基于ANSYS的液粘摩擦偶合器關(guān)鍵部件強(qiáng)度特性分析

宋慧　王剛　鐘佩思　宋愛利

【摘 要】摩擦耦合器在機(jī)械傳動(dòng)領(lǐng)域中有著重要的應(yīng)用，液粘摩擦耦合器作為典型的濕摩擦傳動(dòng)設(shè)備，其關(guān)鍵部件的強(qiáng)度特性對(duì)于整個(gè)摩擦耦合器的可靠性和使用壽命均有著關(guān)鍵的影響。基于有限元軟件ANSYS對(duì)泵輪和扇區(qū)的應(yīng)力場(chǎng)和變形場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算，得出不同載荷下的響應(yīng)特性，對(duì)于摩擦耦合器的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

【關(guān)鍵詞】液粘摩擦耦合器；應(yīng)力場(chǎng)；有限元；強(qiáng)度

中圖分類號(hào)： TP249 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼： A 文章編號(hào)： 2095-2457（2018）08-0025-003

0 引言

摩擦耦合器是一種新型的機(jī)械傳動(dòng)裝備[1]，包括干摩擦和濕摩擦兩種類型。液粘摩擦耦合器作為典型的濕摩擦設(shè)備，主要通過液態(tài)傳動(dòng)介質(zhì)的粘性實(shí)現(xiàn)摩擦傳動(dòng)。當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速被限定時(shí)，其輸出特性可通過內(nèi)腔的油壓實(shí)現(xiàn)控制要求，比如轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩等[2]。液粘摩擦耦合器具有傳動(dòng)平穩(wěn)、無級(jí)變速、無剛性沖擊等優(yōu)點(diǎn)，因此在大型設(shè)備傳動(dòng)中有著良好的應(yīng)用效果[3]。

由于傳動(dòng)功率較大，液粘摩擦耦合器內(nèi)部構(gòu)件將承受巨大的載荷，關(guān)鍵部件在載荷作用下發(fā)生一定的形變量。若內(nèi)部構(gòu)件承受的應(yīng)力超過了許用范圍，則將對(duì)耦合器產(chǎn)生一定的損傷。若長(zhǎng)期處于這種工作狀態(tài)，會(huì)大大降低設(shè)備的使用壽命。隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展，大型機(jī)械設(shè)備的普及率越來越高，要求適應(yīng)于各種惡劣環(huán)境，因此極限功率也越來越高，對(duì)于液粘摩擦耦合器內(nèi)部關(guān)鍵部件的強(qiáng)度分析非常有必要。文中基于有限元方法[4]，采用ANSYS軟件實(shí)現(xiàn)液粘耦合器內(nèi)部關(guān)鍵部件的應(yīng)力場(chǎng)和變形場(chǎng)計(jì)算，對(duì)于后期摩擦耦合器的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供重要依據(jù)。

1 有限元模型的建立

1.1 模型構(gòu)建

有限元模型在構(gòu)建時(shí)需要匹配真實(shí)模型，但是又要考慮計(jì)算工作量。一般情況下，需要將關(guān)鍵結(jié)構(gòu)位置保持精確的形狀和尺寸，一些對(duì)計(jì)算結(jié)果影響較小的倒角等結(jié)構(gòu)可以忽略和簡(jiǎn)化，實(shí)現(xiàn)計(jì)算精度和計(jì)算效率的協(xié)調(diào)性安排。在網(wǎng)格劃分方面，網(wǎng)格尺寸和類型的合理性直接決定了計(jì)算結(jié)果的可靠性。在有限元軟件ANSYS中，提供了不同節(jié)點(diǎn)特性的單元類型可供選擇，但是為了保證網(wǎng)格的精細(xì)程度，降低網(wǎng)格畸變程度，文中基于ICEM進(jìn)行網(wǎng)格劃分，最終得出耦合器中泵體的網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖1所示。ICEM目前已集成于ANSYS中，能夠通過指令調(diào)取和導(dǎo)入網(wǎng)格模型，根據(jù)塊的劃分得出理想的六面體網(wǎng)格模型，相比同等數(shù)量的四面體網(wǎng)格，計(jì)算效率更高。

1.2 邊界條件設(shè)置

根據(jù)液粘摩擦耦合器的工作原理可知，泵體腔內(nèi)不同的充液率將出現(xiàn)不同的摩擦載荷。因此，文中分別對(duì)油液35%、75%和完全充滿載荷條件下的泵體強(qiáng)度進(jìn)行分析。在邊界條件設(shè)置方面，充分考慮油液的離心力作用，根據(jù)實(shí)際工程中的經(jīng)驗(yàn)法施加載荷值。

在自由度約束設(shè)置方面，由于液粘摩擦耦合器的泵輪與泵輪軸連接在葉輪中心位置處，因此需要將此次設(shè)置為圓柱類型約束，即泵體中的葉輪能夠繞Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)。為了便于設(shè)置，需要建立圓柱坐標(biāo)系，完成徑向和周向約束的施加[5]，模擬過盈配合狀態(tài)。

