Научные основы и разработка ряда реверсивных осевых вентиляторов главного проветривания шахт

КАФЕД І>1

ия^у о: ;рана труда»

_|_ _|_ рименяемая на

территории России шахтная вентиляционная техника создавалась, когда проблемы экономической эффективности не были приоритетными, а стоимость электроэнергии, расходуемой на вентиляцию шахт, находилась в пределах 0,6 - 1 %. Поскольку проблеме эксплуатационной

экономичности шахтных вентиляторов и главных вентиляторных установок (ГВУ) не уделялось должного внимания, их общий КПД с учетом потерь в каналах и электроприводе находится в пределах 0,27 - 0,37, т.е. около 70 % потребляемой на вентиляцию электроэнергии теряется.

В результате роста стоимости электроэнергии коренным образом изменилось соотношение статей затрат в себестоимости добываемого полезного ископаемого. Например, по некоторым угольным шахтам Кузбасса в 1997 году в себестоимости добываемого угля доля расходуемой электроэнергии достигала 29 %, а потери электроэнергии на ГВУ обусловили её рост примерно на 20%.

Кроме того, необходимо отметить низкую надежность ГВУ, оборудование которых до недавнего времени изготавливалось в основном на заводах Украины. В последнее время предприятия России начали освоение производства горношахтного оборудования, в том числе крупных осевых вентиляторов для главного проветривания шахт.

Рост доли затрат на электроэнергию в себестоимости добычи полезных ископаемых и требования повышения безопасности подземных работ диктуют необходимость создания нового ряда реверсивных и регулируемых на ходу осевых вентиляторов, покрывающих поле вентиляционных режимов с высоким КПД.

В настоящем докладе обсуждаются теоретические основы и рекомендации по проектированию ряда вентиляторов со сменными и поворотными на ходу лопатками рабочего колеса.

Поле требуемых вентиляционных режимов для разрабатываемого ряда вентиляторов, исходя из опыта эксплуатации и задания на проектирование, ограничено пределами по давлению от 100 до 500 даПа, по производительности от 50 до 650 м3/с. С учетом требований к реверсированию и особенностей конструирования поворотно-лопастных РК целесообразно использовать аэродинамические схемы с сдвоенными на ходу лопатками при традиционных подходах к выбору размера втулок, густоты решеток и т. п.

Следует отметить, что в последние годы при создании нового поколения высоконапорных реверсивных и регулируемых осевых вентиляторов обозначилась тенденция к переходу от двухступенчатой схемы к

одноступенчатой, повышению

максимального статического давления до 4500 даПа и окружной скорости до 110 - 120 м/с. Так как одноступенчатый вентилятор главного проветривания (ВГП) на обеспечивает с приемлемой экономичностью вентиляционные режимы с низким и даже умеренным давлением, то эффективный путь решения этой проблемы состоит в применении дополнительного сменного комплекта рабочих лопаток, рассчитанных на меньший по сравнению с базовым вариантом коэффициент давления.

Конструктивные параметры осевого вентилятора, регулируемого на ходу поворотом лопаток рабочего колеса (К), определяются расчетными значениями коэффициентов теоретического давления ^, осевой скорости фа, относительного диаметра втулки лопаточного венца V = d / D, где d и D - диаметры втулки и рабочего колеса соответственно, геометрией лопаток РК, а также требованиями к реверсированию воздушного потока и уровню шума.

Из известных аэродинамических схем наиболее приемлемой для одноступенчатых регулируемых осевых вентиляторов является схема рабочее колесо + спрямляющий аппарат (К + СА) (рис. 1).

Для данной схемы задаются величины полного давления РУ, производительности Q, диаметра D, частоты вращения п и рассчитываются по известным выражениям параметры ^ ъ фа, V и закрутка потока п2 за спрямляющим аппаратом. Если известно ^, то выбором фа, V и п2 можно влиять на габариты и массу вентилятора и достичь максимального статического КПД.

