Рабочее колесо центробежного двухстороннего вентилятора
IMPELLER OF A CENTRIFUGAL DOUBLE-SIDED FAN

Изобретение относится к области машиностроения и может быть использовано в рабочих колесах центробежных вентиляторов, предназначенных для работы в запыленных средах.
Известно рабочее колесо центробежного нагнетателя по патенту США №2287853 от 30.06.1942 г., содержащее лопатки, покрывающие диски, кольца жесткости, зубчатый центральный диск с межлопаточными впадинами, одна сторона которой, выполненная по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки, сопряжена с другой свободной стороной по радиусу дуги окружности.
В отличие от заявляемого изобретения, в приведенном патенте конструкция центрального диска вентилятора двухстороннего всасывания выполнена с V- образными вырезом. Согласно патенту в рабочем колесе вентилятора удалена внешняя часть центрального диска до входной кромки лопатки, которая прилегает к передней поверхности рабочей лопатки. Основание V- образного выреза у входной кромки лопатки описано по радиусу, при котором не обеспечивается достаточная прочность центрального диска особенно в конструкциях вентиляторов с назад загнутыми рабочими лопатками. А это большинство дымососов и нагнетателей, которые подвержены интенсивному газоабразивному износу центральных дисков, лимитирующему долговечность этих машин.
Также известно рабочее колесо центробежного нагнетателя по патенту США №2653755 от 29.09.1953 г., содержащее лопатки, покрывающие диски, кольца жесткости, зубчатый центральный диск с межлопаточными впадинами, одна сторона которой, выполненная по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки, сопряжена с другой свободной стороной по радиусу дуги окружности.
В отличие от заявляемого изобретения, в основании V-образных вырезов выполнены уходящие внутрь центрального диска прорези, внутренние кромки которых выполнены по радиусам, для установки элементов футеровок, защищающих входную кромку лопаток от изнашивания. Однако такое техническое решение значительно снижает прочность центрального диска из-за увеличения нагрузок в основании зуба и большой концентрации напряжений у радиусной выкрутки малого размера. Для вентиляторов с назад загнутыми лопатками такое техническое решение неприменимо ввиду недопустимо высоких напряжений, возникающих в центральных дисках.
Также известно рабочее колесо центробежного двухстороннего вентилятора по а.с. СССР №534586, М. Кл. F04D 29/28, опубл. 05.11.76, бюл. №41, содержащее лопатки, покрывающие диски, кольца жесткости, зубчатый центральный диск с межлопаточными впадинами, одна сторона которой, выполненная по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки, сопряжена с другой свободной стороной по радиусу дуги окружности.
В отличие от заявляемого изобретения, в приведенном вентиляторе, впадины в центральном диске выполнены по радиусу. Сопряжение сторон, образующих вырезы в центральном диске, выполнены по двум радиусам, зависящим от величины шага вырезов t по внутреннему диаметру и равным r=(0,04-0,11)t и R=(0,12-0,13)t, т.е. стороны выреза очерчены эллипсом, меньшая дуга которого сопрягается с образующей лопатки, а большая - с противоположной стороной выреза на его внутреннем диаметре.
Однако в приведенной конструкции рабочего колеса отмечается снижение конструктивной прочности центральных дисков.
Наиболее близким аналогом, к заявляемому изобретению по совокупности признаков и достигаемому техническому результату, является рабочее колесо центробежного двухстороннего вентилятора по а.с. СССР №1036112, МПК F04D 29/28, от 26.03.80, содержащее лопатки, покрывающие диски, кольца жесткости, зубчатый центральный диск с межлопаточными впадинами, одна сторона которой выполненная по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки, сопряжена с другой свободной стороной, выполненной по форме ветви параболы.
