馬士濤，陳乃娟

(1.江蘇神盾工程機(jī)械有限公司，江蘇 淮安 211600；2.中國電建集團(tuán)上海能源裝備有限公司，上海 201316)

近年來，我國旋轉(zhuǎn)機(jī)械應(yīng)用不斷向高轉(zhuǎn)速、大扭矩等惡劣工況發(fā)展，作為節(jié)能設(shè)備的液力偶合器，不僅具有無級調(diào)速、操作簡單、維修便利、工作可靠、調(diào)節(jié)靈活的特點(diǎn)，而且能達(dá)到全程自動(dòng)調(diào)節(jié)的效果，過載保護(hù)性能較好，即使出現(xiàn)載荷過大導(dǎo)致停轉(zhuǎn)的狀況，主動(dòng)軸仍然可以轉(zhuǎn)動(dòng)，可適應(yīng)變化的載荷，電能得到大量的節(jié)約。在電力、石化、機(jī)械工程、煤礦、市政的供水與供氣以及輕工等眾多行業(yè)中得到廣泛應(yīng)用[1-2]。

液力偶合器主要由泵輪、渦輪、主動(dòng)(輸入)軸及從動(dòng)(輸出)軸、轉(zhuǎn)動(dòng)外殼、勺管等組成。泵輪、渦輪分別安裝在主動(dòng)軸、從動(dòng)軸上，兩者具有同等徑向尺寸的腔形，之間具有間隙相互耦合組成工作油腔室[3]，泵輪內(nèi)側(cè)流動(dòng)的工作油跟著動(dòng)力機(jī)共同進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，由于離心力的存在，油甩進(jìn)泵輪的外側(cè)，進(jìn)而高速流入相鄰的渦輪葉片，在渦輪內(nèi)側(cè)，油速逐漸降低，在流回至泵輪內(nèi)側(cè)時(shí)構(gòu)成一個(gè)循環(huán)周期。在工作腔中，從工作介質(zhì)的軌跡可以看出是三維運(yùn)動(dòng)。隨著液力偶合器向大功率、高轉(zhuǎn)速發(fā)展，作業(yè)工況也越來越惡劣，在各種行業(yè)應(yīng)用中經(jīng)常發(fā)生因結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足或者設(shè)計(jì)不規(guī)范等原因出現(xiàn)停機(jī)事故。在工程中，泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的合理設(shè)計(jì)可有效防止螺栓發(fā)生飛落、泵渦輪產(chǎn)生爆裂、傳動(dòng)軸容易形成斷裂或扭曲等現(xiàn)象[4-5]，避免影響設(shè)備正常運(yùn)行，液力偶合器泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的安全性、可靠性顯得尤為重要。本文基于有限元法對大型液力偶合器泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行有限元強(qiáng)度仿真分析，為設(shè)備的安全性能及優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)，也為設(shè)計(jì)新型液力偶合器泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)打下理論基礎(chǔ)。

1 泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)

泵渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)如圖1所示，含泵輪、轉(zhuǎn)動(dòng)外殼、泵輪軸、小齒輪以及聯(lián)接螺栓等，具體分析模型參數(shù)見表1。泵輪軸通過12個(gè)M20螺釘與泵輪相連，而泵輪通過56個(gè)M12螺釘與轉(zhuǎn)動(dòng)外殼相連，泵輪軸上有2個(gè)徑向軸承和1個(gè)推力軸承。增速型液力偶合器通過大小齒輪嚙合，泵輪系統(tǒng)有較高轉(zhuǎn)速，泵輪內(nèi)的工作油在葉片的高速旋轉(zhuǎn)下，由于離心力作用把工作油甩到渦輪葉片腔體內(nèi)，渦輪軸帶動(dòng)如離心泵等設(shè)備旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。雖然泵輪、渦輪內(nèi)油壓會(huì)有一定的損失，形成一定滑差，但整個(gè)系統(tǒng)作用在高速旋轉(zhuǎn)離心的惡劣工況中，零部件之間的連接至關(guān)重要。

