大型海上风机主轴-齿轮箱法兰连接研究

2020-11-24陈明达王建梅姜宏伟崔夕峰

重型机械 2020年5期

陈明达, 王建梅, 姜宏伟，崔夕峰

(1. 太原科技大学重型机械教育部工程研究中心，山西太原，030024；2. 太原重工股份有限公司技术中心，山西太原，030024；3. 太原重工新能源装备有限公司，山西太原 030024)

0 前言

法兰连接以其可靠性高、拆卸方便的特点被广泛应用于船舶制造、航空航天及新能源等领域[1-4]。风力发电机中，主轴和齿轮箱的连接大多也采用法兰连接。由于齿轮箱的巨大重量和面临的复杂工作环境[5]，主轴和齿轮箱之间的法兰连接对风力发电机的整体性能和安全运行具有重要影响。

国内外对风力发电机法兰连接的研究主要集中在两个方面，其中一个方面是风力发电机塔筒的法兰连接。Aikaterini采用有限元软件ADINA，分别以三维实体单元和壳体单元对1.5 MW风力发电机塔筒的法兰连接进行了模拟，评估了螺栓预紧力等参数对连接行为和极限载荷值的影响[6]。Niels研究发现风力发电机塔筒的I型法兰连接存在设计缺陷，并进行了一些改进，大大提高了连接强度[7]。常慧英等对塔筒顶部法兰接触面进行了安全性校核和焊缝的疲劳寿命分析，为大型风力发电机法兰的设计和性能优化提供了一定依据[8-9]。陈浩等分析了某风力发电机组机舱立支撑结构法兰连接螺栓的断裂实例，为法兰连接的设计提供了实践和理论指导[10]。

另一方面是风力发电机主轴和轮毂的法兰连接。晁贯良等运用有限元软件建立了风机法兰连接螺栓仿真模型，对主轴和轮毂法兰连接进行了强度分析和连接面滑移分析[11-13]。杜静等针对轮毂与主轴法兰连接处螺栓所受极限载荷问题，提出等效梁法，对螺纹啮合区进行了分析，为螺栓连接强度分析提供了新思路[14-16]。高旭等研究了法兰连接的接触问题，发现随螺栓预紧力矩的增大，系统非线性减弱；随激励频率及激励强度的增大，非线性特征加强[17]。孟春玲等分析了单元类型、接触关系等因素对风力发电机法兰连接有限元计算结果的影响，提出了针对不同分析需求的有限元设计方案[18-19]。

国内外学者对风力发电机塔筒、叶片与轮毂、主轴与轮毂及机舱支撑结构的法兰连接进行了深入的研究，但是在主轴和齿轮箱的法兰连接方面的研究较少。本文通过有限元软件建立了该法兰连接的简化模型，对法兰连接接触面及各部件关键部位的应力场和变形情况进行了分析，得到了法兰连接热点部位的应力和变形参数分布规律，为法兰连接在风电领域的工程应用提供了理论支撑。

1 主轴-齿轮箱法兰连接结构

主轴-齿轮箱法兰连接结构是风电机组传动链的组成部分之一，主要包括风机主轴、齿轮箱、螺钉(等级为10.9级)及垫片等。通过对螺钉施加一定的预紧力，法兰连接结构可将主轴和齿轮箱内部的减速器牢固地结合在一起，起到传递包括扭矩在内的动态载荷的作用。法兰连接结构部分布局和参数如图1和表1所示。

图1 主轴-齿轮箱法兰连接结构

表1 主轴-齿轮箱法兰连接结构参数

2 重力-扭矩耦合有限元模型

2.1 模型结构

由于风力发电机主轴在实际运转过程中会受到重力和扭矩的的双重作用[20]，故在此利用Abaqus有限元分析软件建立重力-扭矩耦合的有限元模型。风力发电机主轴法兰和齿轮箱法兰之间采用螺钉连接，主要依靠螺钉预紧力产生的摩擦力来承载扭矩和重力，但螺钉本身一般并不承受剪切力[21]。为简化模型，方便计算，在建立模型时省略螺钉及螺纹孔，用预紧力载荷代替其功能，同时将复杂的齿轮箱结构简化为中空圆柱。建立的有限元模型如图2所示，由主轴和齿轮箱等效体两个部件组成。

图2 主轴法兰连接有限元模型

2.2 材料属性和相互作用

法兰连接各部件材料属性定义见表2，齿轮箱等效体的材料属性定义与主轴相同。

表2 法兰连接部件材料属性

定义两个通用静力分析步。相互作用类型为表面与表面接触，主表面为发生接触的主轴法兰外表面，从表面为发生接触的主轴外表面。在没有螺钉进行物理约束的情况下，滑移方式为有限滑移。在切向方向上，接触表面间的摩擦公式选择罚函数法进行计算，摩擦系数为0.4；在法向方向上，压力过盈方式采用“硬”接触。

2.3 边界条件和载荷

对主轴实施完全约束。对于齿轮箱等效体，由于限制了轴向位移、周向转动、绕X方向及Y方向的转动，且齿轮箱等效体可以沿X方向和Y方向滑移，因此释放其沿X方向和Y方向的平动，对其余4个自由度进行约束。

