半直驅(qū)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組聯(lián)軸器脹緊套優(yōu)化分析

趙春雨， 柳勝舉

（明陽智慧能源集團(tuán)股份公司，廣東中山528437）

0 引言

風(fēng)力發(fā)電是這一種新型、綠色無污染的能源實(shí)現(xiàn)方案，隨著人們對(duì)環(huán)境、氣候等因素的關(guān)注，風(fēng)力發(fā)電等綠色能源逐步被人們接受，且呈現(xiàn)快速增長趨勢[1-3]。在風(fēng)電產(chǎn)業(yè)發(fā)展過程中，隨著可利用風(fēng)資源的急劇減少[4]，風(fēng)機(jī)的生存環(huán)境越來越惡劣，許多的設(shè)計(jì)問題不斷呈現(xiàn)出來，這些問題影響著機(jī)組的安全以及正常運(yùn)行，因此對(duì)風(fēng)機(jī)各部件的詳細(xì)研究成為風(fēng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行的必要前提。

聯(lián)軸器是連接齒輪箱與發(fā)電機(jī)的關(guān)鍵部件，它通過脹緊套與輸入軸進(jìn)行連接[5-6]。通過脹緊套安裝螺栓的預(yù)緊，使外環(huán)相對(duì)脹緊套錐面進(jìn)行移動(dòng)，產(chǎn)生徑向脹緊力，保證脹緊套與輸入軸的緊密配合。在脹緊力作用下，需要保證連接軸、脹緊套以及外環(huán)有足夠的強(qiáng)度，不會(huì)產(chǎn)生屈服破壞[7]。同時(shí)保證從輸入軸通過脹緊套向輸出軸的轉(zhuǎn)矩傳遞，不會(huì)發(fā)生打滑現(xiàn)象。因此這就需要脹緊套外圈相對(duì)內(nèi)圈的位移、脹緊套的錐面結(jié)構(gòu)以及螺栓預(yù)緊力滿足一定要求，來保證脹緊套的功能以及強(qiáng)度要求[8]。

1 理論分析

聯(lián)軸器幾何模型如圖1所示，由脹緊套、外圈以及脹緊螺栓組成，對(duì)脹緊螺栓施加一定的預(yù)緊力，外圈與脹緊套產(chǎn)生相對(duì)位移，由于脹緊套外表面與外圈的結(jié)合面有一定的錐角，所以隨著二者的相對(duì)移動(dòng)，外圈對(duì)脹緊套產(chǎn)生擠壓變形，導(dǎo)致脹緊套對(duì)連接軸產(chǎn)生壓力。在該壓力產(chǎn)生的摩擦力的作用下，實(shí)現(xiàn)輸入軸的轉(zhuǎn)矩向輸出軸的傳遞。

圖1 幾何模型

根據(jù)脹緊套受力特點(diǎn)，可以知道脹緊力的大小受到脹緊套外表面的錐角以及二者相對(duì)位移大小的影響，所以在初始設(shè)計(jì)時(shí)可以通過調(diào)整這2個(gè)參數(shù)以保證脹緊套對(duì)傳動(dòng)軸傳遞轉(zhuǎn)矩的控制。脹緊力越大，可以傳遞的轉(zhuǎn)矩越大，但各部分受到的應(yīng)力也越大。因此在保證可以傳遞機(jī)組特定轉(zhuǎn)矩的前提下，需要保證各部件的強(qiáng)度滿足要求。

對(duì)于空心軸，在脹緊壓力的作用下，各位置的應(yīng)力計(jì)算公式如下[9]：

其中：σ1為縱向應(yīng)力；σ2為周向應(yīng)力；σ3為徑向應(yīng)力，拉為正、壓為負(fù)；a為傳動(dòng)軸外徑；b為傳動(dòng)軸內(nèi)徑；q為均布?jí)毫Γ籸為傳動(dòng)軸徑向某一處位置。

