液力偶合器轉(zhuǎn)動部件強度分析

陸佳銘， 李仲， 張路

（中國電建集團上海能源裝備有限公司，上海 201317）

0 引言

隨著國家火電行業(yè)發(fā)展，越來越多的火電動機組需要參與電網(wǎng)調(diào)峰，鍋爐給水泵組作為調(diào)峰環(huán)節(jié)的重要輔機設(shè)備，通過調(diào)節(jié)給水泵轉(zhuǎn)速，控制鍋爐進水量，從而達到調(diào)峰的目的[1-3]。液力耦合器是電動給水泵組中調(diào)速的關(guān)鍵設(shè)備，其主要是利用液體動量矩的變化來傳遞力矩的液力傳動裝置，由于具有自適應(yīng)性好、減緩沖擊、隔離扭振等優(yōu)點而被廣泛運用在電動給水泵組中。

可以將液力耦合器看作以液體為工作介質(zhì)的非剛性聯(lián)軸器[4-5]。液力偶合器的泵輪和渦輪組成一個可使液體循環(huán)流動的密閉工作腔體，泵輪安裝在輸入軸上，渦輪安裝在輸出軸上。兩輪為沿徑向排列著許多葉片的半圓環(huán)，泵輪和渦輪相互耦合布置，互不接觸，中間有一定間隙。

液力偶合器作為關(guān)鍵的大型調(diào)速設(shè)備，國內(nèi)外對液力偶合器有著較為深入的研究。盧秀泉[6]基于流固耦合理論及算法，研究了某型號偶合器在不同充液率下的葉輪的變形和應(yīng)力情況；石麗建等[7]采用CFD數(shù)值模擬方法，對液力偶合器泵輪和渦輪建立全流道，分析了內(nèi)部流動情況。

近些年電廠中不斷有偶合器轉(zhuǎn)動過程中因轉(zhuǎn)動部件的強度不夠而造成停機事故的出現(xiàn)，鑒于目前對轉(zhuǎn)動部件強度的研究較少，本文利用有限元軟件，對偶合器泵輪及轉(zhuǎn)動外殼等關(guān)鍵轉(zhuǎn)動部件分析研究，并將有限元軟件計算結(jié)果與理論計算結(jié)果進行對比分析，為進一步分析和優(yōu)化設(shè)計新型號的偶合器轉(zhuǎn)動部件結(jié)構(gòu)打下基礎(chǔ)。

1 理論計算

1.1 設(shè)計運行參數(shù)

液力偶合器設(shè)計尺寸一般是根據(jù)其運行參數(shù)來確定的，本文研究的液力偶合器是為國外某電廠新建項目而設(shè)計的，其主要設(shè)計運行參數(shù)如表1所示。

液力偶合器轉(zhuǎn)動部件的安裝結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示，根據(jù)表1設(shè)計運行參數(shù)初步確定轉(zhuǎn)動部件的主要結(jié)構(gòu)尺寸如表2所示，表3為泵輪及轉(zhuǎn)動外殼材料性能。

表1 運行參數(shù)表

1.2 轉(zhuǎn)動部件受力分析

液力偶合器的轉(zhuǎn)動部件主要由齒輪、傳動軸、泵輪、渦輪、轉(zhuǎn)動外殼等零件組成，如圖1所示。齒輪及傳動軸作為通用型零件，關(guān)于其的理論、結(jié)構(gòu)、強度研究比較成熟，研究結(jié)果對于偶合器中的齒輪及傳動軸設(shè)計具有一定指導(dǎo)意義，而泵輪、渦輪為非通用型零件，相關(guān)理論研究較少，因此本文研究重點為泵輪、渦輪及轉(zhuǎn)動外殼的強度。

圖1 液力偶合器轉(zhuǎn)動部件結(jié)構(gòu)圖

表2 轉(zhuǎn)動部件主要結(jié)構(gòu)尺寸 mm

表3 泵輪及轉(zhuǎn)動外殼材料性能

在研究轉(zhuǎn)動部件強度時，需要分析其運行過程中的受力。泵輪、渦輪及轉(zhuǎn)動外殼在運行過程中主要受到工作油壓力Pω、自身轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生的離心力Py、螺栓的拉力PA、軸向推力PB等，同時還受到由上述力產(chǎn)生的彎矩M，圖2為轉(zhuǎn)動部件的受力示意圖。

