對旋軸流局部通風(fēng)機(jī)葉片斷裂原因分析與改進(jìn)

解文匯

（陽煤集團(tuán)壽陽開元礦業(yè)有限責(zé)任公司， 山西 晉中 045400）

引言

礦井局部通風(fēng)機(jī)用于煤礦井下局部通風(fēng)，而葉片是局部通風(fēng)機(jī)的核心部件，通風(fēng)機(jī)通過葉片轉(zhuǎn)動(dòng)給礦井生產(chǎn)提供風(fēng)力。葉片要承受各種綜合力的相互作用，一旦葉片發(fā)生故障，局部通風(fēng)機(jī)的可靠性將得不到保障，首先會(huì)影響礦井的生產(chǎn)最大經(jīng)濟(jì)效益，甚至?xí)斐赏咚辜?，給礦井帶來生命和財(cái)產(chǎn)的損失，所以局部通風(fēng)機(jī)的可靠性對礦井的生產(chǎn)運(yùn)行很關(guān)鍵[1]。

近些年來，礦井機(jī)械化程度不斷提高，生產(chǎn)規(guī)模也越來越大，安全隱患問題日益嚴(yán)重，尤其是瓦斯的涌出和治理，所以要求局部通風(fēng)機(jī)所提供的風(fēng)力更大，性能更強(qiáng)，但局部通風(fēng)機(jī)的設(shè)計(jì)與制造目前并無統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)，導(dǎo)致局部通風(fēng)機(jī)運(yùn)行壽命短，而且多是從葉片根部斷裂。本文以某局部通風(fēng)機(jī)為例，經(jīng)過計(jì)算分析，找出葉片斷裂的原因，并對葉輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

1 葉輪結(jié)構(gòu)參數(shù)

通風(fēng)機(jī)葉輪主要包括葉片、軸盤和幅板，葉片由圓弧板翼扭轉(zhuǎn)焊接形成。一般來說，兩臺(tái)電機(jī)分別驅(qū)動(dòng)通風(fēng)機(jī)的前后兩級(jí)葉輪，前后級(jí)葉輪葉片形狀不同。本文的研究對象為葉片數(shù)較多，葉片更容易斷裂的前級(jí)葉輪。葉片數(shù)為15片，采用熱軋鋼板，鋼板厚6mm。軸盤所用材料為熱軋圓鋼，加工處理后內(nèi)徑54mm，外徑126mm。

2 有限元模型的建立與分析

2.1 分析模型建立

進(jìn)行有限元分析之前，需作出如下假設(shè)。葉輪焊接可靠，按設(shè)計(jì)模型進(jìn)行建造，整個(gè)葉輪可看做一個(gè)材質(zhì)均勻的整體，其物理參數(shù)包括彈性模量和泊松比等[2]。

由于葉片形狀并不規(guī)則且為三維結(jié)構(gòu)，故在分析時(shí)選用ANSYS12.0軟件中的四面體實(shí)體單元，為了便于進(jìn)行分析建模，需進(jìn)行結(jié)構(gòu)簡化，建立的葉輪網(wǎng)格模型共生成1065000個(gè)單元和1723000個(gè)節(jié)點(diǎn)。

2.2 載負(fù)計(jì)算與分析

根據(jù)荷載簡化，葉輪模型上所承受的載荷有兩個(gè)。葉輪旋轉(zhuǎn)時(shí)的角速度

式中：n是葉輪轉(zhuǎn)速，r/min；k為載荷系數(shù)。由于葉輪是直接連接在電動(dòng)機(jī)軸上的，所以葉輪轉(zhuǎn)速和電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速相等，n=2.98 r/min?？紤]上述模型簡化，故取k=1.2。

代入數(shù)據(jù)計(jì)算得ω=0.374 rad/min。

2.3 變形應(yīng)力結(jié)果分析

2.3.1 變形結(jié)果分析

約束模型加載后求解得三個(gè)方向上的最大變形程度分別為，位于葉片根部的最大變形量達(dá)到0.186mm，位于葉片頂部的最大變形量達(dá)到2.575mm和位于葉片頂板的最大變形量為2.685mm，圖1為葉輪變形云圖，由圖1可知，葉輪上大部分的總變形在0～2.05mm之間，而最大變形量為3.05mm，位于葉片頂部。

圖1 葉輪變形（mm）云圖

2.3.2 應(yīng)力結(jié)果分析

圖2為葉輪應(yīng)力云圖，由圖2可知，葉輪上大部分位置應(yīng)力集中在41000 Pa～135 MPa，應(yīng)力集中處最大應(yīng)力在葉片根部，最大應(yīng)力值σmax=601 MPa。

