CC BY
18
УДК 622.44
С.А.Тимухин, В.Ф.Копачев
НЕКОТОРЫЕ ОСОБЕННОСТИ ПРОЧНОСТНЫХ РАСЧЕТОВ ВАЛОВ ШАХТНЫХ ДИАМЕТРАЛЬНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ
В связи с возможной перспективой использования диаметрального принципа действия в вентиляторах главного проветривания смешанного (радиально-диамстрального) типа [4] возникает необходимость разработки соответствующих методов аэродинамического и прочностного расчетов их основных элсмснтоз. В части прочностных расчетов сказанное относится в первую очередь к главным валам диаметральных вентиляторов, характер нагружен и я которых значимо отличается от характера нагружения валов ближайших аналогов - радиальных вентиляторов, что обусловлено принципиальным различием физики рабочих процессов данных воздуходувных машин.
Рассмотрим две наиболее вероятные расчетные схемы; нагружения валов вентиляторов, использующих диаметральный принцип (рис.1). Схема, приведенная на рис.1,а, соответствует аэродинамической схеме радиального вентилятора барабанного типа, работающего без спирального корпуса (реверсивный режим работы радиально-диаметральной вентиляторной установки главного проветривания [3]). В таком режиме изменяются направления и значения поперечных аэродинамических сил, действующих на главный ват машины. Эти силы обусловлены действием реакций струй выходящего со скоростью с, потока воздуха на лопасти рабочего колеса (рис.2)„ а также разностью давлений Г] и Р2 со стороны всасывания и нагнетания вентилятора соответственно. Суммарная аэродинамическая сила действующая на вал, определяется из геометрического сложения вышеуказанных сил. Как видно из
рисунка, выбор компоновочной схемы вентиляторной установки: обеспечивает необходимое направление действия аэродинамической силы. В остальном воздействие на вал соотвстствугт схемам нагружения радиальных машин, и поэтому определение нагрузок и прочностные расчеты следует выполнять по принятой для данных машин методике с учетом соответствующей компенсации поперечных сил.
А
Л
' ''
/ И V !
/л |ру
Рис.1. Расчетные схемы нагружения главных валов диаметральных вентиляторов с одним (а) и с двумя (б) коренными дисками рабочего колеса
Схема, приведенная на рис. 1,6, соответствует шамичсской схеме диаметрального вентилятора. Ее ггсичитсльной особенностью является то, что нагрузки, *г:никающие в роторной группе, передаются от колеса на вал в двух костях (/ и 2), проходящих по центрам тяжести сечений згеднего и заднего дисков рабочего колеса. Из-за большой ширины ж рабочего колеса диаметральных вентиляторов (¿>/>2) (ия 1 и 2 располагаются на значительном расстоянии, что ту сдавливает иной подход к расчетам таких валов на прочность и
РйС.2. Аэродинамическая
■посливость, отличающийся от принятого в настоящее время для их составляющая поперечной с.гижайших аналогов - главных валов радиальных машин [21. силы
Наиболее приемлемым методом расчета изгибающих моментов и прогибов валов, а также :еакций подшипниковых опор в этом случае, на наш взгляд, является метод, в основе которого использование характеристических коэффициентов [1]. В соответствии с ним изгибающие !енты от нагрузок, передаваемых на вал диаметрального вентилятора, в сечениях / и 2 составят:
М{ =7", «п+721»112; (1)
М2 ■ Г| • «21 + ' т22'
-х Т\\7*2 - суммарные нагрузки, передаваемые на вал в сечениях 1 и 2; ши -т22 -ллрактсристическнс коэффициенты, определяемые по следующим выражениям (см. рис. 1,6):
„, .^1). „, _ о; (/-од). ... _ 01(1-07). ... _аг(!-ат) т11----, т\2----> т2\---» т22 =--- •
Анализ нагрузок, действующих на вал диаметрального вентилятора, показал, что так же, как и у радиальных машин, они могут быть разделены на две принципиально отличающиеся группы: меняющие свое положение относительно определенного волокна вращающегося вала (т.е. не вращающиеся в пространстве синхронно с частотой вращения) и вращающиеся в пространстве синхронно с частотой вращения вала.
