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        風電機組主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式對連接螺栓強度的影響分析

        2022-02-19 10:12:34黃文杰趙春雨倪敏
        機械工程師 2022年2期
        關鍵詞:兩瓣三瓣內(nèi)圈

        黃文杰,趙春雨,倪敏

        (明陽智慧能源集團股份公司,廣東 中山 528400)

        0 引言

        軸承和螺栓是當代機械設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械旋轉(zhuǎn)體,降低其運動過程中的摩擦因數(shù),并保證其旋轉(zhuǎn)精度,而螺栓的主要作用是用來連接2個或2個以上不同的部件,以實現(xiàn)部件之間的緊固聯(lián)接[1]。風力發(fā)電機組是大型機械設備之一,其中的軸承和螺栓應用也較為廣泛,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,它們均是風力發(fā)電機組的核心零部件,在機組的正常運行中起著至關重要的作用。

        本文以風力發(fā)電機組主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式對聯(lián)接螺栓強度的影響為研究對象,通過有限元仿真的方法對聯(lián)接螺栓進行強度分析,并根據(jù)極限強度、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)形式對聯(lián)接螺栓的具體影響,為主軸承聯(lián)接螺栓的強度設計和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供一種設計方法和研究思路。

        1 概述

        某風力發(fā)電機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10.9級的M42(縮徑為35 mm)高強度螺栓進行聯(lián)接,齒輪箱與發(fā)電機通過86個10.9級的M42(縮徑為38.9 mm)高強度螺栓進行聯(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)

        2 有限元建模

        2.1 有限元模型

        將簡化后的整機三維實體模型導入到Workbench中,對各部件進行幾何處理和網(wǎng)格劃分,部件均采用低階六面體單元劃分,螺栓用BEAM188單元模擬,并用LINK8單元和BEAM4單元模擬螺紋嚙合關系[2],然后將整體有限元模型導入到ANSYS經(jīng)典界面中進行加載計算及結(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)

        2.2 材料屬性

        風力發(fā)電機組中各部件的材料屬性如表1所示。

        表1 各部件材料屬性

        3 加載及約束

        3.1 極限加載工況

        計算螺栓極限強度時加載步驟如下:1)所有螺栓施加預緊力;2)在輪轂中心施加極限工況載荷進行重啟動計算,加載坐標系如圖6所示。

        圖6 GL輪轂中心靜坐標系[3]

        3.2 疲勞加載工況

        計算疲勞強度時加載步驟[4]如下:1)所有螺栓施加預緊力;2)在輪轂中心每30°施加疲勞時序載荷中的最大合彎矩Myz,進行重啟動計算。

        3.3 接觸和約束

        各部件之間建立標準接觸或綁定接觸,在輪轂中心建立加載點,并與輪轂上的3個葉根聯(lián)接面建立MPC遠場接觸,約束機艙彎頭底面節(jié)點所有自由度。

        4 計算結(jié)果分析

        4.1 螺栓極限強度分析

        根據(jù)VDI 2230[5],結(jié)合有限元計算的最大螺栓應力增量和最大預緊力產(chǎn)生的軸向應力評估螺栓極限強度,結(jié)果如表2所示。主軸承內(nèi)圈為兩瓣式時螺栓的極限安全系數(shù)為1.028,主軸承內(nèi)圈為三瓣式時螺栓的極限安全系數(shù)為1.044。

        表2 螺栓極限強度安全系數(shù)

        4.2 螺栓疲勞損傷分析

        將有限元結(jié)果和時序彎矩載荷進行插值得到螺栓的應力時序,然后進行雨流計算,再結(jié)合GL認證規(guī)范確定的SN曲線,計算螺栓的疲勞損傷。各位置的螺栓疲勞損傷值如表3所示,主軸承內(nèi)圈為兩瓣式時螺栓最大疲勞損傷值為0.422,主軸承內(nèi)圈為三瓣式時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)

        4.3 螺栓聯(lián)接面的開口和滑移分析

        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)

        5 結(jié)論

        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,對不同的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式時的輪轂與主軸承聯(lián)接螺栓進行強度分析,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,其極限強度和疲勞強度較好,但主軸承內(nèi)圈接觸面的開口和滑移情況較嚴重,而采用三瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式,其極限強度和疲勞強度較差,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)

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