Научные направления и разработки кафедры горной механики

для бурения скважин в подземных условиях. Кафедральный дисплейный класс пополнился пятью новыми компьютерами. Использование ЭВМ в процессе обучения студентов позволяет сократить время усвоения теоретических вопросов, развивать творческие способности студентов при решении проектно-конструкторских задач, умение анализировать экономические последствия принимаемых технических решений на всех уровнях проектирования и создания машин.

В последние годы активизировалась работа кафедры по изданию учебной литературы как по дисциплинам кафедры, так и по дисциплинам, читаемым для студентов других кафедр академии:

В.А.Масленников. Проектирование горных машин (конструирование, моделирование, оптимизация, управление). Алгоритм творческого процесса конструктора (8.1 печ.л.).

В.И.Сайтов, Н.В.Савинова, В.С.Шестаков. Проектирование металлоконструкций горных машин (10,4 печ.л.).

Н.М.Суслов. Ю.А.Лагунова. Проектирование гидроцилиндров (5.0 печ.л.).

В.С.Шестаков. Расчет параметров горных машин на ЭВМ (10,9 печ.л.).

В.С.Шестаков. Расчет параметров горных машин средствами Excel (5,0 печ.л.).

А.П.Комиссаров. Н.М.Суслов. Д.К Тургель. "Горные машины для разработки рудных месторождений" ( 6.5 печ.л).

К.П.Порожский в составе творческого коллектива Уралмашзавода участвует в подготовке к изданию справочника по нефтебуровому оборудованию; П.А.Касьяновым и Л.А.Гавриловой подготовлено к изданию учебное пособие "Проектирование и конструирование узлов талевой системы" (6.0 печ.л. ). П.А.Касьянов готовит к изданию учебник «Проектирование горных машин».

Все вышеизложенное свидетельствует о высоком потенциале кафедры, который должен быть использован дня решения сложных задач высшей школы и горного машиностроения.

НАУЧНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ И РАЗРАБОТКИ КАФЕДРЫ ГОРНОЙ МЕХАНИКИ

Заведующий кафедрой ГМ профессор КОСА РЕВ Н. П.

Основные тенденции, определяющие современную технико-экономическую ситуацию на уральских горнодобывающих предприятиях, заключаются в становлении рыночных отношений, характерным для которых является проблема энергосбережения, и в снижении эксплуатационной надежности горношахтного оборудования (особенно крупного) вследствие его значительного старения. Данные тенденции нашли свое отражение в тематике научных исследований кафедры горной механики УГГГА. отмечающей в 2002 году свое 70-летие.

На кафедре предложен и обоснован новый подход к оценке экономической эффективности режимов эксплуатации рудничных турбоустановок. основанный на комплексном рассмотрении системы турбомашина-сеть. Установлено, что снижение сопротивления сети, несмотря на

148

снижение при этом КПД турбомашины, повышает энергетическую эффективность турбоустановки в целом за счет более значительного синхронного увеличения КПД сети. Подход обеспечивает объективную оценку энергетики турбоустановок, так как он учитывает потери энергии во всех элементах установок, включая их внешние сети, играющие значительную роль в энергопотреблениии установок. В соответствии с ним и должны обосновываться наиболее энергосберегающие режимы эксплуатации главных вентиляторных, водоотливных и турбокомпрессорных установок шахт и рудников и разрабатываться соответствующие мероприятия по их реализации.

Рассмотрим сущность данного подхода для турбоустановок с совместным включением турбомашин. Такие установки представляют собой сложные электромеханические и аэрогидродинамические комплексы, оценка энергетической эффективности которых должна осуществляться только на основе системного подхода, что предполагает использование соответствующих обобщенных (интегральных) показателей.

Одним из таких показателей является общий коэффициент полезного действия рудничной турбоустановки, позволяющий оценивать ее как целостную систему. При этом процесс электропотребления установок понимается как процесс преобразования электрической энергии в гидравлическую при подключении приводов турбоагрегатов к системам электроснабжения.

Рассмотрим две принципиально отличающиеся схемы параллельного включения насосных агрегатов шахтных водоотливных установок. Для одной из них общий поток энергии, подведенной от электроэнергосистемы (ЭЭС), распределяется по числу направлений, равному числу включенных насосных агрегатов (рис.1). При этом общая полезная гидравлическая мощность потока энергии

п /=1

где п - число потоков энергии (число включенных насосных агрегатов); Л' - полезная гидравлическая мощность i-ro потока энергии.