表1 液力偶合器特性參數(shù)

2 泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)強(qiáng)度分析

2.1 模型前處理

為了關(guān)注泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)零部件關(guān)鍵區(qū)域應(yīng)力、應(yīng)變變化情況，確保模擬準(zhǔn)確性，提高模型的計(jì)算效率，對模型簡化如下：省略螺紋聯(lián)接處螺牙建模、泵輪中回油孔以及泵輪軸軸向開孔等細(xì)微結(jié)構(gòu)，保證求解過程不影響模型實(shí)質(zhì)性分析。

應(yīng)用三維軟件對泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行建模(見圖2)，泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中各零部件材質(zhì)及力學(xué)性能見表2，體網(wǎng)格劃分采用SOLID45六面體單元[6-7]，Element：226110，Node：383854，已考慮網(wǎng)格無關(guān)性。泵輪軸采用Cylindrical，模擬徑向軸承設(shè)置Radial為Fixed，Axial與Tangential均為Free，泵輪軸端推力軸承處約束軸向位移為0。

a) 三維模型

表2 泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)各零部件材質(zhì)及力學(xué)性能

泵輪軸小齒輪處施加不同轉(zhuǎn)速下的扭矩，螺栓均加載預(yù)緊力(M12：30 000 N；M20：110 000 N)，泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)施加不同轉(zhuǎn)速(離心力)，重力以及泵輪腔壁、葉片以及轉(zhuǎn)動(dòng)外殼施加油壓力(最大外緣壓力)。泵輪軸與M20螺釘連接面處bonded，泵輪與螺釘接合處bonded，同樣的方式處理泵輪與轉(zhuǎn)動(dòng)外殼之間的螺釘接觸[8]。不同工況下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的傳動(dòng)參數(shù)見表3。

表3 不同工況下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的傳動(dòng)參數(shù)

2.2 計(jì)算結(jié)果和分析

利用裝配體接觸分析[9-10]，設(shè)置各參數(shù)，求解得到不同轉(zhuǎn)速工況下的各零件應(yīng)力、應(yīng)變云圖(見圖3～圖5)。

a) 極限工況

a) 極限工況

a) 極限工況

根據(jù)圖3不同工況下轉(zhuǎn)動(dòng)外殼應(yīng)力、應(yīng)變云圖可知，轉(zhuǎn)動(dòng)外殼在不同工況下最大應(yīng)力發(fā)生在外殼最小直徑處，隨著轉(zhuǎn)速的降低，其應(yīng)力也相應(yīng)減小，均小于材料的屈服極限，其安全系數(shù)分別為1.6、1.7、1.7、1.77；在最大工況和額定工況下，轉(zhuǎn)動(dòng)外殼的施加荷載一致，所以產(chǎn)生的應(yīng)力也未發(fā)生變化；轉(zhuǎn)動(dòng)外殼最大應(yīng)變同樣發(fā)生在外殼最小直徑處，即遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)動(dòng)外殼聯(lián)接螺釘沿軸向膨脹的位移。

根據(jù)圖4不同工況下轉(zhuǎn)動(dòng)外殼應(yīng)力、應(yīng)變云圖可知，泵輪在不同工況下最大應(yīng)力均發(fā)生在泵輪與轉(zhuǎn)動(dòng)外殼聯(lián)接螺栓處，此處集中應(yīng)力產(chǎn)生，由于泵輪內(nèi)壓力是流體非線性變化，入口油壓約0.3 MPa，但在高速運(yùn)轉(zhuǎn)下，葉片外端的壓力得到數(shù)倍增加，初步按照6 MPa施加，應(yīng)力集中值在不同工況下變化不大，隨著轉(zhuǎn)速的降低而相應(yīng)減小，均小于材料的屈服極限，其安全系數(shù)分別為1.1、1.16、1.16、1.2；其余處在不同工況下均有大于3的安全系數(shù)；最大應(yīng)變發(fā)生在泵輪最外端。