由以上公式可以看出，在脹緊力作用下，空心軸外部承受最大的徑向應(yīng)力，大小為脹緊壓力，空心軸內(nèi)部承受最大的周向應(yīng)力。且從公式可以看出，內(nèi)部周向應(yīng)力永遠(yuǎn)大于外部徑向應(yīng)力，所以對(duì)脹緊套設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，要充分考慮連接軸的內(nèi)外徑尺寸以保證軸的安全。對(duì)于外圈以及脹緊套，由于結(jié)構(gòu)形狀不規(guī)則，同時(shí)存在應(yīng)力集中的特征，所以不適合采用理論公式進(jìn)行分析。

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)以及CAE仿真水平的高速發(fā)展，通過有限元方法可以很快得到各部件的應(yīng)力結(jié)果、脹緊力的大小以及所需的螺栓預(yù)緊力[10-12]。

2 有限元分析

聯(lián)軸器各部分材料：脹緊套材料為42CrMo4V：Rp0.2＞600 MPa；外圈材料為30CrNiMo8（EN 10083-3），Rp0.2＞800 MPa；空心軸材料為18CrNiMo7-6（EN10084），Rp0.2＞850 MPa。

圖2 有限元模型

圖3 邊界條件

圖4 空心軸應(yīng)力云圖

采用高階六面體單元對(duì)聯(lián)軸器以及螺栓進(jìn)行網(wǎng)格劃分[13]，共有節(jié)點(diǎn)861 829個(gè)，單元245 149個(gè)，有限元模型如圖2所示。

足球運(yùn)動(dòng)已經(jīng)在世界范圍內(nèi)產(chǎn)生了極大的影響，究其原因，就是因?yàn)樵撨\(yùn)動(dòng)是在游戲的基礎(chǔ)上發(fā)展而來的，極具趣味性與娛樂性，整個(gè)運(yùn)動(dòng)項(xiàng)目中都呈現(xiàn)出了生動(dòng)性、競爭性、對(duì)抗性、豐富性等特點(diǎn)，所以一直以來被人們所喜愛。

按照初始設(shè)計(jì)要求，通過18顆螺栓預(yù)緊加載實(shí)現(xiàn)脹緊距離11.7 mm，由此確定初始計(jì)算模型的邊界條件如圖3所示。

經(jīng)過有限元求解，空心軸的最大應(yīng)力為491.3 MPa，滿足要求；脹緊套圓角位置最大應(yīng)力800 MPa，不滿足要求，如圖4、圖5所示。由此可見按照施加預(yù)緊方式，原始設(shè)計(jì)不能滿足強(qiáng)度要求。

圖5 脹緊套圓角應(yīng)力云圖

圖6 脹緊套變形圖

2.1 強(qiáng)度校核及優(yōu)化

上述不滿足強(qiáng)度要求的部位，主要發(fā)生在圓角位置，基于結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和優(yōu)化思想，可以通過增大圓角來減小圓角處應(yīng)力集中，或增厚脹緊套厚度來降低應(yīng)力，但這種方法都需要重新設(shè)計(jì)模型，造成時(shí)間和成本的浪費(fèi)。

圖7 優(yōu)化后的邊界條件

圖8 優(yōu)化后的脹緊套圓角應(yīng)力圖

經(jīng)過對(duì)有限元分析變形結(jié)果進(jìn)行研究不難發(fā)現(xiàn)，圓角處的過大應(yīng)力是因?yàn)槊浘o時(shí)空心軸處于自由狀態(tài)，導(dǎo)致脹緊過程中沒有外界約束限制脹緊套變形，如圖6所示。因此，通過優(yōu)化邊界條件設(shè)置，除了約束脹緊套外緣全部自由度外，同時(shí)約束空心軸下端面的軸向自由度，如圖7所示。

對(duì)優(yōu)化邊界后的模型進(jìn)行分析，結(jié)果如圖8所示，脹緊套圓角處應(yīng)力僅有289 MPa，滿足要求。

這說明在進(jìn)行脹緊套安裝預(yù)緊時(shí)，安裝工藝要保證傳動(dòng)軸的軸向不會(huì)發(fā)生竄動(dòng)，從而保證脹緊套在安裝過程中的安全性。這種優(yōu)化方法，僅需變更安裝工藝，無需對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行修改，節(jié)省了設(shè)計(jì)周期和成本。

