SVTL調(diào)速型液力偶合器葉輪強(qiáng)度有限元分析

1、    svtl調(diào)速型液力偶合器葉輪強(qiáng)度有限元分析    段鵬飛+姜文震+吳岳+邵萬珍摘  要：構(gòu)造了svtl調(diào)速型偶合器的三維實(shí)體模型，結(jié)合hypermesh與ansys軟件對該偶合器的葉輪強(qiáng)度進(jìn)行了有限元分析，給出了葉輪的應(yīng)力分布云圖和幾何變形云圖，并提出了優(yōu)化措施，以期為該偶合器的設(shè)計(jì)和制造提供可靠的數(shù)據(jù)和方法。關(guān)鍵詞：液力偶合器;葉輪;有限元分析;ansys：th137.331           ：a &#

2、160;             doi：10.15913/ki.kjycx.2015.01.015調(diào)速型液力偶合器是以液體為介質(zhì)給工作機(jī)械傳遞動(dòng)力的聯(lián)軸器，它可在電機(jī)轉(zhuǎn)速不變的情況下實(shí)現(xiàn)輸出轉(zhuǎn)速的無級(jí)調(diào)速，具有隔離扭振、過載保護(hù)、啟動(dòng)電機(jī)空載等功能，被廣泛應(yīng)用于國民經(jīng)濟(jì)的各個(gè)行業(yè)，比如冶金、建材和發(fā)電等行業(yè)。偶合器的中泵輪為主動(dòng)輪，接收發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)來的機(jī)械能并傳給工作液;渦輪為從動(dòng)輪，接收由工作液傳遞的動(dòng)能，并帶動(dòng)工作機(jī)運(yùn)行。調(diào)速型液力偶合器葉輪的失效問題主要發(fā)生在

3、泵輪，因此，只需分析、計(jì)算泵輪即可。一旦葉輪葉片發(fā)生碎裂，將直接導(dǎo)致軸承損壞，進(jìn)而使整機(jī)失效。1  設(shè)計(jì)參數(shù)svtl型偶合器的設(shè)計(jì)參數(shù)和葉輪的設(shè)計(jì)參數(shù)如下：額定傳遞功率為500 kw;額定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min;滑差為0.03;循環(huán)圓有效直徑為650 mm;偶合器的效率為0.950 6;泵輪（渦輪）的葉片數(shù)為54（51）;材料采用zl114a;泊松比為231;彈性模量為70 gpa;密度為2 700 kg/m3;屈服強(qiáng)度為231 mpa。2  偶合器的結(jié)構(gòu)2.

4、1  結(jié)構(gòu)特點(diǎn)偶合器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)包括以下4點(diǎn)：現(xiàn)有的偶合器的埋入軸承內(nèi)環(huán)與輸出軸相連，外環(huán)與泵輪輸出軸承座相連，泵輪輸出軸承座與背殼相連，背殼通過螺栓再與泵輪相連;而新型的偶合器去掉了大慣量的背殼，在旋轉(zhuǎn)殼體內(nèi)部增加了支撐盤，埋入軸承的外環(huán)通過軸承座直接與泵輪體相連?，F(xiàn)有的偶合器埋入軸承多采用4點(diǎn)接觸球軸承，而新型偶合器因埋入軸承與輸入軸之間的空間較大，所以可采用雙列圓柱滾子軸承。該軸承可承受徑向載荷，也能承受任意方向的軸向載荷，特別適用于承受重負(fù)荷（比如偶合器的旋轉(zhuǎn)組件），或在沖擊載荷下工作，具有較好的抗沖擊能力?，F(xiàn)有的偶合器通過潤滑油管灌入潤滑油，而新型偶合器的輸入軸右端

5、的法蘭上開有潤滑油孔，油液通過潤滑油孔進(jìn)入輸入端法蘭與埋入軸承之間的腔體內(nèi)。新型偶合器在泵輪體背部增加了檔油環(huán)，檔油環(huán)四周均勻布置了進(jìn)油孔，油液通過油壓打入檔油環(huán)，并在離心力的作用下通過進(jìn)油孔進(jìn)入工作腔，從而可減少油液的浪費(fèi)。2.2  泵輪的幾何模型泵輪的pro/e實(shí)體模型如圖1所示。圖1  泵輪的pro/e實(shí)體模型3  葉輪的有限元分析3.1  網(wǎng)格劃分取泵輪的1/2為對象進(jìn)行網(wǎng)格劃分，這樣可以大大提高計(jì)算效率。利用hypermesh軟件，采用四面體實(shí)體單元對泵輪實(shí)體模型進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分。泵輪的單元類型為c3d4

