YOXD650型液力耦合器叶片的强度分析

李坤哲，崔卫秀

（阳泉煤业集团和顺新大地煤业有限公司机电动力部，山西 阳泉 032700）

0 引 言

随着传统能源的日益枯竭，液力耦合器作为国家大力推广的节能产品，其在刮板输送机上得到了广泛的应用。由于煤矿井下环境特殊，用水作为介质代替传统的矿物油，必将在煤机领域有很广的市场前景[3]。

水介质限矩型液力耦合器主要依靠泵轮和涡轮在旋转时带动水旋转，进而传递动力，因此它能够安全可靠的运行主要依赖于泵轮和涡轮结构的合理性，而其结构的合理性主要表现为其抵抗振动和强度的能力[2]。作为液力耦合器传递动力的关键元件，涡轮和泵轮担任着液体动能与机械能转换的重要角色。对涡轮和泵轮的应力状态分析是设计叶轮过程中必不可少的环节，因此叶片的应力计算准确与否对叶轮的应力分析有十分重要的影响[3]。

1 叶片的网格划分

有限元模型包括节点、单元、材料属性、约束和载荷，其中网格划分是比较重要的环节之一，它决定着求解结果的精确性。在有限元程序中，有限元的网格是由程序自动完成的。ANSYS软件对网格的划分有两种：

1）自由划分网格(FreeMeshing)自由网格划分法对于单元形状无限制，内部节点位置比较随意。其在体上可自动生成四面体网格。因为涡轮和泵轮模型均不规则，故在此选用自由网格划分法。

2）映射网格划分(MappedMeshing)。映射网格划分法生成的单元形状比较规则，它必须包含六面体、五面体或四面体单元，在相对的面和边上所定义的单元划分数必须相等。该方法对于复杂边界模拟能力较自由划分网格差，如果要采用循环对称法计算，则采用六面体单元，必须采用映射分网。

由于耦合器涡轮和泵轮叶片的形状均比较简单，因此可以对叶片进行映射网格划分，在有限元分析软件ANSYS的前处理模块中，直接读入叶片实体。由于叶片与叶轮内缘相连接处容易发生断裂，因此对叶片进行网格划分时，也用六面体实体单元划分，这样可以保证计算结果的可靠性，选用8节点SOLD45号实体单元对叶片进行网格划分，形成叶片的有限元模型，从List下查看到涡轮叶片模型共有单元8963个，节点37 060个；泵轮叶片模型共有单元8 963个，节点37 060个，划分好网格的叶片模型如图1所示。

图1 叶片的有限元模型

2 施加载荷与求解

2.1 载荷类型

1）自由度约束（DOF constraint）——将给定某一面来限制其相对运动。如结构分析中约束被指定位移和对称边界条件。

2）表面载荷（Surface loads）——作用在物体表面的分布载荷。结构分析中为压力。

3）力（Force）——为施加于模型节点或关键点的集中载荷。在结构分析中被指定为力和力矩。

4）惯性载荷(Inertia loads)——物体惯性引起的载荷。结构分析中为重力加速度、角速度和角加速度等。

5）体积载荷(Body loads)——为体载荷或场载荷，结构分析中为温度。

6）耦合场载荷（coupled-Field loads）——指从一种分析得到的结果用作另一种分析的载荷。

2.2 施加载荷的方式

载荷可以施加到几何实体模型或者有限元模型上，其优缺点如表1所示。

对于上述两种加载方式，考虑到叶片模型简单，本文采用的是将载荷施加在液力耦合器叶片的有限元模型上的方案。载荷主要包括位移约束、叶片表面液体压力、离心力、重力。

液力耦合器流道内水流作用在叶片上，形成了耦合器叶片和叶轮内壁的表面载荷，因此，需要确定叶片和叶轮内壁上水的压力的分布情况，根据前面介绍的压力分布公式，采用有限元分析软件中的函数加载方法，将压力值加载到模型网格划分的节点上实现水流压力的准确加载。

表1 载荷施加方式的优缺点

2.3 选择求解器

ANSYS提供了三个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”）。稀疏矩阵求解器（Sparse solver）也可以使用，主要用于非线性问题。波前求解器为ANSYS软件默认的方法，波前求解器应用的场合为非线性分析或内存受到限制；PCG求解器应用于单场问题中；稀疏矩阵直接求解器在要求稳定性、求解速度和非线性分析时，其迭代速度很慢；预置条件共扼梯度求解器用于实体单元的较复杂模型。由于受计算机内存限制，本次计算时采用波前求解器进行求解，求解结果显示了节点的变化值。

