基于ANSYS的車輛液力緩速器葉片強度分析及模態(tài)分析*

過學(xué)迅 梁榮亮 陳 見

(武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院1) 武漢 430070) (中國汽車技術(shù)研究中心2) 天津 300162)

隨著車輛日益向高速重載的方向發(fā)展,液力緩速器作為一種安全可靠的高速輔助制動裝置而被廣泛的普及應(yīng)用[1-3],液力緩速器結(jié)構(gòu)如圖1所示.當液力緩速器高速制動時,轉(zhuǎn)子(泵輪)葉片隨傳動主軸高速旋轉(zhuǎn)并帶動工作腔內(nèi)的工作油液對固定于箱體的定子(渦輪)葉片產(chǎn)生很大的表面沖擊,如果工作輪載荷超出所選用材料的強度極限,液力緩速器高速制動時容易導(dǎo)致葉片斷裂,存在安全隱患,所以對葉片進行強度分析是液力緩速器選材制造的前提[4];同時,油液在工作腔流道中的流動是粘性、不可壓縮的三維不穩(wěn)定的復(fù)雜流動[5],流動規(guī)律難以準確測量,工作狀態(tài)下,不僅其內(nèi)部能量轉(zhuǎn)換和工作油的流動狀態(tài)極其復(fù)雜,而且還承受來自于路面激勵和發(fā)動機以及傳動系統(tǒng)的高頻振動,所以有必要對液力緩速器進行模態(tài)分析,求得各階振型的固有頻率,使液力緩速器工作時避免共振.

1 ANSYS有限元模型的建立

圖1 液力緩速器結(jié)構(gòu)簡圖

利用流體計算仿真軟件Fluent獲得液力緩速器在最高轉(zhuǎn)速3 000 r/min工況下的轉(zhuǎn)子葉片和定子葉片壓力面受到的工作液液體總壓的分布情況[6],并將葉片表面各個離散點的液體總壓導(dǎo)出到EXCEL中,得到葉片表面液體總壓的分布規(guī)律.

轉(zhuǎn)子葉片壓力面受到的最大液壓為17.6 MPa,最小液壓為-5.12 MPa,而定子葉片壓力面受到的最大液壓為 11.2 MPa,最小液壓為-4.95 MPa,故只需對轉(zhuǎn)子葉片進行有限元分析即可.在有限元分析計算過程中,為了保證較高的計算精度,通常需要對模型進行網(wǎng)格的局部細化,但會占用過多的計算空間,使得計算速度大大降低.由于液力緩速器所有葉片沿中心軸線呈現(xiàn)圓周陣列分布,為了在有限的計算資源的前提下獲得較高的計算精度,同時為了更加清晰精確的顯示葉片的應(yīng)力及應(yīng)變,可以提取液力緩速器的一個單獨葉片進行分析并借助于UG與ANSYS的數(shù)據(jù)接口,將葉片模型導(dǎo)入ANSYS生成有限元模型.但是在進行上述操作之前有必要對模型做局部的簡化修正,防止因局部造型的復(fù)雜而導(dǎo)致網(wǎng)格劃分的失敗.

2 有限元模型的強度分析

葉片有限元模型幾何外形復(fù)雜,并且葉片的內(nèi)表面是工作液液體總壓的主要承載面,為得到高精度的計算結(jié)果,采用solid95實體單元重點對葉片承載面進行局部網(wǎng)格細化,共生成44 139個節(jié)點和26 421個單元.在所建立有限元模型的基礎(chǔ)上,忽略粘性剪切力對葉片強度的影響,在有限元模型的周期切割面上施加周期對稱約束,并在輪轂處施加全方位的零位移約束.由液力緩速器的工作原理可知,液壓油在封閉的工作腔內(nèi)高速旋轉(zhuǎn),在很高的離心力作用下對葉片的工作面產(chǎn)生壓力載荷.離心力的計算公式如下.

式中:ρ為工作液液體密度;v為填充到工作腔內(nèi)的液體體積;R為工作輪的旋轉(zhuǎn)半徑;ω為工作輪的旋轉(zhuǎn)角速度.

所以在某一恒定穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速下工作液的密度和體積不會變化,可以近似認為離心力與旋轉(zhuǎn)半徑成線性關(guān)系.所以,液體總壓在各個葉片壓力面上的分布規(guī)律為沿旋轉(zhuǎn)半徑的遞增而線性遞增.根據(jù)空間解析幾何理論,有限元模型沿徑向方向的遞增斜率為0.45MPa.有限元模型位移約束及載荷約束如圖2所示.該液力緩速器選用ZL104鋁合金材料,彈性模量為80GPa,泊松比為0.33,密度為2 800 kg/m3.