Выбрав оптимальные параметры фа и п2 , можно получить оптимальные треугольники скоростей и кинематику потока в лопаточных венцах. Параметры фа и п2 определяются по известным выражениям и являются функциями многих переменных, в т.ч. V:

1

фаорґ '

„2орґ

М

И

И. (г _ І1.)2 + Есо_. (1 + „2)2 . „ _ 1). ()2

4. г

4. г

2. И-еа 'фа 1 _ у

,2

где М,, = И + („2 1)'Иеа

'и '

2. 1пу

И

к и ,са — обратное

г г

аэродинамическое качество профиля в решетках РК и СА;

2

— относительный средний радиус

лопаточного венца.

Численные значения Цк и определяемые опытным путем, находятся в пределах 0,025 - 0,065.

г =

обеспечивающие

Значения фа и П2 вычисляются итерационным методом при заданном первоначальном значении полного КПД, а следовательно, и коэффициента теоретического давления у = у / ц ( у - коэффициент полного давления вентилятора). Такой расчет позволяет выбрать параметры вентилятора, максимальный статический КПД.

Аэродинамические расчеты и опыт показывают, что оптимальное количество сдвоенных лопаток РК Zk для V = 0,6 равно 8, а число лопаток СА zсa при заданном zk определяется по номограммам из условия обеспечения пониженного уровня шума. Для вентилятора ВО - 30ВК (рис. 1) zсa принято равным 23.

Найденные параметры являются исходными для расчета и проектирования геометрии лопаточных венцов РК и СА шахтных вентиляторов, выполненных по схеме К + СА. Их диапазоны при V = 0,6 лежат в пределах: у4 = 0,6 - 0,81; уа = 0,34 - 0,45; п2 = 0,05 - 0,08, что соответствует практическому отсутствию привтулочных отрывов потока.

Геометрия лопаток РК и СА, обеспечивающая необходимые аэродинамические показатели вентилятора у4 и уа, определяется решением обратной задачи теории решеток [1]. При исследовании обтекания решетки сдвоенных лопастей РК вводятся предположения: 1)

лопасти колеса тонкие;

2) среда моделируется идеальной несжимаемой жидкостью; 3) течение потенциально; 4) справедлива гипотеза цилиндрических сечений.

Согласно предположениям 1 и 4, указанная задача сводится к анализу течения жидкости через двойную решетку тонких профилей, являющуюся разверткой некоторого цилиндрического сечения рабочего колеса в плоскость (рис. 2). Тонкие профили моделируются вихревыми слоями интенсивности У/^), где Sj- дуговая координата ,]-ого профиля, отсчитываемая от его передней кромки ( = 1, 2).

В рамках введенных предположений функции %(•*,) находятся из решения прямой задачи обтекания решетки в виде известной системы сингулярных уравнений:

Рис. 1. Вентиляторный агрегат с вентилятором ВО-30ВК: 1 - приводной электродвигатель; 2 -диффузор с выходной коробкой; 3 - трансмиссионный вал; 4 - упругодемпферная опора; 5 - радиальный подшипник (промежуточная опора); 6 - вентилятор; 7 -подшипниковый узел развязки; 8 - спрямляющий аппарат; 9 - рабочее колесо вентилятора; 10 -лопатка рабочего колеса; 11 - радиально-упорный подшипник; 12 - зубчатая муфта; 13 -зубчатая муфта с шарнирной пятой; 14 - механизм поворота лопаток рабочего колеса; L - длина трансмиссионного вала; і - зазор между лопатками рабочего колеса и спрямляющего аппарата

Im

eiok

2i

2

ТІ у

J=1L,

j (Cj ) • (cthK(z* - сJ ) + 1)dCJ + V*

=о

(V

да

— скорость набегающего потока;

(k = 1,2:z*,Cj є Lj).

Соотношения данной системы связывают функции У^) с геометрическими параметрами решетки, которые определяются безразмерными комплексными координатами

Рис. 2. Плоская двойная решетка в потоке жидкости: ь,

^ — шаги решеток рабочего колеса и спрямляющего аппарата; Ьь Ь2 — хорды профилей 1 и 2; са — осевая скорость потока; /т — максимальная стрела прогиба профиля; u — окружная скорость рабочего колеса; Lj — профили (/ = 1, 2); Гу — циркуляция вихря в расчетной точке; —1,2 — углы входа и выхода потока; у — интенсивность слоя вихря профиля; — угол выноса профиля

zk = xk +i • yk > С J = Zj + i •Vj

профилей Lm и Lj,

а также углом О m между осью касательной к Lm в точке z

ОХ

и направлением

m-

Дополнительные условия, накладываемые на рассматриваемое течение, могут быть сформулированы относительно функций Yj(Sj). Одним из них является отсутствие радиальной составляющей скорости течения жидкости в межлопаточном канале. Приближенно оно сводится к выполнению соотношения.