Следовательно, общий КПД водоотливной установки с параллельным включением насосных агрегатов

%=ÎNJN„

1=1

где .V,- мощность электрической сети (на шинах питающей электрической полстанции).

Согласно [1], мощность N, может быть выражена через мощности Nui и соответствующие им КПД г| отдельных направлений потоков энергии (цепи последовательно соединенных блоков) следующим образом:

"пп

п«

где 11|. I] 2. Лп- КПД отдельных направлений потоков энергии.

Полезная мощность ¡-го потока энергии водоотливной установки

где - расход воды через ¡-й трубопроводный став; р- плотность щахтной воды, #г, Ня -

геодезическая высота нагнетания и динамический напор в трубопроводе

С учетом

. ._. Л/л ,

—и—

ои—сз

N.

-га—-и

о—-и

Рис. 1. Схемы параллельного включения насосных агрегатов

Поу =

/-1

(я. + яа^-а, •

Пп

Для схемы параллельного включения насосных агрегатов на общий трубопроводный став

П,п =

я,й + я2е2+ +я„а

Ъ Ъ Пп

где Ни Я'~ напор и подача /-го насоса; = Л> Лпри! Л*1 ; Л2= Л> Л-ф2 Лн2 ; Лп = Л> Лпрп Л-

Из формул (5) и (6) следует, что энергетическая эффективность насосных установок с параллельным включением насосов в значительной степени зависит от схемы их включения. Апробация формул на примере водоотливной установки с тремя параллельно работающими насосами ЦНС-300-120 (высота водоподъема 100 м, внутренний диаметр трубопроводных ставов 203 мм) показала, что общий КПД установки для схемы включения (см. рис. 1 ,а) составляет 0,55, а для схемы включения (см.рис. 1,6)- 0,38.

Для оценки общего КПД многоступенчатой схемы водоотлива из п последовательно соединенных установок может быть использована формула

и

Формула (7) свидетельствует о существенном снижении энергетической эффективности шахтного водоотлива при переходе от одноступенчатой к многоступенчатым схемам.

В практике эксплуатации стационарных компрессорных установок горных предприятий наиболее распространенной является схема параллельного включения компрессорных агрегатов на общий трубопровод сжатого воздуха. Отсюда общий КПД стационарной компрессорной установки:

П„у =

IX

^ Пх п2 "' Пп

• Птр  Ппп.

где - полезная мощность /-го компрессора; т^; - КПД трубопровода сжатого воздуха и пневмоприемников[2]; л, = Лпр1 Л «ь Л2= Л^ ЛпР2 Л й; Л" = Л> Лпр« Л«..

где Ли Л« - КПД компрессоров без учета возможности утилизации тепла, отводимого от сжатого воздуха [2].

Таким образом, оценка энергетической эффективности рудничных турбоустановок с совместным включением турбоагретив, выполненная с использованием предложенных формул, позволит учитывать все многообразие факторов, в том числе и схем совместного включения турбоагрегатов, что целесообразно с точки зрения энергосбережения как на стадии проектирования или реконструкции установок, так и их эксплуатации.

Транспортирование сжатого воздуха от компрессорной станции до шахтных пневмоприемников осуществляется по сложным, длинным и разветвленным трубопроводам. При этом происходят значительные энергетические потери за счет гидравлических сопротивлений.

температурных изменений, колебаний давления в питающих сетях и за счет утечек сжатого воздуха.

Отсюда становится очевидным, что наибольшие энергетические затраты и материально-технические ресурсы при исгользовании пневматической энергии приходятся на производство и транспортирование сжатого воздуха. Учитывая это и перспективы применения пневматической энергии в уральской горнодобывающей промышленности, следует особое внимание уделять энергосбережению, как при производстве, так и при транспортировании сжатого воздуха.

Пневматическую установку можно считать однородной термодинамической системой, для которой рабочим телом, т.е. веществом, способным воспринимать и отдавать теплоту, а также совершать работу, является атмосферный воздух. ^

Физическое состояние этого рабочего тела может быть полностью определено, если известны величины, характеризующие его состояние, которые называются термодинамическими параметрами состояния. К ним относятся: давление Р, температура Т и удельный объем </ = У/М, т.е. объем единицы массы М. Эти параметры связаны между собой определенной аналитической зависимостью, которая называется уравнением идеального ^ 'а и имеет следующий вид:

рУ^ЯТ,

где Л- удельная газовая постоянная, зависящая от природы вещества.