2
В отличие от заявляемого изобретения в приведенном вентиляторе, сторона впадины центрального диска, со стороны противоположной лопатке, выполнена по параболе. При этом имеет место неопределенность в расположении параболы во впадине, в частности, ее фокуса на прямой, проходящей через входную кромку лопатки и ее центр кривизны, и оси параболы, что обусловило такую же неопределенность и погрешность фактических параметров конфигурации межлопаточной впадины и соотношений конструктивных параметров рабочего колеса. Вследствие чего, данным изобретением не достигнуто уменьшение воздействий знакопеременных нагрузок на зубчатый центральный диск и оптимальное снижение концентрации напряжений во впадине диска. Например, при прохождении прямой с лежащим на ней фокусом параболы, т.е. оси Y кривой через переднюю кромку лопатки имеет место перегиб - угол из-за неплавного сопряжения кривой, ответной профилю лопатки с ветвью параболы (см. фиг. 3, А.С. СССР №1036112). Как указано в описании к изобретению за указанным авторским свидетельством в этом месте образуется зона значительного комплексного концентратора напряжения. В результате чего, в подобной конструкции возникает зона чувствительная к колебаниям конструкции, что приводит к возникновению трещин в полотне центрального диска непосредственно перед входной кромкой лопатки. Таким образом, выполнение стороны впадины противоположной лопатке по плавно изменяющейся непрерывной кривой обеспечивает плавное, но недостаточное снижение напряжений в опасной зоне. Высокий уровень напряжений в основании впадины, объясняется эффектом концентрации напряжений, который зависит от различных конструктивных элементов, определяющихся аэродинамической схемой и конструкцией рабочего колеса: количеством лопаток, углом выхода, диаметром входа, радиусом выкрутки в основании впадины. При прочих равных условиях, определяющим фактором является не только величина радиуса сопряжения сторон впадины, но и конфигурация всей впадины от стороны ответной передней поверхности лопатки до верхней кромки выреза в центральном диске на внешнем диаметре D. Чем более плавной имеется кривизна стороны впадины противоположная рабочей поверхности лопатки, тем полнее используется материал остающейся части зуба, тем ниже концентрация напряжений во впадине и ниже нагрузки в центральном диске. Следовательно, выявление и установление оптимальной конфигурации межлопаточной впадины и соотношений конструктивных параметров рабочего колеса остается актуальным.
В основу изобретения поставлена задача, усовершенствовать рабочее колесо центробежного двухстороннего вентилятора, путем оптимизации конфигурации межлопаточной впадины и соотношений конструктивных параметров рабочего колеса, уменьшить воздействие знакопеременных нагрузок на зубчатый центральный диск и концентрацию напряжений во впадине диска, и за счет этого повысить конструктивную прочность и долговечность рабочего колеса.
2
в
2
2
0
2
в
0
CP
2
2
2
Задача решена тем, что в рабочем колесе центробежного двухстороннего вентилятора содержащем лопатки, покрывающие диски, кольца жесткости, зубчатый центральный диск с межлопаточными впадинами, одна сторона которой, выполненная по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки, сопряжена с другой свободной стороной, выполненной по форме ветви параболы, по дуге окружности, согласно изобретению, дуга окружности сопряжения сторон впадины выполнена радиусом r=0,0088 D, касательной к окружности D, концентричной окружности D и к стороне выполненной по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки, где D - внешний диаметр рабочего колеса, D - диаметр расположения входной кромки лопатки концентричный D, D - внутренний диаметр впадины взятый (1,04-1,16)D, густота лопаточной решетки  взята равной (1,4-2,5), где  - длина лопатки, t - расстояние между лопатками на среднем диаметре  при этом периферийная часть свободной стороны межлопаточной впадины, на внешнем диаметре рабочего колеса D выполнена на расстоянии α=0,007 D, от тыльной стороны лопатки, ветвь параболы выполнена согласно ниже приведенным в таблице значениям координат X и Y взятым в соотношении к D,
ось симметрии Y ветви параболы проходит через центр дуги окружности сопряжения радиусом r, а вершина параболы сопряжена с этой дугой окружности в точке ее пересечения с упомянутой осью симметрии.
