發電機組新型疊片聯軸器傳扭特性研究與應用

閔旭光，陳 棋，徐劍萍，方 軍

（1.江西科技師范大學材料與機電學院，江西 南昌 330038；2.江西清華泰豪三波電機有限公司，江西 南昌 330096）

1 引言

柴油發電機組是一種最常用的移動電源、備用電源及野外獨立電源。聯軸器是柴油發電機組重要的轉子部件之一。由于疊片聯軸器具有傳扭能力強、補償對中性好、無需潤滑和維護、使用壽命長等優點，因此從上世紀末就開始推廣應用在柴油發電機組上。但是，由于傳統疊片聯軸器的半聯軸器螺釘孔、疊片螺釘孔都要求與螺釘外圓配合的間隙很?。?］甚至是無間隙配合來傳遞扭矩，所以，螺釘外圓的加工精度等級要求較高；疊片螺釘孔、半聯軸器螺釘孔不但孔徑加工精度等級要求較高，而且這些孔之間的位置度加工精度等級也要求較高。因此傳統疊片聯軸器的制造成本較高，裝拆工藝要求也較高，而且裝拆時間較長。另外，疊片聯軸器的連接螺釘雖然是標準件，但是它的強度（主要指標大徑）校核沒有公開的公式。還有聯軸器疊片剛度的設計，目前在柴油發電機組領域里也沒有公開的公式。如果聯軸器疊片剛度設計過大，那么柴油發電機組會發生異常振動［2］；如果聯軸器疊片剛度設計過小，即疊片太柔了，顯然會使發電機運行時的轉子軸撓度過大，同樣會使柴油發電機組發生異常振動，甚至使發電機定子與轉子發生“碰摩”事故。

為解決上述難題，從分析疊片聯軸器傳扭原理及影響因素入手，設計研究一款新型的大間隙疊片聯軸器。其半聯軸器螺釘孔、疊片螺釘孔均比螺釘外圓直徑大1mm左右，即其配合間隙有1mm左右。柴油發電機組運行時，疊片聯軸器純粹依靠螺釘、疊片、半聯軸器之間的摩擦力來傳遞扭矩。如果該大間隙疊片聯軸器傳扭結構論證可行的話，那么其加工工藝要求就比傳統的疊片聯軸器降低許多，加工成本將大大地降低，安裝、拆卸也將很方便、省時省力。

2 疊片螺孔端面傳扭受力分析

柴油發電機組轉子結構示意圖，如圖1所示。它是兩軸三支撐結構。發電機是單邊支撐結構。聯軸器4可以看成安裝在發電機轉軸5上。因此，柴油發電機組運行時，疊片聯軸器4除了要克服發電機轉子鐵芯6通過發電機轉軸5傳遞過來的電磁扭矩外，還要承受發電機轉子鐵芯6受到的重力、離心力、因與定子鐵芯7之間的氣隙T不均勻而產生的單邊磁拉力［3］等。

圖1 柴油發電機組轉子結構示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Diesel Generator Set

大間隙疊片聯軸器結構簡圖，如圖2所示。疊片2分別通過內孔、外圓在發電機轉軸5的外圓、柴油機飛輪1的內孔上定位。螺釘3把疊片2分別壓緊在柴油機飛輪1和發電機半聯軸器4上。原動機（柴油機）把扭矩傳給圖2中的柴油機飛輪1，柴油機飛輪1通過摩擦力把扭矩傳給疊片2，疊片2通過摩擦力把扭矩傳給電機半聯軸器4，電機半聯軸器4通過平鍵（圖中未畫出）把扭矩傳給電機轉軸5，從而帶動如圖1所示的電機轉子鐵芯6等旋轉。

圖2 大間隙疊片聯軸器結構簡圖Fig.2 Schematic Diagram of Dish Coupling with Big Gap

由此可見，這種大間隙疊片聯軸器是依靠其疊片上兩組圓孔端面承受的摩擦力來傳遞扭矩。疊片結構簡圖，如圖3所示。

圖3 疊片結構簡圖Fig.3 Schematic Diagram of Lamination

疊片端面承受的扭矩主要是發電機發電時的電磁扭矩及發電機啟動或停止時角速度變化而帶來的附加轉矩。每個圓孔端面承受的轉矩也是這兩類轉矩。兩組圓孔如果個數相同的話，顯然柴油發電機組運行時，分度圓半徑小的那組圓孔端面受到的摩擦力要大。因此，根據經典力學理論，單個圓孔端面受到的摩擦力Fx為：