6、（四節(jié)點(diǎn)線性四面體單元），單元總數(shù)為1 297 209，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為316 646.3.2  載荷的計(jì)算在液力偶合器工作時(shí)，根據(jù)其工作特性，可在泵輪網(wǎng)格模型上施加以下3方面的作用力。3.2.1  離心力泵輪材料自身的離心力可通過ansys軟件加載項(xiàng)中的定義材料密度、旋轉(zhuǎn)角速度體現(xiàn)，并施加在單元上。3.2.2  離心力在殼體內(nèi)表面產(chǎn)生的壓力離心力在殼體內(nèi)表面產(chǎn)生的壓力由高速旋轉(zhuǎn)工作液體的離心力（偶合器內(nèi)液體處于充滿狀態(tài)）與供油系統(tǒng)的充油壓力共同構(gòu)成，并作用在泵輪殼體的內(nèi)壁上。泵輪的內(nèi)壁由葉片分割成一個(gè)個(gè)單獨(dú)的

7、腔體，將計(jì)算出的壓力施加在每個(gè)腔體的內(nèi)壁上，計(jì)算公式如下：px=p0+2（r2）/2.                 （1）式（1）中：px為離心力在殼體內(nèi)表面產(chǎn)生的壓力;p0為偶合器充油系統(tǒng)的供油壓力，0.2 mpa;為泵輪角速度，870 kg/m3;為工作油密度，kg/m3;r為循環(huán)圓半徑，m。在循環(huán)圓的最大半徑處（r=325），px=1.33 mpa;在循環(huán)圓的小處半徑處（r=116），p

8、x=0.345 mpa。取其平均值0.837 5 mpa作為工作液體對泵輪殼體內(nèi)壁的壓力。3.2.3  葉片受到的沖擊力當(dāng)工作液體循環(huán)穩(wěn)定時(shí)，偶合器的扭矩輸出通過工作液體在泵輪與渦輪之間傳遞的動(dòng)量實(shí)現(xiàn)，而液體牽連運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的動(dòng)量沖擊會(huì)作用在葉片上。 葉片所受的作用力簡化為垂直于葉片的均布載荷，計(jì)算公式為：.                    &

9、#160; （2）式（2）中：py為葉片所受的作用力，0.024 6 mpa;t為葉輪傳遞的扭矩，3 183.3;s為葉片受液力沖擊的面積，9 561 mm2;n為泵輪的葉片數(shù)，54;l為葉片載荷中心離旋轉(zhuǎn)軸線的距離，250 mm。3.3  邊界條件處理利用hypermesh軟件約束泵輪殼體中心平面3個(gè)方向的位移。3.4  計(jì)算結(jié)果分析通過ansys軟件計(jì)算得出，泵輪在高速旋轉(zhuǎn)工作時(shí)，各分力作用和合力作用下的有限元分析結(jié)果如圖2和圖3所示。圖2  泵輪應(yīng)力云圖

10、60;               圖3  泵輪位移云圖計(jì)算得出，葉輪在離心力的作用下，泵輪的應(yīng)力最大，最大值為155.2 mpa，發(fā)生在葉片根部，最大位移值為0.687 mm，發(fā)生在泵輪邊緣;在其他兩個(gè)力的作用下，泵輪的應(yīng)力分別為16.7 mpa和17.1 mpa，相比于受到離心力而言，泵輪受到的影響較小;在合力作用下，泵輪的最大應(yīng)力為178.8 mpa，發(fā)生在葉片內(nèi)緣根部與

11、腔體壁的連接處，最大位移為0.907 mm，發(fā)生在泵輪邊緣處。葉片材料zl114a的屈服極限為310 mpa，最大應(yīng)力值低于屈服極限，安全系數(shù)s為1.74，技術(shù)手冊中規(guī)定塑性材料的安全系數(shù)在1.52.0之間。因此，上述計(jì)算結(jié)果符合規(guī)定，在正常情況下泵輪不會(huì)失效，可安全運(yùn)行。泵輪邊緣最大位移值為0.907 mm，滿足使用要求。4  結(jié)論葉輪在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，應(yīng)力變化主要是因金屬材料在高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的離心力而導(dǎo)致的，該分力占合力的86%. 在新型偶合器中，因泵輪體上開有一定數(shù)量的進(jìn)油孔，這在一定程度上減少了泵輪的質(zhì)量。因此，降低泵輪質(zhì)量可有效地降低葉輪旋轉(zhuǎn)時(shí)所產(chǎn)生的離心力。葉片根部與內(nèi)腔連接處是泵輪最大應(yīng)力的發(fā)生處，泵輪殼體在離心力的作用下產(chǎn)生變形后會(huì)導(dǎo)致葉片拉伸。為了有效延長葉片的壽命，進(jìn)而延長整機(jī)壽命，可適當(dāng)增大葉片與殼體內(nèi)壁連接處的過渡圓角。參考文獻(xiàn)1楊乃喬.液力調(diào)速與節(jié)能m.北京：國防工業(yè)出版社，2000.2楊乃喬.液力偶合器m.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1