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4.0MW 风电锁紧盘的系列化结构设计及优化说明书
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4.0MW
风电锁紧盘的系列化结构设计及优化说明书
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4.0MW 风电锁紧盘的系列化结构设计及优化4.0 MW Design of Series Structure for Wind-electric Lock Plat摘要随着中国工业化的发展，大型机械使用越来越多，对化石能源的需要也增大，化石能源最终会枯竭。经济可靠、对环境友好的风能成为当今能源发展的必然趋势，世界各地政府均纷纷加大了对风电的研究及扶持力度，风电机组结构设计成为设计研发的关键问题。风电锁紧盘工作的稳定性直接影响风电机的正常工作，在风电机组传链及大型机械中得到广泛应用,对于风电机组主传动链扭矩传递有极其关键的作用。在此背景下，本文对风电进组中发电机增速箱锁紧盘结构设计的方法。 本文首先介绍了锁紧盘的结构及过盈联接的工作原理和装配方法，从而得出锁紧盘结构的设计方法，即根据主轴的输入扭矩、接口尺寸等条件，结合已知的计算方法，进行过盈配合尺寸设计、锁紧套、螺栓及过盈连接的选型。设计发电机增速箱锁紧盘配合尺寸和螺钉的选型以及锁紧过盈联接的选型。 主要内容为：根据锁紧盘过盈量设计计算方法，计算出各个配合面之间的过盈量，采用强度理论计算锁紧盘各组件配合面间的应力大小，最后把过盈连接的强度并与理论计算结果做比较，验证设计结果的准确性。 关键字: 风电机组；锁紧盘；过盈联接；结构优化V AbstractWith the rapid development of Chinas economy, non renewable resources will eventually be exhausted. With the deepening of energy crisis and the urgent need of environmental protection, economic, reliable and environment-friendly wind energy has become an inevitable trend of todays energy development. Governments all over the world have increased their research and support on wind power, and the structural design of wind turbine has become a key issue of design and development. The stability of wind turbine locking plate directly affects the normal operation of wind turbine. It is widely used in the transmission chain of wind turbine and large machinery, and plays an extremely important role in the torque transmission of the main transmission chain of wind turbine. Under this background, this paper introduces the structural design method of generator gearbox locking plate in wind power generation.This paper first introduces the structure of the locking disc and the working principle and assembly method of interference connection, so as to obtain the design method of the locking disc structure, that is, according to the input torque of the spindle, the size of the interface and other conditions, combined with the known calculation method, the interference fit size design, locking sleeve, bolt and interference connection selection are carried out. The matching size of the locking plate of the generator gearbox, the type selection of the screw and the type selection of the locking interference connection are designed.The main contents are as follows: according to the design and calculation method of interference of the locking plate, and calculating the interference amount of the locking plate, the stress of each component of the locking plate is calculated by the strength theory. Finally, the interference joint strength is analyzed and compared with the theoretical calculation to achieve the purpose of verification design.Keywords: wind turbine；locking disk；interference connectio；structural optimization目录1 绪论11.1 引言1 1.2 研究背景1 1.3 相关研究现状2 1.3.1 风电发展现状2 1.3.2 风电锁紧盘设计研究现状2 1.3.3 过盈联接研究现状3 1.4 本课题的研究意义4 1.5 论文主要研究内容42 风电锁紧盘综述52.1 锁紧盘的结构简介5 2.2 锁紧盘的工作原理6 2.3 风电锁紧盘结构及原理 8 2.4 风电锁紧盘的使用情况93 过盈连接理论及其计算113.1 过盈连接工作原理及应用11 3.2 过盈连接的装配方法11 3.3 过盈连接装配技术要求12 3.4 过盈连接的计算134 风电锁紧盘的设计计算154.1 按照轴套校核及受力分析进行计算(主轴传递扭矩为 7881KNm)17 4.1.1 传递负载所需最小结合压力17 4.1.2 轴套和内环接触面之间的正压力18 4.1.3 内环与外套接触面之间的正压力20 4.1.4 压装行程A 的确定23 4.2 按照轴套校核及受力分析进行计算（主轴传递扭矩为 4148KNm）24 4.2.1 主传递负载所需最小结合压力24 4.2.2 轴套和内环接触面之间的正压力25 4.2.3 内环与外套接触面之间的正压力27 4.3 按照轴套校核及受力分析进行计算（主轴传递的扭矩为 6190KNm）31 4.3.1 传递负载所需最小结合压力31 4.3.2 轴套和内环接触面之间的正压力32 4.3.3 内环与外套接触面之间的正压力34 4.4 螺栓 4000N.m 拧紧压力过盈量的计算37 4.4.1 锁紧盘外套与内环锥面之间的正压力、过盈量37 4.4.2 锁紧盘轴套与内环之间的正压力、过盈量384.4.3 锁紧盘轴套与轴之间的正压力、过盈量40总结与心得.42展望 . 