唐 亮，王建梅，陶德峰，王 淼

(太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，太原030024)

過盈聯(lián)接是一種以包容件(孔)和被包容件(軸)配合后的過盈來達(dá)到緊固聯(lián)接的一種聯(lián)接方法[1]。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)荷時(shí)，接觸面可相對(duì)滑動(dòng)，能起過載保護(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(如圖1)[2]。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 裝配間隙

圖1 風(fēng)電鎖緊盤結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure of wind turbine's shrink disk

在設(shè)計(jì)風(fēng)電鎖緊盤時(shí)除了設(shè)計(jì)外套與內(nèi)環(huán)配合面過盈量，還需要設(shè)計(jì)軸與軸套、軸套與內(nèi)環(huán)配合面的間隙以便裝配。由于實(shí)際加工偏差的存在，各接觸面裝配間隙存在最大與最小間隙的配合情況，裝配間隙對(duì)接觸壓力會(huì)有顯著影響，從而影響風(fēng)電鎖緊盤的工作性能。在實(shí)際情況中，采用理論計(jì)算方法研究裝配間隙的影響較為不便，以實(shí)驗(yàn)手段評(píng)估裝配間隙對(duì)鎖緊盤的影響難以實(shí)現(xiàn)，采用有限元模擬的方法可以有效全面地進(jìn)行分析。本文以某號(hào)的鎖緊盤尺寸建模計(jì)算，提取各組件的Mises應(yīng)力和組件之間接觸面的壓力，對(duì)實(shí)際結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)有一定的借鑒意義。

風(fēng)電鎖緊盤裝配時(shí)，外套與內(nèi)環(huán)長圓錐面起主要過盈量聯(lián)接作用，長圓錐面的配合面對(duì)于主軸與軸套配合面的接觸壓力具有重要影響，本文主要以長圓錐面的配合進(jìn)行分析。分析時(shí)設(shè)定內(nèi)環(huán)與外套配合面的最大過盈為定值，裝配間隙根據(jù)各配合面的間隙狀況提出四種加工模型，見表1.模型1為各配合面最小間隙;模型4為各配合面最大間隙;模型2為主軸與軸套配合面為最小間隙，內(nèi)環(huán)與軸套為最大間隙;模型3為主軸與軸套配合面為最大間隙，內(nèi)環(huán)與軸套為最小間隙。表中各組件配合面的裝配間隙的選取由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得。

表1 裝配間隙參數(shù)Tab.1 Parameters of assembly clearance

2 有限元模型

本文采用ABAQUS6.10進(jìn)行有限元分析，模型如圖1所示，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)稱問題來建模，將實(shí)體模型簡(jiǎn)化[3]。

模型單元為CAX4R，接觸算法采用罰函數(shù)法[4]。外套、內(nèi)環(huán)和主軸材料的彈性模量為210 GPa，軸套材料的彈性模量為180 GPa，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[5-6]。外套、軸套和主軸的網(wǎng)格尺寸依次為2 mm，內(nèi)環(huán)為1 mm.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[1].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27.5 mm[7-8].模型尺寸參數(shù)、網(wǎng)格劃分分別如表2和圖2所示。

表2 模型參數(shù)Tab.2 Model parameters

圖2 風(fēng)電鎖緊盤的網(wǎng)格劃分Fig.2 The meshing of wind turbine's shrink disk

3 結(jié)果討論

3.1 Mises應(yīng)力

對(duì)于圓筒，無論其外側(cè)和內(nèi)側(cè)如何受力，最大應(yīng)力總是發(fā)生在圓筒內(nèi)側(cè)[9]。因此，本文選取圓筒內(nèi)側(cè)軸向方向的節(jié)點(diǎn)分析各組件的Mises應(yīng)力。

圖3-圖6分別為主軸、軸套、內(nèi)環(huán)、外套的Mises應(yīng)力分析結(jié)果。各圖中的四個(gè)模型Mises應(yīng)力隨軸向節(jié)點(diǎn)方向變化趨勢(shì)都基本相同。而對(duì)比某一軸向節(jié)點(diǎn)上四個(gè)模型Mises應(yīng)力有如下結(jié)果:

圖3 主軸內(nèi)徑Mises應(yīng)力Fig.3 Mises stress of main shaft

圖4 軸套內(nèi)徑Mises應(yīng)力Fig.4 Mises stress of sleeve

圖3中，某一軸向節(jié)點(diǎn)上模型1(各接觸面為最小間隙)至模型4(各接觸面為最大間隙)的Mises應(yīng)力逐漸降低，而圖3最大與最小差值為150 MPa左右;圖6與圖3分布規(guī)律相同，最大與最小差值為100 MPa左右。由此可知，主軸、外套的Mises應(yīng)力與裝配間隙成反比。

圖4與圖5的某一軸向節(jié)點(diǎn)上各模型Mises應(yīng)力分布沒有以上的規(guī)律，圖4中的兩端某一軸向節(jié)點(diǎn)上各模型的Mises應(yīng)力基本相同，中間相差較大，最大與最小差值為50 MPa.圖5中左端某一軸向節(jié)點(diǎn)上的Mises應(yīng)力相差較小，而右端Mises應(yīng)力相差較大，最大與最小差值為100 MPa.