2 結(jié)果分析

2.1 油液35%載荷條件

在該載荷條件下，最終可得出穩(wěn)態(tài)條件下泵體的整體應(yīng)力場(chǎng)如圖2（a）所示，同時(shí)，為了利于查看細(xì)節(jié)，取出單獨(dú)葉片扇區(qū)模型，其應(yīng)力場(chǎng)如圖2（b）所示。從圖2中可以看出：當(dāng)輸入軸以額定轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí)，整個(gè)泵輪沿著徑向方向受到拉伸作用，隨著最大應(yīng)力位于外徑根部和葉片中心位置，未表現(xiàn)出明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

（a）泵體應(yīng)力云圖

（b）單獨(dú)葉片扇區(qū)應(yīng)力云圖

（a）泵體變形云圖

（b）單獨(dú)葉片扇區(qū)變形云圖

穩(wěn)態(tài)條件下泵體的整體變形場(chǎng)如圖3（a）所示，單獨(dú)葉片扇區(qū)變形場(chǎng)如圖3（b）所示。圖3中可以看出：最大變形位于泵體的外邊緣區(qū)域，在離心力作用下，表現(xiàn)出明顯的線性增大。

2.2 油液75%載荷條件

在油液載荷為75%條件下，泵體的整體應(yīng)力場(chǎng)如圖4（a）所示，單獨(dú)葉片扇區(qū)應(yīng)力場(chǎng)如圖4（b）所示。圖4中可以看出：相比于35%載荷條件，該條件下的最大應(yīng)力值達(dá)到了355Mpa，顯著提升；出現(xiàn)了一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象，位置位于葉片內(nèi)徑根部；外徑端部位置也出現(xiàn)了一定的應(yīng)力分布不均現(xiàn)象。這是由于在較大液粘摩擦力作用下，葉片作為主要承載面承受較大的壓力載荷，但非工作面承受拉力載荷。

（a）泵體應(yīng)力云圖

（b）單獨(dú)葉片扇區(qū)應(yīng)力云圖

該載荷條件下泵體的整體變形場(chǎng)如圖5（a）所示，單獨(dú)葉片扇區(qū)變形場(chǎng)如圖5（b）所示。圖5中可以看出：泵輪的變形特性與35%載荷條件同樣有著顯著的不同，最大變形位置出現(xiàn)在葉片中心位置，并非小載荷條件下的外徑端面；最大變形量達(dá)到了0.17mm。根據(jù)液粘摩擦耦合器的工作原理可知，為了降低泵輪端面的變形量，一般采用開螺栓孔的方式直接將泵體固定。當(dāng)泵輪高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，液粘離心力轉(zhuǎn)化葉片的摩擦力，使得葉片的變形場(chǎng)出現(xiàn)等值變形環(huán)狀條狀態(tài)。由此可見，從變形量主因素影響大小上分析，油壓的壓力在葉片的變形上起到主要影響作用。

（a）泵體變形云圖

（b）單獨(dú)葉片扇區(qū)變形云圖

2.3 完全油液載荷條件

在極限載荷條件下，即完全油液載荷狀態(tài)時(shí)，可得出泵體的整體應(yīng)力場(chǎng)如圖6（a）所示，單獨(dú)葉片扇區(qū)應(yīng)力場(chǎng)如圖6（b）所示。圖6中可以看出：該條件下同樣具有應(yīng)力集中現(xiàn)象，在巨大的油液沖擊作用下，位于葉片外徑和內(nèi)徑根部位置，最大應(yīng)力值達(dá)到1710MPa；對(duì)于非工作平面，應(yīng)力云圖出現(xiàn)了漩渦現(xiàn)象，這是由于油液流體離心力的作用，使較大應(yīng)力出現(xiàn)在了距離葉片中心處的小部分區(qū)域。

（a）泵體應(yīng)力云圖

（b）單獨(dú)葉片扇區(qū)應(yīng)力云圖

該載荷條件下泵體的整體變形場(chǎng)如圖7（a）所示，單獨(dú)葉片扇區(qū)變形場(chǎng)如圖7（b）所示。圖7中可以看出：由于載荷較大，葉片上的最大變形量達(dá)到1.38mm；從整體上看，由于油液充滿整個(gè)內(nèi)腔，隨著主軸轉(zhuǎn)動(dòng)，泵體的邊界條件類似于簡(jiǎn)支梁，在彎矩作用下，最大變形位置位于葉片的中心位置。

（a）泵體變形云圖

（b）單獨(dú)葉片扇區(qū)變形云圖

3 結(jié)語

在本文所研究的液粘摩擦耦合器關(guān)鍵部件強(qiáng)度分析方案中，主要基于有限元方法實(shí)現(xiàn)不同工況下的強(qiáng)度計(jì)算。不同載荷條件下的應(yīng)力場(chǎng)和變形場(chǎng)特性有著顯著的差別，可為工作條件的優(yōu)化控制提供重要的依據(jù)，并為液粘摩擦耦合器的空結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供思路和方法。

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