基于ANSYS的風(fēng)力發(fā)電機(jī)螺栓強(qiáng)度分析報(bào)告

1、. . . . 基于ANSYS的大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組高強(qiáng)度螺栓強(qiáng)度分析摘要：目前在風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的機(jī)械零部件開(kāi)發(fā)過(guò)程中，除了輪轂、主軸、軸承座、機(jī)艙與塔架等大部件需要做完整的強(qiáng)度分析，他們之間的高強(qiáng)度螺栓設(shè)計(jì)也是其中十分重要的組成部分，其設(shè)計(jì)的是否合理將直接影響整個(gè)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組能否正常運(yùn)行。這些螺栓不僅要承受彎矩，還要承受扭矩，受力情況十分復(fù)雜。采用一般材料力學(xué)的方法，無(wú)法進(jìn)行較為精確的計(jì)算。本文將結(jié)合ANSYS有限元分析軟件和目前整個(gè)風(fēng)電行業(yè)行的螺栓強(qiáng)度計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)VDI223中的計(jì)算方法來(lái)分析風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中高強(qiáng)度螺栓在極限工況下的強(qiáng)度和各疲勞工況下的疲勞壽命。關(guān)鍵詞：風(fēng)力發(fā)電機(jī)組 高強(qiáng)度螺栓 有限元

2、，VDI2230 極限強(qiáng)度 疲勞壽命 當(dāng)前我國(guó)電產(chǎn)業(yè)的發(fā)展十分迅速，發(fā)展形勢(shì)也十分良好，但由于很多企業(yè)基本都是通過(guò)引進(jìn)國(guó)外技術(shù)來(lái)制造風(fēng)力發(fā)電機(jī)組，并沒(méi)有完全掌握開(kāi)發(fā)風(fēng)機(jī)發(fā)電機(jī)組的核心技術(shù)，這就給我國(guó)風(fēng)電行業(yè)的發(fā)展埋了很多隱患。因此十分有必要消化吸收設(shè)計(jì)技術(shù)，為自主研發(fā)這一分析方法除了在螺栓設(shè)計(jì)與優(yōu)化時(shí)使用，由于其符合德國(guó)勞埃德（GL）認(rèn)證規(guī)，故可以普遍滿足國(guó)外各認(rèn)證機(jī)構(gòu)認(rèn)證之需要。ANSYS作為一種強(qiáng)大的有限元分析軟件，已廣泛應(yīng)用于機(jī)械、電子、航空航天、汽車(chē)、船舶等各大領(lǐng)域，是現(xiàn)代設(shè)計(jì)中必不可少的分析工具。本文將以1.5MW機(jī)組中主軸與輪轂之間的連接螺栓為例，比較系統(tǒng)的來(lái)闡述螺栓極限強(qiáng)度分析和

3、疲勞強(qiáng)度。目的是使通過(guò)這樣一種方法的運(yùn)用，可以運(yùn)用到風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的任何部位的連接螺栓強(qiáng)度分析，使之滿足設(shè)計(jì)要求，螺栓的設(shè)計(jì)是否合理，同樣也關(guān)系到相關(guān)零部件的設(shè)計(jì)成本，因此設(shè)計(jì)合理的螺栓數(shù)量，不僅關(guān)系到螺栓本身，也涉與到相關(guān)零部件的成本。一、主軸與輪轂連接螺栓結(jié)構(gòu)圖一是運(yùn)達(dá)1.5MW雙饋式風(fēng)力發(fā)電機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖，1.1 螺栓部位結(jié)構(gòu)描述該機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)采用傳統(tǒng)的三點(diǎn)支撐結(jié)構(gòu)，主軸通過(guò)一個(gè)雙列圓柱滾子軸承以與和齒箱輸入軸通過(guò)脹套連接支撐，而整個(gè)風(fēng)機(jī)頭部的風(fēng)輪與主軸之間就依靠360度一圈螺栓連接，其中還連接著風(fēng)輪鎖緊盤(pán)。在Solid Works三維模型中的剖面示意圖如下 圖二 主軸與輪轂螺栓連

