寧文鋼, 姜宏偉, 王建梅, 陳明達, 王岳峰

(1.太原重工股份有限公司技術(shù)中心，山西 太原 030024；2.太原科技大學(xué) 重型機械教育部工程研究中心，山西 太原 030024)

0 前言

法蘭連接是通過螺栓緊固兩個部件并傳遞一定扭矩的連接方式，以其高可靠性和易拆卸的特點廣泛應(yīng)用于新能源、電力、航空航天等領(lǐng)域[1-3]，具有廣泛的應(yīng)用前景。在風(fēng)電領(lǐng)域，法蘭連接經(jīng)常用作風(fēng)電機組傳動系統(tǒng)和塔架等關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的連接方式。因此，法蘭連接的可靠性對風(fēng)機的安全平穩(wěn)運行意義重大[4]。

法蘭材料的摩擦系數(shù)和螺栓預(yù)緊力是影響法蘭連接可靠性的兩個重要因素，為了探究法蘭材料摩擦系數(shù)和螺栓預(yù)緊力對法蘭連接的影響，許多學(xué)者進行了深入的研究。李俊男等以不同粗糙度和預(yù)緊力影響下的輪盤接觸面靜摩擦系數(shù)為研究對象進行了仿真計算和試驗研究[5]。尤晉閩等引入微凸體的完全彈性、彈-塑性和完全塑性三種變形機制，創(chuàng)建了接觸面靜摩擦系數(shù)的統(tǒng)計模型[6]。田紅亮等推導(dǎo)了金屬材料粗糙表面單個微凸體接觸點面積科的概率密度分布關(guān)系式，試驗證明其相對誤差在-8.3%～5.5%之間[7]。張磊磊等針對傳動軸法蘭分析了法蘭螺栓連接結(jié)構(gòu)的受力情況，對法蘭螺栓系統(tǒng)預(yù)緊力的變化規(guī)律進行了研究[8]。Ma?l Couchaux等基于增強波束理論建立了預(yù)測螺栓連接彈性行為的數(shù)學(xué)模型，描述了接觸區(qū)與非接觸區(qū)法蘭的機械響應(yīng)[9]。Ntaifoti研究了風(fēng)電塔筒螺栓預(yù)緊力、螺栓直徑、法蘭厚度等參數(shù)對連接行為的影響[10]。

雖然相關(guān)研究對法蘭連接進行了深入的探討，但還未將法蘭材料的摩擦特性與預(yù)緊力建立直接聯(lián)系。本文針對風(fēng)電機組主傳動系統(tǒng)法蘭連接，進行了法蘭材料摩擦系數(shù)對比試驗，并建立法蘭連接結(jié)構(gòu)數(shù)值模型，研究了螺栓預(yù)緊力對法蘭連接關(guān)鍵部件應(yīng)力場的影響，對風(fēng)電機組法蘭連接預(yù)緊力的選取和主傳動系統(tǒng)軸承選型給出了研究建議。

1 實驗

1.1 樣品制備

采用材料Q345E[11]，切取φ30×10 mm圓柱形試件并用砂紙打磨除銹。分兩組對試件端面進行表面處理，其中一組利用機加工將試件端面粗糙度加工至Ra12.5，另一組先將試件端面粗糙度加工至Ra12.5并進行表面噴砂處理，然后端面刷漆Interzinc697，干膜厚度為75 μm。

1.2 性能測試

如圖1所示，采用CFT-I型多功能摩擦磨損測試儀進行不同表面的摩擦系數(shù)測量。圖1中局部放大圖為測試主體部分，試件被固定于下部平臺，上部為摩擦頭，此處采用硬度較高的Si3N4球作為摩擦組件。測試前先進行預(yù)實驗，確定合適的法向載荷、摩擦速率、運動方式等測試參數(shù)，然后正式測量不同試件的摩擦系數(shù)。摩擦系數(shù)測試時具體設(shè)置參數(shù)如表1所示，且每組樣品進行5次平行測試。