ШОУ,

Рис. 2. Экоергетическая диаграмма шахтной компрессорной установки: I - 50 % - потери в компрессорных агрегатах; 2 - 37 % - потери при транспортировании; 3 - 10 % - потери в пневмоприемниках

При исследовании компрессорных установок и их элементов возникает необходимость определения величины теоретической максимальной полезной работы, которую можно получить в различных условиях от рабочего тела - сжатого воздуха. Для этого используется понятие

эксергии. или работоспособности термодинамической системы, представляющей собой максимальную полезную работу, которую система производит при обратимом переходе в состояние полного равновесия с окружающей средой, в нашем случае - с атмосферой.

Эксергия в этом случае может быть определена по формуле

Э = Ь0-р0х{К-К\

где 10 - внешняя работа процесса; У\ - начальный и конечный объемы газа; р0 - атмосферное давление.

На рис. 2 показана энергетическая диаграмма шахтной компрессорной установки для некоторого среднего состояния ее элементов.

Как видно из диаграммы, потери эксергии в компрессорных агрегатах установки составляют около 50 %. а 37 % теряется при транспортировании сжатого воздуха.

В табл.1 и 2 приведены полученные В.А.Мурзиным осредненные данные о потерях эксергии на шахтных компрессорных станциях, оборудованных соответственно поршневыми и турбинными агрегатами [2].

Как видно из этих таблиц, на долю механических и внутренних потерь поршневого компрессора приходится более 15 %. Учитывая, что потери в клапанах составляют до 40 % полезной индикаторной мощности, совершенствование воздухораспределительных органов и самой системы воздухораспределения в целом является существенным резервом энергосбережения при производстве сжатого воздуха поршневыми компрессорами.

Что касается турбокомпрессоров, то здесь почти 18 % приходится на аэродинамические потери во всех секциях рабочих колес. Поэтому аэродинамическое совершенство рабочих колес, диффузоров и обратных направляющих аппаратов является важным резервом энергосбережения при производстве сжатого воздуха турбокомпрессорами.

Одним из существенных резервов повышения эффективности компрессорных агрегатов как поршневого, так и центробежного типов является утилизация отводимого от сжатого воздуха тепла. Так. для поршневых компрессоров на это тепло затрачивается более 23 % энергии, расходуемой на получение сжатого воздуха, а для турбокомпрессоров - более 15 %.

И, наконец, пневматические сети являются обычно местом наибольших потерь энергии при эксплуатации компрессорных установок, поэтому вопросы энергосбережения при транспортировании сжатого воздуха - непременное условие эффективной работы компрессорных установок.

Для реализации данных проблем, направленных на энергосбережение как при производстве, так и при транспортировании сжатого воздуха, предлагается ряд мероприятий, являющихся результатом научных исследований на кафедре горной механики УГГГА.

Таблица 1

Потери эксергии на шахтных компрессорных станциях, оборудованных поршневыми агрегатами

Доля эксергии.

Виды потерь расходуемой на

получение сжатого

воздуха. %

Расход на вспомогательные нужды 4,0

Потери в приводном двигателе 3.5

Механические потери в компрессоре 7,2

Внутренние, учитываемые индикаторным КПД потери в ЦНД 5,0

Внутренние, учитываемые индикаторными КПД потерн в ЦВД 3,0

Тепло, отводимое:

от ЦНД. и дросселирование во всасывающем тракте 6,7

компрессорной установки; 6,2

от ЦВД, и дросселирование в нагнетательном тракте (до

коллектора или воздухосборника) компрессорной установки;

в ПВО 6.8

в КВО 3.6

ИТОГО 46.0

Примечание ЦНД - цилиндр низкого давления; ЦВД - цилиндр высокого давления: ПВО - промеж>точный воздушный охладитель; КВО - концевой воздушный охладитель

Таблица 2

Потери эксергии на шахтных компрессорных станциях, оборудованных турбокомпрессорнымн агрегатами

