解文匯

（陽煤集團壽陽開元礦業(yè)有限責任公司， 山西 晉中 045400）

引言

礦井局部通風機用于煤礦井下局部通風，而葉片是局部通風機的核心部件，通風機通過葉片轉動給礦井生產提供風力。葉片要承受各種綜合力的相互作用，一旦葉片發(fā)生故障，局部通風機的可靠性將得不到保障，首先會影響礦井的生產最大經濟效益，甚至會造成瓦斯集聚，給礦井帶來生命和財產的損失，所以局部通風機的可靠性對礦井的生產運行很關鍵[1]。

近些年來，礦井機械化程度不斷提高，生產規(guī)模也越來越大，安全隱患問題日益嚴重，尤其是瓦斯的涌出和治理，所以要求局部通風機所提供的風力更大，性能更強，但局部通風機的設計與制造目前并無統(tǒng)一的標準，導致局部通風機運行壽命短，而且多是從葉片根部斷裂。本文以某局部通風機為例，經過計算分析，找出葉片斷裂的原因，并對葉輪結構進行改進。

1 葉輪結構參數(shù)

通風機葉輪主要包括葉片、軸盤和幅板，葉片由圓弧板翼扭轉焊接形成。一般來說，兩臺電機分別驅動通風機的前后兩級葉輪，前后級葉輪葉片形狀不同。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

進行有限元分析之前，需作出如下假設。葉輪焊接可靠，按設計模型進行建造，整個葉輪可看做一個材質均勻的整體，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)則且為三維結構，故在分析時選用ANSYS12.0軟件中的四面體實體單元，為了便于進行分析建模，需進行結構簡化，建立的葉輪網(wǎng)格模型共生成1065000個單元和1723000個節(jié)點。

2.2 載負計算與分析

根據(jù)荷載簡化，葉輪模型上所承受的載荷有兩個。葉輪旋轉時的角速度

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

代入數(shù)據(jù)計算得ω=0.374 rad/min。

2.3 變形應力結果分析

2.3.1 變形結果分析

約束模型加載后求解得三個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到0.186mm，位于葉片頂部的最大變形量達到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 應力結果分析

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

圖2 葉輪應力（MPa）云圖

2.4 結果分析

由圖2可知，葉輪的危險位置在葉片根部，該段應力平均值σeq=185 MPa，此處截面的安全系數(shù)經計算為1.5，小于安全閾值2，確定葉輪該處的結構強度不能達到可靠性要求[3]。葉輪結構的應力集中系數(shù)：

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

礦井標準規(guī)定葉輪與殼體間隙須小于葉輪直徑的0.36%，而試驗模型中葉片頂部在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，這樣會容易產生摩擦，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，當葉片上截面應力增加時，最先達到屈服強度的地方首先發(fā)生屈服反應。此時應力不會在該點處增加，繼續(xù)增加的應力載荷將會分擔給葉片上同一截面未屈服部分，這會導致屈服部分不斷擴大，最終應力在葉片上的分布將趨于均勻化，故只要整個截面上的應力不超過破壞強度，葉片就不會發(fā)生破壞。該模型葉片的平均應力為180 MPa，并未超過屈服強度235 MPa，所以該局部通風機在出廠時質量合格。而運行過程中的局部通風機除承受靜壓力外，還要承受機器等的動應力，在雙重力的作用下，合應力會超過某一極限值，產生的微小裂紋經過反復作用，裂紋不斷擴展，葉片最終發(fā)生斷裂，葉片根部作為最大應力處發(fā)生斷裂。

3 葉輪結構改進

由前述分析可得，依據(jù)經驗設計的葉輪主要有以下兩個不足之處：首先，葉片根部的局部地方強度和剛度都達不到要求；其次，葉片的大部分地方都有很大的強度剩余，因此，對葉片不合理結構進行改進有重要的意義。

3.1 改進參數(shù)的確定

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

3.2 改進結果分析

根據(jù)改進后設計參數(shù)重新建模，再次劃分網(wǎng)格與求解。圖3為改進后葉輪結構的應力云圖，由圖3可知，應力集中介于23～136 MPa，應力最大處為201 MPa，仍然在葉片根部，而危險截面的應力平均值σ2=95 MPa，由此該截面的安全系數(shù)S2=2.5＞2，所以葉輪結構強度滿足要求。

圖3 改進后葉輪結構的應力（MPa）云圖

圖4為葉輪的變形云圖，由圖4可知，改進后的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。

葉輪的應力集中系數(shù)：

圖4 改進后的葉輪變形（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準規(guī)范，因此強度能滿足要求。另外，改進后葉輪總質量降低了11.786 kg，降低幅度達到21.7%。

3.3 改進結果評判

1）改進設計后葉輪質量降低達21.7%，降低幅度可觀。

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

3）最關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 改進前后的測試結果比較

為檢驗分析改進后設計參數(shù)的可靠性與實用性，依照改進后的葉輪尺寸制作了兩臺局部通風機，并按工業(yè)通風規(guī)范進行了試驗，試驗裝置如圖5所示。圖6、圖7為改進前后測試的性能曲線。

圖5 氣動試驗裝置

圖6 改進前、后通風機的全壓

圖7 改進前后通風機的全壓效率

由圖6、圖7可知，改進后通風機運轉平穩(wěn)，且沒有噪音，另外，改進后總質量較之前相比降低了2.1%，通風機振動頻率降低了1.6mm/s，產生的全壓值和全壓效率都有提高，穩(wěn)定運行范圍更廣泛，雖然改進后的最高全壓、最高靜壓相比之前略有降低，但其他參數(shù)較改進前更為合理，性能更好。試驗表明對礦用對旋軸流式局部通風機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機改進前后參數(shù)表。

表1 礦用對旋軸流式局部通風機改進前后參數(shù)表

5 使用效果分析

開元煤礦已經開采的3907工作面所屬煤層為3號煤層，煤厚2 m，采用分層開采，在用改進之前的對旋軸流局部通風機給掘進巷道通風的3個月里，累計發(fā)生通風機損壞事故3起，其中兩起事故由于通風機葉片斷裂損壞而停轉，1起事故是由于通風機葉片強度降低。在采用改進后的局部通風機通風的5個月里，未曾發(fā)生一起通風機葉片斷裂的事故，有效保障了掘進工作面的正常通風和礦井的安全生產。

6 結論

1）礦用對旋軸流式局部通風機葉片斷裂的主要原因是由于葉輪的設計結構與尺寸不夠合理，葉片頂部的應力較為富裕而葉片根部所承受的應力較大，可靠性較差，葉片破壞多集中在此處。本設計和改進中運用局部加厚葉片厚度有效解決了這個問題。

2）在保證原有葉輪剛度強度和性能的條件下，經過此次設計優(yōu)化，葉輪質量降低達21.7%，另外，噪聲降低達2.5 dB，全壓靜壓效率有所提高，運行更穩(wěn)定更可靠。葉輪質量的減少使得電動機軸端彎矩減少，從而減少電動機承受的應力狀態(tài)，延長電機的使用壽命。

3）經過結果分析，通風機試驗及實際應用，對旋軸流式局部通風機葉輪結構的改進設計是合理可行的。由于局部通風機的葉輪結構和電動機的連接結構基本相類似，所以該分析方法可以解決相類似問題。