F

Li

где r — текущий радиус сечения.

Данное выражение означает, что суммарная циркуляция скорости потока вокруг профилей решетки Г(г) должна быть постоянной для всех цилиндрических сечений. Другим условием является безударность входа потока в решетку, т. е. равенство касательных скоростей жидкости у передней кромки сверху и снизу профиля. Оно также формулируется с помощью функции YXsj) в виде

при „ v п , _ п .

У } ^^ 0^“ ^ 0,] = 1,2

Обеспечение требуемой производительности вентилятора с учетом (3) сводится к заданию циркуляции скорости г вокруг профилей решетки. Аналогичные условия могут быть записаны и для решетки спрямляющего аппарата, выражение (3) для него при соответствующем выборе, например Г= -Гк является условием осевого выхода потока из вентилятора.

Решение задачи состоит в определении геометрических параметров решетки, при которых функции Уj(sj) из (2) удовлетворяли бы условиям (3) и (4).

Одновременно решалась задача минимизации крутящего момента центробежных сил, действующих на лопатку и задача центрирования профилей на поворотном основании (рис. 3).

Условие отсутствия крутящего момента, определяемого компонентой Ы2 центробежного

момента лопатки для произвольного угла установки О, запишется в виде

МО = рт2 _[ JОydz = 0,

1

где р — плотность материала, кг/м3; СО — угловая скорость

вращения, с-1; J — центробежный момент инерции ху

сечений лопатки, перпендикулярных оси OZ, м4,

соответствующий углу О.

Зная моменты инерции Jxy, Jx, Jy для угла О = 0, можно при повороте осей ХОУ на угол О найти новое значение JXy по формуле

Jxy = JXy  СоА2О +1 (Jx - Jy)  Я"2О .

Таким образом, для удовлетворения требования (10) необходимо выполнение условий

1 1

Требование отсутствия крутящего момента, в отличие от условий (3) и (4),относится ко всей лопатке, а не к отдельным ее сечениям. На практике пространственность лопатки реализуется при помощи N плоских сечений, перпендикулярных оси OZ, расположенных на определенной высоте 7", п = 1.^ (рис. 3а).

Центрирование профилей лопатки относительно оси поворота 07 (рис. 36) проводилось с учетом условия

Х[  F1 + Х2  F2 = 0

¥{  Fl + У2  F2 = 0

(Xе: ; У С , — координаты центров тяжести; —

площадь г-го профиля).

Для реализации изложенных алгоритмов разработан пакет программ, с помощью которого проведены расчеты геометрии лопаток рабочих колес ряда аэродинамических схем (табл. 1).

Численные значения коэффициентов теоретического давления Щ и осевой скорости (ра выбраны из условий оптимального покрытия требуемого поля вентиляционных режимов заданным рядом осевых вентиляторов.

С использованием известных критериев теории подобия турбомашин для вентиляторов диаметром 2100, 3000, 3500 мм с максимальными скоростями вращения соответственно 1000, 750 и 600 об/мин, данных табл. 1 и результатов испытаний моделей диаметром 700 мм определены аэродинамические характеристики проектируемого ряда вентиляторов и построено покрытие поля требуемых вентиляционных режимов (рис. 4) с учетом возможностей эффективной параллельной работы регулируемых на ходу осевых вентиляторов. Показано, что вентиляторы ВО-21ВК,

Рис. 3. К расчету центробежных сил и моментов сдвоенных лопаток: а — общий вид; б — вид сверху; Мх, Му, Мг

— моменты лопатки относительно осей ОХ, ОУ, 02; Ю — частота вращения вентилятора; О1 и О2 — центры тяжести профилей 1 и 2; в

— угол установки лопатки

ВО-ЗОВК и ВО-35ВК, созданные на основе

аэродинамических схем АМ-17А и АМ-25 с различными частотами вращения и применения сменных лопаток, например (АМ-19А), позволяют покрыть поле

вентиляционных режимов в диапазоне статических давлений Рэ = 50-500 даПа и производительности Q = 50425 м3/с с высоким КПД [2].