К первой группе следует отнести нагрузки, обусловленные силой тяжести элементов ротора и поперечными аэродинамическими силами, а ко второй - неуравновешенное усилие от приводной муфты и центробежные силы от заводского и эксплуатационного дисбаланса Осевыми усилиями, а также моментом от перекоса рабочего колеса при этом можно пренебречь ввиду их незначительной для схемы вала диаметральной машины величины
При расчете сил тяжести массу рабочего колеса следует считать разложенной поровну на сечения I и 2, а массу вала, приходящегося на каждое сечение, следует определять по формулам (рис. 1,6):
тв\ - Я в'
тВ2 - Я В '
а\+(а2-а\). 2
где тв\ утВ2 - масса вала, приходящаяся соответственно на ссченнс 1 и 2; цв - масса одного погонного метра вала.
Ввиду существенных конструктивных отличий рабочих колес диаметральных и центробежных машин соответствующей корректировке должны быть подвергн\ты коэффициенты, используемые для расчета усилий от заводского дисбаланса роторной группы радиальных вентиляторов (0,05 для заводского и 0,15 для эксплуатационного дисбаланса). Однако при отсутствии в настоящее время необходимых экспериментальных данных в первом приближении можно использовать указанные выше значения коэффициентов с перспективой их дальнейшего уточнения.
Суммарный прогиб вала:
1
/ =
(3)
48 Е^
где Е - модуль упругости вала; 3 - момент инерции вала; - характеристические
коэффициенты, определяемые по выражениям </, = я, -(з/2 -4я,2); </2 =¿2 )•
Реакции подшипниковых опор:
Кл=г\л'Т\ + ггл1ъ ^
Кв - г\в • т\+ г2в' Т2>
где г\л~г2В - характеристические коэффициенты, определяемые по выражениям Г)} . ,
Ъ
Г2А= /I > Ъв
-а7
Таким образом, общее число характеристических коэффициентов, необходимых для полного расчета вала диаметрального вентилятора, составляет 10. Оки сохраняют свое значение при любой комбинации нагрузок, передаваемых на вал, »гго делает предложенный метод удобным для программной реализации.
Эпюра суммарных изгибающих моментов, получаемая в ре-
I ' зультате расчетов вала диаметрального вентилятора, выполненного по схеме рис. 1,6, имеет вид, показанный на рис.3. Следует
!т *
^111111111111111^
помнить, что правильный выбор компоновочной схемы установки
Рис.3. Эпюра суммарного изгибающего момента на валу диаметрального вентилятора
позволяет снизить суммарный изгибающий момент на валу вентилятора в рабочем режиме.
Дальнейшие расчеты валов на прочность и выносливость (определение изгибающих и крутящих моментов в сечениях,
шй в сечениях и запасов прочности, динамического коэффициента, учитывающего же прогиба при приближении к резонансной частоте, приведенных и растягивающих шй нагрузочного цикла, а также расчетного числа циклов работы вала до его разрушения) выполнять по известной методике для радиальных машин [2J, имея в виду, что степень жчности нагрузочного цикла главных валов диаметральных машин будет при этом ниже
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Беляев И.М. Сопротивление материалов. - М.: Наука, 1976. - 450 с.
2. Ковалевская В.И., Бабак Г.А.., Пак В.В. Шахтные центробежные вентиляторы. - М.: Недра. - 320 с.
3. Копачев В.Ф. Определение реверсивных аэродинамических характеристик радиально-шьных установок главного проветривания // Известия вузов. Горный журнал. - 1999. - Xsl-2. -
162
4. Тммухип С.А., Копачев В.Ф. О создании поверхностных комплексов центробежных главных )рны.х у становок без обводных каналов и переключающих ляд // Известия вузов. Горный жу рнал.
№7. -8. -С. 143-146.
622. 44
A.B. Сигошин, С.С.Шантарин, В.С.Марущак
АНАЛИЗ СТЕПЕНИ ВЛИЯНИЯ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ВАЛОВ ВЕНТИЛЯТОРОВ ГЛАВНОГО ПРОВЕТРИВАНИЯ
При детерминированном подходе к оценке выносливости валов шахтных вентиляторов главного проветривания (ВГП) учитываются следующие исходные факторы: фактическая загруженность, степень асимметричности нагрузочного цикла, уровень концентрации аапряженнй, материал вала, его диаметр и рабочие частоты вращения, степень поверхностной яоррозии, а также качество обработки поверхности.
Следовательно, зависимость допускаемого числа рабочих циклов главных валов вентиляторов является многофакторной, что вызывает необходимость установления степени влияния различных факторов на долговечность валов, а следовательно, и ВГП в целом.
Используем для этого главный двухопорный вал вентилятора ВЦД-47, имеющий конкретную рабочую нагружснность [3|, и следующие конструктивные характеристики: ват имеет переменное сечение (под ступицей рабочего колеса его диаметр составляет 700 мм, а в местах