圖2 轉(zhuǎn)動部件受力示意圖

1）螺栓拉力：

式中：

式中：β為工作油密度；PG為最大浸油處壓力；RG為最大浸油處半徑；UG為最大浸油處線速度；nH為泵輪轉(zhuǎn)速；Kβ根據(jù)實驗曲線取0.002；D為有效直徑。

2）彎矩M。根據(jù)圖3，可以得出作用在偶合器上所有力對軸的彎矩：

式中：Mω為油壓力的法向分力而引起對y軸的彎矩；Mω0為油壓力的軸向分力而引起對y軸的彎矩；My為材料離心力引起的彎矩；MA為泵輪與轉(zhuǎn)動外殼連接螺栓拉力對y軸的彎矩；MB為軸向推力對y軸的彎矩。

圖3 偶合器半體上法向力示意圖

圖3中法向力：N=Nω+Ny。其中：Ny為轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生的離心力而引起的法向分力；Nω為油壓力引起的法向分力。

由圖4可知

圖4 油壓力引起的法向分力Nω

式中，Pω為弧段中心處的油壓力。

由圖5可知

圖5 離心力引起的法向分力Ny

式中，γm為工作輪材料重度。

1.3 強度校核

根據(jù)上述分析可知，渦輪的輪壁內(nèi)外的油壓力Pω可以相互抵消，且渦輪內(nèi)側(cè)有葉片，起到加強筋的作用，因此渦輪的強度條件較好，所以本文主要分析泵輪及轉(zhuǎn)動外殼的強度，利用公式（8）～（10）來對轉(zhuǎn)動外殼和泵輪進行強度校核

斷面轉(zhuǎn)角公式為

中性軸yo與y軸之間的距離b的計算公式為

通過分析計算可知最大應(yīng)力點位于y0軸與Z軸斷面上曲率最大的外圓輪廓處：傾角為最大斷面點

2 仿真計算

2.1 計算模型

偶合器主要轉(zhuǎn)動部件如圖6所示，運用三維建模軟件Inventor結(jié)合表2的設(shè)計尺寸參數(shù)，對轉(zhuǎn)動部件進行三維建模。

圖6 轉(zhuǎn)動部件三維模型圖

圖7 轉(zhuǎn)動部件網(wǎng)格劃分圖

三維模型建好后，保存為固定格式，并將模型導(dǎo)入mesh單元中進行網(wǎng)格劃分。圖7為已考慮網(wǎng)格無關(guān)性的劃分結(jié)果，考慮到轉(zhuǎn)動部件結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，采用結(jié)構(gòu)體與非結(jié)構(gòu)體混合網(wǎng)格。在關(guān)鍵位置進行局部加密，網(wǎng)格劃分后統(tǒng)計：Element2261100；Node3838548。

網(wǎng)格劃分好后，需要設(shè)置相關(guān)邊界條件，在傳動軸安裝滑動軸承處添加cylindrical support約束來模擬徑向軸承，Radial為Fixed，Axial與Tangential均為Free，傳動軸端推力軸承處約束軸向位移為0。

圖8 邊界條件及載荷圖

外部載荷主要包括：泵輪軸小齒輪處施加不同轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)矩；螺栓均加載預(yù)緊力；泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)施加不同轉(zhuǎn)速（離心力）；重力以及對泵輪腔壁、葉片以及轉(zhuǎn)動外殼施加10 MPa的油壓力；通過查表可知，M12螺栓預(yù)緊力約為38 400 N，M20預(yù)緊力約為117 000 N。

根據(jù)T=9550 P/n將不同轉(zhuǎn)速下的功率轉(zhuǎn)化為轉(zhuǎn)矩，載荷參數(shù)如表4所示。

表4 載荷參數(shù)表

在設(shè)置完邊界條件和載荷后，還需根據(jù)實際工況設(shè)置接觸對，泵輪軸與M20螺釘連接處為bonded，泵輪與螺釘接合處bonded，同樣的方式設(shè)置泵輪與轉(zhuǎn)動外殼之間的螺釘接觸。