4、接剖面圖1.2 螺栓受力分析通過(guò)三片槳葉傳遞到輪轂中心的載荷，需通過(guò)該部位螺栓傳遞給主軸，它所處的位置決定了其受力情況的復(fù)雜性，這些螺栓不僅要承受軸向拉力，輪轂中心的彎矩（包括風(fēng)載和風(fēng)輪自重），還要承受轉(zhuǎn)矩。2 有限元模型與其結(jié)果2.1有限元模型該模型三維實(shí)體在Solidworks中建模，導(dǎo)入ANSYS經(jīng)典界面后進(jìn)行網(wǎng)格劃分。螺栓采用BEAM188兩單元建模（實(shí)體建模在關(guān)健螺紋部位應(yīng)力讀取上存在失真現(xiàn)象），其余實(shí)體均采用SOLID95單元。在該有限元模型中，BEAM188梁?jiǎn)卧念^尾兩部分均通過(guò)載荷傘的分別進(jìn)行固定。 材料特性序號(hào)名稱材料彈性模量E N/m2泊松比v1主機(jī)架鋼2 E+110.3

5、2齒箱支撐座鑄鐵1.7E+110.33齒箱彈性支撐橡膠/鋼板1.0e110.3 有限元模型中的特性參數(shù)螺紋規(guī)格M36強(qiáng)度等級(jí)10.9極限強(qiáng)度Ru1000Mpa屈服強(qiáng)度Re2940Mpa彈性模量E210000N/m2建模螺栓直徑D36mm 螺栓特性參數(shù)2.2 有限元結(jié)果主軸與輪轂連接螺栓有限元模型與有限元結(jié)果見(jiàn)附件1.載荷分量Fx、Mx對(duì)于主軸與輪轂連接螺栓的影響，相對(duì)于傾覆力矩My和Mz其影響很小，被忽略不計(jì)。故本次分析主要考慮傾覆力矩作用下的螺栓強(qiáng)度。 根據(jù)附件1可知，在預(yù)緊力最小的情況下，加載My6000kNm，在和位置，載荷與其應(yīng)力增量之間的非線性關(guān)系如表1所示施加的載荷MySress增

6、量Sress增量kNmMpaMpa-6000207.389.2-450012054.8-300059.819.4-150011.24.300.30.215008.18.9300025.949.6450050.595.9600079.6177.53 強(qiáng)度分析3.1 極限強(qiáng)度分析3.2 疲勞壽命分析根據(jù)，可以說(shuō)處在風(fēng)機(jī)的喉嚨部位。位置相關(guān)關(guān)健，受力情況十分復(fù)雜。 1.5MW風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主要零件的三位實(shí)體模型二、有限元模型2.1 有限元模型描述 將三位實(shí)體分別導(dǎo)入到ANSYS界面，利用ANSYS網(wǎng)格劃分功能對(duì)各相關(guān)零件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并在各零件的接觸面之間設(shè)置合適的接觸對(duì)，圖三是網(wǎng)格化后的有限元模型

7、主要零件網(wǎng)格化后的有限元模型為了盡量減少單元數(shù)量，很多實(shí)體網(wǎng)格都比較粗，只是在輪轂與主軸接觸面附近通過(guò)螺栓傳遞力的地方，網(wǎng)格會(huì)比較細(xì)。本文螺栓利用beam188梁?jiǎn)卧獊?lái)模擬，應(yīng)力結(jié)果可以從該梁?jiǎn)卧苯幼x取。對(duì)于螺栓連接件的強(qiáng)度、剛度進(jìn)行計(jì)算機(jī)仿真分析,通常采用兩種方法:一是按照實(shí)際尺寸做出螺栓的模型,用連續(xù)介質(zhì)單元進(jìn)行網(wǎng)絡(luò)劃分,這樣不但可以使有限元模型準(zhǔn)確,還可精確得到螺栓零件的應(yīng)力、應(yīng)變分布,但是模型復(fù)雜,自由度多,將造成計(jì)算機(jī)計(jì)算時(shí)間過(guò)多;二是采用梁?jiǎn)卧M實(shí)際的螺栓,并采用耦合自由度的辦法來(lái)體現(xiàn)螺栓的連接作用,這樣可以大量節(jié)約計(jì)算機(jī)資源,但在自由度耦合處附近的應(yīng)力、應(yīng)變分布計(jì)算結(jié)果不正確