43 参考文献 .44致 谢 .461 绪论1.1 引言在最近几年，世界上的人口越来越多，化石能源的争夺成为各国之间的重要内容，但化石能源是不可再生的，迟早会被耗尽，这时一个取之不竭的清洁能源风能迎来了高速发展的窗口。近年，我国对于风能的发展政策越来越多，风能的发展也是十分迅速。但是，风能终将是一种新型能源，许多企业还是持有观望的态度，根据2013年国家数据显示，我国的电力生产中，火力发电依然占据主导地位，约占总电力生产量的78.3%，风力发电仅仅占总电力生产量的2.6%1。现如今我国风电产业发展情况为在内陆地区已取得一定应用。而受制于环境因素在海上应用还有所欠缺。未来的风能资源研究方向是, 以内陆为基进一步向沿海及近海进行开发和利用。风力区别于太阳能等其他新型能源的地方有不少，当然风力发电也有其明显缺陷，最基本的点在它的工作环境不论是在内陆地区还是在海上，温差，水汽等各类因素都是材料无法避免的，它必须克服这类不利的环境影响去工作。除此之外风电机安.装和维修都需要大量的资金投入，因此风力发电机运行的稳定可靠性变得尤其重要。在提到风电机组就自然需要处理风电锁紧盘的相关设计研制。风电锁紧盘的工作机制就是传递扭矩，从而使得能量转移和转换。根据以往经验风电锁紧盘属于多层过盈联接。对于过盈连接，我们知道过盈联接凭仗布局简略、定心性优良等优势之处，已经被众多的机械类工作件应用。锁紧盘是过盈连接的代表性应用，过盈联接的作用2。1.2 研究背景如今地球上的化石能源是有限的，不可再生的。但是随着工业化的发展，大型机械的功率越来越大，从而对化石能源的需求急剧上升,所以出现了能源只进不出的现象，如果不寻找到其他可代替的能源，人类将在接下来的两百年内耗尽地球存储的化石能源，同时不加管控的使用化石能源，对环境的破坏也是巨大的，如造成酸雨现象。在各个清洁能源中，风能可以很好的与企业发展，当地居民日常生活联系在一起，主要因为风是清洁能源之一，而且取之不尽，用之不竭。为了让风电行业快速的发展，风电机组和其重要组件锁紧盘稳定性的研究是重中之重，锁紧盘属于多级过盈连接，可以传递扭矩、轴向力或二者的复合载荷。厚壁圆简理论为过盈联接提供了主要理论依据。设计锁紧盘首先确定过盈量，过盈量大小主要受制于生产时的加工误差，其次传递载荷和材料屈服强度对过盈的影响也是是极其重要的，接着进行配合种类的选定，最后进行校核计算31.3 相关研究现状1.3.1 风电发展现状风电作为清洁能源的重要组成，风电的发展在2020年持续维持超高的速度。根据国家能源局发布的数据分析得知，到2020年底，我国新增风电的设备占总发电设备的37.5，风电领域的累计装机突破了历史新高，达2.8亿千瓦4。国家政策也相应的改变，对风电行业的补贴将减少，因而2020年成为了风电抢装的大年，年末，风电相关企业更加的疯狂，开始全力建设风电设备。国家能源局2020年12月发布的全国电力工业统计数据，2020年12月的装机总量超过前十一个月的总和，2020年总装机量超过了前两年新增并网装机的总和8。1.3.2 风电锁紧盘设计研究现状国外对锁紧盘研究相对于国内较早，J.Mather12和B.H.Baines13等对锁紧盘的应力分布进行了研究分析；U.Gamer14和R.H.Lance15分析了锁紧盘连接的残余应力；R.Gutkin16和B.Alfredsson17等对锁紧盘的疲劳强度校核做了大量的研究工作。国内对锁紧盘的研究起步晚，但这几年国家对于风电锁紧盘十分重视。闫登华等开展了对圆锥锁紧盘工作原理，设计选用和各个部件材料选择的研究，并发表了相关的论文；何章涛19等对风电锁紧盘的连接展开研究，建立了其连接模型；陶德峰20等使用厚壁圆筒理论，构建了三组ANSYS分析模型；唐亮7，22通过数值模拟方法，分析了加工偏差与装配间隙等对风电锁紧盘性能的影响；殷丹华25给出了圆柱过盈连接的计算方法，通过数值墨迹验证了解析解的正确性；王建梅21.24等以锁紧盘为研究对象，采用厚壁圆筒理论对主轴和轴套进行了计算，采用轴套校核方法对轴套与内环接触面进行计算，并采用内环受力分析对内环与外环接触面进行计算。上面仅列举了少数作者的文献成就，但已经可以窥的锁紧盘在国内外的发展已经处于及其关键的地步了，就研究现状而言，它的理论设计在不断更新，结构性能在不断完善。本文的设计出发点正是系列化的设计，这是当前机械结构设计的必要和常用方式方法，各位学术界的前辈已经在这方面走了很远的距离，这对我后续的锁紧盘设计指明了方向，奠定了信息基础。1.3.3 过盈连接研究现状过盈连接又称为干涉配合连接或紧配合连接，是指将外径较大的被包容件配到内径较小的包容件中。研究风电锁紧盘必然对过盈连接进行分析，锁紧盘从连接形式上是多层过盈连接。首先从单层过盈进行分析，国外对单层过盈连接的探索相较早点。早在在20世纪30年代原苏联科学家就对过盈连接中过盈的装配、温度等都进行了一定的研究测试。锁紧盘属于多层过盈，国内外目前对多层过盈的研究还有所缺失，但多层过盈在工程领域有着重要的作用，所以就要求我们对它加以重视，深入了解关于它的理论计算，接触应力分析等重要问题5。过盈连接有圆柱过盈联接和圆锥过盈连接两种，锁紧盘用第二种。圆锥过盈联接有结合紧密、定心精度高和装拆方便等特点。这种优势正是我们在机械工程中必要考虑的因素，凭借这类特点过盈连接在机械工程中应用之处随处可见。滕启12从圆锥过盈联接入手，对研究对象进行受力分析计算，然后进行校核设计。在现如今的机械设计工程中，多种以多层过盈联接为根基的零部件已然出现，在这方面国内外诸多学者都进行了研究设计6。1.4 本课题的研究意义锁紧盘的适用范围日益扩大，并朝着高性能、长寿命趋势发展、风电设备、交通运输等方面都有锁紧盘的应用，目前风力发电机领域存在的最大问题就是使用过程中且过盈配合锁紧力不强，会造成失效，使用寿命短；为了解决以上问题，设计一款安全可靠，使用寿命长的锁紧盘，并将其系列化都是很有必要的。1.5 论文主要研究内容本论文主要是完成4MW风力发电锁紧盘的设计及优化。本文整个设计过程围绕过盈连接进行分析计算。首先对过盈连接的工作原理和装配方法介绍，随后推导了过盈联接过盈量与接触压力间的关系并完成设计,并完成校核计算，最后在设计基础上优化结构，随后建立三维模型。2 风电锁紧盘综述风电锁紧盘应用于风电传动系统，在此作为系统重要组成部分出现，属于多级过盈连接，属于无键联接的一种，承载能力高拆卸方便而且具有过载保护的能力，广泛应用于各种试验装备和机械联接中。是一种可靠的而且有效的联接方式。它可以传递扭矩、轴向力以及他们两者的组合载荷，锁紧盘是风力发电机组中唯一的锁紧装置，它会传递一类由叶片产生的载荷。这种载荷包含额定负载或交变载荷。与我们平常使用的键、销、螺钉等机械传动零件相比较，过盈联接的结构就简单的多，减少了槽、孔和螺纹的加工，承载能力较强，一般分为单锥锁定盘和双锥锁定盘，它们通常用于风力发电设备、运输、煤矿机械等领域。本文的研究对象是单锥锁定盘。