圖1 CFT-I型多功能摩擦磨損測試儀

表1 摩擦系數(shù)測試參數(shù)

1.3 結(jié)果分析

圖2為端面分別噴涂環(huán)氧富鋅漆Interzinc697與車削加工至表面粗糙度為Ra12.5的兩組試件的摩擦系數(shù)曲線，取摩擦系數(shù)值穩(wěn)定后區(qū)間作中線[12-13]，對比分析不同表面處理方式對摩擦系數(shù)的影響。

圖2 Interzinc697與Ra12.5表面摩擦系數(shù)曲線

由圖可知，Ra12.5表面和Interzinc697表面摩擦系數(shù)分別為0.338和0.475，噴涂環(huán)氧富鋅漆的試件摩擦系數(shù)比未噴漆試件提高了約40%。測試結(jié)果驗證了工程實際中通過在法蘭面噴涂環(huán)氧富鋅漆增加摩擦力的有效性[14-15]。

2 摩擦系數(shù)對預(yù)緊力的影響研究

風(fēng)電機組中的法蘭連接主要靠對螺栓施加預(yù)緊力將兩個部件結(jié)合在一起，以傳遞復(fù)雜扭矩及承受自身重力載荷[16]。由于風(fēng)電機組時刻受到變化的外部載荷作用[17]，預(yù)緊力不足，可能導(dǎo)致法蘭連接可靠性降低，疲勞載荷增大；預(yù)緊力過大，可能使風(fēng)電機組在遭受極端風(fēng)況時螺栓發(fā)生斷裂失效。因此，確定合適的螺栓預(yù)緊力對法蘭連接的可靠性具有重大意義，而法蘭連接面摩擦系數(shù)是決定螺栓預(yù)緊力的重要參數(shù)之一[18]。本文以輪轂-主軸法蘭連接為例，說明摩擦系數(shù)與預(yù)緊力的關(guān)系。

圖3為風(fēng)電機組輪轂-主軸法蘭連接示意圖。該法蘭連接通過摩擦力傳遞來自葉片的扭矩和輪轂及葉片自身重力產(chǎn)生的巨大載荷。

圖3 輪轂-主軸法蘭連接示意圖

根據(jù)德國VDI2230規(guī)范，針對同時具有橫向載荷FQ和由摩擦引起的相對螺栓軸的扭矩MY的法蘭連接，螺栓預(yù)緊力FKQ為

(1)

式中，μT為法蘭連接面的摩擦系數(shù)；qF為內(nèi)力傳遞的接觸面數(shù)量；qM為內(nèi)扭矩傳遞的接觸面數(shù)量；ra為與螺栓位置有關(guān)的摩擦半徑。

由式(1)可知，當(dāng)橫向載荷FQ和扭矩MY為定值時，螺栓預(yù)緊力FKQ隨摩擦系數(shù)的增大而減小。根據(jù)本文的實驗結(jié)果，通過在法蘭連接面上噴涂環(huán)氧富鋅漆可以有效增大摩擦系數(shù)。那么，在保證安全系數(shù)不變的前提下，增大摩擦系數(shù)的同時適當(dāng)降低螺栓預(yù)緊力也能夠使法蘭連接具有相同的可靠性。同時，合理降低螺栓預(yù)緊力可改善螺栓及法蘭連接面的應(yīng)力場分布，降低螺栓因載荷過大而發(fā)生斷裂的幾率[19]。

3 不同預(yù)緊力下的應(yīng)力場計算

3.1 有限元模型

3.1.1 模型描述

以風(fēng)電機組輪轂-主軸法蘭連接為分析對象，運用大型有限元分析軟件ABAQUS，構(gòu)建輪轂-主軸法蘭連接有限元模型整體結(jié)構(gòu)如圖4a所示。極限載荷具有不對稱性，導(dǎo)致法蘭連接各部件應(yīng)力場呈非均勻分布。為全面研究整體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力特性，本文建立的模型為360°完整模型。同時，該模型截取主軸和輪轂的有效部分，并對螺柱及其鄰近區(qū)域網(wǎng)格進行細化，以取得較合理的計算成本和精度，建模所需材料屬性見表2。