式中：N—發電機額定功率；ω—發電機轉子的最大角速度；K1—發電機的超載系數；m—發電機轉子鐵芯質量；R—發電機轉子鐵芯的半徑；t—發電機最少啟動或停此時間；k—疊片同一個分度圓上的圓孔個數；ri—疊片上第i個圓孔的圓心到疊片圓心的距離。

常規發電機的超載系數K1一般取值1.4。由于測量發電機最大轉速n比測量發電機的最大角速度ω方便，因此用ω=2πn代入式（1）并化簡得：

3 螺釘傳扭受力分析

利用螺釘或螺栓連接來傳遞扭矩，分析其剛度、微動磨損與疲勞等問題，一直是國內外相關學者的研究熱點［4］。螺釘1、墊圈2、疊片3之間的表面不僅承受法向力（螺釘的預緊力Fy），而且還承受上節已分析的切向力（摩擦力Fx），如圖4所示。

圖4 單個螺釘壓緊疊片示意圖Fig.4 Schematic Diagram of a Bolt Pressed Lamination

根據摩擦學基本定律，如果要確保螺釘1、墊圈2、疊片3之間無宏觀相對運動，那么聯軸器疊片相應每個螺釘的預緊力Fy的大小至少應該不小于μF（xμ為摩擦系數）。根據發電機基本原理，發電機發電時的發電量是有一定程度周期性波動的，所以其電磁轉矩大小也是有一定程度周期性波動的。也就是說，摩擦力Fx也是在一定范圍內周期性變化的。

因此，根據摩擦學與接觸力學理論，螺釘1與墊圈2、墊圈2與疊片3之間一定存在微動磨損區［5］。如圖4所示的直徑a與c之間的區域就是微動磨損區，這個磨損區域會使硬度較低、耐磨性較差的材料發生疲勞性損壞及功能失效。因此，除了要使用性能等級較高的內六角圓柱頭螺釘或六角螺栓、材料硬度高耐磨性好的墊圈及疊片外，還要使其黏著區域即無微動區域直徑c盡量大，但是又不能使螺釘1、墊圈2、疊片3受到的應力超過其許用應力范圍。根據GB/T 70.1等標準可知，螺紋外徑與螺釘頭的外徑之比一般約等于2/3，因此，c/a小于1但是至少要大于2/3。否則，螺釘1與墊圈2、墊圈2與疊片3的實際接觸面都屬于微動磨損區而容易疲勞損壞。根據接觸力學公式：

又根據經典力學理論得：

式中：d1—螺釘的小徑；［σ］—螺釘材料的許用應力。

4 疊片徑向應力應變分析

柴油發電機組運行時，疊片徑向主要受到柴油機飛輪的支撐力及發電機轉軸的壓力。發電機轉軸的壓力F主要是以下三個力的合力：發電機轉子鐵芯受到的重力F1，發電機轉子鐵芯因轉軸在機組運行時發生彎曲、機組不對中度而產生的離心力F2及單邊磁拉力F3［6］，即：

式中：k—力臂系數。

單支撐發電機組k值一般為（0.7～0.9）。重力F1的方向是不變的，離心力F2、單邊磁拉力F3隨發電機轉子旋轉在徑向不斷變化。顯然，當F2、F3與F1同向時，疊片徑向受力最大。此時，疊片所受壓力F為：

根據運動學理論，發電機的轉子鐵芯受到的重力F1及離心力F2為：

式中：m—發電機轉子鐵心質量；g—重力加速度；f—發電機運行時其轉軸的最大撓度；n—發電機運行時的最大轉速。

根據電磁學理論，單邊磁拉力F3為［7］：

式中：D—發電機轉子鐵芯的直徑；L—轉子鐵芯的軸向有效長度；e—發電機轉子鐵芯偏心量；δ—發電機定、轉子鐵芯之間的間隙設計值；β—發電機定、轉子鐵芯之間的氣隙磁密。

疊片徑向受力簡圖，如圖5所示。

圖5 疊片徑向受力簡圖Fig.5 Schematic Diagram of Dish Radial Forces

由于發電機轉軸與疊片孔的配合間隙很小，不符合接觸力學的彈性半空間體的接觸，所以不能用赫茲公式直接求其之間的接觸應力。通過實踐驗證，這種配合間隙很小的軸孔配合，軸受到的徑向集中力可以近似以正弦分布形式傳遞作用到孔的半圓表面上［8］。即集中力F通過發電機的轉子軸以正弦分布的形式作用在疊片的半圓孔上。因此：

