高圣安

(荊州巨鯨傳動(dòng)機(jī)械有限公司，湖北 荊州 434000)

0 前言

風(fēng)力發(fā)電作為一種新型的清潔能源，對(duì)減少大氣污染，保護(hù)生態(tài)環(huán)境具有重要意義，越來(lái)越受到重視。由于風(fēng)力發(fā)電齒輪箱不同于工業(yè)齒輪箱，其設(shè)計(jì)及使用壽命要求在20年以上［1］，同時(shí)由于風(fēng)力發(fā)電齒輪箱同機(jī)艙一同安裝在塔架上，所以對(duì)齒輪箱的質(zhì)量有嚴(yán)格規(guī)定。風(fēng)機(jī)認(rèn)證國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)IEC、GL都對(duì)齒輪箱的可靠性的要求非常高［2］。因此，本文通過(guò)有限元分析，對(duì)齒輪箱結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)進(jìn)行強(qiáng)度優(yōu)化，滿足安全系數(shù)要求，同時(shí)對(duì)過(guò)富裕的設(shè)計(jì)進(jìn)行優(yōu)化，降低零件質(zhì)量，使整體齒輪箱達(dá)到即滿足安全系數(shù)要求，同時(shí)降低齒輪箱重量的最優(yōu)狀態(tài)［3］。

1 扭力臂分析模型的建立

扭力臂的實(shí)際模型非常復(fù)雜，分布著許多螺栓孔、密封溝槽、倒角以及其它工藝結(jié)構(gòu)等特征，這些特征對(duì)危險(xiǎn)點(diǎn)的強(qiáng)度幾乎不產(chǎn)生影響，但是會(huì)導(dǎo)致網(wǎng)格劃分時(shí)產(chǎn)生細(xì)小、數(shù)量很大且不規(guī)則的網(wǎng)格及節(jié)點(diǎn)，影響計(jì)算效率，所以在進(jìn)行有限元計(jì)算前，對(duì)扭力臂進(jìn)行了簡(jiǎn)化，刪除一些對(duì)結(jié)果不產(chǎn)生較大影響的特征［4］，但是連接用的螺栓孔等因其會(huì)對(duì)扭力臂的分析結(jié)果產(chǎn)生影響均被保留。簡(jiǎn)化前后的扭力臂模型如圖1、2所示。

圖1 簡(jiǎn)化前的模型Fig.1 Model before simplification

圖2 簡(jiǎn)化后的模型Fig.2 Model after simplification

2 輪轂載荷的轉(zhuǎn)化

如圖3所示，風(fēng)力發(fā)電機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算的載荷坐標(biāo)一般是基于輪轂的坐標(biāo)中心。客戶提供的疲勞載荷和極限載荷見(jiàn)表1，本文僅使用極限載荷進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算，但其模型也可以用于疲勞載荷的計(jì)算。

圖3 載荷坐標(biāo)系Fig.3 Load coordinate system

表1 客戶提供的極限載荷Tab.1 Extreme load from customer

表1中的2 MW風(fēng)力發(fā)電機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)包括輪轂、主軸、主軸軸承、齒輪箱、發(fā)電機(jī)及聯(lián)軸器，如圖4所示。主軸為3點(diǎn)支撐，即只有一個(gè)主軸軸承，輪轂的彎矩及力會(huì)轉(zhuǎn)化到齒輪箱上。

圖4 風(fēng)力發(fā)電機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)Fig.4 Wind turbine drive chain

根據(jù)傳動(dòng)鏈上零件的位置分布，將位于輪轂中心的載荷轉(zhuǎn)化到齒輪箱，同時(shí)根據(jù)齒輪箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)，對(duì)傳遞到扭力臂上的載荷進(jìn)行詳細(xì)分析。

3 Workbench FEA模型的建立和計(jì)算

將簡(jiǎn)化過(guò)的扭力臂模型輸入到Workbench，由于扭力臂上的輸入扭矩來(lái)自與其連接的內(nèi)齒圈，箱體上也有一些載荷(如重力、太陽(yáng)輪輸出至第二級(jí)的反扭矩)等，所以同時(shí)也需要將內(nèi)齒圈和箱體的簡(jiǎn)化模型分別輸入到Workbench。輸入完成后的模型如圖5所示。