2
в
2
2
0
2
в
0
CP
2
2
2
в
Благодаря тому, что дуга окружности сопряжения сторон впадины выполнена радиусом r=0,0088 D, касательной к окружности D, концентричной окружности D, и к стороне выполненной по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки, где D - внешний диаметр рабочего колеса, D - диаметр расположения входной кромки лопатки концентричный D, D - внутренний диаметр впадины взятый (1,04-1,16) D, густота лопаточной решетки  взята равной (1,4-2,5), где  - длина лопатки, t - расстояние между лопатками на среднем диаметре  при этом, периферийная часть свободной стороны межлопаточной впадины, на внешнем диаметре рабочего колеса D выполнена на расстоянии α=0,007 D, от тыльной стороны лопатки, ветвь параболы выполнена согласно ниже приведенным в таблице значениям координат X и Y взятым в соотношении к D, достигнута оптимизация конфигурации межлопаточной впадины и соотношений конструктивных параметров рабочего колеса. Это позволило плавно, без перегибов соединить сторону ответную по форме рабочей лопатки с противоположной стороной впадины. Также, разместить основу впадины на диаметре D=(1,04⋅1,16), и изменить густоту лопастной решетки  от 1,4 до 2,5, что позволило врезать лопатку в центральный диск на минимально необходимую величину. Благодаря чему, достигнуто плавное изменение жесткости от лопастной решетки к центральной части несущего диска. Также, достигнуто значительное снижение нагрузок на элементы рабочего колеса вентилятора, и как следствие, повышения его конструкционной прочности и долговечности.
Сущность изобретения поясняется чертежами, где на:
фиг. 1 - приведен общий вид рабочего колеса центробежного двухстороннего вентилятора;
фиг. 2 - общий вид рабочего колеса центробежного двухстороннего вентилятора в разрезе по оси;
фиг. 3 - фрагмент зубчатого центрального диска с межлопаточными впадинами.
2
в
2
2
0
2
в
0
CP
2
2
2
Рабочее колесо центробежного двухстороннего вентилятора содержит, лопатки 1, покрывающие диски 2, кольца жесткости 3, зубчатый центральный диск 4 с межлопаточными впадинами 5, одна сторона 6 которой выполнена по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки 1 и сопряжена с другой, свободной стороной 7 выполненной по форме ветви параболы. Свободная сторона 7, упомянутой межлопаточной впадины 5 центрального диска 4 сопряжена со стороной 6 ответной по форме рабочей поверхности лопатки 1 по дуге окружности 8. Дуга окружности сопряжения сторон 8 впадины 5 выполнена радиусом, r=0,0088 D, касательного к окружности D , концентричной окружности D, и к стороне 6 выполненной по форме ответной форме рабочей поверхности лопатки 1, где D - внешний диаметр рабочего колеса, D - диаметр окружности расположения входной кромки лопатки 1 концентричной D. Внутренний диаметр впадины (D) взят в пределах (1,04-1,16) D. Густота лопастной решетки  взята равной (1,4-2,5), где  - длина лопатки t - расстояние между лопатками на среднем диаметре . Периферийная часть свободной стороны 7 межлопаточной впадины 5, на внешнем диаметре рабочего колеса D выполнена на расстоянии α=0,007 D, от тыльной стороны лопатки 1. Ветвь параболы свободной стороны 7 впадины 5 выполнена согласно значениям координат X и Y взятым в следующем соотношении к D.
Ось симметрии Y ветви параболы проходит через центр дуги окружности 8 радиусом r, а вершина параболы соединена с этой дугой окружности 8 в точке 9 ее пересечения с упомянутой осью симметрии.
max
Центробежные вентиляторы МДР-30000 и HP-32500SW были испытаны в промышленных условиях на Криворожском северном горнообогатительном комбинате. В результате испытания установлено следующее. Максимальное напряжение во впадине центрального диска в центробежном вентиляторе МДР-30000, выполненном согласно изобретению по а.с. СССР 1036112 составляет σ=576,4 МПа.
max
Максимальное напряжение во впадине центрального диска в центробежном вентиляторе HP-32500SW, выполненном согласно заявляемому изобретению составляет σ=393,49 МПа.