装配间隙对风电锁紧盘性能的影响分析

唐 亮，王建梅，陶德峰，王 淼

(太原科技大学机械工程学院，太原030024)

过盈联接是一种以包容件(孔)和被包容件(轴)配合后的过盈来达到紧固联接的一种联接方法[1]。装配后包容件与被包容件的径向变形使配合面间产生很大的压力，工作时依靠接触面之间的摩擦力来传递扭矩。这种联接结构简单，定心精度好，可承受较大的轴向力与较大的转矩，当超负荷时，接触面可相对滑动，能起过载保护作用，而且承载能力高，在冲击，振动载荷下也能可靠性的工作，目前在工程机械中的应用越来越广泛。

风电锁紧盘作为大型风力发电机组的锁紧装置，其结构主要由内环、外套、螺栓组成(如图1)[2]。为了便于装配，内环与轴套，轴套与轴表面预留一定间隙，在装配时通过拧紧内环左端面螺栓，螺栓的轴向力转化为径向力，外套和内环形成过盈配合，同时内环与轴套，轴套与轴表面相互压紧，锁紧盘组件之间产生摩擦力，以传递额定扭矩，达到联接组件的作用。

1 装配间隙

图1 风电锁紧盘结构示意图Fig.1 Structure of wind turbine's shrink disk

在设计风电锁紧盘时除了设计外套与内环配合面过盈量，还需要设计轴与轴套、轴套与内环配合面的间隙以便装配。由于实际加工偏差的存在，各接触面装配间隙存在最大与最小间隙的配合情况，装配间隙对接触压力会有显著影响，从而影响风电锁紧盘的工作性能。在实际情况中，采用理论计算方法研究装配间隙的影响较为不便，以实验手段评估装配间隙对锁紧盘的影响难以实现，采用有限元模拟的方法可以有效全面地进行分析。本文以某号的锁紧盘尺寸建模计算，提取各组件的Mises应力和组件之间接触面的压力，对实际结构的设计有一定的借鉴意义。

风电锁紧盘装配时，外套与内环长圆锥面起主要过盈量联接作用，长圆锥面的配合面对于主轴与轴套配合面的接触压力具有重要影响，本文主要以长圆锥面的配合进行分析。分析时设定内环与外套配合面的最大过盈为定值，装配间隙根据各配合面的间隙状况提出四种加工模型，见表1.模型1为各配合面最小间隙;模型4为各配合面最大间隙;模型2为主轴与轴套配合面为最小间隙，内环与轴套为最大间隙;模型3为主轴与轴套配合面为最大间隙，内环与轴套为最小间隙。表中各组件配合面的装配间隙的选取由机械设计手册查得。

表1 装配间隙参数Tab.1 Parameters of assembly clearance

2 有限元模型

本文采用ABAQUS6.10进行有限元分析，模型如图1所示，对于轴对称件分析，基于结构和载荷的特点，为简化计算量，按照轴对称问题来建模，将实体模型简化[3]。

模型单元为CAX4R，接触算法采用罚函数法[4]。外套、内环和主轴材料的弹性模量为210 GPa，轴套材料的弹性模量为180 GPa，各组件材料的泊松比均为0.3.考虑工况，内环右端轴向施加约束，轴套左端和主轴右端施加固定约束[5-6]。外套、轴套和主轴的网格尺寸依次为2 mm，内环为1 mm.各接触对定义为有限滑动，外套与内环配合面摩擦系数设定为0.09(涂有二硫化钼润滑脂)，内环与轴套配合面、轴套与主轴配合面的摩擦系数设定为0.15[1].最小间隙尺寸装配时，外套向内环移动的装配行程为27.5 mm[7-8].模型尺寸参数、网格划分分别如表2和图2所示。

表2 模型参数Tab.2 Model parameters

图2 风电锁紧盘的网格划分Fig.2 The meshing of wind turbine's shrink disk

3 结果讨论

3.1 Mises应力

对于圆筒，无论其外侧和内侧如何受力，最大应力总是发生在圆筒内侧[9]。因此，本文选取圆筒内侧轴向方向的节点分析各组件的Mises应力。

图3-图6分别为主轴、轴套、内环、外套的Mises应力分析结果。各图中的四个模型Mises应力随轴向节点方向变化趋势都基本相同。而对比某一轴向节点上四个模型Mises应力有如下结果:

图3 主轴内径Mises应力Fig.3 Mises stress of main shaft

图4 轴套内径Mises应力Fig.4 Mises stress of sleeve

图3中，某一轴向节点上模型1(各接触面为最小间隙)至模型4(各接触面为最大间隙)的Mises应力逐渐降低，而图3最大与最小差值为150 MPa左右;图6与图3分布规律相同，最大与最小差值为100 MPa左右。由此可知，主轴、外套的Mises应力与装配间隙成反比。

图4与图5的某一轴向节点上各模型Mises应力分布没有以上的规律，图4中的两端某一轴向节点上各模型的Mises应力基本相同，中间相差较大，最大与最小差值为50 MPa.图5中左端某一轴向节点上的Mises应力相差较小，而右端Mises应力相差较大，最大与最小差值为100 MPa.