表2 各部件材料屬性

如圖4b所示，為該模型螺柱連接結(jié)構(gòu)局部放大示意圖。螺柱公稱直徑為M42，數(shù)量為46。所有網(wǎng)格模型均采用C3D8R六面體單元，總網(wǎng)格數(shù)量為589 959。

圖4 輪轂-主軸法蘭連接有限元模型

3.1.2 載荷

該模型所受載荷分為外載荷和內(nèi)載荷，外載荷為dlc2.2 bd工況輪轂中心固定坐標系下的極限載荷，如表3和圖5所示。內(nèi)載荷為各螺柱上施加的螺柱預(yù)緊力FKQ，如圖4b所示。為保證螺柱預(yù)緊力平穩(wěn)施加，將螺柱預(yù)緊力的施加過程分為3個分析步，并在第4個分析步施加輪轂中心極限載荷。

圖5 輪轂中心固定坐標系

表3 輪轂中心固定坐標下的極限載荷

(1)施加最終預(yù)緊力的1%值；

(2)施加最終預(yù)緊力的100%值；

(3)固定螺柱長度。

風(fēng)力發(fā)電機規(guī)定輪轂-主軸法蘭處螺柱預(yù)緊力不小于630 kN。以該值作為螺柱預(yù)緊力標準值，同時取0.2為摩擦系數(shù)標準值。按照占預(yù)緊力標準值比例的不同，設(shè)置區(qū)間為n∈(0.8,1.2)共9組對比試驗。已知螺柱預(yù)緊力，根據(jù)式(1)可計算各組試驗法蘭連接面的摩擦系數(shù)。各對比組螺柱預(yù)緊力與摩擦系數(shù)值見表4。

表4 各對比組螺柱預(yù)緊力與摩擦系數(shù)

3.1.3 接觸關(guān)系與邊界條件

按照真實情況建立輪轂-主軸法蘭連接各部件之間的裝配關(guān)系,相連部件的接觸關(guān)系見表5。為簡化有限元前處理過程，將輪轂和輪轂法蘭拆開，然后用Tie連接使兩部件相互綁定。邊界條件設(shè)置為主軸未接觸端面U1=U2=U3=UR1=UR2=UR3=0。

表5 相連部件接觸關(guān)系

注：兩部件無接觸用 - 表示，同一部件用 / 表示。

3.2 結(jié)果分析

3.2.1 預(yù)緊力對法蘭連接最大應(yīng)力的影響

當(dāng)標準預(yù)緊力倍數(shù)n在區(qū)間(0.8,1.2)逐漸增加時，分別取螺柱、輪轂-主軸連接面、主軸鎖定盤連接面的應(yīng)力最大值，研究法蘭連接熱點部位的預(yù)緊力-最大應(yīng)力響應(yīng)態(tài)勢[20]，最大應(yīng)力隨標準預(yù)緊力倍數(shù)n的變化曲線如圖6所示。

圖6 預(yù)緊力對關(guān)鍵部件最大應(yīng)力的影響

分析可知，隨標準預(yù)緊力倍數(shù)n的增大，各熱點部位最大應(yīng)力呈非線性增長趨勢，且應(yīng)力增長速率隨n的增加逐漸減小。不同部位的預(yù)緊力-最大應(yīng)力響應(yīng)態(tài)勢有所區(qū)別。當(dāng)n從0.8增加到1.2，螺柱、輪轂-主軸連接面、主軸鎖定盤連接面的應(yīng)力最大值分別增加131%、130%和137%。螺柱的應(yīng)力最大值在三者之中最大，但應(yīng)力最值平均增長率最快的是主軸鎖定盤連接面。

