Исследование напряженно-деформированного состояния роторов реверсивных на ходу осевых вентиляторов

• Автор: Русский, Евгений Юрьевич
• Шифр специальности: 05.05.06
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2010
• Место защиты: Новосибирск
• Количество страниц: 130 с. : ил.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение
1. Обзор методов решения задач динамики и прочности
турбомашин
1.1. Обзор современного состояния и формулировка проблемы
1.2. Расчет корпусов на прочность. Основные дифференциальные уравнения для тонких дисков
1.3. Расчет лопаток РК на прочность
1.3.1. Основные допущения
1.3.2. Расчет на прочность жестких лопаток расчет на растяжение рабочей части лопатки
1.3.3. Расчет лопатки на изгиб и кручение от действия центробежных сил
1.4. Соотношения теории метода конечных элементов
1.5. Условия прочности рабочих лопаток и роторов
1.6. Выводы

2. Исследование напряженно-деформированного состояния
корпусов рабочих колес осевых вентиляторов серии во на примере вентилятора ВО
2.1. Расчет корпуса рабочего колеса на НДС
2.2. Исследование влияния толщины обечайки корпуса РК вентилятора ВО-36К на НДС
2.3. Исследование влияния положения силового пояса на массовоинерционные характеристики ротора вентилятора ВО-36К
2.4. Исследование собственных частот колебаний ротора

вентилятора ВО-36К
2.5. Выводы

3. Исследование напряженно-деформированного состояния сдвоенных листовых лопаток рабочих колес осевых вентиляторов серии во на примере ВО-36К
3.1. Исследование НДС рабочих лопаток
3.2. Определение рациональной конструкции лопаточного узла на основе минимизации максимальных напряжений
3.3. Влияние плотности материала на НДС и собственные частоты лопаточного узла
3.4. Влияние толщины лопасти на напряжения и собственные частоты
3.5. Исследование вынужденных колебаний лопатки с учетом внутреннего трения в материале
3.5.1. Общая характеристика задач динамики
3.5.2. Расчет динамических напряжений с учетом декремента затухания
3.6. Выводы
Заключение
Список литературы
Приложение

ВВЕДЕНИЕ
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность темы. Определяющую роль в обеспечении безопасности подземных работ играют шахтные вентиляционные системы, основным звеном которых являются главные вентиляторные установки (ГВУ). Подавляющее число ГВУ российских шахт оснащено физически и морально устаревшими осевыми вентиляторами серий ВОКД и ВОД, выполненными по аэродинамическим схемам, разработанными в 50 - 60 годах прошлого века. Их эксплуатационный КПД, в большинстве случаев, менее 60 %
Важнейшей характеристикой шахтных осевых вентиляторов главного проветривания является эксплуатационная надежность, которая в значительной степени зависит от запаса прочности и уровня вибраций основных узлов вентилятора. Одной из главных задач при проектировании вентиляторов является обеспечение прочности основных узлов. Создание высоконагруженных вентиляторов серии ВО, на основе новых аэродинамических схем со сдвоенными листовыми лопатками рабочего колеса (РК), с окружной скоростью лопаток до 117 м/с, накладывает повышенные требования к узлам ротора. Работа с повышенной вибрацией приводит к преждевременному износу и разрушению основных элементов конструкции РК, подшипников ротора, зубчатых муфт трансмиссионного вала и т.д.
Вибрационное состояние вентиляторов определяется характеристиками возмущающих сил, динамическими характеристиками лопаток РК, вала ротора и трансмиссионного вала, а также отстройкой собственных частот основных узлов от резонанса с возбуждающими силами.
Таким образом, необходимо решать одновременно две задачи — обеспечить требуемую прочность узлов и минимальные амплитуды виброколебаний.

прочности) [39]. Для пластичных материалов в качестве таких критериев в основном используется или критерий интенсивности напряжений, или критерий максимального касательного напряжения. В первом случае разрушающим напряжением считается «среднее» касательное напряжение в точке, а во втором — максимальное касательное напряжение. Например, для рабочих лопаток, в сечениях которых действуют нормальные напряжения сг и касательные напряжения г, эквивалентные напряжения в соответствии с первым критерием: записывается в следующем виде:
Для объемного напряженного состояния эквивалентное напряжение можно вычислить, используя четвертую теорию прочности (теория Мизеса):
где их, <т2, стъ- главные напряжения.
Теория прочности Мизеса широко применяется для оценки напряженного состояния хрупких материалов [39].
В качестве предельных напряжений при оценке прочности принимают предел текучести сг,, (т02 или предел прочности сгв материала при рабочей
температуре. Если для надежной работы конструкции нежелательно появление пластических деформаций, то в качестве предельного напряжения принимают предел текучести материала [40]. Условие статической прочности в этом случае имеет вид:
А в соответствии со вторым критерием прочности:

где [я] - допустимый нормативный запас прочности по пределу текучести. Для лопаток РК используется коэффициент запаса, равный 1,8, а для