防爆抽出式对旋轴流局部通风机叶轮的静力分析

贺秋冬，李丽君，李 坤

(1.湖北工程学院计算机与信息科学学院,湖北 孝感 432000；2.湖北工程学院外国语学院,湖北 孝感 432000； 3.湖北赛福机械有限公司,湖北 孝感 432000)

0 引 言

在现代煤矿生产中，随着开采深度的加大，煤层瓦斯含量增加，综放工作面单产水平的不断提高，使工作面瓦斯绝对涌出量不断增大[1],压入式局部通风方式已不能完全满足煤矿通风安全的需要，很多情况下需要采用抽出式通风[2-4]，因而对抽出式局部通风机的需求量越来越大，研制大风量、高效、安全、环保、性能可靠的抽出式局部通风机是非常必要的.

矿用抽出式局部通风机叶片承受离心力、流体动力、振动和介质等的综合作用，是通风机的关键部件[5]，如果出现故障，轻则影响正常生产，重则引起瓦斯爆炸事故，造成巨大的人身和财产损失，其安全性能非常重要[6]，为此有必要对叶轮的强度和位移进行有限元分析与计算.本研究以FBDC№9.0/2×30矿用防爆抽出式对旋轴流局部通风机(F——通“风”机，B——防“爆”，D——“对”旋，C——“抽”出式，叶轮直径0.9 m，2级，单级功率30 kW)叶轮为对象，利用有限元分析软件ANSYS对叶轮的应力和位移进行了计算、分析，并通过试验和现场运行进行了验证.

1 叶轮的结构

FBDC№9.0/2×30矿用防爆抽出式对旋轴流局部通风机的叶轮由叶片、毂圈、轴盘、辐板等零件组焊而成，如图1所示.由于钢板冲压叶片叶轮的加工过程绿色特性较好[7],故叶片材质采用普通热轧低碳钢板，叶型为等厚圆弧板，叶片角度不可调.通风机的第一级叶轮和第二级叶轮直径、轮毂比、转速相同，但两级叶轮的叶片数、安装角、叶片弦长、旋转方向不相同.因第一级叶轮的叶片数较多，重量较大，故分析与计算选用第一级叶轮.

2 叶轮结构的有限元分析与计算

因组成叶轮的零件材质均为Q235热轧低碳钢，并已组焊成一体，故分析计算过程中将叶轮当作一个材质连续、均匀的整体，并认为其密度、弹性模量和泊松比相同(分别为7 850 kg/m3、2.06 GPa、0.3[8]).

通风机叶轮各部件的应力主要是由离心力所引起[9]，和叶轮的离心力相比，其气动力小得多，对叶轮强度的影响可以忽略[10]，因而作用在叶轮分析模型上的载荷有2个[6，11]：

(1) 叶轮旋转引起的惯性载荷角速度：

式中，n为叶轮转速，n=1470 r/min(叶轮直接安装在电动机轴伸上，其转速等于配套电动机转速，配套的YBF2-200L-4型防爆电动机额定转速为1 470 r/min)；k为载荷系数，取k=1.2.

(2) 叶轮本身重量引起的重力加速度惯性载荷，取g=-9.8 m/s2.

叶片为三维圆弧板扭曲成形，具有形状复杂的曲面，分析计算时选用ANSYS软件中适合此种情形[6，12]的10节点四面体实体单元SOLID92，通过智能自由划分方式[13-14]，对整个叶轮建立网格模型(网格粗细设置为5)，共生成了185 476个单元，332 044个节点，图1为叶轮网格图.

图1 叶轮网格图Fig.1 Mesh plots of impeller 注：1——叶片，2——毂圈，3——轴盘，4——幅板.

图2至图4分别为求解后所得叶轮的第1～3主应力云图.

图2 叶轮的第1主应力云图Fig.2 1st principal stress of impeller

图3 叶轮的第2主应力云图Fig.3 2nd principal stress of impeller

图4 叶轮的第3主应力云图Fig.4 3rd principal stress of impeller

图5为求解后所得叶轮的Von Mises应力云图，最大Von Mises应力σMax=83.6 MPa，位于叶片根部，根部截面为危险截面.其安全系数为：

式中，σs为材料的屈服强度，σs=235 MPa(按GB/T700-2006 碳素结构钢).

安全系数大于2，叶轮结构的强度满足要求[15].

图5 叶轮的Von Mises应力云图Fig.5 Von mises stress of impeller

图6至图8分别为求解后所得叶轮的X、Y、Z轴位移分量云图.

图6 叶轮的X轴位移分量云图Fig.6 X-component of displacement of impeller

图7 叶轮的Y轴位移分量云图Fig.7 Y-component of displacement of impeller

图8 叶轮的Z轴位移分量云图Fig.8 Z-component of displacement of impeller

图9为求解后所得叶轮的总位移云图，其最大总位移量USUM=0.824 mm，位于叶片顶部.为了防止通风机运行时叶片与机壳发生碰擦，标准规定叶轮与机壳之间的最小间隙值(静态时测量)必须大于等于2.5 mm[16]，该值远大于叶轮的最大总位移量0.824 mm，故通风机运转时叶片不会与机壳发生碰擦，叶轮的刚度满足要求.

图9 叶轮的总位移云图Fig.9 Displacement vectot sum of impeller

3 性能测试与现场试用

3.1 空气动力性能试验

为检验叶轮的综合性能，对通风机样机按国家标准——《GB/T 1236-2000 工业通风机用标准化风道进行性能试验》进行了试验，图10为通风机的全压、静压、噪声曲线图，图11为通风机的全压效率、静压效率、轴功率曲线图.其它主要检测数据如表1所示.

图10 通风机的全压与静压和噪声Fig.10 Total pressure, static pressure and noise of the fan注：

图11 通风机的全压效率与静压效率和轴功率Fig.11 Total pressure efficiency, static pressure efficiency and shaft power of the fan注：

从表1可以看出，叶轮运转平稳，无异常声响.通风机整机振动速度小，风量为655～978 m3/min，全压为412～3 443 Pa，静压为118～3 314 Pa，最高静压效率达到70.35%，最高全压效率达到74.23%，比A声级噪声为17.6 dB.通风机的各项性能指标均达到或优于标准要求.

注：*根据国家安全生产重庆矿用设备检测检验中心检验报告.

3.2 现场应用

为检验叶轮在通风机运行过程中的稳定性、可靠性，对样机进行了半年的现场试用.试用过程中，通风机运转正常，叶轮未出现任何故障.

4 结 语

a.采用等厚圆弧板叶型、普通热轧低碳钢板材质作叶片的对旋轴流叶轮，其强度和刚度满足要求.采用这种叶片的叶轮不仅加工过程的绿色特性较好，而且其空气动力性能可达到较高的水平.

b.为FBDC№9.0/2×30矿用防爆抽出式对旋轴流局部通风机叶轮的强度和刚度有限元分析所建立的计算模型正确，其有限元分析与计算有效.

c.叶轮的最大应力部位为叶片的根部，该处为叶片与毂圈的连接部位，必须特别注意该处焊缝的质量，绝不能存在裂纹、气孔、夹渣、咬肉等缺陷.

d.本文的计算和分析方法对轴流通风机叶轮的设计与进一步研究具有参考意义.

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