一种校核风电锁紧盘设计尺寸的方法与流程

本发明属于风力发电设备设计制造技术领域，具体内容是一种校核风电锁紧盘设计尺寸的方法。

背景技术：

人口持续增长、化石能源存量递减、环境污染加剧等问题导致了清洁能源受到大力的政策支持。近年，世界风电的发展中心已经从欧美转向以中国、印度为首的亚洲地区。其中，中国作为世界风电发展的主要地区，在相关政策的扶持下，近几年内实现了爆发式的快速增长。国家能源局印发的《风电发展“十三五”规划》大力提倡发展风电产业，预计2020年装机量将达到2亿千瓦以上。

风电锁紧盘作为风力发电机主轴与齿轮箱输入端行星架之间的重要联接件，工作时传递扭矩较大，而且所受载荷极不稳定，一旦发生故障，整个传动链将全部失效，因此对设计要求较高。目前针对锁紧盘的设计校核方法并未考虑弯矩影响。

技术实现要素：

本发明的目的是提供一种校核风电锁紧盘设计尺寸的方法，可有效地克服现有技术存在的缺点。

本发明是这样实现的，如图1、2所示，风电锁紧盘包括外环1、内环2、推进螺栓3、垫片4、轴套5，在装配之前，主轴6与轴套5、轴套5与内环2是间隙配合，通过螺栓3拧紧力矩，使其消除间隙，形成主轴6与轴套5、轴套5与内环2、内环2与外环1之间的过盈联接。

其特征在于校核计算步骤如下：

(1)计算螺栓产生的轴向力fa为：

式中：m0为螺栓的拧紧力矩；n为螺栓数；d为螺栓直径；k为力矩系数，可由机械设计手册查得。

根据锁紧盘的尺寸及受力分析，确定锁紧盘内环与外环径向压强p3r为：

式中：l为轴套与内环的接触面长度；d3l为内环长锥面平均直径；β为内环圆锥面倾角；α为内环圆锥角β所对应的校核常量，取值范围为2.4°～2.8°。

(2)根据锁紧盘的受力分析，在主轴与轴套设计最大配合间隙r1max、轴套与内环设计最大配合间隙r2max的条件下，求出为使轴套内孔与主轴外圆接触即轴套缩小r1max所需压强psmax为：

式中：d1为主轴外径；d2为轴套外径；e2为轴套的弹性模量。

求出锁紧盘内环与轴套外圆接触即锁紧盘内环缩小r2max所需压强phmax为：

式中：e3为内环的弹性模量。

计算主轴上承载的压强p1为：

p1＝p3r-phmax-psmax(5)

再通过主轴压强计算所传递的扭矩mt，其表达式为：

式中：μ为主轴与轴套的摩擦系数，由机械设计手册可以查得。

(3)结合锁紧盘设计要求的最大扭矩mmax和最大弯矩mb，求得当量扭矩mtt的表达式为：

式中：k为弯矩与扭矩的折合系数，取值范围为1/3～2/3。

与式(4)计算所得的扭矩mt进行比较，计算扭矩的安全系数s0：

s0＝mt/mtt(8)

当s0＞1认定为符合校核要求。

(4)根据最大弯矩mb和最大径向力fr，求得边缘压应力q为：

式中：s为主轴的截面面积；wz为弯曲截面系数，具体取值由机械设计手册可以查得；边缘压应力q与式(5)所得的主轴上承载的压强p1进行比较，如果q＜p1则符合校核要求。

(5)由式(7)求得的最大当量扭矩mtt，计算主轴上承受的压强p1t为：

①在主轴与轴套、轴套与内环最大设计配合间隙条件下，首先对主轴进行校核，通过常规方法计算主轴所受压应力σ1ρ，剪应力τ1n，弯曲应力σ1b，计算合成应力σ1s为：

取σ1s的较大值与主轴材料的屈服强度σ1进行比较，计算主轴的安全系数s1为：

s1＝σ1/σ1s(12)

当s1＞1认定为符合校核要求。

②接下来对轴套进行校核，计算轴套外表面的接触压强p2max为：

p2max＝p1t+psmax(13)

通过常规方法计算轴套与内环接触面所受径向正应力σ2r，切向正应力σ2t，剪应力τ2n，弯曲应力σ2b，计算合成应力σ2s为：

取σ2s的较大值与轴套材料的屈服强度σ2进行比较，计算轴套的安全系数s2为：

s2＝σ2/σ2s(15)

当s2＞1认定为符合校核要求。

③之后对内环与外环接触面进行校核，计算内环外表面所需接触压力p3max为：

p3max＝p2max+phmax(16)

通过常规方法计算内环与外环接触面所受的径向正应力σ3r，切向正应力σ3t，计算合成应力σ3s为：

与内、外环材料的屈服强度σ3进行比较，计算内环与外环的安全系数s3为：

s3＝σ3/σ3s(18)

当s3＞1认定为符合校核要求。

(6)在主轴与轴套、轴套与内环最大配合间隙的条件下，计算轴向力fv为:

fv＝p3maxlπd3ltan(a+β)(19)

求得所需的拧紧力矩ms1为：

与给定的拧紧力矩m0进行比较，校核螺栓的安全系数s4为：

s4＝m0/ms1(21)