圖2 葉輪應(yīng)力（MPa）云圖

2.4 結(jié)果分析

由圖2可知，葉輪的危險(xiǎn)位置在葉片根部，該段應(yīng)力平均值σeq=185 MPa，此處截面的安全系數(shù)經(jīng)計(jì)算為1.5，小于安全閾值2，確定葉輪該處的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不能達(dá)到可靠性要求[3]。葉輪結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中系數(shù)：

另外，由圖2葉輪應(yīng)力云圖可知，葉輪軸盤處的應(yīng)力較低，基本低于68.5 MPa，說明其強(qiáng)度存在很大的富足量，可以在此處作結(jié)構(gòu)改進(jìn)節(jié)約成本并增加可靠性。

礦井標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定葉輪與殼體間隙須小于葉輪直徑的0.36%，而試驗(yàn)?zāi)Ｐ椭腥~片頂部在y、z方向的最大變形量分別是2.658mm和2.710mm，幾乎接近兩者間的最大裂隙，這樣會(huì)容易產(chǎn)生摩擦，剛度就不能滿足要求。

2.5 葉片斷裂原因分析

葉片所用材料為塑性材料，當(dāng)葉片上截面應(yīng)力增加時(shí)，最先達(dá)到屈服強(qiáng)度的地方首先發(fā)生屈服反應(yīng)。此時(shí)應(yīng)力不會(huì)在該點(diǎn)處增加，繼續(xù)增加的應(yīng)力載荷將會(huì)分擔(dān)給葉片上同一截面未屈服部分，這會(huì)導(dǎo)致屈服部分不斷擴(kuò)大，最終應(yīng)力在葉片上的分布將趨于均勻化，故只要整個(gè)截面上的應(yīng)力不超過破壞強(qiáng)度，葉片就不會(huì)發(fā)生破壞。該模型葉片的平均應(yīng)力為180 MPa，并未超過屈服強(qiáng)度235 MPa，所以該局部通風(fēng)機(jī)在出廠時(shí)質(zhì)量合格。而運(yùn)行過程中的局部通風(fēng)機(jī)除承受靜壓力外，還要承受機(jī)器等的動(dòng)應(yīng)力，在雙重力的作用下，合應(yīng)力會(huì)超過某一極限值，產(chǎn)生的微小裂紋經(jīng)過反復(fù)作用，裂紋不斷擴(kuò)展，葉片最終發(fā)生斷裂，葉片根部作為最大應(yīng)力處發(fā)生斷裂。

3 葉輪結(jié)構(gòu)改進(jìn)

由前述分析可得，依據(jù)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的葉輪主要有以下兩個(gè)不足之處：首先，葉片根部的局部地方強(qiáng)度和剛度都達(dá)不到要求；其次，葉片的大部分地方都有很大的強(qiáng)度剩余，因此，對葉片不合理結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)有重要的意義。

3.1 改進(jìn)參數(shù)的確定

經(jīng)過優(yōu)化分析，調(diào)整葉輪結(jié)構(gòu)的主要參數(shù)，在葉片根部至葉片頂部一般位置處加焊一塊加強(qiáng)鋼板，厚2mm，共增加15塊；軸盤外徑從130mm減少為108mm。

3.2 改進(jìn)結(jié)果分析

根據(jù)改進(jìn)后設(shè)計(jì)參數(shù)重新建模，再次劃分網(wǎng)格與求解。圖3為改進(jìn)后葉輪結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖，由圖3可知，應(yīng)力集中介于23～136 MPa，應(yīng)力最大處為201 MPa，仍然在葉片根部，而危險(xiǎn)截面的應(yīng)力平均值σ2=95 MPa，由此該截面的安全系數(shù)S2=2.5＞2，所以葉輪結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足要求。

圖3 改進(jìn)后葉輪結(jié)構(gòu)的應(yīng)力（MPa）云圖

圖4為葉輪的變形云圖，由圖4可知，改進(jìn)后的x、y、z方向的最大變形分別為：最大變形為葉片根部0.094mm，葉片頂部1.45mm，葉片頂部1.47mm。大部分的位置變形介于0～1.1mm，最大變形量1.79mm，位于葉片頂部。

葉輪的應(yīng)力集中系數(shù)：

圖4 改進(jìn)后的葉輪變形（mm）云圖

在葉片頂部的y、z兩方向的最大變形量為1.45mm和1.466mm，二者都沒超過葉輪直徑的0.35%，而且殼體與葉片之間間隙符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范，因此強(qiáng)度能滿足要求。另外，改進(jìn)后葉輪總質(zhì)量降低了11.786 kg，降低幅度達(dá)到21.7%。

