液力偶合器轉動部件強度分析

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

隨著國家火電行業發展，越來越多的火電動機組需要參與電網調峰，鍋爐給水泵組作為調峰環節的重要輔機設備，通過調節給水泵轉速，控制鍋爐進水量，從而達到調峰的目的[1-3]。液力耦合器是電動給水泵組中調速的關鍵設備，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，由于具有自適應性好、減緩沖擊、隔離扭振等優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的非剛性聯軸器[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，泵輪和渦輪相互耦合布置，互不接觸，中間有一定間隙。

液力偶合器作為關鍵的大型調速設備，國內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力情況；石麗建等[7]采用CFD數值模擬方法，對液力偶合器泵輪和渦輪建立全流道，分析了內部流動情況。

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

1 理論計算

1.1 設計運行參數

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

液力偶合器轉動部件的安裝結構示意圖如圖1所示，根據表1設計運行參數初步確定轉動部件的主要結構尺寸如表2所示，表3為泵輪及轉動外殼材料性能。

表1 運行參數表

1.2 轉動部件受力分析

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

圖1 液力偶合器轉動部件結構圖

表2 轉動部件主要結構尺寸 mm

表3 泵輪及轉動外殼材料性能

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

圖2 轉動部件受力示意圖

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為泵輪轉速；Kβ根據實驗曲線取0.002；D為有效直徑。

2）彎矩M。根據圖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為轉動時產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

根據上述分析可知，渦輪的輪壁內外的油壓力Pω可以相互抵消，且渦輪內側有葉片，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動外殼的強度，利用公式（8）～（10）來對轉動外殼和泵輪進行強度校核

斷面轉角公式為

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

偶合器主要轉動部件如圖6所示，運用三維建模軟件Inventor結合表2的設計尺寸參數，對轉動部件進行三維建模。

圖6 轉動部件三維模型圖

圖7 轉動部件網格劃分圖

三維模型建好后，保存為固定格式，并將模型導入mesh單元中進行網格劃分。圖7為已考慮網格無關性的劃分結果，考慮到轉動部件結構較為復雜，采用結構體與非結構體混合網格。在關鍵位置進行局部加密，網格劃分后統計：Element2261100；Node3838548。

網格劃分好后，需要設置相關邊界條件，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速下的轉矩；螺栓均加載預緊力；泵輪轉子系統施加不同轉速（離心力）；重力以及對泵輪腔壁、葉片以及轉動外殼施加10 MPa的油壓力；通過查表可知，M12螺栓預緊力約為38 400 N，M20預緊力約為117 000 N。

根據T=9550 P/n將不同轉速下的功率轉化為轉矩，載荷參數如表4所示。

表4 載荷參數表

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

2.2 仿真計算結果分析

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

圖9 不同轉速下轉動外殼應力圖

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

圖10 轉動外殼仿真與理論計算結果對比圖

圖11 不同轉速下泵輪應力圖

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

圖12為利用ANSYS仿真計算結果與理論計算結果折線圖，可以發現仿真計算的結果要比理論計算的最大應力值要大，但變化趨勢相一致，可能由以下幾點原因造成兩者計算結果的不一致：1）在理論計算時未考慮在泵輪在高速旋轉時由于連接螺栓產生的切應力；2）為了簡化理論計算，未考慮泵輪葉片對于泵輪的應力影響；3）在仿真計算中，施加在泵輪內壁面的油壓載荷為理論計算的最大值，而實際運轉過程中作用在泵輪內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果對比圖

3 結論

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