锁定盘的实际工作情况相当复杂,操作不当或者安装等过程出现失误或者误差较大时可能会造成锁紧盘的失效，从而损坏锁紧盘或者缩短锁紧盘的使用寿命。锁紧盘的制造费用比较昂贵，所以在设计或者是使用的时候要细心再三斟酌使产品合理，从而保证并且争取延长锁紧盘的实用寿命9。2.1 锁紧盘的结构简介 锁紧盘是大型组件传动系统的锁紧装置，按其结构不同可分为单圆锥锁紧盘和双圆锥锁紧盘，其结构示意图如图2-1所示，其主要的组件包括主轴、轴套、内环、外环和螺栓，对应下图的1-5。所用的材料分别是主轴：34CrNiMo6、轴套：QT800-2A、内环:42CrMo、外套:40CrMoA。图中d0、d1、d2、d4的含义分别为穿线孔直径、主轴直径、轴套直径、外套直径。锁紧盘中所用螺栓均为六角螺栓，此种螺栓连接的独特处是在被连接件上存有通孔和螺栓杆的空隙。六角螺栓具有紧固、拆卸方便、打滑性小等优点11。 风电锁紧盘属于无键过盈连接装置，适合在重载的条件下使用，其特点为；制造工艺简单，安装与拆卸方便，能承受较大扭矩，使用寿命长，如发生过载现象，机构会丧失连接作用，有效地保护了传动设备，安全可靠。图 2-1 单圆锥锁紧盘结构示意图2.2 锁紧盘的工作原理将锁紧盘固定在合适位置，然后根据要求的拧紧力矩将外六角螺栓紧固，在螺栓轴向拉力的作用下使得内环沿接触锥运动，螺栓运动的过程中多数零件都会受到挤压27。各部分所受压力在一定的挤压压力范围内，这就说明轴套、主轴、内环和外套都会发生一定程度的挤压，所以这些都被认为是弹性体，内环的内径在压力的作用下变形和收缩，轴套的接触表面被进一步压紧，在挤压变形之后，轴套会进一步压制、夹紧。在此种方法下采用高强度螺栓夹紧使得轴与内环之间相连接，在外环和轮毂之间会产生极大的相互挤压力。这种连接方式使得相互作用的径向力发生变化，最终使得主轴与行星架之间出现摩擦力，进而传递较大轴向力矩和载荷。如图2-2为锁紧盘工作原理图。图中内环与外套的接触面为成3倾角的圆锥台面28。 图 2-2 锁紧盘工作原理按图2-2中 1-5 顺序依次为外套、内环、轴套、螺栓、垫片。锁紧盘安装夹紧后，巨大的压紧力在各个配合表面产生，实现了完全密封的状态，有效地阻碍了外界水气进入配合面产生锈蚀。在拆卸锁紧盘的时候，可以使用扳手放松六角螺栓。此时，配合表面由加紧的状态变成放松，进而拆卸轴、轴套和锁紧盘的内环会自动回到原来的尺寸和原来的配合间隙，锁紧盘的拆卸和装配同样29。 58 2.3 风电锁紧盘结构及原理锁紧盘在风电系统占据重要的地位。风力发电的传动部分有如下图2-3的1-6几部分，分别是叶轮、主轴、锁紧盘、轴套、齿轮箱和发电机。风力发电机的工作原理很简单，由叶轮吸收风能，将风能转化为机械能，再由主轴传递给轴套，轴套与齿轮箱连接，带动齿轮转动，按照传动比实现地高速转化，最后输入到发电机，最总实现风能向电能的转化。图 2-3 风力发电机传动系統风电锁紧盘主要是由主轴、轴套、内环、外环和螺栓组成，分别对应图2-4中的1-5。装配前各个部位的接触面之间的配合为间隙配合。在装配时，拧紧螺栓或者液压装配使内外环沿主轴轴向移动，由螺栓的拧紧力矩转化为轴向力进而使内外环压紧，而内外环之间的接触面是圆锥接触面，此种接触面分为长、短圆锥面， 两种形式中是长圆锥面起到主要传递作用，短圆锥面起辅助作用。进而在各个接触面间形成过盈配合，借助主轴和轴套接触面的径向接触压力产生摩檫力实现扭矩的传递。 图 2-4 风电锁紧盘结构示意图2-4 风电锁紧盘的应用情况锁紧盘作为无键过盈连接装置，适合在各种重载条件下使用，由于制造工艺简单，安装与拆卸方便，能承受较大扭矩，所以如今使用范围日益增加，在重型机械领域得到充分利用，但风电锁紧盘的使用环境通常来说都很恶劣，国内西北部应用较多，在环境温度多变的情况下，零件和应力都会随之改变从而会导致精度降低，一般使用在高的载荷或有交变载荷的工况下。所以锁紧盘朝着高性能、长寿命的方向发展。风电锁紧盘的使用环境通常恶劣，所以风电锁紧盘受到环境的影响很大。进而在日常使用中，要对风电锁紧盘的锥面之间采取保护措施，即使用润滑脂，润滑脂既不腐蚀锥面，也不再高温或低温的情况下变质。润滑脂的使用对于风电锁紧盘的使用寿命有着很大影响，所以添加润滑脂要成为日常任务。3 过盈连接理论及其计算3.1 过盈连接工作原理及应用过盈连接是指将外径较大的被包容件装配到内径较小的包容件中。通过查阅书籍和资料，过盈连接的实质问题是接触问题，是利用各个配合面之间的过盈量来使零件连接在一起。工作原理是在装配后配合面上会产生一定过盈量，使得接触面形成径向的压力，当连接件承受轴向力或转矩时，依靠过盈接触面上的摩檫力或者力矩能实现载荷的传递。生产中产生扭矩会对零件带来损伤，这种连接方式结构简单，对中性好、承载能力大，承受冲击性能好，对轴向力及复合载荷也有一定的抵抗作用，可以尽量延长零件的使用寿命。过盈连接的连接有两类形式：在圆柱面过盈配合连接时肯定会有过盈量的出现，两个相互关联的连接件配合的选取会决定过盈量的大小。圆锥面过盈连接时包容件和被包容件会有压紧力出现，在这种外力作用和自身特性下结合面发生相对轴向位移，位移的发生会压紧获得过盈配合。在配合面由于生产过程中不可避免有尺寸和几何公差，配合过程中直径必然会具有一定过盈量，过盈量的大小是不确定的，但过盈量会使得两接触件紧靠在一起。紧紧接触状态就使得装配后的配合面上产生径向压力。 3.2 过盈连接的装配方法过盈连接常见的装配方法有压入法、胀缩法和油压法。压入法一般用于纵向过盈连接，是通过施加轴向压力来进行装拆，利用机械压力把被包容件直接压入包容件中，但是装配精度不太高。胀缩法适用于对连接要求高的装配，主要使用加热包容件或者冷却被包容件，使其便于装配，还可以减少和避免对配合表面的损伤，在常温下便可达到牢固的连接。油压法的实质是纵向与横向连接的组合，在横向使靠压力油使孔径扩大，轴径缩小，然后再用轴向压力来实现压推轴端或者套筒。一般情况下油压法所需要的轴向压力比压入法要小很多。油压法需要高压液压泵等专用设备，为了使高压油发挥其作用，必须在此包容件和被包容件上开油孔和油槽，这就是油压法的弊端，此外要使用此法配合面的接触精度必须要高30。3.3 过盈连接装配技术要求过盈连接是一种常用的连接方式，为保障装配的稳定可靠，在装配时必须按照一定规定进行，必须按照以下技术要求： （1）配合表面应具有较小的表面粗糙度值，这就从材料配合面上减少了摩擦力的生成，保障过盈连接。同时配合表面的清洁度也是必要的，这些都是为保证可顺利装配的必要因素。 （2）装配前在配合表面应涂油等润滑物质，这就避免了装入时擦伤表面，从而影响物品本身性质。 （3）装配时，压入速度应均匀且大小尽量保持不变，这样就能更好的发挥装配的效果且有较好的可控性。速度应缓慢稳定，一般为24mm/s。压入行程的量必须控制在合理范围内以保障过盈量适当。 （4）细长件或薄壁件必须处理好过盈量和几何误差。细长件由于细长等特性易发生形变，所以装配过程中最好采用垂直压入的方式。 （5）在孔端和轴的进入端一般要有一定量的倒角，可以在不损伤零件的前提下保证装配的顺利进行，实现产品合格。3.4 过盈连接的计算由厚壁圆筒受压后任意一点径向位移: u=1vEa2p1b2p2b2a2+1+vEa2b2(p1p2)b2a21 （31） P1 -圆筒内压 P2 -圆筒外压 -任意一点半径 E -圆筒材料弹性模量 V -圆筒材料泊松比 a -圆筒内表面半径 b -圆筒外表面半径 将上式进行整合，分别以1、2、3、4、5、6 依次表示主轴外表面、轴套内外表面、内环内外表面及外环内变形量等。 