圖5 輸入至Workbench的模型Fig.5 Workbench model

3.1 主要參數(shù)的選擇

有限元分析前，需要設(shè)置一些基本的輸入?yún)?shù):扭力臂材料為 EN-GJS-400-18LT;材料局部安全系數(shù)γm≥1.1(IEC);失效嚴(yán)重性局部安全系數(shù) γn≥1.5(GL)。

3.2 載荷及約束條件的輸入

扭力臂在實(shí)際運(yùn)行中的載荷及連接包括力、彎矩、軸承的位置約束以及和內(nèi)齒輪的聯(lián)接等，即:內(nèi)齒圈的扭矩，內(nèi)齒圈齒部的徑向力，扭力臂機(jī)艙彈性支撐的徑向力，齒輪箱體的重力及反扭矩，行星架兩端軸承的圓柱面的約束。扭力臂與內(nèi)齒圈的聯(lián)接，在FEA中將其設(shè)置為剛性聯(lián)接。將所有的載荷和約束輸入到Workbench后，得到的模型如圖6所示。

圖6 輸入載荷及約束后的模型Fig.6 Model with load and constraint

3.3 Workbench里網(wǎng)格的劃分

在Workbench里對(duì)扭力臂進(jìn)行網(wǎng)格劃分，主要網(wǎng)格尺寸為20 mm，同時(shí)對(duì)局部使用5～10 mm的網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化。得到的模型如圖7所示。

3.4 計(jì)算及結(jié)果

圖7 劃分網(wǎng)格后的模型Fig.7 Model after meshing

設(shè)置扭力臂的材料參數(shù)，同時(shí)輸入所有載荷及邊界條件，完成網(wǎng)格的劃分。在Workbench中對(duì)設(shè)置了扭力臂的材料參數(shù)、輸入了所有載荷及邊界條件、完成網(wǎng)格劃分的模型進(jìn)行計(jì)算，得到扭力臂的應(yīng)力大小及其分布如圖8、9所示。

圖8 整體應(yīng)力分布Fig.8 Von stress distribution

圖9 最大應(yīng)力點(diǎn)Fig.9 Max stress point

通過(guò)計(jì)算，得出最大應(yīng)力為249 MPa。該處材料的區(qū)服強(qiáng)度Rp0.2=220 MPa［5］，安全系數(shù)不能滿足GL及IEC的要求。

3.5 扭力臂的優(yōu)化設(shè)計(jì)

由于扭力臂局部應(yīng)力過(guò)大，局部安全系數(shù)不能滿足GL及IEC的要求［2］，所以必須對(duì)扭力臂進(jìn)行優(yōu)化。對(duì)危險(xiǎn)點(diǎn)進(jìn)行了加強(qiáng)，優(yōu)化后的應(yīng)力大小及其分布如圖10、11所示。

圖10 優(yōu)化后的應(yīng)力分布Fig.10 Optimized stress distribution

圖11 優(yōu)化后的最大應(yīng)力點(diǎn)Fig.11 Optimized max stress point

從計(jì)算結(jié)果可以看出，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后，危險(xiǎn)點(diǎn)的位置發(fā)生了變化，優(yōu)化后的最大應(yīng)力從原來(lái)的249 MPa降到了184 MPa，低于材料的屈服強(qiáng)度Rp0.2=220 MPa，安全系數(shù)滿足GL及IEC標(biāo)準(zhǔn)的要求。

4 結(jié)論

通過(guò)Workbench可以對(duì)扭力臂進(jìn)行最優(yōu)化，在保持風(fēng)機(jī)齒輪箱整體設(shè)計(jì)不發(fā)生變化的條件下，能降低局部應(yīng)力，滿足安全系數(shù)要求。同時(shí)達(dá)到國(guó)際認(rèn)證GL及IEC的標(biāo)準(zhǔn)要求。

［1］中國(guó)船級(jí)社.風(fēng)力發(fā)電機(jī)組規(guī)范［Z］.2008.

［2］GB/T19073－2008，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組－齒輪箱［S］.

［3］劉忠明，段守敏，王長(zhǎng)路.風(fēng)力發(fā)電齒輪箱設(shè)計(jì)制造技術(shù)的發(fā)展與展望［J］.機(jī)械傳動(dòng)，2006，30(6):1－6.

［4］成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(3卷)［M］.北京:化學(xué)工業(yè)出版社，2001.

［5］GB/T1348－2009，球墨鑄鐵件［S］.