CC BY
15
- © A.M. Красюк, Е.Ю. Русский, 2013
УДК 622.4
А.М. Красюк, Е.Ю. Русский
ИССЛЕДОВАНИЯ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ И ЧАСТОТНЫХ СВОЙСТВ РАБОЧИХ КОЛЕС ОСЕВЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ ГЛАВНОГО ПРОВЕТРИВАНИЯ
Рассмотрены нагрузки, действующие на корпус рабочего колеса, определено напряженно-деформированное состояние (НДС) корпуса рабочего колеса, построены зависимости напряжений от частоты возмущающей силы Ключевые слова: корпус рабочего колеса, напряженно-деформированное состояние, частоты колебаний
Основным узлом шахтного осевого вентилятора является ротор, надежность которого, в основном, определяет работоспособность вентилятора. Ротор, в свою очередь, состоит из коренного вала, рабочего колеса (рис. 1, а), которое включает в себя корпус (рис. 1, б) и сдвоенные листовые лопат-
б)
ки [1]. Каждое рабочее колесо (РК) вентилятора главного проветривания серии ВО имеет 8 сдвоенных листовык лопаток сварной конструкции.
Определим расчетную схему и нагрузки, действующие на корпус рабочего колеса. На него действуют два вида нагрузок: центробежные, т.е.
£
ТГ
Ч
■
и ji-
lt
Tl
сипы инерции корпуса РК и лопаток
сипы от собственного веса лопаток и силового пояса
Рис. 1. Конструктивная схема рабочего колеса (а) и нагрузок, действующих на корпус РК вентилятора ВО-36К (б): 1 - лопаточный узел; 2 - обечайка; 3 - опорный диск; 4 - силовой пояс; 5 - несущий диск; 6 - ступица; 7 - стакан
силы инерции, определяемые величиной нормального ускорения и аэродинамические. Аэродинамические нагрузки малы по сравнению с центробежными, поэтому в расчетах ими можно пренебречь [2]. Силы инерции, действующие на РК, состоят из сил от массы корпуса и сил от массы лопаточного узла. Силы от лопаток приложены к силовому поясу корпуса РК. Нагрузка от веса и сил инерции лопаток является основной, т.к. значительно больше всех других, действующих на РК (рис. 1, б).
Проведем расчет на примере шахтного вентилятора главного проветривания ВО-36К. Он имеет мощность привода 2000 кВт, скорость вращения ротора 600 об/мин, диаметр рабочего колеса 3600 мм; номинальный расход Q = 290 м3/с, номинальное статическое давление Р^ = 2550 Па. Центробежная нагрузка от каждой лопатки в узле крепления составила 721-103 Н.
Анализ напряженно-деформированного состояния (НДС) корпуса РК проводился методом конечных элементов, с использованием программного пакета Апэуэ. Корпус РК разбит на объемные конечные элементы, представляющие собой тетраэдры с десятью узлами (шесть степеней свободы в узле).
В результате численного анализа получены диаграммы напряженного состояния элементов корпуса рабочего колеса (рис. 2).
Поскольку напряженное состояние элементов корпуса является трехосным, в качестве оценочной величины напряжений используется эквивалентное напряжение по Ми-зесу [3].
Для оценки прочности
проверяется выполнение условия:
стэ < стт
Рис. 2. Распределение напряжений в корпусе рабочего колеса: 1 - области максимальных напряжений
где стэ — эквивалентные напряжения по Мизесу, стт — предел текучести материала. Материал корпуса — сталь 10хСНД.
Затем вычисляется запас прочности
п = стт/сттах,
где сттах — максимальные напряжения в конструкции.
Максимальные напряжения в обечайке составляют 292 МПа, при этом коэффициент запаса:
ст. 390 МПа г п
■ = 1,33 <[п]
п = ■
ст
292 МПа
где [п] = 1,5 — допустимый запас прочности.
Таким образом, необходима корректировка конструкции узла с целью снижения напряжений. Для увеличения жесткости обечайки в конструкцию корпуса РК введены цилиндрические гильзы. Гильзы представляют собой цилиндры (рис. 3), привариваемые к обечайке в отверстия под поворотные основания лопаток.
Диаграммы распределения напряжений и перемещений для корпуса с гильзами приведены на рис. 4—6.
гильза
обечайка
-¿/¿/у,/,.
Рис. 3. Схема установки гильзы в корпусе рабочего колеса
Как видно на рис. 4—5, в среднем максимальные напряжения в обечайке рабочего колеса составляют 128 МПа, а на силовом поясе — 144 МПа.
Таким образом, применение цилиндрических втулок позволяет уменьшить напряжения в 2,3 раза.
