風(fēng)電主軸 (1) (1)

1、風(fēng)力發(fā)電機(jī)主軸靜強(qiáng)度分析西安理工大學(xué)研究生課程論文/研究報(bào)告課程名稱： 有限單元法及程序設(shè)計(jì) 課程代號(hào)： 000204 任課教師： 何欽象 論文/研究報(bào)告題目： 風(fēng)力發(fā)電機(jī)主軸靜強(qiáng)度分析 完成日期： 2016 年 11 月 28 日學(xué) 科： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 號(hào)： 2160220008 姓 名： 張玉敏 成 績(jī)： 風(fēng)力發(fā)電機(jī)主軸靜強(qiáng)度分析1、 概述風(fēng)力發(fā)電機(jī)作為清潔能源的一種有效利用形式,受到世界各國(guó)的推廣使用。但是,據(jù)統(tǒng)計(jì)當(dāng)前風(fēng)力發(fā)電機(jī)組都有著較高的故障率。其中,主軸軸承、齒輪箱、發(fā)電機(jī)是造成風(fēng)力發(fā)電機(jī)故障的主要部件。而主軸軸承故障所造成的風(fēng)力發(fā)電機(jī)破壞性損失較大,嚴(yán)重影響了風(fēng)力發(fā)

2、電機(jī)的運(yùn)行可靠性。因此,對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)主軸的故障診斷研究具有十分重要的意義。風(fēng)力發(fā)電主軸為風(fēng)電力發(fā)電系統(tǒng)中的主要?jiǎng)恿鬟f結(jié)構(gòu)，在風(fēng)力發(fā)電機(jī)的實(shí)際工作中，主軸承受多種多樣的載荷工況，但所有載荷的來(lái)源都是由于葉片受風(fēng)載傳遞過(guò)來(lái)的。在風(fēng)力發(fā)電機(jī)的設(shè)計(jì)中，必須要根據(jù)實(shí)際的設(shè)計(jì)工況對(duì)主軸進(jìn)行強(qiáng)度分析，因?yàn)橹鬏S一旦在工作中發(fā)生結(jié)構(gòu)破壞，則整個(gè)風(fēng)機(jī)將無(wú)法使用。本文通過(guò)Workbench軟件對(duì)某風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行了強(qiáng)度分析，加載載荷為輪轂中心坐標(biāo)系下載荷，最終計(jì)算結(jié)果表示主軸結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。2、 有限元模型風(fēng)力發(fā)電機(jī)的主軸，也稱低速軸，連接風(fēng)力發(fā)電機(jī)的輪轂和發(fā)電機(jī)增速箱，用于傳遞風(fēng)輪轉(zhuǎn)動(dòng)的扭矩，帶動(dòng)發(fā)電

3、機(jī)發(fā)電，同時(shí)需要將風(fēng)輪的軸向推力、葉輪和機(jī)艙重力以及自身重力作用的彎矩傳遞到機(jī)艙。對(duì)主軸系統(tǒng)的分析，首要任務(wù)運(yùn)用有限元法對(duì)主軸強(qiáng)度和剛度進(jìn)行分析校核。可以用扭矩或者彎矩合成來(lái)校核主軸強(qiáng)度，當(dāng)軸受到彎矩較小或者不受彎矩載荷以及軸的跨度不確定的情況下可以用扭矩校核主軸的強(qiáng)度；當(dāng)軸所承受的載荷和支撐位置均已確定時(shí)，可以用彎矩和扭轉(zhuǎn)的合成強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算。在風(fēng)力發(fā)電機(jī)設(shè)計(jì)的初始方案已經(jīng)得到確定，主軸的結(jié)構(gòu)和荷載都可獲得的情況下，運(yùn)用有限元對(duì)主軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核是更為有效的解決方法。本文主要對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)的主軸進(jìn)行有限元靜強(qiáng)度分析。主軸的幾何形狀是由多段不同直徑的圓柱組成，是一個(gè)回轉(zhuǎn)體。為了去除毛刺、便于裝配以

4、及保護(hù)裝配表面，主軸的各軸段之間有軸肩、倒角和圓角。幾何模型采用Workbench的DM模塊建立，其中幾何截面模型如圖1所示，為保證計(jì)算的準(zhǔn)確性，模型中除了包含主軸結(jié)構(gòu)外，還包含了兩個(gè)軸承的內(nèi)圈假體，軸承擋圈假體，以及齒輪箱假體。這樣一方面避免了將約束直接加載至主軸結(jié)構(gòu)上，避免加載引起的應(yīng)力集中或者應(yīng)力奇異現(xiàn)象，同時(shí)還可以考慮到部分接觸非線性問(wèn)題，所以建模中包含了部分假體。圖1 幾何模型對(duì)上述已經(jīng)建好的模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為保證分析的準(zhǔn)確行，網(wǎng)格劃分以六面體為主，最終的網(wǎng)格模型如圖2所示。同時(shí)對(duì)主軸的倒角處采用局部加密，如圖3所示。網(wǎng)格總數(shù)為236267，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為205611。圖2 有限元網(wǎng)格