3.3 改進(jìn)結(jié)果評判

1）改進(jìn)設(shè)計(jì)后葉輪質(zhì)量降低達(dá)21.7%，降低幅度可觀。

2）葉輪承受的應(yīng)力狀態(tài)得到改善，最大應(yīng)力從600 MPa降到200 MPa，同時(shí)，應(yīng)力集中系數(shù)從3.35降到2.42。

3）最關(guān)鍵的是葉輪承受的總變形減少，變形量由2.78mm下降到1.65mm。

4 改進(jìn)前后的測試結(jié)果比較

為檢驗(yàn)分析改進(jìn)后設(shè)計(jì)參數(shù)的可靠性與實(shí)用性，依照改進(jìn)后的葉輪尺寸制作了兩臺(tái)局部通風(fēng)機(jī)，并按工業(yè)通風(fēng)規(guī)范進(jìn)行了試驗(yàn)，試驗(yàn)裝置如圖5所示。圖6、圖7為改進(jìn)前后測試的性能曲線。

圖5 氣動(dòng)試驗(yàn)裝置

圖6 改進(jìn)前、后通風(fēng)機(jī)的全壓

圖7 改進(jìn)前后通風(fēng)機(jī)的全壓效率

由圖6、圖7可知，改進(jìn)后通風(fēng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且沒有噪音，另外，改進(jìn)后總質(zhì)量較之前相比降低了2.1%，通風(fēng)機(jī)振動(dòng)頻率降低了1.6mm/s，產(chǎn)生的全壓值和全壓效率都有提高，穩(wěn)定運(yùn)行范圍更廣泛，雖然改進(jìn)后的最高全壓、最高靜壓相比之前略有降低，但其他參數(shù)較改進(jìn)前更為合理，性能更好。試驗(yàn)表明對礦用對旋軸流式局部通風(fēng)機(jī)葉輪的有限元分析和建模是正確合理的。表1為礦用對旋軸流式局部通風(fēng)機(jī)改進(jìn)前后參數(shù)表。

表1 礦用對旋軸流式局部通風(fēng)機(jī)改進(jìn)前后參數(shù)表

5 使用效果分析

開元煤礦已經(jīng)開采的3907工作面所屬煤層為3號(hào)煤層，煤厚2 m，采用分層開采，在用改進(jìn)之前的對旋軸流局部通風(fēng)機(jī)給掘進(jìn)巷道通風(fēng)的3個(gè)月里，累計(jì)發(fā)生通風(fēng)機(jī)損壞事故3起，其中兩起事故由于通風(fēng)機(jī)葉片斷裂損壞而停轉(zhuǎn)，1起事故是由于通風(fēng)機(jī)葉片強(qiáng)度降低。在采用改進(jìn)后的局部通風(fēng)機(jī)通風(fēng)的5個(gè)月里，未曾發(fā)生一起通風(fēng)機(jī)葉片斷裂的事故，有效保障了掘進(jìn)工作面的正常通風(fēng)和礦井的安全生產(chǎn)。

6 結(jié)論

1）礦用對旋軸流式局部通風(fēng)機(jī)葉片斷裂的主要原因是由于葉輪的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)與尺寸不夠合理，葉片頂部的應(yīng)力較為富裕而葉片根部所承受的應(yīng)力較大，可靠性較差，葉片破壞多集中在此處。本設(shè)計(jì)和改進(jìn)中運(yùn)用局部加厚葉片厚度有效解決了這個(gè)問題。

2）在保證原有葉輪剛度強(qiáng)度和性能的條件下，經(jīng)過此次設(shè)計(jì)優(yōu)化，葉輪質(zhì)量降低達(dá)21.7%，另外，噪聲降低達(dá)2.5 dB，全壓靜壓效率有所提高，運(yùn)行更穩(wěn)定更可靠。葉輪質(zhì)量的減少使得電動(dòng)機(jī)軸端彎矩減少，從而減少電動(dòng)機(jī)承受的應(yīng)力狀態(tài)，延長電機(jī)的使用壽命。

3）經(jīng)過結(jié)果分析，通風(fēng)機(jī)試驗(yàn)及實(shí)際應(yīng)用，對旋軸流式局部通風(fēng)機(jī)葉輪結(jié)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計(jì)是合理可行的。由于局部通風(fēng)機(jī)的葉輪結(jié)構(gòu)和電動(dòng)機(jī)的連接結(jié)構(gòu)基本相類似，所以該分析方法可以解決相類似問題。