圖5 內(nèi)環(huán)內(nèi)徑Mises應(yīng)力Fig.5 Mises stress of inner ring

3.2 接觸壓力

風(fēng)電鎖緊盤在裝配時(shí)，外套向內(nèi)環(huán)方向移動(dòng)，各接觸面過盈配合，從而產(chǎn)生接觸壓力。接觸壓力是風(fēng)電鎖緊盤重要參數(shù)，若接觸壓力不能滿足設(shè)計(jì)值可能會(huì)在配合面產(chǎn)生滑移，所以接觸壓力是決定風(fēng)電鎖緊盤工作性能的重要影響因素。

圖7-圖9分別為主軸與軸套、軸套與內(nèi)環(huán)、內(nèi)環(huán)與外套長圓錐面配合面的接觸壓力分析結(jié)果。各圖中的四個(gè)模型接觸壓力隨軸向節(jié)點(diǎn)方向變化趨勢(shì)都基本相同。而對(duì)比某一軸向節(jié)點(diǎn)上四個(gè)模型接觸壓力有如下結(jié)果:

圖7中，某一軸向節(jié)點(diǎn)上模型1(各接觸面為最小間隙)至模型4(各接觸面為最大間隙)的接觸壓力逐漸降低，最大與最小差值為25 MPa左右。圖8與圖7分布規(guī)律相同，最大最小差值也相同。由此可知，主軸與軸套、軸套與內(nèi)環(huán)配合面接觸壓力與裝配間隙成反比。

圖7 主軸與軸套配合面接觸壓力Fig.7 Contact pressure of fitting surface between sleeve and main shaft

圖8 軸套與內(nèi)環(huán)配合面接觸壓力Fig.8 Contact pressure of fitting surface between sleeve and inner ring

圖9 內(nèi)環(huán)與外套長圓錐面接觸壓力Fig.9 Contact pressure of fitting long tapered surface between outer ring and inner ring

在圖9中，左端某一軸向節(jié)點(diǎn)上模型1至模型4的接觸壓力逐漸升高，最大與最小差值為100 MPa左右。由此可知，各接觸面的裝配間隙與接觸壓力成反比。右端某一軸向節(jié)點(diǎn)上模型1至模型4的接觸壓力逐漸降低，最大與最小差值為100 MPa左右。由此可知，內(nèi)環(huán)與外套長圓錐面配合面左端的接觸壓力與裝配間隙成正比，右端的接觸壓力與裝配間隙成反比。

3.3 承載扭矩分析

衡量風(fēng)電鎖緊盤主要性能的指標(biāo)是其裝配完成后主軸與軸套所能承載的扭矩。若承載扭矩不能滿足額定扭矩則會(huì)影響風(fēng)電鎖緊盤工作性能。承載扭矩M是將軸套與主軸配合面接觸壓力積分并結(jié)合式(1)求得:

式中:μ1——軸套與主軸配合面的摩擦系數(shù);

P1——軸套與主軸配合面接觸壓力;

l1——軸套與主軸配合面軸向長度。

表3 各模型承載扭矩對(duì)比Tab.3 Load torque contrast of each model

由表3可知，裝配間隙與承載扭矩成反比，模型1與模型4傳遞的扭矩相差較大，差值達(dá)到了657.24 kN·m.

4 結(jié)論

本文提出了四種裝配間隙模型，通過有限元方法分析了裝配間隙對(duì)風(fēng)電鎖緊盤Mises應(yīng)力、接觸壓力以及承載扭矩的影響。通過有限元模擬可知:由于裝配間隙的不同，風(fēng)電鎖緊盤的Mises應(yīng)力最大與最小可相差100 MPa，接觸壓力最大與最小可相差50 MPa，承載扭矩最大與最小可相差657.24 kN·m.

可見，裝配間隙對(duì)Mises應(yīng)力、接觸壓力和承載扭矩影響顯著，其中接觸壓力和承載扭矩是風(fēng)電鎖緊盤的重要參數(shù)，會(huì)極大的影響風(fēng)電鎖緊盤的工作性能。因此，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。

[1]機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].第3版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

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