当s4＞1认定为符合校核要求。

本发明的优点及积极效果是：

本发明引入弯矩这一设计要素，更加符合实际状况，通过实验验证，校核结果更加稳定可靠。

附图说明

图1风电锁紧盘的组成图，图2外套与内环圆锥面的放大图

图中：1—外环2—内环

3、4—分别为螺栓、垫片5—轴套

6—主轴

d0—主轴内径d1—主轴外径

d2—轴套外径d3l—内环长锥面平均直径

d4—外环外径β—内环圆锥面倾角

具体实施例

本发明的一个实施实例是采用某型号风电锁紧盘，锁紧盘参数为：主轴内径d0为75mm，外径d1为520mm，轴套外径d2为640mm，内环长锥面平均直径d3l为660.96mm，外环外径d4为1020mm。主轴与轴套设计最大配合间隙r1max为0.136mm，轴套与内环设计最大配合间隙r2max为0.240mm。轴套与内环接触长度l为245mm，内环圆锥面倾角β为2.8°。主轴的弹性模量e1为205gpa，轴套的弹性模量e2为176gpa，内环与外套的弹性模量e3、e4都为210gpa。螺栓的拧紧力矩m0为1660kn·m，数目n为28个，螺栓直径d为30mm。主轴传递最大扭矩mmax为2050kn·m，最大弯矩mb为2000kn·m，最大径向力fr为3750kn。主轴的屈服强度σ1为600mpa，轴套的屈服强度σ2为380mpa，内环与外套的屈服强度σ3为800mpa。

校核计算步骤如下：

1.螺栓产生轴向力fa＝11066.67kn，内环与外环径向压强p3r＝235.541mpa。

2.在主轴与轴套、轴套与内环最大配合间隙的条件下，求出为使轴套内孔与主轴外圆接触即轴套缩小最大配合间隙所需的压强psmax＝7.688mpa，锁紧盘内环与轴套外圆接触即锁紧盘内环缩小最大配合间隙所需压强phmax＝2.458mpa，计算主轴上承载的压强p1＝225.395mpa，所传递的扭矩mt＝3518.26kn·m。

3.根据最大扭矩和最大弯矩，求得当量扭矩mtt＝2280.90kn·m；与传递扭矩mt进行比较，计算扭矩的安全系数s0＝1.54符合设计要求。

4.根据最大弯矩和最大径向力，求得边缘压应力q＝162.854mpa，小于主轴承载压强p1＝225.395mpa，符合校核要求。

5.①由最大当量扭矩mtt，计算主轴上承受的压强p1t＝146.124mpa，在主轴与轴套、轴套与内环最大配合间隙的条件下，计算主轴所受压应力σ1ρ＝298.457mpa，剪应力τ1n＝74.285mpa，弯曲应力σ1b＝144.947mpa，合成应力σ1s＝469.96mpa，与主轴材料的屈服强度σ1＝600mpa进行比较，计算主轴安全系数为s1＝1.28符合校核要求。

②计算轴套外表面的接触压强p2max＝153.813mpa，计算轴套与内环接触面所受径向正应力σ2r＝-146.124mpa，切向正应力σ2t＝-191.370mpa，剪应力τ2n＝39.835mpa，弯曲应力σ2b＝77.727mpa，合成应力σ2s＝264.20mpa，与轴套材料的屈服强度σ2＝380mpa进行比较，计算轴套安全系数s2＝1.44符合校核要求。

③计算内环外表面所需接触压力p3max＝156.270mpa，计算内环与外环接触面所受的径向正应力σ3r＝-156.270mpa，切向正应力σ3t＝382.503mpa，合成应力σ3s＝480.11mpa，与内、外环材料的屈服强度σ3＝800mpa进行比较，计算内环与外环接触面安全系数s3＝1.67符合校核要求。

6.在主轴与轴套、轴套与内环最大配合间隙的条件下，计算轴向力pv1＝7342.21kn，求得所需的拧紧力矩ms1＝1101.33kn·m，与给定的拧紧力矩m0＝1660kn·m进行比较，计算螺栓的安全系数s4＝1.51符合校核条件。

根据该锁紧盘工况要求传递的最大扭矩、最大弯矩，求得当量扭矩mtt为2280.90kn·m而该锁紧盘理论计算所能传递的最大扭矩mt为3518.26kn·m。在最大扭矩和最大弯矩条件下，该锁紧盘锁紧后各部件材料均不发生塑性破坏，各校核安全系数均属于许用安全系数，符合设计要求。

通过本文的计算方法可知，采用本发明中的技术方案，首先，通过选定的螺栓数量和给定的螺栓拧紧力矩，计算锁紧盘锁紧后各接触面压强以及主轴与轴套所能传递的扭矩，与设计传递最大扭矩进行比较，计算扭矩安全系数；然后，在最大扭矩和最大弯矩条件下，计算各部件合成应力，与各部件材料屈服强度进行比较，计算各部件的安全系数；最后，根据最大扭矩和最大弯矩，计算螺栓所需扭紧力矩，与给定的拧紧力矩进行比较，计算螺栓的安全系数。该方法可以验证风电锁紧盘锁紧后轴套与主轴能否传递最大扭矩、承载最大弯矩、各部件材料是否发生塑性破坏。经过实验验证，本发明能够有效验证锁紧盘设计尺寸的合理性，降低制造风险，提高产品的成品率。