5、模型圖3 主軸部分倒角處網(wǎng)格主軸的靜力分析主要的作用是計(jì)算在固定載荷時(shí)的結(jié)構(gòu)的響應(yīng)，計(jì)算那些不包括慣性和阻尼效應(yīng)的載荷作用于結(jié)構(gòu)時(shí)引起的位移、應(yīng)力、應(yīng)變和力的變化。靜力分析還可用于計(jì)算一些慣性載荷固定時(shí)（如重力和離心力）對(duì)結(jié)構(gòu)的影響，以及那些可以近似等價(jià)于靜力作用的隨時(shí)間變化載荷的作用。靜力分析包括線性靜力分析和非線性靜力分析，其中，非線性靜力分析有許多種類型，包括大的變形、塑性變化、應(yīng)力鋼化、蠕動(dòng)變形、接觸單元、超彈性單元等。采用Workbench軟件的網(wǎng)格質(zhì)量檢查功能，對(duì)主軸有限元模型進(jìn)行網(wǎng)格質(zhì)量的檢查。網(wǎng)格質(zhì)量柱狀圖如圖4所示。越接近1則網(wǎng)格質(zhì)量越好，越接近0則越差，檢查結(jié)果表面，整體網(wǎng)

6、格質(zhì)量很好，大部分在0.6以上，只有極少部分的網(wǎng)格質(zhì)量較差，不會(huì)對(duì)計(jì)算結(jié)果造成影響。圖4 網(wǎng)格質(zhì)量其中，主軸的彈性模量為2.06e11MPa，泊松比為0.3。其余假體部分的均按照鋼材的材料屬性。3、 載荷與約束條件主軸承受的載荷是由前端法蘭盤連接的輪轂傳遞的非對(duì)稱載荷，在輪轂中心建立剛性梁?jiǎn)卧?，以便于將載荷平均分配在輪轂的端面上。橫向彎曲載荷對(duì)主軸強(qiáng)度的影響較大，為提高主軸在彎矩作用下的承受能力，軸承采用調(diào)心滾子軸承。主軸進(jìn)行有限元分析，需要注意軸承的調(diào)心性能對(duì)應(yīng)力分布具有改善作用，因此可以通過(guò)設(shè)置合理的邊界條件來(lái)表達(dá)軸承系統(tǒng)的調(diào)心自由度。主軸與軸承內(nèi)圈之間的接觸均為非線性接觸，考慮到實(shí)際工作

7、情況，對(duì)主軸的接觸做如下設(shè)置。對(duì)軸承的兩個(gè)軸承面進(jìn)行約束，將軸承段表面的節(jié)點(diǎn)轉(zhuǎn)換為節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)下的節(jié)點(diǎn)，約束前端軸承Z方向位移和后端軸承的X，Y方向位移。在風(fēng)力機(jī)啟動(dòng)時(shí)刻，主軸有一定的旋轉(zhuǎn)，節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系中的Y方向?yàn)橹鬏S旋轉(zhuǎn)角度方向，因此不約束Y方向的位移。軸承內(nèi)圈一與主軸之間設(shè)為摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.15，且設(shè)置0.4mm的過(guò)盈量。軸承內(nèi)圈二與主軸之間同樣設(shè)為摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.15。軸承擋圈與軸承已經(jīng)軸承內(nèi)圈一之間的接觸面設(shè)為綁定接觸。齒輪箱假體內(nèi)表面與主軸外表面之間設(shè)置綁定接觸。圖5 接觸設(shè)置根據(jù)軸承和兩側(cè)軸套的配合尺寸，將軸承、軸套與主軸配合面處定義為剛性面，用來(lái)模擬兩者對(duì)軸承的支撐，在

8、軸承中心處創(chuàng)建關(guān)鍵點(diǎn)，利用關(guān)鍵點(diǎn)對(duì)剛性面自由度進(jìn)行約束。主軸與剛性面之間為接觸關(guān)系，但由于系統(tǒng)模型簡(jiǎn)化，故兩者之間的摩擦關(guān)系不予考慮，兩者之間僅有法向接觸反力，可以用來(lái)表達(dá)軸承系統(tǒng)（軸承、軸套和軸承座等）對(duì)主軸的支撐作用。因此，整個(gè)有限元分析模型的邊界條件設(shè)置情況如下：1） 約束剛性面的繞軸向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度和平動(dòng)自由度，保留其繞Y、Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，用來(lái)模擬兩個(gè)軸承的調(diào)心性能：a.約束剛性面的繞軸向轉(zhuǎn)動(dòng)自由度約束剛性面繞X軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，保留剛性面繞Y、Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。由于主軸與剛性面之間只有法向力相互作用，不受切向摩擦力，因此約束剛性面的饒軸向轉(zhuǎn)動(dòng)自由度并不影響主軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。b.約束剛性面平動(dòng)