在这把锁紧盘主轴、轴套、内环、外环各条件代入上式，得到方程组(1): 1=1v1E1d12（p2)d12d02d1+1+v1E1d02d12(p1)d12d021d12=1v2E2d12p1d2p2d22d12d1+1+v2E2d12d22(p1p2)d22d121d13=1v2E2d12p1d22p2d22d12d2+1+v2E2d12d22(p1p2)d22d121d24=1v3E3d22p2d32p3d32d22d2+1+v3E3d22d32(p2p3)d32d221d25=1v3E3d22d22d32p3d32d22d3+1+v3E3d22d32(p2p3)d32d221d36=1v4E4d32p3d42d32d3+1+v4E4d32d42p3d42d321d3令 1=d1d02=d2d13=d3d24=d4d3 (32) 其中m代表主轴轴套配合间隙，n代表轴套内环装配间隙。Z代表内外环过盈量。 弹性变形位移边界条件: 1-2=m；3-4=n；6-5=z (3-3)结合(1) (2) (3)式得出内外环过盈量计算式: Z=1v4+(1+v4)42E4(41)d0+1+v3+(1v3)32E3(321)d01p0由过盈量计算式可以看出，内外环过盈量除与材料属性有关，还与接触压力相关。由此可知：=2Md2l其中，M为主轴输入转矩，I为接触长度，为摩擦系数4 风电锁紧盘的设计计算在进行风电锁紧盘的设计计算时一些内容是必然使用的。一些相关的数据以及公式中各项代表的含义必须了解，通过查阅相关机械手册及材料得到如下表4-1材料零件参数、表4-2计算用的主要符号、含义和单位，将已知的数据罗列整理出来方便计算使用。表 4-1 零件材料参数零件名称 材料 弹性模量 泊松比 屈服极限 外套 40CrMoA 2.11011Pa 0.3 850MPa 内环 40CrA 2.11011Pa 0.3 600MPa 轴套 QT800-2A 1.81011Pa 0.3 480MPa表 4-2 计算用的主要符号、含义和单位符号 含义 单位 M 扭矩 KN m d f 结合面的基本直径 mm dm 圆锥面结合平均直径 mm l f 结合长度 mm m 摩擦系数 qa 、 qi 直径比 da 包容件外径 mm di 被包容件内径 mm Ca 、Ci 系数 Ea Ei 弹性模量 MPa n 泊松比 dmin 最小过盈量 mm dmax 最大过盈量 mm s sa s si 屈服强度 MPa 4.1 按照轴套校核及受力分析进行计算(主轴传递扭矩为7881KNm)4.1.1 传递负载所需最小结合压力 pfmin=2Mlfdf2=278811063.1432077020.15=179.916Mpa 直径比qa=dmda=7701320=0.583qi=didm=250770=0.324Ca=1+qa21qa2+va=1+0.583210.5832+0.3=2.254Ci=1+qi21qi2vi=1+0.324210.32420.3=1.232传递负载所需最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=Pfmin(CaEa+CiEi)dm=179.9162.254+1.232210000770=2.245mm包容件不产生塑性变形所容许最大结合压力 塑性材料pfmax=asa=0.384480=184.464Mpa式中：外套 s 0.2 = 850Mpa ，内环 s 0.2 = 600Mpa ，轴套s 0.2 = 480Mpa ，取sa=0.2=480Mpa；a=1qa23+qa4=10.58323+0.5834=0.384被包容件不产生塑性变形所允许最大结合压力塑性材料pfimax=csi=0.448650=291.200Mpa式中：si=0.2=650Mpa c=1qi22=10.32422=0.448联接件不产生塑性变形的最大结合压力pfmax取pfimax和pfamax中较小者 故：pfmax=pfamax=184.464Mpa传递负载所需最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=184.4642.253+1.232210000770=2.312mmm4.1.2轴套和内环接触面之间的正压力,轴套外径所能承受的压强pw (1)轴套和内环接触面之间的正压力,即轴套外径所能承受的压强pw 由机械设计手册（轴套校核公式）可得：pwmin=pfmin+XminE(1(d0d)2)2d0式中： Dd0 -表示轴与轴套的配合间隙，结合图纸根据过盈计算，其间隙配合为770H7h6=770H0+0.06h0.0760.022则最小配合间隙Xmin=0.022mm,则最大配合间隙Xmax=0.164mm。pwmin=pfmin+XminE(1(d0d)2)2d0=179.916+0.022180000(1(770920)2)2770=186.796Mpa pwmax=pfmin+XmaxE(1(d0d)2)2d0=184.464+0.164180000(1(770920)2)2770=191.563Mpa内环与轴套之间能够传递的扭矩：Mmin=pwlfdf22=186.7963.143200.1592022=11402.327KNmMmax=pwlfdf22=191.5633.143200.1592022=11693.312KNm直径比qa=dmda=9201320=0.697 qi=didm=250920=0.278Ca=1+qa21qa2+va=1+0.697210.6972+0.3=3.190Ci=1+qi21qi2va=1+0.278210.27820.3=0.867传递负载所需要最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=186.7963.190+0.867210000920=3.320mmmax=pmax(CaEa+CiEi)dm=191.5633.190+0.867210000920=3.404mm(2) 包容件不产生塑性变形所容许最大结合压力pfmax=asa塑性材料pfamax=asa=0.298600=192.600Mpa式中：外套0.2=850Mpa，内环0.2=600Mpa，取sa=0.2=800Mpaa=1qa23+qa4=10.69723+0.6974=0.321被包容件不产生塑性变形所允许最大结合压力pfimax=csi塑性材料pfimax=csi=0.461480=221.452Mpa式中：轴套0.2=480Mpa，轴0.2=650Mpa,取sa=0.2=480Mpac=1qi22=10.27822=0.461联接件不产生塑性变形的最大结合压力pfmax取pfamax和pfimax中较小者，故：pfmax=pfamax=192.600Mpa传递负载所需最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=192.6003.190+1.167210000920=3.676mm 4.1.3 内环与外套接触面之间的正压力，即内环外径所能承受的压力内环的受力如右图所示：在竖直方向上，根据平衡理论可知： 式中： 内环倾角 则圆锥过盈接触面上的压力1+2=Ncossin=pwdlfcossin代入数据可得1+2=3.14186.796920320cos30.15sin3=170491.884KN(Pw=186.796Mpa)1+2=3.14191.563920320cos30.15sin3=174842.806KN(Pw=191.563Mpa)下面推导1与2的关系(L表示长圆锥接触面，S表示短圆锥接触面)当推进行程为33mm时，两圆锥接触面的过盈量分别为小端 L=33tan3=1.729mm 