8、。以上兩法都不方便螺栓的預(yù)緊和受拉螺栓受剪切作用的模擬,不利于工程應(yīng)用 頂部位置螺栓有限元模型剖面圖2.2 建模說(shuō)明主軸只取了到軸承中心位置的前面一段，其尾部端面在模型求解過(guò)程中全部被約束。這是由于主軸尾端全部約束后，主軸剛度對(duì)螺栓應(yīng)力結(jié)果的影響基本可以忽略。墊片和法蘭面之間均設(shè)為綁定接觸，這是由于螺栓本身的柔性使螺栓頭部在剪切方向不會(huì)發(fā)生滑移。各零件的圓角或者倒角沒(méi)有建模，因?yàn)檫@對(duì)螺栓應(yīng)力分析結(jié)果可以完全忽略。主軸和輪轂之間是標(biāo)準(zhǔn)的接觸，摩擦系數(shù)取為 0.2。槳葉葉根處傳遞倒輪轂的載荷，通過(guò)一剛性很強(qiáng)的載荷傘的方式來(lái)實(shí)現(xiàn)。2.3 載荷 螺栓的預(yù)緊是通過(guò)在模擬螺栓的Beam188單元中間某個(gè)位

9、置添加PRETS179預(yù)緊單元，使螺栓按照實(shí)際情況得到預(yù)緊。螺栓允許的最大預(yù)緊力可通過(guò)VDI2230查詢得到。三、讀取結(jié)果四、根據(jù)結(jié)果計(jì)算螺栓強(qiáng)度結(jié)論：主軸和輪轂連接螺栓位置2 極限強(qiáng)度分析 WD82-1500機(jī)組載荷見(jiàn)附件2。螺栓預(yù)緊采用最小預(yù)緊力時(shí)，螺栓應(yīng)力增量會(huì)相對(duì)較大，故螺栓極限強(qiáng)度分析，采用在最小預(yù)緊力和極限載荷下得到的螺栓應(yīng)力增量與最大預(yù)緊力下得到的螺栓預(yù)緊應(yīng)力相合成的方法來(lái)計(jì)算（合成方法見(jiàn)附件3中之規(guī)定），得到螺栓的極限應(yīng)力，這樣可使結(jié)果相對(duì)保守。根據(jù)附件2，列出了輪轂中心旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下的極限工況載荷：工況FxFyFzMxMyMzMres_armMyMaxDlc1.6fc1-74.

10、1-169.9339.1-665.9-3809.9-128.83411MzMaxDlc1.3cn2-210.6-417.9181.581.61248.33370.54131 表 2 極限工況載荷根據(jù)表1載荷與應(yīng)力增量之間的非線性關(guān)系，通過(guò)插值，可得到應(yīng)力增量最大的兩個(gè)螺栓其應(yīng)力增量分別為：輪轂中心最大彎矩螺栓應(yīng)力增量kNm Mpa3411（Dlc1.6fc1）76.3 表3 應(yīng)力增量一輪轂中心最大彎矩螺栓應(yīng)力增量kNm Mpa4131（Dlc1.3cn2）85.4 表4 應(yīng)力增量二由上可知，極限工況Dlc1.3cn2下螺栓的應(yīng)力增量比工況Dlc1.6fc1要大，故螺栓按工況Dlc1.3cn2來(lái)

