褚波

摘要：針對(duì)風(fēng)電鎖緊盤裝配時(shí)各組件配合面存在間隙的狀況提出四種裝配間隙模型，采用有限元分析軟件ABAQUS建立了風(fēng)電鎖緊盤裝配模型并模擬了裝配過(guò)程，分析了裝配間隙對(duì)風(fēng)電鎖緊盤的各配合面接觸壓力、各組件Mises應(yīng)力和主軸承載扭矩的影響。結(jié)果表明：裝配間隙對(duì)各組件的Mises應(yīng)力分布影響較大;裝配間隙對(duì)各配合面接觸壓力有明顯的影響，差值可達(dá)50MPa;裝配間隙在設(shè)計(jì)時(shí)需要合理考慮并提高實(shí)際加工精度，否則可能會(huì)導(dǎo)致風(fēng)電鎖緊盤失效。

關(guān)鍵詞：裝配間隙;配合面;風(fēng)電鎖緊盤;有限元分析

引言

過(guò)盈聯(lián)接是一種以包容件（孔）和被包容件（軸）配合后的過(guò)盈來(lái)達(dá)到緊固聯(lián)接的一種聯(lián)接方法。裝配后包容件與被包容件的徑向變形使配合面間產(chǎn)生很大的壓力，工作時(shí)依靠接觸面之間的摩擦力來(lái)傳遞扭矩。這種聯(lián)接結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，定心精度好，可承受較大的軸向力與較大的轉(zhuǎn)矩，當(dāng)超負(fù)荷，接觸面可相對(duì)滑動(dòng)，能起過(guò)載保護(hù)作用，而且承載能力高，在沖擊，振動(dòng)載荷下也能可靠性的工作，目前在工程機(jī)械中的應(yīng)用越來(lái)越廣泛。

風(fēng)電鎖緊盤作為大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的鎖緊裝置，其結(jié)構(gòu)主要由內(nèi)環(huán)、外套、螺栓組成。為了便于裝配內(nèi)環(huán)與軸套，軸套與軸表面預(yù)留一定間隙，在裝配時(shí)通過(guò)擰緊內(nèi)環(huán)左端面螺栓，螺栓的軸向力轉(zhuǎn)化為徑向力，外套和內(nèi)環(huán)形成過(guò)盈配合，同時(shí)內(nèi)環(huán)與軸套，軸套與軸表面相互壓緊，鎖緊盤組件之間產(chǎn)生摩擦力，以傳遞額定扭矩，達(dá)到聯(lián)接組件的作用。

1理論模型

1.1風(fēng)電鎖緊盤簡(jiǎn)介

風(fēng)電鎖緊盤是應(yīng)用在風(fēng)電機(jī)組中聯(lián)接葉片主軸與齒輪箱的鎖緊裝置，其結(jié)構(gòu)。通過(guò)擰緊螺栓，內(nèi)外環(huán)發(fā)生相對(duì)軸向移動(dòng)，使各個(gè)接觸面間形成過(guò)盈配合。利用過(guò)盈配合的接觸面間形成的壓力和摩擦力達(dá)到傳遞扭矩或軸向力的目的。

1.2主要設(shè)計(jì)計(jì)算公式

1.2.1“由里到外”計(jì)算方法主要公式

計(jì)算主軸與軸套接觸面間的最小壓強(qiáng)Pmin1：T為主軸傳遞的扭矩（kNm）;Fa為主軸傳遞的軸向力（kN）;μ1為接觸面摩擦系數(shù);d為主軸與軸套接觸面直徑（mm）;l為主軸與軸套接觸面長(zhǎng)度（mm）.

計(jì)算軸套與內(nèi)環(huán)、內(nèi)環(huán)與外環(huán)接觸面間的壓強(qiáng)：

XE（d-d）

（2）2d2d，P2為組合筒消除間隙所需要的外壓強(qiáng)（MPa）;P1為組合筒內(nèi)所需要接觸壓強(qiáng)（MPa）;X

為組合筒內(nèi)間隙（mm）;Ea為外筒彈性模量（MPa）;d2為結(jié)合面直徑（mm）;d3為外筒直徑（mm）.

計(jì)算各個(gè)接觸面間的過(guò)盈量：

δ=Pd2（+）

式（3）中，δ為結(jié)合面的總過(guò)盈量（mm）;P為結(jié)合面壓強(qiáng)（MPa）;Ei為內(nèi)筒的彈性模量（MPa）;Ea為外筒的彈性模量（MPa）;Ca=1+（）21+（）2

1-（）2-vi;va為外筒的泊松比;vi為內(nèi)筒的泊松比;d1為組合筒內(nèi)直徑（mm）;d2為結(jié)合面直徑（mm）;d3為組合筒外直徑（mm）.

