YOXD650型液力耦合器葉片的強度分析

李坤哲，崔衛秀

（陽泉煤業集團和順新大地煤業有限公司機電動力部，山西 陽泉 032700）

0 引 言

隨著傳統能源的日益枯竭，液力耦合器作為國家大力推廣的節能產品，其在刮板輸送機上得到了廣泛的應用。由于煤礦井下環境特殊，用水作為介質代替傳統的礦物油，必將在煤機領域有很廣的市場前景[3]。

水介質限矩型液力耦合器主要依靠泵輪和渦輪在旋轉時帶動水旋轉，進而傳遞動力，因此它能夠安全可靠的運行主要依賴于泵輪和渦輪結構的合理性，而其結構的合理性主要表現為其抵抗振動和強度的能力[2]。作為液力耦合器傳遞動力的關鍵元件，渦輪和泵輪擔任著液體動能與機械能轉換的重要角色。對渦輪和泵輪的應力狀態分析是設計葉輪過程中必不可少的環節，因此葉片的應力計算準確與否對葉輪的應力分析有十分重要的影響[3]。

1 葉片的網格劃分

有限元模型包括節點、單元、材料屬性、約束和載荷，其中網格劃分是比較重要的環節之一，它決定著求解結果的精確性。在有限元程序中，有限元的網格是由程序自動完成的。ANSYS軟件對網格的劃分有兩種：

1）自由劃分網格(FreeMeshing)自由網格劃分法對于單元形狀無限制，內部節點位置比較隨意。其在體上可自動生成四面體網格。因為渦輪和泵輪模型均不規則，故在此選用自由網格劃分法。

2）映射網格劃分(MappedMeshing)。映射網格劃分法生成的單元形狀比較規則，它必須包含六面體、五面體或四面體單元，在相對的面和邊上所定義的單元劃分數必須相等。該方法對于復雜邊界模擬能力較自由劃分網格差，如果要采用循環對稱法計算，則采用六面體單元，必須采用映射分網。

由于耦合器渦輪和泵輪葉片的形狀均比較簡單，因此可以對葉片進行映射網格劃分，在有限元分析軟件ANSYS的前處理模塊中，直接讀入葉片實體。由于葉片與葉輪內緣相連接處容易發生斷裂，因此對葉片進行網格劃分時，也用六面體實體單元劃分，這樣可以保證計算結果的可靠性，選用8節點SOLD45號實體單元對葉片進行網格劃分，形成葉片的有限元模型，從List下查看到渦輪葉片模型共有單元8963個，節點37 060個；泵輪葉片模型共有單元8 963個，節點37 060個，劃分好網格的葉片模型如圖1所示。

圖1 葉片的有限元模型

2 施加載荷與求解

2.1 載荷類型

1）自由度約束（DOF constraint）——將給定某一面來限制其相對運動。如結構分析中約束被指定位移和對稱邊界條件。

2）表面載荷（Surface loads）——作用在物體表面的分布載荷。結構分析中為壓力。

3）力（Force）——為施加于模型節點或關鍵點的集中載荷。在結構分析中被指定為力和力矩。

4）慣性載荷(Inertia loads)——物體慣性引起的載荷。結構分析中為重力加速度、角速度和角加速度等。

5）體積載荷(Body loads)——為體載荷或場載荷，結構分析中為溫度。

6）耦合場載荷（coupled-Field loads）——指從一種分析得到的結果用作另一種分析的載荷。

2.2 施加載荷的方式

載荷可以施加到幾何實體模型或者有限元模型上，其優缺點如表1所示。

對于上述兩種加載方式，考慮到葉片模型簡單，本文采用的是將載荷施加在液力耦合器葉片的有限元模型上的方案。載荷主要包括位移約束、葉片表面液體壓力、離心力、重力。

液力耦合器流道內水流作用在葉片上，形成了耦合器葉片和葉輪內壁的表面載荷，因此，需要確定葉片和葉輪內壁上水的壓力的分布情況，根據前面介紹的壓力分布公式，采用有限元分析軟件中的函數加載方法，將壓力值加載到模型網格劃分的節點上實現水流壓力的準確加載。

表1 載荷施加方式的優缺點

2.3 選擇求解器

ANSYS提供了三個求解器用于一般求解，即波前求解器（Frontal solver）和 PCG求解器（PCG solver）（共扼梯度,或者“Power求解器”）。稀疏矩陣求解器（Sparse solver）也可以使用，主要用于非線性問題。波前求解器為ANSYS軟件默認的方法，波前求解器應用的場合為非線性分析或內存受到限制；PCG求解器應用于單場問題中；稀疏矩陣直接求解器在要求穩定性、求解速度和非線性分析時，其迭代速度很慢；預置條件共扼梯度求解器用于實體單元的較復雜模型。由于受計算機內存限制，本次計算時采用波前求解器進行求解，求解結果顯示了節點的變化值。

3 計算結果及分析

對水介質液力耦合器的工作情形進行分析時，首先要假定其工作腔內的水是滿容積的，這樣容易確定水的流動情況。但是刮板輸送機上實際使用的液力耦合器一般都不是全部充水的，其留有很大的自由空間。所留下的剩余體積可以容納水中析出的空氣和水蒸氣。通常情況下，所說的耦合器在完全沖液下工作，實際上水的體積也只有耦合器工作腔的90%左右[4]。