极限载荷共有3个，分别为螺钉预紧力F0、主轴重力G、工作扭矩T。

(1)螺钉预紧力F0。螺钉预紧力需转化为压强，公式为

(1)

式中，S为接触面的有效接触面积；z为螺钉数量。

(2)齿轮箱重力G。选定整个齿轮箱等效体，采用“重力”载荷施加重力G。

(3)工作扭矩T。工作扭矩T施加于主轴外端面上。

2.4 网格划分

单元体类型为六面体缩减积分单元C3D8R，计算精度较好。划分网格后，主轴有51 716个单元，齿轮箱等效体有37 187个单元，共计88 903个单元体。

3 结果及分析

3.1 接触面应力周向分布

风力发电机主轴-齿轮箱法兰连接性能对风力发电机的长期安全运行具有重要影响[22]。因此，有必要对主轴和主轴法兰接触面上的应力及变形进行分析。考虑到主轴的重力可能对接触面上的应力分布产生影响，需要对接触面上的周向应力分布进行研究[23]。

为了更好地研究接触面上的应力周向分布情况，将环形接触面周向12等分，按30°间隔角设置12条径向路径，建立极坐标系如图6所示。图中0°方向为重力方向，θ为各路径与重力方向的夹角，l为以内孔为起点的径向距离。

图3 接触面路径周向分布

图4 法兰接触面应力周向分布

选取12条径向路径上径向距离不同的节点，每条径向路径选取4个节点，分别分析主轴和齿轮箱法兰接触面上的应力周向分布情况。图4分别为主轴和齿轮箱法兰接触面上的应力周向分布情况。

由图4可知，法兰接触面上的应力从0°到180°范围内总体呈减小趋势，从180°到360°范围内总体呈增大趋势。由于法兰连接为圆形对称结构，两个接触面上的应力场分布左右对称。同时，由于重力的作用，应力沿周向分布不均匀，接触面下半部分出现显著的应力集中现象。图4a显示，主轴法兰接触面上不同径向路径的接触应力变化趋势相似。接触应力在0°到180°上先增大后减小，在50°附近有最大值，为126 MPa。在180°附近有最小值，为24 MPa。接触应力在0°到50°之间小幅上升，可能是接触面挤压变形导致的。图4b中，齿轮箱法兰接触面上不同径向距离的接触应力变化趋势相似，但其应力最值更大。

3.2 接触面应变周向分布

法兰接触面的变形会直接影响连接的可靠性，故有必要对接触面上的变形情况进行研究。图5依次为主轴和齿轮箱法兰接触面应变周向分布情况。

图5 法兰接触面应变周向分布

由图5可知，接触面应变分布情况以0°～180°线为轴线呈轴对称分布。从0°到180°范围内，接触面应变逐渐降低，与图7和图8中接触面应力的变化趋势相符合。接触面应变与径向距离成反比，越靠近法兰中心的位置变形越大。

由图5a可知，主轴接触面上的应变在(539 mm，0°)处达到最大值，为1.35 mm；接触面应变在(905 mm，180°)处达到最小值，为0.35 mm。以应变/主轴直径作为变形率，则最大变形率约为0.062%。对主轴整体尺寸而言，接触面最大变形率极小。齿轮箱法兰接触面应变分布与主轴相近，但其应变曲线变化趋势较平缓。

3.3 齿轮箱重量对法兰连接性能的影响

风电机组整机重量常常作为衡量其性能优劣的标准之一，因此在保证可靠性前提下，设计人员对各部件进行轻量化设计，以减少制造成本，降低运输和安装难度。为探究不同齿轮箱重力对法兰连接性能的影响，在齿轮箱重力(0.25 g，1.25 g)区间内设置5组对比试验，不同齿轮箱重量下主轴和齿轮箱在径向和轴向方向上的应力变化曲线如图6所示。

图6 法兰连接部件应力-齿轮箱重力响应曲线

由图6可知，主轴和齿轮箱法兰在特定部位均出现不同程度的应力集中现象，但其位置和变化趋势有所不同。

图6a显示，在法兰中部略靠近边缘处存在一处明显的应力集中现象，当齿轮箱重量从标准重量的125%减小至25%，主轴法兰沿径向的应力最值降低约27.5%。图6b中，主轴法兰沿轴向方向上的应力先减小，然后增大，在法兰外部最边缘处应力值达到最大，在0.25 g下的轴向应力最大值为116 MPa，在1.25 g下的轴向应力最大值为196 MPa。两者差值达到80 MPa，是1.25 g下轴向应力的40.8%。

由图6c可知，齿轮箱法兰沿径向方向在法兰中部出现应力集中现象，法兰两边应力水平较低，将齿轮箱重量从标准重量的125%减轻至25%时，应力最值降低率达55.9%。由图6d可知，齿轮箱法兰接触面上沿轴向方向有两处应力值均处在较大水平，分别位于靠近法兰中心处和法兰中部，随着齿轮箱重量的减小，其最大应力下降58.2%。