2.2 仿真計算結(jié)果分析

由圖9～圖12可知，隨著轉(zhuǎn)速的提高，轉(zhuǎn)動外殼的應(yīng)力也越來越大。在功率變化不大的情況下，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩這兩者因素，由轉(zhuǎn)速引起的材料離心力對于轉(zhuǎn)動外殼的應(yīng)力影響更大，所以偶合器的運轉(zhuǎn)過程中一定要嚴格控制其極限轉(zhuǎn)速，而極限轉(zhuǎn)矩適當(dāng)增大對于轉(zhuǎn)動外殼的強度影響不大。最大應(yīng)力點在轉(zhuǎn)動外殼內(nèi)轉(zhuǎn)角處和轉(zhuǎn)動外殼的邊緣處，這與理論計算的最大應(yīng)力點是一致的。

圖9 不同轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)動外殼應(yīng)力圖

圖10為轉(zhuǎn)動外殼不同工況下模擬結(jié)果與理論計算結(jié)果對比折線圖，可以看出理論計算的最大應(yīng)力值大于仿真計算的結(jié)果，但兩者結(jié)果之間相差不大，結(jié)合表3可知，兩者計算的數(shù)值都小于材料的屈服極限。

圖10 轉(zhuǎn)動外殼仿真與理論計算結(jié)果對比圖

圖11 不同轉(zhuǎn)速下泵輪應(yīng)力圖

由ANSYS仿真結(jié)果可知，不同轉(zhuǎn)速對泵輪的最大應(yīng)力影響不大，可知在輸出功率變化不大的情況下，泵輪的最大應(yīng)力不會隨著轉(zhuǎn)速的變化而產(chǎn)生較大變化。在極限轉(zhuǎn)速5800 r/min，泵輪的最大應(yīng)力約為537 MPa，小于泵輪材料的最大屈服極限，最大應(yīng)力發(fā)生在傳動軸與泵輪螺栓連接孔處。

圖12為利用ANSYS仿真計算結(jié)果與理論計算結(jié)果折線圖，可以發(fā)現(xiàn)仿真計算的結(jié)果要比理論計算的最大應(yīng)力值要大，但變化趨勢相一致，可能由以下幾點原因造成兩者計算結(jié)果的不一致：1）在理論計算時未考慮在泵輪在高速旋轉(zhuǎn)時由于連接螺栓產(chǎn)生的切應(yīng)力；2）為了簡化理論計算，未考慮泵輪葉片對于泵輪的應(yīng)力影響；3）在仿真計算中，施加在泵輪內(nèi)壁面的油壓載荷為理論計算的最大值，而實際運轉(zhuǎn)過程中作用在泵輪內(nèi)壁面上的油壓值實際是徑向梯度載荷。

圖12 泵輪仿真與理論計算結(jié)果對比圖

3 結(jié)論

根據(jù)液力偶合器工作原理分析了泵輪、轉(zhuǎn)動外殼等主要轉(zhuǎn)動部件的受力情況，通過ANSYS對不同工況下液力偶合器的關(guān)鍵轉(zhuǎn)動部件進行強度校核，結(jié)合實際運行工況中轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩等因素對泵輪和轉(zhuǎn)動外殼進行應(yīng)力分析，并結(jié)合理論計算結(jié)果，得到如下結(jié)論：1）在極限轉(zhuǎn)速5800 r/min工況下，轉(zhuǎn)動外殼和泵輪應(yīng)力最大，分別為516 MPa、536 MPa，轉(zhuǎn)速對于轉(zhuǎn)動外殼的強度影響較大，而轉(zhuǎn)矩對于泵輪的強度影響較大。在轉(zhuǎn)動部件的加工過程完成后需要對其進行動平衡測試，否則不但影響轉(zhuǎn)動部件的振動，同時也使得轉(zhuǎn)動部件的應(yīng)力增大。在液力偶合器運行過程中，需要嚴格控制傳動軸的極限轉(zhuǎn)速。2）理論計算和仿真計算中的三維模型尺寸均為實際設(shè)計尺寸，通過校核后可知，泵輪和轉(zhuǎn)動外殼的強度符合要求，并有一定的安全系數(shù)，該尺寸可以用于指導(dǎo)實際生產(chǎn)加工。3）通過對泵輪的強度校核發(fā)現(xiàn)，泵輪在高速旋轉(zhuǎn)時，泵輪上與傳動軸螺栓連接孔處的應(yīng)力最大，在進行泵輪設(shè)計時，需要單獨對泵輪與傳動軸連接處的螺栓孔及螺栓強度進行校核，避免因為加工而產(chǎn)生過大的局部應(yīng)力，在必要時需要增加連接螺栓的數(shù)量。