2.2 螺栓規(guī)格選型

由脹緊套的工作原理可知，脹緊距離的實(shí)現(xiàn)是通過對(duì)18顆螺栓施加預(yù)緊力，從而帶動(dòng)外圈與脹緊套內(nèi)圈之間發(fā)生相對(duì)移動(dòng)來實(shí)現(xiàn)，如果螺栓規(guī)格選擇太小，則外圈相對(duì)脹緊套不能安裝到位，也不能達(dá)到所需的脹緊力；如果螺栓規(guī)格選擇過大，則結(jié)構(gòu)的尺寸就會(huì)增大，螺栓成本也會(huì)增加，所以確定合理的螺栓規(guī)格非常重要[14-15]。

其中：FMzul為螺栓預(yù)緊力；A0為螺栓應(yīng)力圓面積；v為螺栓預(yù)緊時(shí)屈服應(yīng)力利用系數(shù)；Rp0.2min為螺栓屈服應(yīng)力；d0為應(yīng)力圓直徑；d2為螺栓節(jié)圓直徑；P為螺栓節(jié)距；μGmin為螺紋摩擦因數(shù)。

根據(jù)螺栓拉伸力公式以及有限元結(jié)果中提取的最大螺栓支反力，同時(shí)屈服應(yīng)力利用系數(shù)v小于1的情況下，計(jì)算得到螺栓應(yīng)力面積，并依此確定螺栓規(guī)格。經(jīng)計(jì)算，為滿足脹緊安裝工藝的要求，應(yīng)選取不小于M20規(guī)格的螺栓。

2.3 極限轉(zhuǎn)矩計(jì)算

從前面分析可知脹緊安裝距離以及脹緊套錐角影響脹緊力的大小，而脹緊套對(duì)空心軸的壓力產(chǎn)生的摩擦力決定了聯(lián)軸器傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。

通過對(duì)脹緊套與空心軸接觸面上的壓力進(jìn)行積分，得到接觸面上壓力和。也可以通過提取有限元模型中接觸面上的徑向支反力得到總的脹緊壓力。

從脹緊套有限元模型分析中，可以得到接觸面上徑向支反力為2.2×107N，假設(shè)脹緊套與傳動(dòng)軸之間的摩擦因數(shù)為0.15，空心軸外徑為0.32 m，則可以傳遞轉(zhuǎn)矩為T=P·μ·R=527 kN·m。

由此可以發(fā)現(xiàn)，影響傳遞轉(zhuǎn)矩的大小的因素為脹緊套與傳動(dòng)軸之間摩擦因數(shù)、傳動(dòng)軸外徑、脹緊安裝距離、脹緊套錐角。當(dāng)打滑力矩不能滿足要求時(shí)，可以通過修改以上幾個(gè)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整。

3 結(jié)論

經(jīng)過以上分析可以看出：1）在脹緊力一定的前提下，傳動(dòng)軸的安全性與軸徑有關(guān)，內(nèi)外徑比例越大，安全性越高；2）脹緊套的優(yōu)化，除了可以通過調(diào)整脹緊套結(jié)構(gòu)外，還可以通過優(yōu)化安裝工藝來實(shí)現(xiàn)。保證在安裝過程中傳動(dòng)軸的軸向固定，可以降低脹緊套的受力；3）螺栓規(guī)格的選取，不僅要滿足脹緊力的要求，還要保證螺栓本身的安全性；4）脹緊套可以傳遞的轉(zhuǎn)矩與表面摩擦因數(shù)、傳動(dòng)軸外徑、脹緊安裝距離、脹緊套錐角有關(guān)。通過對(duì)脹緊套本身強(qiáng)度、連接軸強(qiáng)度、裝配工藝、裝配螺栓選型、打滑力矩等方面的研究，為聯(lián)軸器脹緊套的最優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。

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