任豪宗，王時英*，呂 明，張嘉華

（1.太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，山西 太原 030024；2.精密加工山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山西 太原 030024）

0 引 言

液力偶合器是一種以液體為工作介質(zhì)來傳遞能量的動力裝置，主要分為普通型、限矩型和調(diào)速型。限矩型偶合器又被稱作安全型偶合器，主要用于解決啟動困難、過載保護(hù)和減緩沖擊等問題。如果設(shè)備在在高速運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，出現(xiàn)突然卡住的現(xiàn)象，會產(chǎn)生瞬時的過載，此時動力機(jī)和工作機(jī)所有的動能都被突然釋放出來，將造成原動機(jī)和工作機(jī)的破壞。因此，就需要限矩型偶合器來進(jìn)行過載保護(hù)，避免原動機(jī)和工作機(jī)受破壞。另外，原動機(jī)經(jīng)常有載甚至重載啟動，采用偶合器可大大改善電動機(jī)和工作機(jī)的啟動性能[1]。

國內(nèi)外許多學(xué)者已對偶合器進(jìn)行了廣泛的研究。何延?xùn)|等[2]利用UG和CFD，針對調(diào)速型液力偶合器的3種結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案進(jìn)行了數(shù)值模擬，將結(jié)果與基型進(jìn)行對比得到了合理的優(yōu)化方案；劉春寶等[3]采用液力變矩器瞬態(tài)模型以及多流動區(qū)域的耦合算法，深入分析了液力變矩器的流動特性并分析了原因；鄒波等[4]為了分析液力減速器在高轉(zhuǎn)速下的葉片強(qiáng)度，采用單向耦合技術(shù)和全局守恒差值法，對減速器全充液工況進(jìn)行了流固耦合分析，得到了減速器應(yīng)力分布云圖和變形云圖，為液力元件的有限元分析提供了有效的方法；魏巍等[5]研究了變矩器葉片強(qiáng)度，采用流固耦合的方法分析了工作液體對葉片產(chǎn)生的應(yīng)力與應(yīng)變情況，并根據(jù)材料特性對某型液力變矩器失效情況進(jìn)行了預(yù)測。

本文將在D483限矩型液力偶合器的基礎(chǔ)上對偶合器全充液工況下3種典型轉(zhuǎn)速比工況各自的流場情況和葉片受力特性進(jìn)行分析，并將葉片工作時的最大受力值與葉片材料的極限強(qiáng)度進(jìn)行對比，以排除偶合器因?yàn)楣ぷ饕旱恼龖?yīng)力而破損的可能，并為偶合器的改進(jìn)提供一種有效途徑。

1 流固耦合的分析流程

流固耦合流程圖如圖1所示。

圖1 流固耦合流程圖

圖1中的具體流程：

（1）首先利用SolidWorks建立偶合器幾何模型，運(yùn)用布爾運(yùn)算提取幾何模型的互補(bǔ)模型作為流道模型；

（2）然后對流道模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，利用ANSYS Fluent進(jìn)行流場數(shù)值模擬得出速度、壓力場及矢量圖；

（3）再將流場分析數(shù)據(jù)導(dǎo)入靜力學(xué)分析軟件中，對葉輪幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分、邊界條件的設(shè)置以及離心載荷的加載；

（4）最后通過耦合求解，得出各工作輪葉片所受到的的應(yīng)力和應(yīng)變情況，并根據(jù)耦合結(jié)果對各工作輪葉片的強(qiáng)度進(jìn)行對比分析。

2 流道模型與幾何模型建立

根據(jù)已有的偶合器模型，筆者建立限矩型液力偶合器幾何模型，并提取流道。考慮到偶合器的循環(huán)結(jié)構(gòu)，選取周期性模型作為計算區(qū)域，并對偶合器模型作一定的簡化。

流道模型和幾何模型的網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 流道模型和幾何模型的網(wǎng)格劃分

為保證計算的準(zhǔn)確度，筆者采用高質(zhì)量六面體網(wǎng)格作為網(wǎng)格單元。流道模型的網(wǎng)格數(shù)目為116 226，幾何模型的網(wǎng)格數(shù)目為85 103。

3 流場數(shù)值模擬

3.1 基本假設(shè)和邊界條件

基本假設(shè)如下：

（1）液力偶合器工作溫度為等溫工況，液體的內(nèi)能不變；

（2）工作腔完全封閉，工作液不發(fā)生泄露；

（3）相同工況，葉輪的每個流道特性相同[6-9]。

邊界條件如下：

（1）根據(jù)實(shí)際工作情況，泵輪轉(zhuǎn)速恒為1 900 r/min；

（2）由于偶合器循環(huán)結(jié)構(gòu)，流道的循環(huán)切割面采用周期性邊界條件，其他表面均采用壁面邊界條件；

（3）采用SIMPLE算法和一階上游迎風(fēng)格式，計算收斂準(zhǔn)則設(shè)置為迭代的殘差小于10-3。

3.2 仿真及結(jié)果分析

筆者對制動工況i=0、牽引工況i=0.5、額定工況i=0.97這3種典型工況的瞬態(tài)特性進(jìn)行了仿真分析，得到了速度和壓力分布。

壓力云圖如圖3所示。

圖3 壓力云圖

由圖3可知：

（1）偶合器在轉(zhuǎn)速比i=0時，其工作特點(diǎn)是：渦輪不轉(zhuǎn)動，不輸出動力，η=0。從壓力云圖可知：此時工作腔內(nèi)壓力分布沒有規(guī)律，出現(xiàn)大面積負(fù)壓區(qū)域，這是造成能量耗散以及效率低的主要原因，也是偶合器結(jié)構(gòu)優(yōu)化的重點(diǎn)方向；