大端 S=107810762=1.000mmdml=906+933.269062=919.63mmdms=1069.72+60tan3=1072.86mmc的计算长端直径比qa=919.631320=0.697 qi=250919.63=0.272Ca=1+qa21qa2+va=1+0.697210.6972+0.3=3.187 Ci=1+qi21qi2va=1+0272210.27220.3=0.860CL=Ca+Ci=4.047短端直径比qa=1072.861320=0.813 qi=2501072.86=0.233Ca=1+qa21qa2+va=1+0.813210.8132+0.3=5.193Ci=1+qi21qi2va=1+0.233210.23320.3=0.814CS=Ca+Ci=6.007SL=PSCSdmsPLCLdml=PS6.0071072.86PL4.047919.63=11.729PSPL=0.738由=pdmlrcos 得12=PSdmslSPLdmslL=0.7381072.8660919.63260=0.194故1+2=170491.884KN （Pw=186.796Mpa时）1=27701.361KN 2=142790.523KN按长接触面的接触压力计算p2=2dm2lfcos=142790.523cos33.14919.63260=189.927Mpa当1+2=174842.806KN （Pw=191.563Mpa时）1=28408.295KN 2=146434.511KN按长接触面的接触压力计算p2=2dm2lfcos=146434.511cos33.14919.63260=194.774Mpaqa=919.631320=0.697 qi=250919.63=0.272Ca=1+qa21qa2+va=1+0.697210.6972+0.3=3.187Ci=1+qi21qi2va=1+0.272210.27220.3=0.860传递负载所需最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=186.7963.187+0.860210000919.63=3.310mmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=191.5633.187+0.860210000919.63=3.395mm包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压力pfamax=sa塑性材料pfamax=asa=0.286850=243.185Mpa式中：外套0.2=850Mpaa=1qa23+qa4=10.69723+0.6974=0.286被包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压力pfimax=sipfimax=si=0.463480=222.243Mpa式中:内环0.2=600Mpa，轴套0.2=480Mpa，轴0.2=650Mpa，取sa=0.2=480Mpa；c=1qi22=10.27222=0.463联接件不产生塑性变形的最大结合压力取和中较小者故：=222.243Mpa传递负载所需要最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=222.2433.187+0.860210000919.63=3.938mm4.1.4 压装行程A的确定 计算内环时，过盈量和轴向压装行程之间的关系式是：A=+2tan式中：表示轴与轴套、轴套与内环的配合间隙之和，结合图纸根据过盈计算，其轴套与内环间隙配合为920H7f7=920H0+0.09f0.1760.086则Xmin=0.086mmXmax=0.266mm轴与轴套间隙配合为770H76=770H0+0.06f0.0760.022则Xmin=0.022mm，Xmax=0.164mm表 4-3 按轴套校核及受力分析轴 与 轴 套轴 套 与 内 环内 环 与 外 套按 轴 套 校 核及 受 力 分 析 最小： pfmin=179.916Mpa min=2.245mm最大：pfmax=184.464Mpamax=2.312mm最小pwmax=186.796Mpa最小过盈量：min(3.320,3.404)mm最大pwmax=192.600Mpa max=3.676mmpmin=189.927Mpapmax=194.774Mpa最小过盈量：min(3.456,3.544)mm最大 pfmax=222.243Mpamax=3.938mm4.2 按照轴套校核及受力分析进行计算(主轴传递扭矩为4148KNm)4.2.1 传递负载所需最小结合压力 pfmin=2Mlfdf2=241481063.1427059020.15=193.92Mpa 直径比qa=dmda=5901140=0.5179qi=didm=250590=0.4237Ca=1+qa21qa2+va=1+0.5179210.51792+0.3=2.033Ci=1+qi21qi2vi=1+0.4237210.423720.3=1.138传递负载所需最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=Pfmin(CaEa+CiEi)dm=193.922.033+1.138210000590=1.728mm包容件不产生塑性变形所容许最大结合压力 塑性材料pfmax=asa=0.4176480=200.448Mpa式中：外套 s 0.2 = 850Mpa ，内环 s 0.2 = 600Mpa ，轴套s 0.2 = 480Mpa ，取sa=0.2=480Mpa；a=1qa23+qa4=10.517923+0.51794=0.4176被包容件不产生塑性变形所允许最大结合压力塑性材料pfimax=csi=0.484650=314.47Mpa式中：si=0.2=650Mpa c=1qi22=10.18022=0.484联接件不产生塑性变形的最大结合压力pfmax取pfimax和pfamax中较小者 故：pfmax=pfamax=200.448Mpa传递负载所需最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=200.4482.033+1.138210000590=1.786mmm4.2.2轴套和内环接触面之间的正压力,轴套外径所能承受的压强pw (1)轴套和内环接触面之间的正压力,即轴套外径所能承受的压强pw 由机械设计手册（轴套校核公式）可得：pwmin=pfmin+XminE(1(d0d)2)2d0式中： Dd0 -表示轴与轴套的配合间隙，结合图纸根据过盈计算，其间隙配合为590H7g6=590H0+0.08g0.0740.024则最小配合间隙Xmin=0.024mm,则最大配合间隙Xmax=0.154mm。