调速型液力偶合器叶轮强度有限元分析

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1、第31卷第4期大连交通大学学报Vo1．31No．42010年8月JOURNALOFDALIANJIA0T0NGUNIVERSITYAug．2010文章编号：1673—9590(2010)04—0105—04调速型液力偶合器叶轮强度有限元分析邵万珍，兆文忠，李娅娜，单晓婉，于永鑫(1．大连交通大学机械SV-程学院，辽宁大连116028；2．大连交通大学交通运输工程学院，辽宁大连116028；3．大连理S-大学信息学院，辽宁大连116023)摘要：为了保证新设计的调速型液力偶合器，在大功率、高转速的运行条件下设计更合理性、更可靠，利用I-DEAS软件建立叶轮三维实体模型，应

2、用流体力学和动力学理论对叶轮强度进行有限元分析．验证了叶轮的强度，指出了叶轮危险部位及修改措施，为新型液力偶合器的设计提供了有效的设计计算方法．关键词：液力偶合器；叶轮；有限元分析；I-DEAS软件文献标识码：A0引言旋转产生，很复杂．在力学模型简化方面，各研究者存在很大的差异]．有些研究将液体对腔壁的调速型液力偶合器是液力传动元件并可以实压力用旋转产生的压头的压力来体现，并考虑现无级调速．动力机通过输入轴带动泵轮旋转，从液体对叶轮的轴向压力．本文将液体对腔壁的压而带动泵轮腔内的液体旋转，将机械能转化为液体的动能；旋转的液体冲人涡轮的腔内，使涡轮转力转化成液体旋转的离心

3、力作用在叶轮体上，将动，从而通过输出轴带动工作机旋转，将液体的动液体对叶轮的轴向压力，看作自身的内力平衡掉，能转化为机械能；通过调节导液管的径向位置，以不予考虑．调节工作腔内的充液量，从而无级调节输出转速．1偶合器的设计参数调速型液力偶合器的设计存在以下难题：①泵轮与涡轮是主要的受力零件，一旦发生叶轮碎本文计算的偶合器，额定传递功率7000kW；裂，将直接导致轴承损坏，从而导致整机失效．额定转速6000r／min；循环圆有效直径00mm．而泵轮与涡轮的结构是半环形且径向均匀分布着其它设计参数见表1．很多薄叶片，传统的设计计算无法将其简化成材表1偶合器的设计参数料力学中的

4、计算模型；②目前偶合器厂家采用相似设计理论，与从德国引进的产品进行比较设计，这样就增加了设计中的不确定性；③由于叶轮直径大、转速高，安全性要求高，导致设计认为增大安全系数．为了使设计更科学、更合理，本文应用流体力学和动力学理论，利用I-DEAS软件对叶轮进行了有限元分析，得到叶轮的应力分布云图．根据计算结果，合理选用材料，调整叶轮结构，为新型液2模型的建立力偶合器的设计提供了有效的、新的计算方法．国内用软件对偶合器叶轮强度分析方面的工2．1几何模型作，刚刚起步．由于偶合器腔内的力主要是由液体液力偶合器的叶轮包括泵轮和涡轮．泵轮体收稿日期：2009—04—10作者简介：邵

5、万珍(1963一)，女，副教授，硕士，主要从事机械传动及其优化设计的研究E-mail：swzwy@sohu．corn．大连交通大学学报第31卷内焊有54片叶片，其三维实体模型如图1所示；机械能由输出轴输出．因此，叶片承受液体牵连运涡轮体内焊有53片叶片，其三维实体模型如图2动所产生的动量冲击．将工作液体对叶片的作用所示．力简化为垂直于叶片且平行于旋转轴的均布载荷，加载作用在每个叶片上：P=其中，为传递扭矩，=9550~P／oJ：9550×oo7000／6000=11142(N·m)，其中，P为传递图1液力偶合器泵轮的图2液力偶合器涡轮的的最大功率(kW)；o9为传动的最

6、高转速(r／min)；三维实体模型三维实体模型5为叶片受液体冲击的面积．泵轮叶片受液体冲2．2有限元模型击的面积，简化为2／3叶片面积，靠近叶轮壳体外2．2．1网格划分缘处，S=6961mm；涡轮叶片受液体冲击的面考虑到结构的对称性，做出了叶轮二分之一积，简化为整个叶片面积，S=9459mm；n为叶的有限元模型网格J．片数．泵轮叶片数n=54，涡轮叶片数=53；为由于体与叶片连接处实体体积相差悬殊，采叶片载荷中心离旋转轴线的距离(m)．泵轮L=用10节点的四面体实体单元进行网格划分，这样201mm，涡轮L=196mm．可以保证计算结果的可靠性．泵轮：Py=丽=147．6

7、kPa泵轮单元总数为41462，结点总数12976，其有限元网格如图3所示；涡轮单元总数为83701，涡轮：尸==113．4kPa结点总数26995，其有限元网格如图4所示．2．2．3边界条件根据偶合器叶轮的实际安装及使用条件，在叶轮与输入、输出轴联接的螺栓孔上加约束．采用极坐标，约束R，0，Z三个方向的位移．叶轮分割为二分之一划分有限元网格，将分割处采用对称约束．图3泵轮有限元网格图4涡轮有限元网格2．2．4加节点载荷2．2．2载荷的计算(1)转动产生的离心力，通过定义材料密度、偶合器在工作时，泵轮上主要承受三个方面旋转速度、旋转轴线，