 160 м/с снижение максимальных напряжений в два раза достигается установкой плоских сегментных стяжек в дополнение к гильзам.

3. При учете гироскопического момента высоконагруженных роторов осевых вентиляторов с расположением рабочего колеса на расстоянии не более 900 мм от радиально-упорной подшипниковой опоры и компоновке ротора без трансмиссионного вала собственные частоты колебаний ротора повышаются на 35%, а при компоновке ротора с трансмиссионным валом в два раза.

4. Для обеспечения нормативного ресурса работы подшипниковых опор осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм при окружных скоростях вращения по концам лопаток до 160 м/с регулирование и реверсирование необходимо производить на выбеге вентилятора, когда частота вращения ротора уменьшится не менее чем в два раза.

Достоверность и обоснованность научных положений, выводов и рекомендаций обеспечивается корректным использованием метода конечных элементов, сравнением результатов расчета вентиляторов диаметром от 3000 до 5000 мм с опытом эксплуатации вентиляторов меньшего диаметра, сходимостью

результатов, полученных с использованием теоретических исследований и конечно-элементного анализа.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- установлены зависимости максимальных напряжений и собственных частот колебаний адаптивных лопаточных узлов и корпусов рабочих колес высоконагруженных роторов от их конструктивных и геометрических параметров. Разработаны параметрические модели позволяющие проектировать лопаточные узлы и корпуса рабочих колес ряда высоконагруженных вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности и необходимой отстройки от резонанса;

- определен принцип компоновки высоконагруженных роторов, при котором значения собственных частот колебаний повышаются в два раза;

- установлены границы частоты вращения ротора при регулировании и реверсировании воздушного потока ряда высоконагруженных вентиляторов ВО.

Практическая ценность работы. Разработаны компоновочные и конструктивные решения для высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов. С учетом введения поправочных коэффициентов зависящих от диаметра рабочего колеса и частоты вращения ротора проектируемой машины созданы параметрические модели адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса для ряда вентиляторов ВО, удовлетворяющие условиям прочности и необходимой отстройки от резонанса при высоких окружных скоростях вращения.

Личный вклад автора состоит в проведении теоретических исследований и численных экспериментов, а также в обработке и анализе результатов, разработке параметрических моделей адаптивного лопаточного узла и корпуса рабочего колеса при окружных скоростях вращения до 160 м/с. В разработке методики проектирования высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов с диаметром рабочего колеса от 3000 до 5000 мм.

Реализация работы. Методика проектирования высоконагруженных роторов шахтных осевых вентиляторов применяется ООО Новосибирским энергомашиностроительным заводом «ТАЙРА» при разработке и производстве высоконагруженных осевых вентиляторов главного проветривания.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на международной научно-практической конференции «Энергетическая безопасность России: новые подходы к развитию угольной промышленности» (Кемерово, 2009, 2011, 2012, 2013); всероссийской конференции с участием иностранных ученых «Фундаментальные проблемы формирования техногенной геосреды» (Новосибирск, 2012); международном научном симпозиуме «Неделя горняка-2013» (Москва, 2013); XVII международном научном симпозиуме имени академика М.А. Усова студентов и молодых ученых «Проблемы геологии и освоения недр» (Томск, 2013); всероссийской научно-практической конференции «Наука. Промышленность. Оборона» (Новосибирск, 2013); всероссийской научной конференции для студентов, аспирантов и молодых ученых «Горняцкая смена-2013» (Новосибирск, 2013).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 14 научных работах, из них 4 - в изданиях рекомендуемых ВАК РФ.

Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, 4-х глав, заключения и двух приложений, изложенных на 125 страницах машинописного текста, включая 30 таблиц, содержит 60 рисунков и список литературы из 119 наименований.