（2）隨著轉(zhuǎn)速比的提高，泵輪與渦輪的轉(zhuǎn)速差減小，渦輪對來自泵輪的高速工作液的阻滯作用減弱，使得流動更加趨于規(guī)律性，因此，在牽引工況i=0.5時，流道內(nèi)的壓力出現(xiàn)較均勻的壓力梯度分布；

（3）當(dāng)轉(zhuǎn)速比i=0.97時，泵輪和渦輪都具有較高轉(zhuǎn)速，產(chǎn)生較大的離心力，壓力場逐漸增大并出現(xiàn)層狀分布，且越靠近流場外環(huán)產(chǎn)生的壓力越大。

速度及矢量云圖如圖4所示。

圖4 速度及矢量云圖

由圖4可知：

（1）i=0時，工作液體在離心力的作用下沿泵輪壁面向外環(huán)作高速運(yùn)動，之后進(jìn)入處于靜止?fàn)顟B(tài)的渦輪，在渦輪處受到運(yùn)動阻滯，只有一部分工作液沿著渦輪壁面運(yùn)動，速度有所降低，而渦輪內(nèi)遠(yuǎn)離壁面的工作液速度急劇降低，并且出現(xiàn)回流、旋渦以及大面積的低速區(qū)，無法參與到液力傳動的大循環(huán)中，導(dǎo)致能量損失，效率低。如圖4（a）中的A處出現(xiàn)了回流、旋渦等；

（2）i=0.5時，渦輪與泵輪的轉(zhuǎn)速差減小，渦輪對來自泵輪的高速工作液的阻滯減弱，同時渦輪產(chǎn)生一定的離心力，大部分的液體能夠參與到液力傳動的大循環(huán)中，僅在渦輪中間位置出現(xiàn)小面積的低速區(qū)，能量損耗小，傳動效率提高；

（3）i=0.97時，渦輪與泵輪的轉(zhuǎn)速基本一致，渦輪入口的速度與泵輪出口相同，因此工作腔內(nèi)的速度沿徑向?qū)訝罘植迹以娇拷猸h(huán)壓力越大[10-11];

（4）在制動工況時渦輪工作腔內(nèi)的矢量圖如圖4（d）所示。由圖4（d）可知：B處和C處分別出現(xiàn)了旋渦以及回流等損耗能量的現(xiàn)象，這些現(xiàn)象導(dǎo)致了偶合器工作效率的降低，可以通過改變?nèi)~輪的數(shù)目、輔腔的體積以及過流孔的數(shù)目和直徑等，來優(yōu)化偶合器的結(jié)構(gòu)，提高偶合器的限矩性能。

4 葉輪強(qiáng)度分析

4.1 網(wǎng)格劃分及邊界條件的設(shè)定

本文模型為限矩型液力偶合器，具體參數(shù)為：

泵輪葉片數(shù)為46，渦輪葉片數(shù)為46，葉輪材料為鋁合金（ZL101A），工作液為水，密度ρ=998.2 kg/m3,泵輪恒轉(zhuǎn)速為1 900 r/min。

液力偶合器為循環(huán)結(jié)構(gòu)，只需取周期結(jié)構(gòu)邊界條件作分析。為了計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，筆者同樣選取高質(zhì)量的六面體網(wǎng)格。

在全充液工況時，高轉(zhuǎn)速液力偶合器的工作載荷主要來自流體作用下的壁面正壓力、在高速旋轉(zhuǎn)下葉輪產(chǎn)生的離心載荷以及工作液在能量轉(zhuǎn)化過程中消耗能量產(chǎn)生的熱量。由于偶合器在穩(wěn)定的工況下的溫度基本不變，產(chǎn)生的熱量可以忽略不計。

對限矩型液力偶合器的葉輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析，常采用流固耦合（FSI）的分析方法。流固耦合法一般分為兩種：單向流固耦合和雙向流固耦合。單向流固耦合是指在液力傳動過程中，只考慮工作液運(yùn)動對葉片的作用，而不考慮工作液體與結(jié)構(gòu)相互之間的作用，即在耦合界處的數(shù)據(jù)傳遞是單向的；同理，雙向流固耦合要考慮流固耦合的相互作用，即耦合界處的數(shù)據(jù)傳遞是雙向的。

本研究主要研究工作液對葉片的影響，因此，選用單向流固耦合分析。

設(shè)置邊界條件：

在偶合器幾何模型的循環(huán)切割面施加循環(huán)約束；分別在制動工況i=0、牽引工況i=0.5以及額定工況i=0.97下，施加泵輪和渦輪對應(yīng)的離心載荷；