Вилы потерь Доля эксергии. расходуемой на получение сжатого воздуха. %

Расход на вспомогательные нужды 2.0

Потери в приводном двигателе 4.0

Механические потери в компрессоре и мультипликаторе 5.0

Аэродинамические потери в 1 секции рабочих кслес 8,4

Тепло, отводимое в первом ПВО 4,7

Аэродинамические потери во II секции рабочих колес 3.8

Тепло, отводимое во втором ПВО 5.5

Аэродинамические потери в III секции рабочих колес 5.6

Тепло, отводимое в КВО 5,0

Утечка сжатого воздуха через дум мне 3.0

ИТОГО 47.0

Что касается системы воздухораспределения поршневых компрессоров, то только замена кольцевых и дисковых клапанов на прямоточные уменьшает расход электроэнергии на 10-13 % (3]. Но поскольку сами клапаны являются основным элементом, влияющим на расход электроэнергии, то предлагается бесклапанный поршневой компрессор [4], в котором цилиндр установлен в корпусе с возможностью возвратно-поступательного перемещения, а поршень неподвижен. При

Ыем для воздухораспределения используются отверстия в корпусе и каналы в цилиндре, которые, Ьовмещаясь. осуществляют соответственно процессы всасывания или нагнетания.

Экономичность работы компрессоров зависит во многом и от системы охлаждения. При этом большая часть энергии, затрачиваемая на сжатие воздуха, переходит в тепло, которое рассеивается в окружающей атмосфере. При утилизации этого тепла общий КПД пневматической установки увеличивается. Для практической реализации была разработана, изготовлена, смонтирована и испытана охлаждающе-утилизационная установка для оппозигного поршневого компрессора 4М10-100/8, которая одновременно выполняет функцию охладителя нагретой воды, выходящей из системы охлаждения компрессора, являющейся первичным теплоносителем, и утилизатора теплоты этой воды за счет нагрева холодной воды, являющейся вторичным теплоносителем [5].

Экономичность и безопасность работы поршневого компрессора зависят от системы смазки, так как смазка является концентрацией органических веществ. Кроме того, из-за образования нагаромасляных отложений на стенках рубашек цилиндров и трубок холодильников системы охлаждения не обеспечивают необходимое охлаждение сжатого воздуха. Для устранения этих недостатков предлагается перевести компрессоры на режим работы без смазки цилиндров и сальников (6). Дтя реализации этого предложения необходимо опорные сегменты, уплотнительные кольца поршней и сальников делать из самосмазывающегося материала, например антифрикционной композиции Ф4К20, выполненной на основе фторопластов.

Весьма перспективным является способ аккумулирования пневматической энергии в гидропневматических аккумуляторах. позволяющий значительно уменьшить расход электрической энергии на выработку сжатого воздуха.

Гидропнсвматический аккумулятор (ГПА) представляет со5ой две горные выработки (камеры), расположенные на различных горизонтах. Нижняя пневиокамера предназначена лля вмещения и хранения в течение определенного времени сжатого воздуха, находящегося под постоянным давлением. Постоянное давление в пневмокамерс поддерживается поступающей в нее из гидрокамеры водой по соединительному трубопроводу или скважине.

Назначение ГПА - компенсация неравномерности потребления сжатого воздуха шахтными пневмоприемниками. Кроме того, в ГПА создается запас сжатого воздуха, расходуемый потребляющими агрегатами в часы кпик» или кратковременной остановки компрессоров. ГПА выполняет также роль автоматического регулятора давления сжатого воздуха в воздухораспределительной сети, выравнивая давление и поддерживая его постоянным.

Кроме вышеуказанных задач. ГПА может быть эффективно использован при планировании рациональных режимов работы компрессорных установок в условиях ограничения электропотребления [7]. Для этого требуется строить ГПА. вместимость камер которого обеспечивает отключение компрессоров в периоды утреннего и вечернего максимума электрической нагрузки соответствующей энергосистемы.

Таким образом, разработки кафедры, связанные с производством и транспортирование* сжатого воздуха, позволяют значительно снизить расход электроэнергии и смазочных материалов компрессорными установками, что, в конечном итоге, будет влиять на технико-экономические показатели всего горного предприятия.

На кафедре выполнен комплекс исследований по развитию теории прогноза и оценки предельного технического состояния горно-шахтного оборудования (ГШО), остаточного ресурса эксплуатации стационарных машин, например вентиляторов главного проветривания.