3 计算结果及分析

对水介质液力耦合器的工作情形进行分析时，首先要假定其工作腔内的水是满容积的，这样容易确定水的流动情况。但是刮板输送机上实际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间。所留下的剩余体积可以容纳水中析出的空气和水蒸气。通常情况下，所说的耦合器在完全冲液下工作，实际上水的体积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对充液量来表示Q=qQ0。式中Q0为耦合器工作腔的容积，Q0=0.018 67 m3。由此可以看出，在工作过程中Q是随工况变化而变化的，但在耦合器运行时工作腔内流动情况十分复杂，很难准确得出其中水体积的变化值，因此一般只能用耦合器的充液量Q来表示耦合器工作时的充液情况。

由于液体压力与充液量成正比，并且根据具体工况的不同而不同。当选择不同充液量时，叶轮及叶片所受压力各不相同，因此选取Q=0.4Q0、Q=0.8Q0；正常工况下，冲水量的多少对涡轮、泵轮叶片应力的影响如下：

在充水量Q=0.4Q0、Q=0.8Q0的两种不同的工况进行分析，由于液力耦合器在工作中涡轮叶片受到高速旋转的离心力和水流对它的冲击力，因此应用有限元软件ANSYS将叶片受到的压力值，加载到涡轮有限元模型上进行强度分析，得到不同充水量时涡轮叶片的位移和应力分布如图2所示。

图2 涡轮叶片的位移分布图

从图2中可以看到，涡轮叶片的变形呈条状分布，而且非常规则，叶片的中心处变形比较大，根部变形不明显。这是由于叶片根部被固定在涡轮内壁上，不容易发生变形，而叶片中心处离根部较远，在受到高速旋转的水流冲击时容易发生变形，故中心处变形最大。其中Q=0.4 Q0时，涡轮叶片所发生的最大变形为1.92×10-7m，最小变形为0 m。Q=0.8 Q0时，涡轮叶片所发生的最大变形为4.777×10-7m，最小变形为0 m.

涡轮叶片应力由涡轮内、外轮缘应变引起叶片的拉伸应力和水流冲击应力合成。由于循环流动的水在涡轮进口处具有最大的速度和压力，因此合成应力在叶片外轮缘内壁与叶片顶部相接处具有最大值。从图3可以看出，当涡轮承受过大载荷时，首先发生破坏的地方是叶片与涡轮壁壳外部相接处，而且应力比较大;在叶片底部所受到的压力比较小，这是由于在高速旋转过程中液体主要集中作用在叶片的顶部。

图3 涡轮叶片的应力分布图

其中Q=0.4 Q0时，涡轮叶片的最大应力值5.238×103Pa，最小应力值为6.075 5×104Pa；Q=0.8 Q0时，涡轮叶片的最大应力值为1.511 41×105Pa，最小应力值为1.351 9×104Pa.

通过有限元分析软件计算可以求出泵轮叶片在正常工况下位移和应力分布图，如图4中可以看到，受力情况类似于涡轮。

由图4可以看出，Q=0.4 Q0时泵轮叶片所发生的最大变形为9.318×10-7mm，最小变形为0 m。Q=0.8 Q0时涡轮叶片所发生的最大变形为2.075 42×10-7m，最小变形为0 m。

图4 泵轮叶片的位移分布图

泵轮叶片应力由泵轮内、外轮缘应变引起叶片的拉伸应力和液体冲击应力合成。由于循环流动的水流在泵轮出口处具有最大的速度和压力，因此合成应力在叶片外轮缘内壁与叶片顶部相接处具有最大值。从图5可以看出，当泵轮承受过大载荷时，首先发生破坏的地方是叶片与泵轮壁壳相接处，而且应力比较大;在叶片靠近泵轮内壁处所受到的压力比较小，这是由于在高速旋转过程中水流主要集中作用在叶片的顶部。

其中，Q=0.4 Q0时，涡轮叶片的最大应力值2.15×106Pa，最小应力值为4.826 5×104Pa；Q=0.8 Q0时，泵轮叶片的最大应力值为5.42×106Pa，最小应力值为1.215×104Pa。

图5 泵轮叶片的应力分布图

通过分析水流作用在叶轮壳体内壁上的应力与位移分布和液体作用在叶片上的应力与位移分布，得出叶轮工作时，最容易发生疲劳破坏的地方是叶片与叶轮壳体内壁相接的地方。可以适当增加叶片数量与叶轮壳体内壁相接处的圆角过渡来减小应力集中。

[1] 刘彪,张月斌.水介质限矩型液力偶合器在刮板输送机上的应用与节能[J].煤矿机械，2002（10）：76-78.

[2] 左正涛,刘红红.液力耦合器工作原理及其应用[J].应用能源技术,2011.11(119)：11-12.

[3] 闫志.液力耦合器直连故障的原因分析[J].中国设备工程,2008（3）：55-57.

[4] 王佳.调速型液力偶合器叶轮强度与振动特性研究[D].长春：吉林大学,2009：17-25.

[5] 黄宝静.液力耦合器故障分析[J].冶金动力,2008，6（130）:83.