1、 基于 ANSYS 的大型风力发电机组高强度螺栓强度分析摘要：目前在风力发电机组的机械零部件开发过程中，除了轮毂、主轴、轴承座、机舱及塔架等大部件需要做完整的强度分析，他们之间的高强度螺栓设计也是其中十分重要的组成部分，其设计的是否合理将直接影响整个风力发电机组能否正常运行。这些螺栓不仅要承受弯矩，还要承受扭矩，受力情况十分复杂。采用一般材料力学的方法，无法进行较为精确的计算。本文将结合ANSYS 有限元分析软件和目前整个风电行业中通行的螺栓强度计算标准VDI223 中的计算方法来分析风力发电机组中高强度螺栓在极限工况下的强度和各疲劳工况下的疲劳寿命。关键词：风力发电机组 高强度螺栓 有限元，
2、VDI2230 极限强度 疲劳寿命 当前我国电产业的发展十分迅速，发展形势也十分良好，但由于很多企业基本都是通过引进国外技术来制造风力发电机组，并没有完全掌握开发风机发电机组的核心技术，这就给我国风电行业的发展埋了很多隐患。因此十分有必要消化吸收设计技术，为自主研发这一分析方法除了在螺栓设计及优化时使用，由于其符合德国劳埃德（GL）认证规范，故可以普遍满足国内外各认证机构认证之需要。ANSYS 作为一种强大的有限元分析软件，已广泛应用于机械、电子、航空航天、汽车、船舶等各大领域，是现代设计中必不可少的分析工具。本文将以1.5MW 机组中主轴与轮毂之间的连接螺栓为例，比较系统的来阐述螺栓极限强度
3、分析和疲劳强度。目的是使通过这样一种方法的运用，可以运用到风力发电机组的任何部位的连接螺栓强度分析，使之满足设计要求，螺栓的设计是否合理，同样也关系到相关零部件的设计成本，因此设计合理的螺栓数量，不仅关系到螺栓本身，也涉及到相关零部件的成本。一、主轴与轮毂连接螺栓结构图一是运达 1.5MW 双馈式风力发电机组传动系统结构示意图，1.1 螺栓部位结构描述该机组传动系统采用传统的三点支撑结构，主轴通过一个双列圆柱滚子轴承以及和齿箱输入轴通过胀套连接支撑，而整个风机头部的风轮与主轴之间就依靠 360 度一圈螺栓连接，其中还连接着风轮锁紧盘。在 Solid Works 三维模型中的剖面示意图如下图二
4、主轴与轮毂螺栓连接剖面图1.2 螺栓受力分析通过三片桨叶传递到轮毂中心的载荷，需通过该部位螺栓传递给主轴，它所处的位置决定了其受力情况的复杂性，这些螺栓不仅要承受轴向拉力，轮毂中心的弯矩（包括风载和风轮自重） ，还要承受转矩。2 有限元模型及其结果2.1 有限元模型该模型三维实体在 Solidworks 中建模，导入 ANSYS 经典界面后进行网格划分。螺栓采用 BEAM188 两单元建模（实体建模在关健螺纹部位应力读取上存在失真现象） ，其余实体均采用 SOLID95 单元。在该有限元模型中，BEAM188 梁单元的头尾两部分均通过载荷伞的分别进行固定。材料特性序号 名称 材料 弹性模量 E
5、 N/m2 泊松比 v1 主机架 钢 2 E+11 0.32 齿箱支撑座 铸铁 1.7E+11 0.33 齿箱弹性支撑 橡胶/ 钢板 1.0e11 0.3有限元模型中的特性参数螺纹规格 M 36 强度等级 10.9 极限强度 Ru 1000 Mpa屈服强度 Re2 940 Mpa弹性模量 E 210000 N/m2建模螺栓直径 D 36 mm螺栓特性参数2.2 有限元结果主轴与轮毂连接螺栓有限元模型及有限元结果见附件1.载荷分量 Fx、 Mx 对于主轴与轮毂连接螺栓的影响，相对于倾覆力矩 My和 Mz 其影响很小，被忽略不计。故本次分析主要考虑倾覆力矩作用下的螺栓强度。 根据附件1可知，在预紧
6、力最小的情况下，加载 My 6000kNm，在 和0位置，载荷与其应力增量之间的非线性关系如表 1 所示018施加的载荷 My Sress 增量0Sress 增量018kNm Mpa Mpa-6000 207.3 89.2-4500 120 54.8-3000 59.8 19.4-1500 11.2 4.30 0.3 0.21500 8.1 8.93000 25.9 49.64500 50.5 95.96000 79.6 177.53 强度分析3.1 极限强度分析3.2 疲劳寿命分析根据，可以说处在风机的喉咙部位。位置相关关健，受力情况十分复杂。1.5MW 风力发电机组主要零件的三位实体模型二