pwmin=pfmin+XminE(1(d0d)2)2d0=200.48+0.024180000(1(590790)2)2590=201.856Mpa pwmax=pfmin+XmaxE(1(d0d)2)2d0=200.48+0.154180000(1(590790)2)2590=209.046Mpa内环与轴套之间能够传递的扭矩：Mmin=pwlfdf22=201.8563.142700.1579022=7609.880KNmMmax=pwlfdf22=209.0463.142700.1579022=7880.940KNm直径比qa=dmda=7901140=0.692 qi=didm=250790=0.316Ca=1+qa21qa2+va=1+0.692210.6922+0.3=2.974Ci=1+qi21qi2va=1+0.316210.31620.3=0.935传递负载所需要最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=201.8562.974+0.935210000790=2.893mmmax=pmax(CaEa+CiEi)dm=209.0462.974+0.935210000790=2.996mm(3) 包容件不产生塑性变形所容许最大结合压力pfmax=asa塑性材料pfamax=asa=0.280600=224.00Mpa式中：外套0.2=850Mpa，内环0.2=600Mpa，取sa=0.2=800Mpaa=1qa23+qa4=0.5441.940=0.280被包容件不产生塑性变形所允许最大结合压力pfimax=csi塑性材料pfimax=csi=0.448480=215.04Mpa式中：轴套0.2=480Mpa，轴0.2=650Mpa,取sa=0.2=480Mpac=1qi22=10.1052=0.448联接件不产生塑性变形的最大结合压力pfmax取pfamax和pfimax中较小者，故：pfmax=pfamax=215.04Mpa传递负载所需最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=215.042.974+0.935210000790=3.082mm 4.2.3 内环与外套接触面之间的正压力，即内环外径所能承受的压力内环的受力如右图所示：在竖直方向上，根据平衡理论可知： 式中： 内环倾角 则圆锥过盈接触面上的压力1+2=Ncossin=pwdlfcossin代入数据可得1+2=3.14201.856790270cos30.15sin3=132970.53KN(Pw=201.856Mpa)1+2=3.14209.046790270cos30.15sin3=137705.836KN(Pw=209.046Mpa)下面推导1与2的关系(L表示长圆锥接触面，S表示短圆锥接触面)当推进行程为33mm时，两圆锥接触面的过盈量分别为小端 L=33tan3=1.729mm大端S=107810762=1.000mmdml=790+798.847802=799.420mmdms=862.42+60tan3=865.564mmc的计算长端直径比qa=799.421140=0.701 qi=250799.42=0.312Ca=1+qa21qa2+va=1+0.701210.7012+0.3=3.440Ci=1+qi21qi2va=1+0.312210.31220.3=0.905CL=Ca+Ci=4.345短端直径比qa=865.5641140=0.759 qi=250865.564=0.288Ca=1+qa21qa2+va=1+0.759210.7592+0.3=4.348 Ci=1+qi21qi2va=1+0.288210.28820.3=0.780CS=Ca+Ci=5.128SL=PSCSdmsPLCLdml=PS5.128865.564PL4.345799.42=11.729PSPL=0.715由=pdmlrcos 得12=PSdmslSPLdmslL=0.715865.56460799.42250=0.183故1+2=132970.53KN （Pw=201.856Mpa时）1=16124.72KN 2=116845.81KNp2=2dm2lfcos=116845.81cos33.14819.42260=174.442Mpa当1+2=137705.836KN （Pw=209.046Mpa时）1=16698.950KN 2=121006.886KN按长接触面的接触压力计算p2=2dm2lfcos=121006.886cos33.14799.42260=188.120Mpaqa=799.421140=0.701 qi=250799.42=0.312Ca=1+qa21qa2+va=1+0.701210.7012+0.3=3.440Ci=1+qi21qi2va=1+0.312210.31220.3=0.905传递负载所需最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=201.8563.44+0.905210000799.42=3.422mmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=209.0463.44+0.905210000799.42=3.544mm包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压力pfamax=sa塑性材料pfamax=asa=0.286850=243.185Mpa式中：外套0.2=850Mpaa=1qa23+qa4=10.70123+0.7014=0.286被包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压力pfimax=sipfimax=si=0.453480=217.440Mpa式中:内环0.2=600Mpa，轴套0.2=480Mpa，轴0.2=650Mpa，取sa=0.2=480Mpa；c=1qi22=10.31222=0.453联接件不产生塑性变形的最大结合压力取和中较小者故：=217.440Mpa传递负载所需要最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=217.4403.44+0.905210000799.420=3.687mm表 4-4 按轴套校核及受力分析轴 与 轴 套轴 套 与 内 环内 环 与 外 套按 轴 套 校 核及 受 力 分 析 最小： pfmin=193.32Mpa min=1.728mm最大：pfmax=200.448Mpamax=1.786mm最小pwmax=209.046Mpa最小过盈量：min(2.893,2.996)mm最大pwmax=215.04Mpa max=3.082mmpmin=201.856Mpapmax=209.046Mpa最小过盈量：min(3.442,3.544)mm最大 pfmax=217.440Mpamax=3.687mm4.3 按照轴套校核及受力分析进行计算(主轴传递扭矩为6190KNm)4.3.1 传递负载所需最小结合压力 pfmin=2Mlfdf2=261901063.1428866020.15=189.518Mpa 直径比qa=dmda=6601230=0.536qi=didm=250660=0.379Ca=1+qa21qa2+va=1+0.536210.5362+0.3=2.114Ci=1+qi21qi2vi=1+0.379210.37920.3=1.036传递负载所需最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=Pfmin(CaEa+CiEi)dm=189.5182.114+1.036210000660=1.876mm包容件不产生塑性变形所容许最大结合压力 塑性材料pfmax=asa=0.4047480=194.25Mpa式中：外套 s 0.2 = 850Mpa ，内环 s 0.2 = 600Mpa ，轴套s 0.2 = 480Mpa ，取sa=0.2=480Mpa；a=1qa23+qa4=10.53623+0.5364=0.4047被包容件不产生塑性变形所允许最大结合压力塑性材料pfimax=csi=0.428650=278.200Mpa式中：si=0.2=650Mpa c=1qi22=10.37922=0.428联接件不产生塑性变形的最大结合压力pfmax取pfimax和pfamax中较小者 故：pfmax=pfamax=194.25Mpa传递负载所需最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=194.252.114+1.036210000660=2.120mm4.3.2轴套和内环接触面之间的正压力,轴套外径所能承受的压强pw (1)轴套和内环接触面之间的正压力,即轴套外径所能承受的压强pw 由机械设计手册（轴套校核公式）可得：pwmin=pfmin+XminE(1(d0d)2)2d0式中： Dd0 -表示轴与轴套的配合间隙，结合图纸根据过盈计算，其间隙配合为660H7g6=660H0+0.08g0.0740.024,则最小配合间隙Xmin=0.024mm,则最大配合间隙Xmax=0.154mm。pwmin=pfmin+XminE(1(d0d)2)2d0=189.518+0.024180000(1(660920)2)2660=191.027Mpa pwmax=pfmin+XmaxE(1(d0d)2)2d0=189.518+0.154180000(1(660920)2)2660=197.202Mpa内环与轴套之间能够传递的扭矩：Mmin=pwlfdf22=191.0273.143200.1592022=12184.600KNmMmax=pwlfdf22=197.2023.143200.1592022=12578.471KNm直径比qa=dmda=9201230=0.748 qi=didm=250920=0.272Ca=1+qa21qa2+va=1+0.748210.7482+0.3=3.844Ci=1+qi21qi2va=1+0.272210.27220.3=0.860传递负载所需要最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=191.0273.884+0.860210000920=3.970mmmax=pmax(CaEa+CiEi)dm=197.2023.884+0.860210000920=4.098mm(4) 包容件不产生塑性变形所容许最大结合压力pfmax=asa塑性材料pfamax=asa=0.242850=205.70Mpa式中：外套0.2=850Mpa，内环0.2=600Mpa，取sa=0.2=800Mpaa=1qa23+qa4=10.74823+0.7484=0.242被包容件不产生塑性变形所允许最大结合压力pfimax=csi塑性材料pfimax=csi=0.463480=222.243Mpa式中：轴套0.2=480Mpa，轴0.2=650Mpa,取sa=0.2=480Mpac=1qi22=10.27222=0.463联接件不产生塑性变形的最大结合压力pfmax取pfamax和pfimax中较小者，故：pfmax=pfamax=205.700Mpa传递负载所需最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=205.7003.884+0.860210000920=4.275mm 4.3.3 内环与外套接触面之间的正压力，即内环外径所能承受的压力内环的受力如右图所示：在竖直方向上，根据平衡理论可知： 式中： 内环倾角 则圆锥过盈接触面上的压力1+2=Ncossin=pwdlfcossin代入数据可得1+2=3.14191.027920320cos30.15sin3=178372.136KN(Pw=191.027Mpa)1+2=3.14197.202920320cos30.15sin3=184138.024KN(Pw=197.202Mpa)下面推导1与2的关系(L表示长圆锥接触面，S表示短圆锥接触面)当推进行程为33mm时，两圆锥接触面的过盈量分别为小端 L=33tan3=1.729mm 大端 S=107810762=1.000mmdml=906+933.269062=919.63mmdms=1069.72+60tan3=1072.86mmc的计算长端直径比qa=919.631230=0.748 qi=250919.63=0.271Ca=1+qa21qa2+va=1+0.748210.7482+0.3=3.244Ci=1+qi21qi2va=1+0.271210.27120.3=0.858CL=Ca+Ci=4.082短端直径比qa=1072.861230=0.872 qi=2501072.86=0.233Ca=1+qa21qa2+va=1+0.872210.8722+0.3=7.635Ci=1+qi21qi2va=1+0.233210.233020.3=0.814CS=Ca+Ci=8.449SL=PSCSdmsPLCLdml=PS8.449919.63PL4.0821072.68=11.729PSPL=0.342由=pdmlrcos 得12=PSdmslSPLdmslL=0.8721072.6860919.63250=0.244故1+2=178372.136KN （Pw=191.027Mpa时）1=127856.733KN 2=145728.869KNp2=2dm2lfcos=145728.869cos33.14919.63260=193.836Mpa当1+2=184138.024KN （Pw=197.202Mpa时）1=33698.462KN 2=150439.562KN按长接触面的接触压力计算p2=2dm2lfcos=150439.562cos33.14919.63260=200.101Mpaqa=919.631230=0.748qi=250919.63=0.271Ca=1+qa21qa2+va=1+0.748210.7482+0.3=3.244Ci=1+qi21qi2va=1+0.271210.27120.3=0.858传递负载所需最小过盈量min=pfmin(CaEa+CiEi)dmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=193.0273.224+0.858210000919.63=3.451mmmin=pmin(CaEa+CiEi)dm=197.2023.224+0.858210000919.63=3.525mm包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压力pfamax=sa塑性材料pfamax=asa=0.242850=205.70Mpa式中：外套0.2=850Mpaa=1qa23+qa4=10.74823+0.7484=0.242被包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压力pfimax=sipfimax=si=0.463480=222.374Mpa式中:内环0.2=600Mpa，轴套0.2=480Mpa，轴0.2=650Mpa，取sa=0.2=480Mpa；c=1qi22=10.27122=0.463联接件不产生塑性变形的最大结合压力取和中较小者故：=205.70Mpa传递负载所需要最大过盈量max=pfmax(CaEa+CiEi)dmmax=pfmax(CaEa+CiEi)dm=205.703.224+0.858210000919.63=3.677mm4.4 螺栓4000N.m拧紧压力过盈量的计算4.4.1 锁紧盘外套与内环锥面之间的正压力、过盈量根据螺纹联接的扭紧力矩计算 对于单个螺栓：Mt=kp0d103Nm得:p0=Mtkd103=40001030.14536=740.74KN式中：k 为扭紧力系数，从手册可查的，一般加工表面润滑系数取值k=0.130.15，故取 k=0.145；P0为螺栓预紧力。