在ANSYS通用后處理中,獲得有限元模型的結(jié)構(gòu)變形情況和等效應(yīng)力分布情況,如圖3、圖4所示.最大變形量為0.365 501 mm,發(fā)生在葉片中心偏向外環(huán)處,最大等效應(yīng)力為378MPa,出現(xiàn)在靠近流道外環(huán)的葉片根部.為便于詳細觀察轉(zhuǎn)子葉片表面沿旋轉(zhuǎn)半徑方向的變形量及等效應(yīng)力的變化,在葉片工作面外端選取一軌跡線如圖5所示,軌跡線上各個節(jié)點的變形量及等效應(yīng)力變化如圖6、圖7所示,沿軌跡線方向上的葉片最大變形量為靠近葉片外環(huán)處,最大等效應(yīng)力沿軌跡線方向逐漸遞增,最高等效應(yīng)力部位位于葉片和外環(huán)殼體的根部,有限元模型強度分析結(jié)果與真實情況基本吻合.

圖2 施加在有限元模型上的約束

圖3 有限元模型的結(jié)構(gòu)變形

圖4 有限元模型的等效應(yīng)力分布

圖5 轉(zhuǎn)子葉片上選取的軌跡線

圖6 軌跡線節(jié)點上的變形量

圖7 軌跡線節(jié)點上的等效應(yīng)力

3 有限元模型的模態(tài)分析

對有限元模型按照強度分析的過程和步驟進行單元材料屬性的設(shè)置、網(wǎng)格的劃分、位移約束的施加,在0～100 H z的頻率范圍內(nèi)對有限元模型進行6階模態(tài)分析.

1階振型為外環(huán)及葉片沿緩速器基準軸方向前后俯仰振動,振動固有頻率為1.536 H z,最大變形量為0.957×10-4m,如圖8所示;2階振型為外環(huán)及葉片沿葉片向兩側(cè)擺動,振動固有頻率為3.289 H z,最大變形量為0.319×10-3m;3階振型為外環(huán)及葉片沿外環(huán)腰鼓內(nèi)外擺振,振動固有頻率為5.039 H z,最大變形量為0.213×10-3m;4階振型為外環(huán)及葉片沿葉片內(nèi)外兩側(cè)擺振,振動固有頻率為5.592 Hz,最大變形量為0.284×10-3m;5階振型同三階振型相似沿外環(huán)腰鼓內(nèi)外擺振,振動固有頻率為6.593 Hz,最大變形量為0.366×10-3m;6階振型沿葉片上下擺振,振動固有頻率為8.434 Hz,最大變形量為0.334×10-3m,如圖9所示.液力緩速器作為高速制動輔助裝置,其工作轉(zhuǎn)速范圍為600～3 000 r/min,對應(yīng)的固有振動頻率范圍為10～50Hz,高于模態(tài)分析各階振型的固有頻率,從而在工作狀態(tài)下能夠避免共振的發(fā)生.

圖8 有限元模型1階振型矢量位移

圖9 有限元模型6階振型矢量位移

4 結(jié) 論

1)該液力緩速器選用ZL104鋁合金材料的強度極限為490MPa,屈服極限為350 MPa,由有限元模型的強度分析可知,轉(zhuǎn)子葉片在外環(huán)根部的等效應(yīng)力已經(jīng)超過該選用材料的屈服極限,所以在該部位最容易產(chǎn)生應(yīng)力集中,存在安全隱患,長時間持續(xù)工作有可能導(dǎo)致葉片根部發(fā)生斷裂,應(yīng)當采用強度更高的鑄鋼材料.根據(jù)GB/T14408-1993,推薦采用ZGD410-620鑄鋼(彈性模量為175GPa,泊松比為0.30,密度為7 850 kg/m3,強度極限為620MPa,屈服極限為410 MPa,強度安全系數(shù)n b=4.0),可得鑄鋼壓力容器承壓部件的強度許用應(yīng)力為155 MPa,遠高于轉(zhuǎn)子葉片壓力面受到的最大液壓(17.6 MPa),保證緩速器在最高轉(zhuǎn)速下的穩(wěn)定可靠的力學(xué)性能.

2)對有限元模型施加載荷時,近似模擬葉片上的液壓載荷為沿旋轉(zhuǎn)半徑方向的線性分布,而真實情況下,考慮到油液的粘性、油液與壁面的邊界層的處理、工作腔內(nèi)空氣氣流的影響以及油液在葉片非壓力面形成的背壓等因素的影響[6],液體總壓在葉片壓力面上的分布是無規(guī)律可循的,所以有限元模型的仿真載荷與真實情況還存在一定的誤差,需要更加精確的載荷定位.

3)在進行液力緩速器結(jié)構(gòu)設(shè)計時,建議在工作葉輪與外環(huán)殼體交接處采用圓角過渡,提高葉片根部的抗疲勞強度,衰減應(yīng)力集中.

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