7、、有限元模型2.1 有限元模型描述将三位实体分别导入到 ANSYS 界面，利用 ANSYS 网格划分功能对各相关零件进行网格划分，并在各零件的接触面之间设置合适的接触对，图三是网格化后的有限元模型主要零件网格化后的有限元模型为了尽量减少单元数量，很多实体网格都比较粗，只是在轮毂与主轴接触面附近通过螺栓传递力的地方，网格会比较细。本文螺栓利用 beam188 梁单元来模拟，应力结果可以从该梁单元直接读取。对于螺栓连接件的强度、刚度进行计算机仿真分析,通常采用两种方法:一是按照实际尺寸做出螺栓的模型,用连续介质单元进行网络划分,这样不但可以使有限元模型准确,还可精确得到螺栓零件的应力、应变分布,但
8、是模型复杂,自由度多,将造成计算机计算时间过多;二是采用梁单元模拟实际的螺栓,并采用耦合自由度的办法来体现螺栓的连接作用,这样可以大量节约计算机资源,但在自由度耦合处附近的应力、应变分布计算结果不正确。以上两法都不方便螺栓的预紧和受拉螺栓受剪切作用的模拟,不利于工程应用顶部位置螺栓有限元模型剖面图2.2 建模说明主轴只取了到轴承中心位置的前面一段，其尾部端面在模型求解过程中全部被约束。这是由于主轴尾端全部约束后，主轴刚度对螺栓应力结果的影响基本可以忽略。垫片和法兰面之间均设为绑定接触，这是由于螺栓本身的柔性使螺栓头部在剪切方向不会发生滑移。各零件的圆角或者倒角没有建模，因为这对螺栓应力分析结果
9、可以完全忽略。主轴和轮毂之间是标准的接触，摩擦系数取为 0.2。桨叶叶根处传递倒轮毂的载荷，通过一刚性很强的载荷伞的方式来实现。2.3 载荷螺栓的预紧是通过在模拟螺栓的 Beam188 单元中间某个位置添加PRETS179 预紧单元，使螺栓按照实际情况得到预紧。螺栓允许的最大预紧力可通过 VDI2230 查询得到。三、读取结果四、根据结果计算螺栓强度结论：主轴和轮毂连接螺栓位置2 极限强度分析WD82-1500 机组载荷见附件2。螺栓预紧采用最小预紧力时，螺栓应力增量会相对较大，故螺栓极限强度分析，采用在最小预紧力和极限载荷下得到的螺栓应力增量与最大预紧力下得到的螺栓预紧应力相合成的方法来计算
10、（合成方法见附件3中之规定） ，得到螺栓的极限应力，这样可使结果相对保守。根据附件2，列出了轮毂中心旋转坐标系下的极限工况载荷：工况 Fx Fy Fz Mx My Mz Mres_armMy Max Dlc1.6fc1 -74.1 -169.9 339.1 -665.9 -3809.9 -128.8 3411Mz Max Dlc1.3cn2 -210.6 -417.9 181.5 81.6 1248.3 3370.5 4131表 2 极限工况载荷根据表 1 载荷与应力增量之间的非线性关系，通过插值，可得到应力增量最大的两个螺栓其应力增量分别为：轮毂中心最大弯矩 螺栓应力增量 AkNm Mpa3
11、411（Dlc1.6fc1 ） 76.3表 3 应力增量一轮毂中心最大弯矩 螺栓应力增量 AkNm Mpa4131（Dlc1.3cn2 ） 85.4表 4 应力增量二由上可知，极限工况 Dlc1.3cn2 下螺栓的应力增量比 工况 Dlc1.6fc1 要大，故螺栓按工况 Dlc1.3cn2 来作极限强度分析。 根据附件3，螺栓最大预应力、螺栓极限应力以及其安全余量计算如下：最大预紧力 螺纹部分横截面 As 最大螺栓预紧应力 maxzkN 2m Mpa638 816.6 781.3表 5 最大预紧力下的螺栓预紧应力最大预紧力 螺距 螺纹中径 As 对应的螺栓直径 摩擦系数kN mm mm mm -638 4.0 33.4 35.2 0.1表 6 计算螺栓扭转应力的输入参数螺纹部位的扭矩 GMWp 螺栓扭应力 maxNm 3mMpa1636.8 6555.4 249.7表 7 基于螺栓预紧力得到的螺栓扭应力缩减系数 K非工作状态下螺栓的应力值 Bred, Mpa