1.2.2按螺栓擰緊力計(jì)算方法主要公式

通過(guò)擰緊螺栓力，計(jì)算內(nèi)外環(huán)長(zhǎng)圓錐面間形成的壓強(qiáng)：

P3=πdLlL（CLlL+CSlS）（sinβ+μcosβ）

式（4）中，CL=CaL+CiL;CS=CaS+CiS;CaL為長(zhǎng)圓錐面的系數(shù)Ca;CiL為長(zhǎng)圓錐面的系數(shù)Ci;Fa為全部螺栓的擰緊力（kN）;lL為長(zhǎng)圓錐面軸向長(zhǎng)度（mm）;lS為短圓錐面軸向長(zhǎng)度（mm）;μ為接觸面摩擦系數(shù);β為圓錐面傾角。

2有限元模型

本文采用ABAQUS6.10進(jìn)行有限元分析，對(duì)于軸對(duì)稱件分析，基于結(jié)構(gòu)和載荷的特點(diǎn)，為簡(jiǎn)化計(jì)算量，按照軸對(duì)稱問(wèn)題來(lái)建模，將實(shí)體模型簡(jiǎn)化。

模型單元為CAX4R，接觸算法采用罰函數(shù)法。外套、內(nèi)環(huán)和主軸材料的彈性模量為210GPa，軸套材料的彈性模量為180GPa，各組件材料的泊松比均為0.3.考慮工況，內(nèi)環(huán)右端軸向施加約束，軸套左端和主軸右端施加固定約束。外套、軸套和主軸的網(wǎng)格尺寸依次為2mm，內(nèi)環(huán)為1mm.各接觸對(duì)定義為有限滑動(dòng)，外套與內(nèi)環(huán)配合面摩擦系數(shù)設(shè)定為0.09（涂有二硫化鉬潤(rùn)滑脂），內(nèi)環(huán)與軸套配合面、軸套與主軸配合面的摩擦系數(shù)設(shè)定為0.15.最小間隙尺寸裝配時(shí)，外套向內(nèi)環(huán)移動(dòng)的裝配行程為27.5mm。

3結(jié)果及分析

3.1vonMises應(yīng)力

風(fēng)電鎖緊盤在使用過(guò)程中需要多次拆裝以對(duì)其進(jìn)行維護(hù)，保證各組件不發(fā)生塑性變形對(duì)其工作性能具有重要影響。對(duì)于圓筒無(wú)論是其外側(cè)和內(nèi)側(cè)受壓力作用，最大應(yīng)力總是發(fā)生在圓筒的內(nèi)側(cè)。因此，文中選取圓筒內(nèi)壁軸向的節(jié)點(diǎn)分析各組件的vonMises應(yīng)力。

3.2接觸壓力

接觸壓力對(duì)風(fēng)電鎖緊盤的性能具有重要影響。加工偏差直接影響外環(huán)與內(nèi)環(huán)配合面的過(guò)盈量，從而影響各配合面接觸壓力的大小和分布。分別為內(nèi)環(huán)、軸套和主軸的外表面接觸壓力。

3.3承載轉(zhuǎn)矩

承載轉(zhuǎn)矩是衡量風(fēng)電鎖緊盤性能的主要參數(shù)，其與接觸壓力、摩擦因數(shù)、配合面長(zhǎng)度及主軸直徑有關(guān)。計(jì)算公式為：

M=μPπd2l式中：d——主軸直徑;

μ——軸套與主軸配合面摩擦因數(shù);

P——軸套與主軸配合面接觸壓力;

l——軸套與主軸配合面軸向長(zhǎng)度。

將軸套與主軸配合面接觸壓力曲線積分，結(jié)合式（1）即可求出風(fēng)電鎖緊盤的承載轉(zhuǎn)矩M。

4結(jié)束語(yǔ)

在現(xiàn)有風(fēng)電鎖緊盤設(shè)計(jì)計(jì)算方法的基礎(chǔ)之上，通過(guò)Fortran與VB混合編程，完成了風(fēng)電鎖緊盤設(shè)計(jì)計(jì)算的軟件開發(fā)。通過(guò)風(fēng)電鎖緊盤設(shè)計(jì)計(jì)算軟件，可以高效、準(zhǔn)確的設(shè)計(jì)不同型號(hào)的風(fēng)電鎖緊盤。

采用ABAQUS軟件對(duì)各加工偏差模型的裝配進(jìn)行模擬，深入研究了不同類型的加工偏差對(duì)應(yīng)力、接觸壓力和承載轉(zhuǎn)矩的影響。經(jīng)分析得到以下結(jié)論：

（1）加工偏差對(duì)風(fēng)電鎖緊盤的承載轉(zhuǎn)矩影響較小，與設(shè)計(jì)尺寸承載轉(zhuǎn)矩的相對(duì)誤差小于5%;

（2）加工偏差對(duì)應(yīng)力和接觸壓力影響明顯，尤其在內(nèi)環(huán)和軸套的應(yīng)力轉(zhuǎn)折處，vonMises應(yīng)力的最大值和最小值差值達(dá)到100MPa;

參考文獻(xiàn)

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