9、自由度主軸受到的軸向載荷是通過(guò)軸肩和軸套的配合來(lái)傳遞給系統(tǒng)軸承系統(tǒng)的，在模型簡(jiǎn)化時(shí)，將軸套與軸承視為一個(gè)整體，由于軸套的作用使主軸在軸向不產(chǎn)生位移，所以將其軸向位移固定，而徑向位移是由軸承和軸套兩者共同承載的，所以將平動(dòng)自由度固定。2） 約束主軸尾端的平動(dòng)和繞軸向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度主軸尾端通過(guò)彈性聯(lián)軸器與發(fā)電機(jī)相連接可以看做為主軸尾端的支撐點(diǎn)，因此要約束其平動(dòng)自由度。傳遞的扭矩傳輸給發(fā)電機(jī)，因此需要約束主軸尾端的繞軸向轉(zhuǎn)動(dòng)自由度結(jié)合實(shí)際情況，對(duì)主軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行加載設(shè)置，其中齒輪箱假體部分約束轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，軸承內(nèi)圈假體的外表面采用remote Displacement進(jìn)行約束，約束三個(gè)平動(dòng)自由度，放開(kāi)轉(zhuǎn)

10、動(dòng)自由度，來(lái)模擬實(shí)際的軸承約束。如圖6所示。圖6 邊界條件載荷加載采用輪轂中心載荷，載荷如下表所示，其中對(duì)下較為惡劣的一組工況進(jìn)行強(qiáng)度分析，如下所示。MxMyMzMyzFxFyFzFyzLoad casekNmkNmkNmkNmkNkNkNkNMyzMaxslc2.2b60_HH801196.52059.14407.94865.160.2-36.3-414.2415.8三個(gè)工況的加載和約束方式均相同，只是載荷大小的區(qū)別，加載方式如圖7所示，在輪轂中心位置創(chuàng)建遠(yuǎn)程點(diǎn)，且與主軸的法蘭裝配面相關(guān)聯(lián)。圖7 加載方式4、 計(jì)算結(jié)果Mz Max工況下的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行求解處理后的結(jié)果，如下圖8、圖10所示，在

11、橫向彎矩的作用下，主軸繞調(diào)心滾子軸承球心處發(fā)生彎曲，軸承的調(diào)心作用被表達(dá)出來(lái)。該工況下主軸最大變形為2.35mm，主軸最大等效應(yīng)力為221.34MPa，發(fā)生與軸承擋圈配合階段的主軸倒角處。應(yīng)力主要集中于主軸的軸肩處，應(yīng)力分布和預(yù)期結(jié)果相似。主軸材料為42CrMo，材料的屈服極限為930MPa，按照GL標(biāo)準(zhǔn)，材料的安全系數(shù)取1.1，則材料的許用應(yīng)力為845MPa，則在該工況下主軸的最大等于應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，則材料滿足強(qiáng)度要求。最大應(yīng)力出現(xiàn)的位置集中于軸肩和漲緊連接套抱緊段前端兩個(gè)部位。軸肩是主軸結(jié)構(gòu)中直接承受橫向彎矩邊界，漲緊連接套抱緊段前端是軸向扭距的傳出邊界，主軸的最大應(yīng)力集中于這兩個(gè)部位，反映了結(jié)構(gòu)的傳力邊界對(duì)主軸強(qiáng)度的影響很大。圖8 主軸等效應(yīng)力云圖圖9 局部放大應(yīng)力云圖圖10 位移云圖5、 總結(jié)近年來(lái)，全球風(fēng)力發(fā)電行業(yè)迅速發(fā)展，累計(jì)裝機(jī)容量以年均20%以上的速度遞增，隨之而來(lái)的是對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組關(guān)鍵零部件質(zhì)量的要求也不斷提高。然而我國(guó)的風(fēng)力發(fā)電機(jī)組技術(shù)起步較晚，自主創(chuàng)新能力薄弱，關(guān)鍵技術(shù)受制于人，對(duì)我國(guó)風(fēng)電行業(yè)的發(fā)展影響很大。本文基于此背景下提出，對(duì)大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的關(guān)鍵零部件之一的主軸的靜強(qiáng)度進(jìn)行了分析研究，探求主軸設(shè)計(jì)的一般準(zhǔn)則，為國(guó)產(chǎn)