При этом максимальные перемещения на обечайке (рис. 6) составляют 1,77 мм.
Запас прочности конструкции равен п = 390/144 = 2,7, что удовлетворяет условиям прочности ([п] = = 1,5) [4].
Также проведены исследования собственных частот колебаний корпуса. На рис. 7 представлены первые три собственные формы колебаний рабочего колеса.
Обечайка корпуса ротора вентилятора предназначена для формирования проточной части вентилятора и
Рис. 4. Распределение напряжений в корпусе рабочего колеса с гильзами:
1 - области максимальных напряжений
Рис. 5. Распределение напряжений в области гильзы в корпусе рабочего колеса: 1 - области концентрации напряжений в гильзе
Рис. 6. Распределение перемещений в корпусе рабочего колеса: 1 - области максимальных перемещений
№ п/п Толщина, мм Масса корпуса РК без цилиндрических гильз, кг Масса корпуса РК с цилиндрическими гильз, кг
1 3 3365 3366
2 6 3440 3483
3 9 3516 3558
4 12 3592 3634
5 15 3668 3711
6 20 3796 3841
7 30 4055 4105
8 45 4450 4515
9 65 4990 5075
10 90 5685 5797
Рис. 7. Формы колебаний корпуса РК: а) первая форма колебаний, частота 9.4 Гц; б) вторая форма колебаний, частота 82.6 Гц; в) третья форма колебаний, частота 103.7 Гц
улучшения условий обтекания лопаточных узлов. Обечайка находиться на значительном удалении от оси вращения, подвергаясь воздействию сил инерции и собственного веса. Поэтому для снижения материалоемкости и момента инерции желательно максимально снижать ее толщину без нарушения прочности конструкции. С целью обеспечения требуемой прочности и минииальной массы необходимо определить зависимость напряженного состояния обечайки от ее толщины.
Толщина обечайки варьировалась в диапазоне 3—90 мм (таблица).
На рис. 8 представлен график зависимости максимальных перемещений (а) и напряжений (б) на обечайке в зависимости от ее толщины. С увеличением толщины обечайки с 3 мм
до 90 мм перемещения в ней снижаются с 3,33 мм до 0,8 мм.
В первоначальном проекте толщина обечайки принималась равной 15 мм, при этом напряжения в обечайке составляли 128 МПа. При толщине обечайки 3 мм напряжения возрастают до 140 МПа. При толщине обечайки 90 мм величина напряжений — 105 МПа, что всего на 25 % меньше, чем при толщине 3 мм. Однако даже при уровне напряжений 140 МПа коэффициент запаса п = 390/140 = 2,8, что в 1,86 раза превышает требуемый коэффициент запаса ([ п] = 1,5). Поэтому целесообразно использовать обечайку с возможно минимальной толщиной, допустимой по технологическим
МПа
толщина обечайки толщина обечайки
а б
Рис. 8. График зависимости максимальных перемещений (а) и напряжений (б) в обечайке от толщины обечайки: 1 - без гильзы в обечайке; 2 - с гильзой в обечайке
требованиям к изготовлению обечайки. А без использования гильз безопасный уровень напряжений в обечайке можно обеспечить только за счет увеличения толщины обечайки до 60—80 мм.
Применение обечайки толщиной 3 мм по сравнению с исходным проектом с толщиной 15 мм позво-
1. Бочаров К.П., Волохов A.T. Шахтные вентиляторные установки главного проветривания. М.: Недра, 1982.
2. Попов H.A. Разработка реверсивных осевых вентиляторов главного проветривания шахт // Диссертация на соиск. уч. Степ. докт. техн. наук. — Институт горного дела СО РАН — Новосибирск-2001.
ляет снизить массу корпуса РК на 7,5%. Это позволит уменьшить момент инерции РК и улучшить его балансировку. Снижение массы РК способствует также уменьшению мощности на валу электродвигателя и снижению нагрузок на подшипниковые узлы.
- СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
3. Писаренко Г.С., Яковлев А.П., Матвеев В.В. Справочник по сопротивлению материалов. — 2-е изд., перераб. и доп. — Киев: Наук. думка, 1988.
4. Левин А.В. Прочность и вибрация лопаток и дисков паровых турбин / А.В. Левин, К.Н. Боришанский, Е.Д. Кон-сон /Л.: Машиностроение, 1981. н'.мз
КОРОТКО ОБ АВТОРАХ -
Красюк Александр Михайлович - доктор технических наук, ведущий научный сотрудник, krasuk@cn.ru,
Русский Евгений Юрьевич - младший научный сотрудник, geomining@mail.ru, Институт горного дела СО РАН.
А