載荷施加：

在限矩型液力偶合器全充液工況下，對轉(zhuǎn)速比i=0、i=0.5、i=0.97這3種工況進(jìn)行CFD數(shù)值模擬，得到液力偶合器內(nèi)部流場的壓力和速度分布，接下來將計算數(shù)據(jù)導(dǎo)入，并施加于液力偶合器，對其進(jìn)行強(qiáng)度計算。

4.2 仿真及結(jié)果分析

筆者在Workbench的Static Structural中進(jìn)行流固耦合的仿真分析，得到了3種典型工況下葉輪的總體變形量和等效應(yīng)力。

總體變形量和等效應(yīng)力如圖5所示。

圖5 總體變形量和等效壓力

根據(jù)圖5，從3種工況下的總體變形量和等效應(yīng)力的對比可以分析出：

（1）制動工況時，最大等效應(yīng)力為33.87 MPa；（2）牽引工況時，最大等效應(yīng)力為19.55 MPa；（3）制動工況時，最大等效應(yīng)力為12.65 MPa。

隨著渦輪轉(zhuǎn)速的提高，泵輪和渦輪的轉(zhuǎn)速差變小，轉(zhuǎn)速比變大，葉輪對工作液的阻滯作用越來越弱，工作液對葉輪壁面產(chǎn)生的正應(yīng)力逐漸減弱，葉輪的最大變形量和等效應(yīng)力逐漸減小。同時，偶合器內(nèi)部的壓力趨于均勻，并且沿徑向出現(xiàn)層狀分布特性，越靠近外環(huán)，壓力越大，D處泵輪出口和渦輪進(jìn)口的交界，此處為較大應(yīng)力區(qū)，是最容易發(fā)生損壞的部位；渦輪E處一直都是受工作液應(yīng)力較大位置，并且隨轉(zhuǎn)速比的提高，應(yīng)力越來越大。

從流固耦合的結(jié)果可知：在制動工況i=0時，整個葉珊系統(tǒng)的等效應(yīng)力最大，最大等效應(yīng)力為33.87 MPa。

液力偶合器的正常工作溫度為90 ℃～100 ℃，經(jīng)查閱相關(guān)材料手冊，可得葉輪材料的強(qiáng)度極限σb為270 MPa，循環(huán)交變載荷下葉輪的疲勞強(qiáng)度為119.5 MPa。將其與最大等效應(yīng)力對比可得：葉輪材料的強(qiáng)度能夠滿足正常工作要求。

泵輪局局部破損圖如圖6所示。

圖6 泵輪局部破損

圖6中，F(xiàn)處為葉輪由于某種原因破損的位置。此位置與葉片制動工況i=0所受到的應(yīng)力最大位置D是同一位置；通過對比D處的所受應(yīng)力與葉片材料的極限強(qiáng)度，可以排除偶合器正常工作情況下，因?yàn)楣ぷ饕簩θ~片的應(yīng)力而導(dǎo)致葉輪破損的可能[12-15]。

5 結(jié)束語

針對限矩型液力偶合器在正常工況下出現(xiàn)破損的問題，筆者對偶合器的速度、壓力以及矢量進(jìn)行了分析，對偶合器葉輪的受力特性進(jìn)行研究，通過CFD軟件和靜力學(xué)分析軟件，對限矩型液力偶合器的內(nèi)部工作液分布和葉片強(qiáng)度進(jìn)行了研究，得到了偶合器內(nèi)部的速度、壓力分布情況以及葉輪結(jié)構(gòu)的總體形變量和等效壓力。

研究結(jié)果表明：

（1）通過Fluent流場分析可知：速比低時，泵輪和渦輪的轉(zhuǎn)速差大，渦輪對來自泵輪的高速液體的阻滯作用強(qiáng)，在渦輪中央產(chǎn)生大區(qū)域的回流、旋渦以及低速負(fù)壓區(qū)，這是造成能量損失、效率低的主要原因，可以通過改變?nèi)萸坏慕Y(jié)構(gòu)來減弱回流、旋渦以及縮小低速負(fù)壓區(qū)的面積，為偶合器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了一種有效途徑；

（2）通過采用單向耦合的耦合方式，求解計算了3種典型工況下的葉片的受力和變形，得出結(jié)論，即在正常工況下泵輪出口、渦輪入口以及渦輪出口受到工作液的正壓力最大，容易造成葉輪的破損；

（3）通過流固耦合的結(jié)果可知：在制動工況i=0時偶合器葉片受到應(yīng)力最大，并且葉片最大應(yīng)力位置D處與葉片損壞位置F處為同一位置；通過對比材料的強(qiáng)度與葉片受力的最大值，得到結(jié)論，即偶合器葉片在正常工作情況下F處的受力情況滿足葉片材料的強(qiáng)度要求，因此，可以排除葉片F(xiàn)處因?yàn)楣ぷ饕鹤饔枚茐牡目赡堋?/p>