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煤矿离心式通风机安全运行结构分析

发表时间:2020-07-19 11:19:23

煤矿离心式通风机安全运行结构分析

刘 涛

(大同煤矿集团华盛万杰煤业有限公司, 山西 河津 043300)

摘 要:以9-26№14D型离心式通风机为研究对象,对其在工作过程中的受力进行了分析。采用PROE和ANSYS软件,建立了通风机主轴的三维模型和有限元仿真模型,开展了基于主轴应力和位移变形的有限元仿真分析。仿真结果表明:该通风机主轴的强度和刚度能满足使用要求,可保证主轴在旋转过程中安全可靠地运行。

关键词:煤矿 离心式通风机 主轴 强度分析

引言

矿用通风机作为改善井下作业环境的关键设备,其性能的优劣直接影响着煤矿井下作业效率和环境安全。但由于井下作业环境恶劣,通风机叶片、叶轮组、主轴等部件经常发生磨损、断裂等问题,尤其是主轴在旋转工作过程中会因承受较大载荷作用和自身结构特点,发生不同程度的表面磨损、扭曲变形、结构断裂等现象,成为影响通风机安全运行的关键部件[1]。因此,为提高通风机主轴的结构强度和使用安全性,开展通风机叶片的结构强度分析显得十分必要。

1 通风机主轴受力分析

结合工程实际,选用9-26№14D型离心式通风机作为研究对象。通风机在运转过程中,其主轴主要承受来自径向的弯矩和轴向的扭矩作用,其作用力主要包括径向力和轴向力[2]。因此,对主轴受力情况进行分析。

1.1 主轴径向力分析

主轴在旋转过程中,由于受其他各部分受力的影响,出现了主轴旋转中心和叶轮中心之间出现不平衡力作用,致使叶轮与主轴之间发生一定距离的偏心现象,其偏心距离e一般在0.01~0.02 mm之间。因此,为保证主轴运行的安全性,取最大的偏心距进行受力分析,即e=0.02 mm=0.2×10-4m,假设叶轮质量为m1,则主轴旋转中心和叶轮中心之间的不平衡力 F1[3]

由此,可化简为:

式中:ω为叶轮旋转角速度,rad/s;m1为叶轮质量,kg;n 为叶轮转速,r/min。

由此可得叶轮重量与不平衡力之和为:

式中:g为重力加速度,m/s2

假设轴承的质量为m2,则轴承的重力为:

假设联轴器的质量为m3,在选型过程中,可在满足传递转矩条件下选用质量较轻、型号较小的联轴器,其重力为:

由于主轴本身存在一定质量,因此,假设其质量为m4,则其重力为:

因此,得到主轴的径向力为[4]

1.2 主轴轴向力分析

根据受力分析,主轴在旋转过程中由于叶轮两侧受力不均衡,导致在叶轮进口侧出现轴向力作用,但该力主要指向轴承方向并由轴承进行抵消受力,因此主轴的轴向力对主轴的影响作用可忽略不计[5]

2 通风机主轴模型建立

2.1 主轴三维模型建立

根据9-26№14D型离心式通风机主轴的实际结构参数,采用PROE软件,建立了通风机主轴的三维模型,考虑到倒角、圆角及螺纹多主轴受力情况影响较小,因此,为提高仿真分析精度,对主轴进行了简化,损去了主轴的阶梯轴、键槽周边的圆角,简化后的主轴三维模型如图1所示。

图1 通风机主轴三维模型图

2.2 主轴仿真模型建立

2.2.1 材料属性设置

结合工程实际,9-26№14D型离心式通风机的主轴主要采用的是45号碳钢。因此,在仿真模型建立过程中,将主轴材料属性设置为45号钢材料[6],其材料的主要性能参数如表1所示。

表1 45号钢材料主要性能参数

弹性模量/MPa泊松比材料密度/(g·mm-3)抗剪模量/MPa屈服极限/MPa 2.10×105 0.269 7.89×10-3 8.23×104 355

2.2.2 网格划分

为缩短通风机主轴分析时间,简化主轴的分析难度,提高主轴的分析精度,因此,将主轴仿真模型设置为SOLID92的四面体网格,其节点总数为80 585,52 535个SOLID92四面体单元。

2.2.3 主轴载荷施加

结合前文主轴的受力分析可知,主轴旋转过程中主要承受径向力作用,根据计算公式,将各部件重力带入公式,可计算出主轴受径向力为1 659 N。因此,在主轴载荷施过程中,可将叶轮重力施加到主轴左端,其他作用力施加到主轴整体上,由此完成对主轴载荷的施加[4]

2.2.4 仿真模型建立

结合PROE建立的主轴三维模型,通过对主轴进行前处理,采用ANSYS仿真软件,建立了通风机主轴的有限元仿真模型,如图2所示。

图2 通风机主轴有限元仿真模型

3 通风机主轴结构强度分析

结合前文建立通风机主轴有限元仿真模型,通过有限元仿真分析,开展了主轴应力、刚度的有限元仿真分析。

3.1 主轴的应力仿真结果分析

通风机主轴综合应力变化及沿XYZ方向的应力变化如图3—图6所示,由图分析可知,主轴整体所受应力较小,其中,中间位置所受应力最小,而其左右两端出现相对较大且有轻微应力集中现象,最大应力集中位置主要出现在主轴右端的键槽根部区域。同时,通过对图4—图6分析可知,主轴沿XYZ方向的最大应力均发生在主轴的右端键槽根部,但其应力分布相对较均匀。因此,在后期可对主轴键槽根部进行结构加强,开展主轴结构的优化设计。

图3 叶片综合应力变化图

图4 叶片沿X方向应力变化图

图5 叶片沿Y方向应力变化图

图6 叶片沿Z方向应力变化图

3.2 主轴的刚度仿真结果分析

叶片沿XYZ方向的位移变化如图7—图9所示。由图分析可知,主轴沿XYZ方向均发生一定程度的位移变形,其中,沿主轴Y方向的位移变形主要集中在主轴的左端根部;沿Z方向的位移变形主要集中在主动的左、右两端根部,且靠近左端键槽部位移变形最大,而主轴中部发生位移变形较小。但主轴整体结构变形基本满足材料设计要求,可直接用于通风机的工程使用。

图7 主轴沿X方向的位移变化图

图8 主轴沿Y方向的位移变化图

图9 主轴沿Z方向的位移变化图

综上分析,通风机主轴的强度和刚度均已足够,能满足材料选型的设计要求,可保证主轴在旋转过程中的工作安全和运行可靠。鉴于对通风机使用过程更加安全的考虑,在后期研究过程中,可对主轴键槽根部区域的强度进行增加,并开展主轴整体结构的优化设计,以提高主轴材料的利用率,保证主轴的结构应力和结构变形分布更加均匀与合理,提高主轴的使用效率和安全性。

4 结论

9-26№14D型离心式通风机主轴的强度和刚度能满足使用和材料选型的设计要求,可保证主轴在旋转过程中的工作安全和运行可靠。鉴于对通风机使用过程更加安全的考虑,在后期设计过程中可对主轴的键槽根部区域进行加强,在实际工作过程中也需加强对主轴的结构检测和定期维护,以保证主轴的使用效率和安全性。


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