YOXD650型液力耦合器葉片的強度分析

李坤哲，崔衛(wèi)秀

（陽泉煤業(yè)集團和順新大地煤業(yè)有限公司機電動力部，山西 陽泉 032700）

0 引 言

隨著傳統(tǒng)能源的日益枯竭，液力耦合器作為國家大力推廣的節(jié)能產(chǎn)品，其在刮板輸送機上得到了廣泛的應(yīng)用。由于煤礦井下環(huán)境特殊，用水作為介質(zhì)代替?zhèn)鹘y(tǒng)的礦物油，必將在煤機領(lǐng)域有很廣的市場前景[3]。

水介質(zhì)限矩型液力耦合器主要依靠泵輪和渦輪在旋轉(zhuǎn)時帶動水旋轉(zhuǎn)，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(jié)構(gòu)的合理性，而其結(jié)構(gòu)的合理性主要表現(xiàn)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(guān)鍵元件，渦輪和泵輪擔任著液體動能與機械能轉(zhuǎn)換的重要角色。對渦輪和泵輪的應(yīng)力狀態(tài)分析是設(shè)計葉輪過程中必不可少的環(huán)節(jié)，因此葉片的應(yīng)力計算準確與否對葉輪的應(yīng)力分析有十分重要的影響[3]。

1 葉片的網(wǎng)格劃分

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

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

2）映射網(wǎng)格劃分(MappedMeshing)。映射網(wǎng)格劃分法生成的單元形狀比較規(guī)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(shù)必須相等。該方法對于復(fù)雜邊界模擬能力較自由劃分網(wǎng)格差，如果要采用循環(huán)對稱法計算，則采用六面體單元，必須采用映射分網(wǎng)。

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(wǎng)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(nèi)緣相連接處容易發(fā)生斷裂，因此對葉片進行網(wǎng)格劃分時，也用六面體實體單元劃分，這樣可以保證計算結(jié)果的可靠性，選用8節(jié)點SOLD45號實體單元對葉片進行網(wǎng)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(jié)點37 060個；泵輪葉片模型共有單元8 963個，節(jié)點37 060個，劃分好網(wǎng)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)分析中為壓力。

3）力（Force）——為施加于模型節(jié)點或關(guān)鍵點的集中載荷。在結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)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(yōu)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(nèi)水流作用在葉片上，形成了耦合器葉片和葉輪內(nèi)壁的表面載荷，因此，需要確定葉片和葉輪內(nèi)壁上水的壓力的分布情況，根據(jù)前面介紹的壓力分布公式，采用有限元分析軟件中的函數(shù)加載方法，將壓力值加載到模型網(wǎng)格劃分的節(jié)點上實現(xiàn)水流壓力的準確加載。

表1 載荷施加方式的優(yōu)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(yīng)用的場合為非線性分析或內(nèi)存受到限制；PCG求解器應(yīng)用于單場問題中；稀疏矩陣直接求解器在要求穩(wěn)定性、求解速度和非線性分析時，其迭代速度很慢；預(yù)置條件共扼梯度求解器用于實體單元的較復(fù)雜模型。由于受計算機內(nèi)存限制，本次計算時采用波前求解器進行求解，求解結(jié)果顯示了節(jié)點的變化值。

3 計算結(jié)果及分析

對水介質(zhì)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(nèi)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(nèi)流動情況十分復(fù)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(jù)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(yīng)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(zhuǎn)的離心力和水流對它的沖擊力，因此應(yīng)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(yīng)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(guī)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(nèi)壁上，不容易發(fā)生變形，而葉片中心處離根部較遠，在受到高速旋轉(zhuǎn)的水流沖擊時容易發(fā)生變形，故中心處變形最大。其中Q=0.4 Q0時，渦輪葉片所發(fā)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(fā)生的最大變形為4.777×10-7m，最小變形為0 m.

渦輪葉片應(yīng)力由渦輪內(nèi)、外輪緣應(yīng)變引起葉片的拉伸應(yīng)力和水流沖擊應(yīng)力合成。由于循環(huán)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(yīng)力在葉片外輪緣內(nèi)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(fā)生破壞的地方是葉片與渦輪壁殼外部相接處，而且應(yīng)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(zhuǎn)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(yīng)力分布圖

其中Q=0.4 Q0時，渦輪葉片的最大應(yīng)力值5.238×103Pa，最小應(yīng)力值為6.075 5×104Pa；Q=0.8 Q0時，渦輪葉片的最大應(yīng)力值為1.511 41×105Pa，最小應(yīng)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(yīng)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(fā)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(fā)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(yīng)力由泵輪內(nèi)、外輪緣應(yīng)變引起葉片的拉伸應(yīng)力和液體沖擊應(yīng)力合成。由于循環(huán)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(yīng)力在葉片外輪緣內(nèi)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(fā)生破壞的地方是葉片與泵輪壁殼相接處，而且應(yīng)力比較大;在葉片靠近泵輪內(nèi)壁處所受到的壓力比較小，這是由于在高速旋轉(zhuǎn)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(yīng)力值2.15×106Pa，最小應(yīng)力值為4.826 5×104Pa；Q=0.8 Q0時，泵輪葉片的最大應(yīng)力值為5.42×106Pa，最小應(yīng)力值為1.215×104Pa。

圖5 泵輪葉片的應(yīng)力分布圖

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

[1] 劉彪,張月斌.水介質(zhì)限矩型液力偶合器在刮板輸送機上的應(yīng)用與節(jié)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(yīng)用[J].應(yīng)用能源技術(shù),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(shè)備工程,2008（3）：55-57.

[4] 王佳.調(diào)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.