Многообразие действующих факторов и условий обоснования параметров, проектирования, изготовления и, в особенности, эксплуатации шахтных вентиляторов главного проветривания (ВГП) предопределяет соответствующие подходы к прогнозу их предельного технического состояния (ПТС). Очевидно, что он должен выполняться на основе учета всех наиболее значимых факторов по основным узлам вентиляторов, определяющим их надежность, долговечность и ремонтопригодность. При этом простые узлы и детали, легко заменяемые или восстанавливаемые при ремонтах, не следует принимать во внимание, так как они не оказывают значительного влияния на остаточный ресурс вентиляторов. К ним относятся, например, кожуха, входные коробки и т.п. Необходимым условием обеспечения достаточно достоверного прогноза предельного технического состояния ВГП является также поддержание вибрационного уровня вентиляторов в границах, обусловленных эксплуатационными нормами, что связано, в первую очередь, с обеспечением непрерывного контроля вибрации их подшипниковых опор.

Очевидно, что оценка и прогноз ПТС шахтных ВГП наиболее акгуальны на завершающем этапе эксплуатации вентиляторных установок, характеризующемся наиболее интенсивным износом. Таким образом, прогноз ПТС вентиляторов связан непосредственно с прогнозом развития износовых явлений в их основных узлах.

На основе анализа последствий аварийных ситуаций на главных вентиляторных установках рудных и угольных шахт установлен следующий ранжированный по степени тяжести аварий ряд основных узлов вентиляторов: коренные (главные) валы, подшипниковые узлы, рабочие колеса, направляющие (спрямляющие) аппараты, трансмиссионные валы и соединительные муфты.

С учетом этого ряда рассмотрим прогноз износовых явлений, прежде всего, в наиболее значимых узлах вентиляторов, к основным видам изнашивания которых относится усталостное, абразивное и коррозионно-мсханическое.

При этом прогноз ПТС вентиляторов по фактору установленного износа коренных валов может быть выполнен следующим образом [8].

На основе анализа фактического на гружен ия валов на весь период их эксплуатации с учетом асимметричности нагрузочного цикла и коррозионного износа поверхности определяются действительные параметры напряжений и общее расчетное число циклов до разрушения вала по фактору выносливости 10'",

л/7 = 14—7-т-Z--,

о •or 4 '

ь o^ p - максимальное растягивающее напряжение асимметричного цикла; о.| - предел осливости материала вала, при изгибе с учетом коррозии; о.|/ог- коэффициент, учитывающий асимметричность цикла.

Отсюда прогнозное число циклов допустимой эксплуатации ВГП (остаточный ресурс) по ©актору усталостной прочности главного вала

10"

^пр = 7 \ ~ ' С12)

F

где - фактическое число отработанных циклов работы вала с момента пуска вентилятора в эксплуатацию.

2ф = 1440и/ф/,

где п - частота вращения вала, мин /ф - среднее значение фактического числа рабочих суток вентилятора в течение года (с учетом резервирования); / - количество лет работы вентилятора с момента пуска его в эксплуатацию.

При этом отрицательное значение величины Znp, означает, что вентилятор эксплуатируется с превышением своего расчетного остаточного ресурса (по рассматриваемому фактору).

Искомое время дальнейшей допустимой эксплуатации ВГП по фактору усталостной прочности главного вала

7

. _ _^ пр_

пр "

где /ф - среднее запланированное число рабочих суток вентилятора в течение года в прогнозируемом периоде (с учетом резервирования).

Аналогичным образом прогноз ПТС шахтных ВГП может быть определен и по фактору усталостного износа подшипников на основе расчетов их номинальной долговечности [9]. При этом дополнительным фактором может служить фактический износ коренных подшипников, контролируемый величиной радиального зазора между роликом и наружным кольцом подшипника. При условии правильного монтажа и отсутствии внешних признаков неисправности радиальный зазор является основным браковочным признаком для подшипников.

В технических характеристиках на подшипники (сферические двухрядные подшипники качения) приводятся начальные радиальные зазоры (Ан) и наибольшие допускаемые (Лд). На основе этих данных определение допустимого срока дальнейшей службы подшипника может быть

осуществлено посредством расчета прогнозного срока достижения параметром И своего наибольшего допускаемого значения, что предлагается реализовать следующим образом.

На момент исходного обследования всех узлов ВГП замеряется фактическое значение радиального зазора в подшипниках (Аф) и определяется увеличение зазора (ДА) в сравнении с начальным значением (Ли):

ДЛ = Лф-Л„ .