液力耦合器中充液量可用耦合器的相對充液量來表示Q=qQ0。式中Q0為耦合器工作腔的容積，Q0=0.018 67 m3。由此可以看出，在工作過程中Q是隨工況變化而變化的，但在耦合器運行時工作腔內流動情況十分復雜，很難準確得出其中水體積的變化值，因此一般只能用耦合器的充液量Q來表示耦合器工作時的充液情況。

由于液體壓力與充液量成正比，并且根據具體工況的不同而不同。當選擇不同充液量時，葉輪及葉片所受壓力各不相同，因此選取Q=0.4Q0、Q=0.8Q0；正常工況下，沖水量的多少對渦輪、泵輪葉片應力的影響如下：

在充水量Q=0.4Q0、Q=0.8Q0的兩種不同的工況進行分析，由于液力耦合器在工作中渦輪葉片受到高速旋轉的離心力和水流對它的沖擊力，因此應用有限元軟件ANSYS將葉片受到的壓力值，加載到渦輪有限元模型上進行強度分析，得到不同充水量時渦輪葉片的位移和應力分布如圖2所示。

圖2 渦輪葉片的位移分布圖

從圖2中可以看到，渦輪葉片的變形呈條狀分布，而且非常規則，葉片的中心處變形比較大，根部變形不明顯。這是由于葉片根部被固定在渦輪內壁上，不容易發生變形，而葉片中心處離根部較遠，在受到高速旋轉的水流沖擊時容易發生變形，故中心處變形最大。其中Q=0.4 Q0時，渦輪葉片所發生的最大變形為1.92×10-7m，最小變形為0 m。Q=0.8 Q0時，渦輪葉片所發生的最大變形為4.777×10-7m，最小變形為0 m.

渦輪葉片應力由渦輪內、外輪緣應變引起葉片的拉伸應力和水流沖擊應力合成。由于循環流動的水在渦輪進口處具有最大的速度和壓力，因此合成應力在葉片外輪緣內壁與葉片頂部相接處具有最大值。從圖3可以看出，當渦輪承受過大載荷時，首先發生破壞的地方是葉片與渦輪壁殼外部相接處，而且應力比較大;在葉片底部所受到的壓力比較小，這是由于在高速旋轉過程中液體主要集中作用在葉片的頂部。

圖3 渦輪葉片的應力分布圖

其中Q=0.4 Q0時，渦輪葉片的最大應力值5.238×103Pa，最小應力值為6.075 5×104Pa；Q=0.8 Q0時，渦輪葉片的最大應力值為1.511 41×105Pa，最小應力值為1.351 9×104Pa.

通過有限元分析軟件計算可以求出泵輪葉片在正常工況下位移和應力分布圖，如圖4中可以看到，受力情況類似于渦輪。

由圖4可以看出，Q=0.4 Q0時泵輪葉片所發生的最大變形為9.318×10-7mm，最小變形為0 m。Q=0.8 Q0時渦輪葉片所發生的最大變形為2.075 42×10-7m，最小變形為0 m。

圖4 泵輪葉片的位移分布圖

泵輪葉片應力由泵輪內、外輪緣應變引起葉片的拉伸應力和液體沖擊應力合成。由于循環流動的水流在泵輪出口處具有最大的速度和壓力，因此合成應力在葉片外輪緣內壁與葉片頂部相接處具有最大值。從圖5可以看出，當泵輪承受過大載荷時，首先發生破壞的地方是葉片與泵輪壁殼相接處，而且應力比較大;在葉片靠近泵輪內壁處所受到的壓力比較小，這是由于在高速旋轉過程中水流主要集中作用在葉片的頂部。

其中，Q=0.4 Q0時，渦輪葉片的最大應力值2.15×106Pa，最小應力值為4.826 5×104Pa；Q=0.8 Q0時，泵輪葉片的最大應力值為5.42×106Pa，最小應力值為1.215×104Pa。

圖5 泵輪葉片的應力分布圖

通過分析水流作用在葉輪殼體內壁上的應力與位移分布和液體作用在葉片上的應力與位移分布，得出葉輪工作時，最容易發生疲勞破壞的地方是葉片與葉輪殼體內壁相接的地方。可以適當增加葉片數量與葉輪殼體內壁相接處的圓角過渡來減小應力集中。

[1] 劉彪,張月斌.水介質限矩型液力偶合器在刮板輸送機上的應用與節能[J].煤礦機械，2002（10）：76-78.

[2] 左正濤,劉紅紅.液力耦合器工作原理及其應用[J].應用能源技術,2011.11(119)：11-12.

[3] 閆志.液力耦合器直連故障的原因分析[J].中國設備工程,2008（3）：55-57.

[4] 王佳.調速型液力偶合器葉輪強度與振動特性研究[D].長春：吉林大學,2009：17-25.

[5] 黃寶靜.液力耦合器故障分析[J].冶金動力,2008，6（130）:83.