1. ЭТАПЫ РАЗВИТИЯ ШАХТНОГО ВЕНТИЛЯТОРОСТРОЕНИЯ

1.1 Основные этапы создания лопастных машин в РФ и мире

Идеи по созданию средств перемещения воздуха активно начали развиваться в период раннего средневековья. Великий мыслитель Леонардо да Винчи спроектировал первый пропеллерный аппарат (прообраз вертолетов), который не взлетел, но «ветер создавал изрядный». В середине семнадцатого века Герике изобрел центробежный компрессор, в 1735 г. для проветривания здания английского парламента использован осевой вентилятор с паровым двигателем. Существенную роль в развитии техники и технологии подземного способа разработки полезных ископаемых в XVIII в. сыграли работы М.В. Ломоносова, в частности, теория и расчет естественной тяги освещены в его труде -«Прибавление первое. О вольном движении воздуха, в рудниках примеченном» в книге «Первые основания металлургии, или рудных дел». Член Петербургской академии Л. Эйлер заложил основу теории лопастных машин [1,2].

Первый шахтный вентилятор («воздушный насос») изобрел и применил в 1832 г. на Чигирском руднике Алтая горный инженер A.A. Саблуков [1,2].

Существенный вклад в развитие теории и конструкции лопастных машин внесли работы: по теории крыла, воздушных винтов (пропеллеров), осевых вентиляторов - профессора Н.Е. Жуковского и созданного им Центрального Аэрогидродинамического института (ЦАГИ); а так же работа по динамике турбомашин и методу расчетов насосов - академика Г.Ф. Проскуры и Всесоюзного института гидромашиностроения (ВИГМ).

Научные основы русской школы горной механики были заложены в Петербургском Горном институте трудами A.M. Узатиса, П.А. Олышева, И.А. Тиме. М.М. Федоров в 1909 г. впервые показал целесообразность исследования шахтных лопастных машин на основе их характеристик, предложил использование

безразмерных коэффициентов и характеристик для конструирования рабочих колес и проектирования установок. А.П. Герман впервые разработал метод аналитического определения безразмерных характеристик вентиляторов и расчета машин по подобию; исследовал совместную работу вентиляторов на основе их характеристик; обосновал закон совместимости характеристик лопастных машин, работающих при разных частотах вращения [3,4].

Существенный вклад в развитие вентиляторостроения внесли работы B.C. Пака, A.A. Дзидзигури, Г.М. Еланчика, В.М.Попова, А.И. Веселова, К.А. Ушакова, И.Н. Вознесенского, JI.A. Симонова, А.П. Гофлина и др. [5-7].

1.2 Анализ развития вентиляторостроения за рубежом

Во второй половине девятнадцатого века идеи вентиляторостроения активно развиваются за рубежом: в Германии, Франции и др. странах (Б. Стертвент, П. Мортье, С. Дэвидсон и др., преемник работ фирма «Howden»). Можно отметить также JT. Прандтля (Германия), А.Р. Хоуэлла (Англия), Б. Эккерта (Германия) [8].

В начале XX века вентиляторостроение активно развивается на базе идей и методов, заимствованных из самолетостроения (в Европейских странах фирмами «Dingier», «Turmag», «ККК» и др., правопреемник работ фирма «TLT»).

В Англии осевые вентиляторы изготавливались на предприятиях фирм «Keith Blackman», «Walker Bros», «Howden Weybridge», «Davidson Scirocco» и др.

Характерной особенностью вентиляторов указанных фирм являлись невысокие окружные скорости по концам лопаток, не превышающие обычно 70 м/с [8], при этом ограничение скорости вращения обусловливалось необходимостью обеспечения «спокойной» малошумной работы.

Давления, развиваемые этими вентиляторами, находились в пределах от 150 до 2500 Па. При этом для обеспечения давлений, превышающих 1500 Па, использовались двух- и трехступенчатые машины.

Характерной шахтной вентиляторной установкой тех времен считается установка с вентиляторами фирмы «Davidson Scirocco» [8]. Это трехступенчатый вентилятор, воздушный поток в коллектор которого попадал через прямой канал постоянного сечения, не имеющий колен и поворотов.

Крутящий момент на ротор передавался через два последовательно соединенных трансмиссионных вала, промежуточная опора которых располагалась в воздушном потоке в диффузоре внутри специального обтекателя, установленного на бетонной колонне. Рабоч