根據(jù)圖5不同工況下泵輪軸聯(lián)接螺栓應(yīng)力、應(yīng)變云圖可知，各工況下聯(lián)接螺栓產(chǎn)生了剪切應(yīng)力，發(fā)生在兩零件聯(lián)接處，泵輪軸聯(lián)接螺栓最大應(yīng)力約為470 MPa，轉(zhuǎn)動(dòng)外殼側(cè)聯(lián)接螺栓最大應(yīng)力約為624 MPa，均小于材料的許用應(yīng)力，安全系數(shù)分別大于1.88和1.4，與理論計(jì)算相接近。

3 試驗(yàn)測試

通過工廠性能試驗(yàn)(見圖6)以及電站現(xiàn)場聯(lián)機(jī)試驗(yàn)，偶合器在起動(dòng)、運(yùn)行、停機(jī)及切斷設(shè)備電源等工況下進(jìn)行持續(xù)監(jiān)控，同時(shí)運(yùn)行中勺管處于最低至最大100%勺管位置時(shí)，檢測允許溫度、工作油及潤滑油壓力、振動(dòng)、噪聲等各項(xiàng)性能指標(biāo)良好，整機(jī)輸入端、輸出端以及泵渦輪軸振動(dòng)指標(biāo)均滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)值，小于0.038 mm；噪聲小于85 dB(A)；過熱試驗(yàn)(在允許最高油溫的110%油溫下)密封檢測中法蘭接頭、輸入軸、輸出軸、中分面及側(cè)面螺栓均未滲漏；傳遞功率、轉(zhuǎn)速以及全載滑差滿足設(shè)計(jì)要求。

圖6 液力偶合器整機(jī)試驗(yàn)

偶合器滿負(fù)荷運(yùn)行2年后，拆卸泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)均未發(fā)生磨損，葉片未沖蝕、未發(fā)生裂紋，高強(qiáng)度螺栓均未發(fā)生斷裂等現(xiàn)象，通過試驗(yàn)臺(tái)復(fù)測，該偶合器的各項(xiàng)性能指標(biāo)基本保持不變，具有一定的安全性、可靠性。

4 結(jié)語

本文利用有限元法對大型液力偶合器泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行強(qiáng)度分析，對泵輪系統(tǒng)各零部件在極限工況、最大工況、額定工況以及正常工況下進(jìn)行計(jì)算，其安全系數(shù)及剛度均滿足設(shè)計(jì)需求，結(jié)論如下：1)轉(zhuǎn)動(dòng)外殼在不同工況下最大應(yīng)力發(fā)生在外殼最小直徑處，均小于材料的屈服極限，并有足夠的安全系數(shù)，具有遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)動(dòng)外殼聯(lián)接螺釘沿軸向膨脹的位移；2)泵輪在不同工況下最大應(yīng)力均發(fā)生在泵輪與轉(zhuǎn)動(dòng)外殼聯(lián)接螺栓處，此處有集中應(yīng)力產(chǎn)生，螺栓材料的選擇及數(shù)量布置尤為重要；3)泵輪軸聯(lián)接螺栓在不同工況下剪切應(yīng)力發(fā)生在兩零件聯(lián)接處，泵輪軸和轉(zhuǎn)動(dòng)外殼側(cè)聯(lián)接螺栓均有剪切應(yīng)力產(chǎn)生，均小于材料的許用應(yīng)力，有足夠的安全系數(shù)。

產(chǎn)品已在電站滿負(fù)荷穩(wěn)定運(yùn)行得到驗(yàn)證，通過對液力偶合器泵輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行強(qiáng)度分析，為產(chǎn)品研制及升級提供了技術(shù)支持和安全保證。