Здесь в расчет принимается среднее значение Ьн, взятое из технической характеристики подшипника (при отсутствии данных о фактическом начальном зазоре, замеренном после посадки подшипника на вал).

Определяется среднее значение линейной скорости увеличения радиального зазора в течении времени, предшествующего обследованию ВГП.

к3 = —, С6)

/ф

где /ф - фактическое время эксплуатации подшипникового узла от момента пуска его в работу до момента обследования.

Определяется допускаемое увеличение радиального зазора Д Ля, в сравнении с фактическим значением Аф:

АЛД =Лд-Лф .

Отсюда искомый допускаемый (прогнозный) срок дальнейшей эксплуатации подшипниковых узлов (остаточный ресурс ВГП по фактору физического износа коренных подшипников):

АЛл

'пр = 1Г"-

Дальнейшее развитие методов прогноза ПТС шахтных ВГП диктует необходимость перехода к экспериментально-теоретическим методам с широким использованием средств математического имитационного моделирования, что предполагает первоначальное установление зависимостей показателей надежности вентиляторов от их технического состояния. Посредством имитационного моделирования возможно получение статистических характеристик случайной функции всех нагрузок на элементы ВГП. Отсюда становится возможным определение показателей качества и остаточного ресурса основных узлов и элементов вентиляторов, а также оценка различных конструктивных мероприятий по улучшению показателей или увеличению надежности. Особенностью имитационной системы является учет всех значимых факторов и их адекватное математическое описание. Таким образом, увеличение точности прогноза ПТС и технических характеристик ВГП возможно на основе прямого модельного определения изменения характеристик нагруженных элементов вентиляторов в процессе их разработки и эксплуатации.

В работе [10] выполнен анализ влияния различных факторов на долговечность валов яторов главного проветривания. Были рассмотрены такие конструктивные и уатационные факторы, как: фактическая нагруженность, степень асимметричности узочного цикла, уровень концентрации напряжений, рабочие частоты вращения и др. На овании полученных результатов можно сделать вывод, что осуществлять регулирование бежных вентиляторов выгоднее изменением частоты вращения рабочего колеса (т.к. это увеличивает долговечность вала). На рис. 3 представлен блок нагружения вала, соответствующий суточному графику подачи воздуха. Проведя обработку данного блока, получаем значительное увеличение допустимого числа циклов работы вапя до разрушения (за цикл работы принят один оборот вала на 360°), по сравнению с детерминированным способом расчета.

Рис.3. Приведенный блок нагружения вала, соответствующий суточному графику подачи воздуха

В связи с изложенным рассмстрим некоторые особенности прочностных расчетов валов шахтных радиально-диаметральных вентиляторов.

Рассмотрим две наиболее вероятные расчетные схемы нагружения валов вентиляторов, использующих диаметральный принцип (рис. 4). Схема, приведенная на рис. 4м, соответствует аэродинамической схеме радиального вентилятора барабанного типа, работающего без спирального корпуса (реверсивный режим работы радиально-диаметральной вентиляторной установки главного проветривания). В таком режиме изменяются направления и значения поперечных аэродинамических сил, действующих на главный вал машины. Эти силы обусловлены действием реакций струй выходящего со скоростью с, потока воздуха на лопасти рабочего колеса (рис. 5), а также разностью давлений Р\ и Р-> со стороны всасывания и нагнетания вентилятора

соответственно. Суммарная аэродинамическая сила 7*1, 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 соответствует 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.

Схема, приведенная на рис. 4, б соответствует аэродинамической схеме диаметрального вентилятора. Ее отличительной особенностью является то, что нагрузки, возникающие в роторной группе, передаются от колеса на вал в двух плоскостях (1 и 2), проходящих по центрам тяжести сечений переднего и заднего дисков рабочего колеса. Из-за большой ширины лопаток рабочего колеса диаметральных вентиляторов (/>>Д?) сечения 1 и 2 располагаются на значительном расстоянии, что обуславливает иной подход к расчетам таких валов на прочность и выносливость, отличающийся от принятого в настоящее время для их ближайших аналогов - главных валов радиальных машин.

Наиболее приемлемым методом расчета изгибающих моментов и прогибов валов, а также реакции подшипниковых опор в этом случае, на наш взгляд, является метод, в основе которого лежит использование характеристических коэффициентов. В соответствии с ним изгибающие моменты от нагрузок, передаваемых на вал диаметрального вентилятора, в сечениях 1 и 2 составят:

где Г,; 7\ - суммарные нагрузки, передаваемые на вал в сечениях 1 и 2: ти-т22 -характеристические коэффициенты, определяемые по следующим выражениям (см. рис.4.б):

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.