3.2.2 預(yù)緊力對周向排列螺柱應(yīng)力最值變化趨勢的影響

圖7是法蘭連接面上(110°，290°)區(qū)間內(nèi)不同螺柱應(yīng)力最值的變化曲線，該區(qū)間內(nèi)的螺柱應(yīng)力最值波動明顯。結(jié)果表明，當(dāng)n值較大時，螺柱應(yīng)力最值的波動也較明顯，而當(dāng)n值較小時，螺柱應(yīng)力最值的波動較弱。適當(dāng)減小預(yù)緊力有利于螺柱應(yīng)力最值的均勻分布。

圖7 預(yù)緊力對螺柱應(yīng)力的影響

3.2.3 預(yù)緊力對關(guān)鍵部件應(yīng)力場的影響

圖8為n=0.8和n=1.2時受力最大螺柱的應(yīng)力場分布情況。由圖8可知，當(dāng)n值變化時，螺柱表面應(yīng)力場分布情況基本相似，螺柱大部分區(qū)域沿周向應(yīng)力分布均勻，但在第一圈螺紋處應(yīng)力出現(xiàn)較大波動；沿軸向螺柱應(yīng)力在第一圈螺紋處出現(xiàn)明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，隨螺紋圈數(shù)的增加，應(yīng)力迅速下降。同時，在非螺紋區(qū)域的應(yīng)力分布較均勻。

圖8 預(yù)緊力對螺柱應(yīng)力場的影響

圖9是n=0.8和n=1.2時輪轂法蘭連接面的應(yīng)力場分布情況。分析可知，預(yù)緊力對輪轂法蘭連接面應(yīng)力分布影響較大。雖然在徑向方向上，不同n值下法蘭面的應(yīng)力變化趨勢相近，但當(dāng)n值增大時，法蘭面沿周向應(yīng)力波動平緩，總體應(yīng)力分布較為均勻。說明預(yù)緊力過小可能導(dǎo)致輪轂法蘭連接面應(yīng)力分布不均。

圖9 預(yù)緊力對輪轂法蘭面應(yīng)力場的影響

分析表明，各部位應(yīng)力對預(yù)緊力響應(yīng)情況表現(xiàn)出一定的差異性，通過減小預(yù)緊力可以有效增加輪轂法蘭連接面應(yīng)力分布的均勻性，但對螺柱和主軸法蘭連接面的應(yīng)力分布情況改善效果不顯著。因此，風(fēng)電機組傳動法蘭在進行預(yù)緊力設(shè)置時應(yīng)根據(jù)不同需要進行有針對性的綜合選擇。

4 結(jié)論

(1)對風(fēng)電法蘭材料進行不同表面處理，試驗表明，Ra12.5表面和Interzinc697表面摩擦系數(shù)分別為0.338和0.475，噴涂環(huán)氧富鋅漆的試件摩擦系數(shù)比未噴漆試件提高了約40%。

(2)當(dāng)螺柱預(yù)緊力增加時，螺柱應(yīng)力最大值并不是線性遞增，而是非線性增加，且隨預(yù)緊力的增大，增加速率逐漸減小。

(3)通過研究預(yù)緊力對法蘭連接各部件應(yīng)力場的影響，發(fā)現(xiàn)減小預(yù)緊力對螺柱和主軸法蘭連接面應(yīng)力分布情況改善效果不顯著，但可明顯提升輪轂法蘭連接面應(yīng)力分布的均勻性。在進行預(yù)緊力設(shè)計時，若法蘭材料表面摩擦系數(shù)較大，可考慮在保證設(shè)計安全系數(shù)的前提下適當(dāng)降低預(yù)緊力。同時，在主傳動系統(tǒng)軸承選型時，應(yīng)適當(dāng)考慮法蘭連接性能變化對主傳動系統(tǒng)的影響。