图5 内环内径Mises应力Fig.5 Mises stress of inner ring

3.2 接触压力

风电锁紧盘在装配时，外套向内环方向移动，各接触面过盈配合，从而产生接触压力。接触压力是风电锁紧盘重要参数，若接触压力不能满足设计值可能会在配合面产生滑移，所以接触压力是决定风电锁紧盘工作性能的重要影响因素。

图7-图9分别为主轴与轴套、轴套与内环、内环与外套长圆锥面配合面的接触压力分析结果。各图中的四个模型接触压力随轴向节点方向变化趋势都基本相同。而对比某一轴向节点上四个模型接触压力有如下结果:

图7中，某一轴向节点上模型1(各接触面为最小间隙)至模型4(各接触面为最大间隙)的接触压力逐渐降低，最大与最小差值为25 MPa左右。图8与图7分布规律相同，最大最小差值也相同。由此可知，主轴与轴套、轴套与内环配合面接触压力与装配间隙成反比。

图7 主轴与轴套配合面接触压力Fig.7 Contact pressure of fitting surface between sleeve and main shaft

图8 轴套与内环配合面接触压力Fig.8 Contact pressure of fitting surface between sleeve and inner ring

图9 内环与外套长圆锥面接触压力Fig.9 Contact pressure of fitting long tapered surface between outer ring and inner ring

在图9中，左端某一轴向节点上模型1至模型4的接触压力逐渐升高，最大与最小差值为100 MPa左右。由此可知，各接触面的装配间隙与接触压力成反比。右端某一轴向节点上模型1至模型4的接触压力逐渐降低，最大与最小差值为100 MPa左右。由此可知，内环与外套长圆锥面配合面左端的接触压力与装配间隙成正比，右端的接触压力与装配间隙成反比。

3.3 承载扭矩分析

衡量风电锁紧盘主要性能的指标是其装配完成后主轴与轴套所能承载的扭矩。若承载扭矩不能满足额定扭矩则会影响风电锁紧盘工作性能。承载扭矩M是将轴套与主轴配合面接触压力积分并结合式(1)求得:

式中:μ1——轴套与主轴配合面的摩擦系数;

P1——轴套与主轴配合面接触压力;

l1——轴套与主轴配合面轴向长度。

表3 各模型承载扭矩对比Tab.3 Load torque contrast of each model

由表3可知，装配间隙与承载扭矩成反比，模型1与模型4传递的扭矩相差较大，差值达到了657.24 kN·m.

4 结论

本文提出了四种装配间隙模型，通过有限元方法分析了装配间隙对风电锁紧盘Mises应力、接触压力以及承载扭矩的影响。通过有限元模拟可知:由于装配间隙的不同，风电锁紧盘的Mises应力最大与最小可相差100 MPa，接触压力最大与最小可相差50 MPa，承载扭矩最大与最小可相差657.24 kN·m.

可见，装配间隙对Mises应力、接触压力和承载扭矩影响显著，其中接触压力和承载扭矩是风电锁紧盘的重要参数，会极大的影响风电锁紧盘的工作性能。因此，装配间隙在设计时需要合理考虑并提高实际加工精度，否则可能会导致风电锁紧盘失效。

[1]机械设计手册编委会.机械设计手册[M].第3版.北京:机械工业出版社，2004.

[2]陶德峰，王建梅，黄讯杰，等.风电锁紧盘轴套位移与应力计算[J].太原科技大学学报，2012，33(1):40-44.

[3]钱家德.多层压配组合圆筒有限元分析的简化[J].工程力学，1989，6(4):65-69.

[4]LEWIS S J，HOSSAIN S，BOOKER J D，et al.Measurement of Torsionally Induced Shear Stresses in Shrink-Fit Assemblies[J].Experimental Mechanics，2009，49(8):637-651.

[5]廖焰，刘建生，陈慧琴.新型空心火车车轴重要结构参数有限元分析[J].太原科技大学学报，2007，28(6)::446-450.

[6]曾飞，陈光雄，周仲荣.基于ANSYS的轮对过盈配合微动分析[J].机械工程学报，2011，47(5):121-125.

[7]石亦平，周玉荣.ABAQUS有限元分析实例详解[M].北京:机械工业出版社，2008.

[8]赵腾伦.ABAQUS6.6在机械工程中的应用[M].北京:中国水利水电出版社，2007.

[9]刘鸿文.材料力学[M].北京:高等教育出版社，2004.