А/, = Тх /и,, + Т2пц2; Л#2 = Т^  т2, + Т2  ш22,

При расчете сил тяжести массу рабочего колеса следует считать разложенной поровну на сечения 1 и 2, а массу вала, приходящегося на каждое сечение, следует определять по формулам 4ся. рис.4,6):

ти\ - Я в '

Д. +(аг-а,).

т

н 2

(а2-Д,)+(/-а2) 2

где ,тв2 - масса вала, приходящаяся соответственно на сечение 1 и 2; - масса одного погонного метра вала.

Ввиду существенных конструктивных отличий рабочих колес диаметральных и центробежных машин соответствующей корректировке должны быть подвергнуты коэффициенты, используемые для расчета усилий от заводского дисбаланса роторной группы радиальных вентиляторов (0,05 для заводского и 0,15 для эксплуатационного дисбалансов). 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

/ =

48•£ У

где Е - модуль упругости вала; У - момент инерции вала;

- характеристические коэффициенты, определяемые

по выражения; с1\ = а\  (з/2 - 4а\)(1г - Ь2  (з/2 - 4Ь]). Реакции подшипниковых опор: Кл = г\лТ\+г1АТ2, Кв = 1\В'Т\+Г2вЪ.>

где Г\А— Г1В - характеристические коэффициенты, определяемые по выражениям

/77 77

/77 У?

а;

°3

А

/771V;

/77

Рис. 4. Расчетные схемы нагруження главных валов диаметральных вентиляторов с одним (а) и двумя (б) коренными дисками рабочего колеса

шш*\/х г»***/ Пв = Ьу{;

/ '

Таким образом. общее число характеристических коэффициентов, необходимых для полного расчета вала диаметрального вентилятора, составляет 10. Они сохраняют свое значение при любой комбинации нагрузок, передаваемых на вал. что делает предложенный метод удобным для программной реализации.

Таким образом, основные научные направления кафедры.

полученные результаты исследований и разработок создают Рис. 5. Аэродинамическая

составляющая поперечной необходимую базу для обоснования наиболее энергосберегающих

силы -

режимов эксплуатации рудничных турбоустановок, оценки и

прогнозирования их технического состояния, совершенствования

методов прочностных расчетов элементов установок.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учеб. для вузов. - 4-е изд. перераб. и доп. -М.: Наука. 1988. -640 с.

2. Цейтлин Ю.А., Мурзин В.А. Пневматические установки шахт.- М.: Недра. 1985. - 350 с.

3. Литовский Е.И. Потоки энергии и эксергии. - М: Наука. 1988. - 142 с.

4. A.c. -V; 1550212. СССР. Поршневой компрессор / Жилябин В.Б.. Миняев Ю Н. Опубл. в Б.И. -1990.-Ks 10.

5. Миняев Ю.Н., Мних Н.Г. Охлаждающе-утилизационная установка для стационарных поршневых компрессоров // Цветная металлургия. - 1988. - №3. - С.59-61.

6. Миняев Ю.Н., Хололников Ю.В. Перевод поршневых компрессоров на режим работы без смазки II Информационный листок № 410-91. - Свердловский центр НТИ, 1991. - 3 с.

7. Исрапнлов Р.Б., Миняев Ю.Н., Хронусов Г.С. Планирование режимов работы компрессорных установок в условиях ограничении электропотребления // Изв. вузов. Горный журнал. - 1991. - №6. - С. 103-108.

8. Косарев Н.П., Тимухин С.А., Сигошин A.B., Марушак ВС. О прогнозе предельного технического состояния шахтных вентиляторов главного проветривания // Изв. Уральской государственной горно-гкологической академии. Сер.: Горная электромеханика. - 2000. - Вып. >29. - С. 189-192.

9. Ковалевская В.Н., Бабак Г.А., Пак В.В. Шахтные центробежные вентиляторы. - М.: Недра . 1976.-320 с.

10. Сигошин A.B., Шантарин С.С., Марушак B.C. Анализ степени влияния различных факторов на долговечность валов вентиляторов главного проветривания // Изв. УГГГА. Сер.: Горная электромеханика. - 2001. - Вып. 12. - С.63-69.