Для расширения диапазона давлений разработаны высоконапорная (АМ-15) и низконапорная (АМ-27) схемы. Схемы АМ-17А и АМ-25 при использовании поворотнолопастных регулируемых на ходу осевых вентиляторов ВО-30ВК и ВО-35ВК в параллельном режиме совместной работы могут обеспечить производительность установки до 850 м3/с в широком диапазоне давлений с высоким КПД.

Таблица 1

ПАРАМЕТРЫ НОВЫХ АЭРОДИНАМИЧЕСКИХ СХЕМ

указанных частот от резонанса.

Высокая надежность новых вентиляторов обусловлена предельной простотой аэродинамической схемы, где РК имеет 8 поворотных лопаток (вместо 52, например, у машин серии ВОД) и 23 листовых лопатки СА вваренных между втулкой и обечайкой корпуса вентилятора. На основе

вычислительных исследований статической прочности и динамической устойчивости трансмиссионных валов ГВУ, механизмов поворота лопаток РК, радиально- упорных подшипниковых опор вентиляторов разработаны

рекомендации по их расчету, выбору и проектированию.

Изложенные результаты позволили приступить к проектированию и освоению нового ряда осевых вентиляторов для главного проветривания шахт, создание которого имеет для России принципиальное значение, т. к. большая часть горного машиностроения осталась за рубежом.

РК на примере шахтного вентилятора ВО-ЗОВК(Н) с целью отстройки

О 100 200 300 400 500 600 700 800 С?,М3/С

Реверсирование на стенде вентилятора ВО-21ВК поворотом лопаток на ходу рабочего колеса до угла 135 показывает, что реверс выполняется за 40 с, при этом производительность реверсивного режима относительно прямого составляла 94-96 %.

Для предотвращения усталостного разрушения сдвоенной лопатки от действия циклических нагрузок на основе метода конечных элементов проведены исследования по определению форм и частот собственных и вынужденных колебаний лопатки

Схема Расчетные параметры осевых вентиляторов

аэродинамические геометрические для профилей базового сечения

фа Wt Ь2 Рі, град. Р2, град. У у т1 Ут2

АМ-15 0.222 0.750 0.340 0.275 54.1 59.3 0.153 0.108

АМ-17А 0.222 0.688 0.286 0.232 55.7 59.7 0.172 0.108

АМ-19А 0.288 0.614 0.206 0.167 50.7 53.0 0.215 0.108

АМ-21 0.254 0.811 0.395 0.324 48.2 53.1 0.134 0.107

АМ-25 0.237 0.425 0.242 0.202 61.3 60.6 0.145 0.117

АМ-27 0.237 0.279 0.190 0.156 64.3 62.9 0.121 0.105

АМ-25А 0.223 0.638 0.276 0.226 56.2 57.9 0.155 0.107

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Петров Н.Н., Попов Н.А., Батяев Е.А., Новиков В.А. Теория проектирования реверсивных осевых вентиляторов с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса. // ФТПРПИ. - 1999, -№-5, - С, 79-92

2. Попов Н.А., Петров Н.Н., Теория и результаты разработки осевых

вентиляторов с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса.// Труды международной научно - практической

конференции «Энергетическая

безопасность России. Новые подходы к развитию угольной промышленности». Кемерово. -1999. - С. 122 - 123.

Попов Николай Андреевич — кандидат технических наук, ст. научный сотрудник, Институт горного дела Сибирского отделения РАН, г. Новосибирск.

Петров Нестор Никитович — профессор, доктор технических наук, зав. лабораторией рудничной аэродинамики, Институт горного дела Сибирского отделения РАН, г. Новосибирск.

ВО-21 ВК, В0-30 ВК,

работа вентиляторов; В0-30 ВК,

— совместная работа вентиляторов

ВО-35 ВК —

одиночная ВО-35 ВК