11、作極限強(qiáng)度分析。 根據(jù)附件3，螺栓最大預(yù)應(yīng)力、螺栓極限應(yīng)力以與其安全余量計(jì)算如下：最大預(yù)緊力螺紋部分橫截面 As最大螺栓預(yù)緊應(yīng)力kN Mpa638 816.6 781.3 表 5 最大預(yù)緊力下的螺栓預(yù)緊應(yīng)力最大預(yù)緊力螺距螺紋中徑As對(duì)應(yīng)的螺栓直徑摩擦系數(shù)kNmmmmmm-638 4.0 33.4 35.2 0.1 表 6 計(jì)算螺栓扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的輸入?yún)?shù)螺紋部位的扭矩Wp螺栓扭應(yīng)力NmMpa1636.86555.4249.7 表 7 基于螺栓預(yù)緊力得到的螺栓扭應(yīng)力縮減系數(shù)非工作狀態(tài)下螺栓的應(yīng)力值Mpa0.5810.7 表 8 螺栓比較應(yīng)力計(jì)算+Yield limitSafety margin aga

12、inst yield MpaMpa%892.49405 表 9 螺栓極限應(yīng)力結(jié)果與安全余量螺栓的極限應(yīng)力低于屈服極限應(yīng)力，故其極限強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)載荷要求。3 疲勞強(qiáng)度分析 根據(jù)GL標(biāo)準(zhǔn)，可確定該型號(hào)螺栓的DC。有別與GL標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的是這里用螺栓極限應(yīng)力和屈服應(yīng)力代替螺栓極限載荷和屈服載荷。根據(jù)附件1，本次分析計(jì)算了和兩個(gè)位置的螺栓疲勞損傷。 DC計(jì)算過(guò)程如下： Bolt BoltSize3636mm884.4890.9Mpa940940Mpa75.2274.71-0.960.96-71.8771.38- 表 10 根據(jù)GL計(jì)算該螺栓的DC 在Blade軟件中可得到輪轂中心各力矩的時(shí)間載荷序列，結(jié)合

13、力矩與螺栓應(yīng)力增量之間的非線性關(guān)系，可得到螺栓應(yīng)力時(shí)間序列。該應(yīng)力時(shí)序經(jīng)雨流計(jì)數(shù)和古德曼修正，即可得到平均為零的不同應(yīng)力幅值的循環(huán)應(yīng)力。根據(jù)螺栓DC和米勒損傷準(zhǔn)則，兩個(gè)位置螺栓的損傷結(jié)果如下：DCMpaBolt Bolt循環(huán)圈數(shù)20000002000000斜率3355材料安全系數(shù)1.2651.265損傷值0.0150.007 表 11 損傷計(jì)算 從上表可以看出，兩個(gè)位置螺栓的損傷值均為超過(guò)1，不會(huì)造成疲勞破壞，故螺栓疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)載荷要求。4 主軸與輪轂接觸面滑移分析主軸與輪轂的連接螺栓，除了要滿足極限強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度外，還需要考慮它們接觸面之間在最小預(yù)緊力和極限Mx載荷作用下，圓周方向是否會(huì)發(fā)生滑移，應(yīng)避免使螺栓承受剪切力。根據(jù)附件2可知，WD82-1500機(jī)組極限Mx對(duì)應(yīng)的工況是dlc1.5fad2，故在輪轂中心加載該工況載荷，觀察主軸與輪轂的接觸面是否會(huì)發(fā)生滑移。有限元分析結(jié)果顯示如下圖： 圖 4.1 contact174接觸單元顯示的接觸情況矢量位移圖如下： 圖 4.2 矢量位移圖 （位移單位：m）從上述兩圖片結(jié)果和螺栓與螺栓孔的配合尺寸可以看知，在工況dlc1.5fad2下，主軸與輪轂兩個(gè)接觸面之間不會(huì)發(fā)生使螺栓承受剪切力的滑移。5 總結(jié)通過(guò)上述分析，可以看