黃文杰,趙春雨,倪敏
(明陽智慧能源集團(tuán)股份公司,廣東 中山 528400)
軸承和螺栓是當(dāng)代機(jī)械設(shè)備中使用非常廣泛的兩種重要零部件,軸承的主要功能是支撐機(jī)械旋轉(zhuǎn)體,降低其運(yùn)動(dòng)過程中的摩擦因數(shù),并保證其旋轉(zhuǎn)精度,而螺栓的主要作用是用來連接2個(gè)或2個(gè)以上不同的部件,以實(shí)現(xiàn)部件之間的緊固聯(lián)接[1]。風(fēng)力發(fā)電機(jī)組是大型機(jī)械設(shè)備之一,其中的軸承和螺栓應(yīng)用也較為廣泛,例如有變槳軸承、主軸承、偏航軸承及各部件之間各式各樣的螺栓聯(lián)接等,它們均是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的核心零部件,在機(jī)組的正常運(yùn)行中起著至關(guān)重要的作用。
本文以風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式對(duì)聯(lián)接螺栓強(qiáng)度的影響為研究對(duì)象,通過有限元仿真的方法對(duì)聯(lián)接螺栓進(jìn)行強(qiáng)度分析,并根據(jù)極限強(qiáng)度、疲勞損傷、聯(lián)接面的開口和滑移情況等方面的仿真結(jié)果說明不同的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式對(duì)聯(lián)接螺栓的具體影響,為主軸承聯(lián)接螺栓的強(qiáng)度設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供一種設(shè)計(jì)方法和研究思路。
某風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的輪轂與主軸承聯(lián)接示意圖如圖1所示,其中輪轂與主軸承通過72個(gè)10.9級(jí)的M42(縮徑為35 mm)高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行聯(lián)接,齒輪箱與發(fā)電機(jī)通過86個(gè)10.9級(jí)的M42(縮徑為38.9 mm)高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行聯(lián)接。主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式如圖2~圖3所示,分別為兩瓣式和三瓣式。
圖1 輪轂與主軸承聯(lián)接示意圖
圖2 主軸承內(nèi)圈(兩瓣式)
圖3 主軸承內(nèi)圈(三瓣式)
將簡化后的整機(jī)三維實(shí)體模型導(dǎo)入到Workbench中,對(duì)各部件進(jìn)行幾何處理和網(wǎng)格劃分,部件均采用低階六面體單元?jiǎng)澐?,螺栓用BEAM188單元模擬,并用LINK8單元和BEAM4單元模擬螺紋嚙合關(guān)系[2],然后將整體有限元模型導(dǎo)入到ANSYS經(jīng)典界面中進(jìn)行加載計(jì)算及結(jié)果分析。圖4為兩瓣式主軸承內(nèi)圈整體有限元模型(剖視圖),圖5為三瓣式主軸承內(nèi)圈整體有限元模型(剖視圖)。
圖4 兩瓣式有限元模型(剖視圖)
圖5 三瓣式有限元模型(剖視圖)
風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中各部件的材料屬性如表1所示。
表1 各部件材料屬性
計(jì)算螺栓極限強(qiáng)度時(shí)加載步驟如下:1)所有螺栓施加預(yù)緊力;2)在輪轂中心施加極限工況載荷進(jìn)行重啟動(dòng)計(jì)算,加載坐標(biāo)系如圖6所示。
圖6 GL輪轂中心靜坐標(biāo)系[3]
計(jì)算疲勞強(qiáng)度時(shí)加載步驟[4]如下:1)所有螺栓施加預(yù)緊力;2)在輪轂中心每30°施加疲勞時(shí)序載荷中的最大合彎矩Myz,進(jìn)行重啟動(dòng)計(jì)算。
各部件之間建立標(biāo)準(zhǔn)接觸或綁定接觸,在輪轂中心建立加載點(diǎn),并與輪轂上的3個(gè)葉根聯(lián)接面建立MPC遠(yuǎn)場接觸,約束機(jī)艙彎頭底面節(jié)點(diǎn)所有自由度。
根據(jù)VDI 2230[5],結(jié)合有限元計(jì)算的最大螺栓應(yīng)力增量和最大預(yù)緊力產(chǎn)生的軸向應(yīng)力評(píng)估螺栓極限強(qiáng)度,結(jié)果如表2所示。主軸承內(nèi)圈為兩瓣式時(shí)螺栓的極限安全系數(shù)為1.028,主軸承內(nèi)圈為三瓣式時(shí)螺栓的極限安全系數(shù)為1.044。
表2 螺栓極限強(qiáng)度安全系數(shù)
將有限元結(jié)果和時(shí)序彎矩載荷進(jìn)行插值得到螺栓的應(yīng)力時(shí)序,然后進(jìn)行雨流計(jì)算,再結(jié)合GL認(rèn)證規(guī)范確定的SN曲線,計(jì)算螺栓的疲勞損傷。各位置的螺栓疲勞損傷值如表3所示,主軸承內(nèi)圈為兩瓣式時(shí)螺栓最大疲勞損傷值為0.422,主軸承內(nèi)圈為三瓣式時(shí)螺栓最大疲勞損傷值為0.71。
表3 螺栓疲勞損傷結(jié)果(局部)
主軸承內(nèi)圈接觸面間的開口間隙和滑移距離如圖7~圖10所示,主軸承內(nèi)圈為兩瓣式時(shí)的開口間隙為0.111 mm,滑移距離為0.049 mm,主軸承內(nèi)圈為三瓣式時(shí)的開口間隙為0.045 mm,滑移距離為0.039 mm。
圖7 開口間隙(主軸承兩瓣式)
圖10 滑移距離(主軸承三瓣式)
通過ANSYS軟件中BEAM188 單元模擬螺栓,基于有限元方法建立仿真模型,對(duì)不同的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式時(shí)的輪轂與主軸承聯(lián)接螺栓進(jìn)行強(qiáng)度分析,得到如下結(jié)論:1)采用兩瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式,其聯(lián)接螺栓極限強(qiáng)度安全系數(shù)為1.044,疲勞損傷值為0.422,主軸承內(nèi)圈接觸面的開口間隙為0.111 mm,滑移距離為0.049 mm;2)采用三瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式,其聯(lián)接螺栓極限強(qiáng)度安全系數(shù)為1.028,疲勞損傷值為0.71,主軸承內(nèi)圈接觸面的開口間隙為0.045 mm,滑移距離為0.039 mm;3)由上述數(shù)據(jù)對(duì)比分析可知,采用兩瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式,其極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度較好,但主軸承內(nèi)圈接觸面的開口和滑移情況較嚴(yán)重,而采用三瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式,其極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度較差,但主軸承內(nèi)圈接觸面的開口和滑移情況較好。
圖8 滑移距離(主軸承兩瓣式)
圖9 開口間隙(主軸承三瓣式)