式中：Fi—疊片孔半圓上任意一點受到的徑向力；q—與疊片受到的徑向力相關的分布系數；a—疊片孔半圓直徑與其分布力之間的夾角。

前面已述，疊片內孔的重力方向即圖5所示的Z軸方向是疊片內孔受力最大的方向，此時，疊片內孔表面在此處受到的應力P1為：

式中：B—疊片厚度；R1—疊片內孔半徑。

結合式（8）、式（9）可得：

同理可推導，如圖5所示。疊片外圓受到柴油機飛輪支撐的最大應力P2為：

式中：R2—疊片外圓半徑。

柴油發電機組運行時，根據經典力學，可以把疊片當成厚壁圓筒來分析其各點受到的應力［9］。根據拉梅公式可得疊片任一點徑向應力σr及周向應力σt為：

式中：r—疊片內、外圓之間任一同心圓的半徑。

顯然，疊片受到的最大應力在內圓周最下點，即r=R1處。根據經典力學第三強度理論，其相當應力：

再根據式（10）～式（13）可得：

式中：[σp]—疊片的許用應力，其它符號意義前面已述。

當然，B值不能過大，否則疊片組剛度過大，會引起柴油發電機組的異常振動。

5 工程應用舉例

例：已經在使用中的額定功率500kW柴油發電機組，發電機轉子鐵芯質量580kg、直徑43cm、有效長度48cm；試驗時最高轉速1800rpm；發電機定、轉子鐵芯之間的氣隙磁密為8400Gs；發電機轉子鐵芯最大偏心量0.15mm；發電機定、轉子鐵芯之間的間隙設計值1mm；機組運行時其不對中度與發電機轉軸最大撓度之和為0.2mm；疊片材料為耐熱不銹鋼板0Cr18Ni10Ti，許用應力［σp］=78MPa；螺釘的許用應力［σ］=150MPa。機組快速啟動時間為10s。驗證此新型疊片聯軸器傳扭時與疊片剛度相關的關鍵參數的設計。

根據與發電機相當功率的柴油機接口結構而設計的聯軸器疊片結構及尺寸，如圖6所示。

圖6 疊片設計結構簡圖Fig.6 Sketch of Dish

根據式（2）求得疊片聯軸器螺釘頭端面受到的摩擦力Fx為：

根據式（3）求聯軸器螺釘的預緊力Fy為：

根據式（4）校核聯軸器螺釘的小徑d1為：

所以疊片內圈（分度圓直徑260mm）處用12個外徑M20、機械性能等級8.8級的螺釘可行。

根據式（6）、式（7）可求得發電機轉子鐵芯受到的重力F1及離心力F2、單邊磁拉力F3為：

又根據式（5），疊片內孔所受壓力F為：

（力臂系數k=0.9）

根據式（14）及圖6疊片的尺寸，可求得疊片組的厚度為：

根據工程實踐，塑性材料安全系數?。?.5～2），因此取B=6mm。

對以上計算結果進行有限元仿真分析驗證。對如圖6所示的疊片組，單元類型選Solid186，疊片組厚度6mm，得到其單元節點自由度云圖、應力云圖，如圖7、圖8所示。

圖7 疊片單元節點自由度云圖Fig.7 Diagram of Freedom About Dish Element Node

圖8 疊片單元節點應力云圖Fig.8 Diagram of Stress About Dish Element Node

由此可以發現，疊片單元具有最大自由度和承受最大等效應力的節點都在疊片內孔下部附近。最大等效應力值32.7N/mm2，小于疊片材料許用應力78MPa一倍多。疊片最大變形點的等效應變值EPTOEQV=0.164mm，小于柴油發電機定子與轉子之間的單邊間隙1mm 的1/4。符合工程設計要求。查詢疊片單元能量范數的百分比誤差為0.82%，遠小于10%，說明網格劃分的精度合格。

6 結言

采用動力學、電磁學及接觸力學等經典力學理論，研究設計、分析了柴油發電機組用的一類加工、拆卸工藝性都良好的大間隙疊片聯軸器在傳扭過程中的力學模型。

（1）推導出了大間隙疊片聯軸器螺釘直徑的設計計算式（4）。（2）推導出了大間隙疊片聯軸器疊片厚度的設計計算式（14）。（3）結合工程設計實例及有限元仿真驗證，證明了在柴油發電機組領域的這類大間隙新型疊片聯軸器依靠疊片之間的摩擦力傳遞扭矩是可行的。