则 28 个螺栓通过扭紧力矩来抵消外套所产生的轴向力Fx Fx=28p0=28740.74=20740.72KN根据圆锥过盈计算p=Fxdmlf得两段圆锥接触面得压力都考虑时，有Fx=dmSlfSPS+dmLlfLPL。则长端得接触压力为PL=Fx(0.4298dmSlfS+dmLlfL)=20740.74161072.8660+919.63260=126.37Mpa按长接触面压力计算qa=919.631230=0.748 qi=250919.63=0.271Ca=1+qa21qa2+va=1+0.748210.7482+0.3=3.244Ci=1+qi21qi2va=1+0.271210.27120.3=0.858CL=Ca+Ci=4.102=p(CaEa+CiEi)dmL=126.373.244+0.858210000919.63=2.270mm4.4.2 锁紧盘轴套与内环之间的正压力、过盈量 圆锥过盈面上分布压力径向分量P1为：P1=Pfcos+=205.70cosarctan0.15+3=201.11Mpa内环在P1作用下，内径收缩，当收缩量内环与轴套之间得配合间隙，挤压应力P2出现在内环与轴套的接触面上，将其视为收到内外分布压力的厚壁圆筒，根据厚壁圆筒理论，壁筒内任意一点的径向位移u为u=1Ea2p1b2p2b2a2+1+Ea2b2p1p2b2a21式中：a-表示圆筒的内径，b-表示圆筒的外径；P1-表示圆筒内部的压力，P2-表示圆筒外部的压力。内环与轴套接触面上，内环的内半径的缩小变形量1为 1=d22E1(211)=212p1p21+121+ (41)式中：设1=d1d2=1076920=1.170，E1-内环的弹性模量，即E1=210Gpa；轴套在分布压力P2的作用下，外部半径的缩小量2为：2=d22E2(221)=p21+2212p3 (42)式中：设2=d2d3=920770=1.195，E1-轴套的弹性模量，即E1=180Gpa为了方便安装，内环与轴套之间存在配合间隙920H7f7=920H0+0.09f0.1760.086设其 半径间隙为 1，显然内环的缩小量应满足一下关系： 43 轴套在分布压力P2的作用下，内径将收缩，当收缩量大于轴与轴套之间的配合间隙时，奖在轴与轴套的接触面上产生挤压应力P3，因此可以将其视为受到内外分布压力的厚壁圆筒。轴套与轴接触面上，轴套内半径的缩小变形量3为： 3=d22E2(221)=222p2p31+221+ (44)式中：设2=d2d3=920770=1.195，E2-轴套的弹性模量，即E2=180Gpa轴在分布压力的作用下， 外部半径的缩小量为： 4=d22E3(231)=p31+321 (45)式中：设2=d3d4=770250=3.080，E3-轴套的弹性模量，即E3=210Gpa为了方便安装，轴与轴套之间存在配合间隙770H76=770H0+0.06g0.0760.022，设其半径间隙为2显然内环的缩小量应该满足以下关系： 46联立方程（1）到（6）可得：1=0.043，2=0.012时P2=183.91Mpa，P3=173.97Mpa1=0.043，2=0.077时P2=179.45Mpa，P3=164.73Mpa1=0.133，2=0.012时P2=176.56Mpa，P3=166.45Mpa1=0.133，2=0.077时P2=171.33Mpa，P3=156.73Mpa P2P3各取一个最大最小值P2min=171.33Mpa,P2max=183.91MpaP3min=156.73Mpa,P3max=173.97Mpaqa=9201230=0.748 qi=250920=0.271Ca=1+qa21qa2+va=1+0.748210.7482+0.3=3.244Ci=1+qi21qi2va=1+0.271210.27120.3=0.8581=P2min(CaEa+CiEi)dm=171.333.244+0.858210000920=3.079mm2=P2max(CaEa+CiEi)dm=183.833.244+0.858210000920=3.303mm4.4.3 锁紧盘轴套与轴之间的过盈量、正压力根据锁紧盘内环与轴套之间过盈量及正压力的计算可知，轴套与轴之间的正压力为:P3min=156.73Mpa,P3max=173.97Mpa由此主轴可传递最小转矩：Mmin=lfd2p32=3.143207702156.730.152=7002.844KNMmax=lfd2p32=3.143207702173.970.152=7773.144KNqa=7701230=0.626 qi=250770=0.325Ca=1+qa21qa2+va=1+0.626210.6262+0.3=2.589Ci=1+qi21qi2va=1+0.325210.32520.3=0.9361=P3min(CaEa+CiEi)dm=156.732.589+0.936210000770=2.026mm2=P3max(CaEa+CiEi)dm=173.972.589+0.936210000770=2.249mm轴 与 轴 套轴 套 与 内 环内 环 与 外 套按 轴 套 校 核及 受 力 分 析 最小： pfmin=189.518Mpa min=1.876mm最大：pfmax=194.25Mpamax=2.120mm最小pwmax=191.027Mpa最小过盈量：min(3.970,4.098)mm最大pwmax=205.70Mpa max=4.275mmpmin=191.027Mpapmax=197.202Mpa最小过盈量：min(3.451,3.525)mm最大 pfmax=205.70Mpamax=3.677mm螺栓4000拧紧计算传递负载产生的正压力：Pf156.73,173.97Mpa过盈量2.026，2.249mm传递负载产生的正压力：Pf171.33,183.91Mpa过盈量3.079，3.303mm传递负载产生的正压力：Pf=126.37Mpa过盈量：=2.270mm 总结与心得本篇论文通过对4.0MW风电锁紧盘的研究入手，得出了以下的结论：1) 首先简要介绍了国内外对风电锁紧盘的研究现状以及风电锁紧盘的结构和原理等。接着对过盈连接的工作原理及装配方式等都进行简单介绍。 2) 整理均匀载荷条件下的厚壁圆筒计算公式和过盈连接的设计计算公式，结合一些基础力学理论，再根据配合面和过盈量的关系，对风电锁紧盘各配合面的最大、最小过盈量和接触压力等进行设计计算。 3) 当过盈量选定后，锁紧盘传递扭矩受到风机主轴和行星架公差配合的影响。风电锁紧盘需在主轴和行星架最大间隙下传递扭矩满足极限扭矩要求。通过对风电锁紧盘结构的设计，对国内外风电锁紧盘的发展有了深刻的认识，也发现了锁紧盘的研究对风力发电的重要性，最后发现自己知识还是不足，还要不断地学习，不断地进步。展望在科技日益进步的今天，国家对清洁能源的关注程度越来越大，风力发电行业肯定会飞速发展本文中介绍的风电锁紧盘是大型风力发电机组传动系统的重要组成零件之一，在风力发电组占据不可或缺的
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