基于Workbench的風力發(fā)電齒輪箱扭力臂優(yōu)化設計

高圣安

(荊州巨鯨傳動機械有限公司，湖北 荊州 434000)

0 前言

風力發(fā)電作為一種新型的清潔能源，對減少大氣污染，保護生態(tài)環(huán)境具有重要意義，越來越受到重視。由于風力發(fā)電齒輪箱不同于工業(yè)齒輪箱，其設計及使用壽命要求在20年以上［1］，同時由于風力發(fā)電齒輪箱同機艙一同安裝在塔架上，所以對齒輪箱的質量有嚴格規(guī)定。風機認證國際標準IEC、GL都對齒輪箱的可靠性的要求非常高［2］。因此，本文通過有限元分析，對齒輪箱結構危險點進行強度優(yōu)化，滿足安全系數(shù)要求，同時對過富裕的設計進行優(yōu)化，降低零件質量，使整體齒輪箱達到即滿足安全系數(shù)要求，同時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

扭力臂的實際模型非常復雜，分布著許多螺栓孔、密封溝槽、倒角以及其它工藝結構等特征，這些特征對危險點的強度幾乎不產(chǎn)生影響，但是會導致網(wǎng)格劃分時產(chǎn)生細小、數(shù)量很大且不規(guī)則的網(wǎng)格及節(jié)點，影響計算效率，所以在進行有限元計算前，對扭力臂進行了簡化，刪除一些對結果不產(chǎn)生較大影響的特征［4］，但是連接用的螺栓孔等因其會對扭力臂的分析結果產(chǎn)生影響均被保留。簡化前后的扭力臂模型如圖1、2所示。

圖1 簡化前的模型Fig.1 Model before simplification

圖2 簡化后的模型Fig.2 Model after simplification

2 輪轂載荷的轉化

如圖3所示，風力發(fā)電機設計計算的載荷坐標一般是基于輪轂的坐標中心?？蛻籼峁┑钠谳d荷和極限載荷見表1，本文僅使用極限載荷進行靜強度計算，但其模型也可以用于疲勞載荷的計算。

圖3 載荷坐標系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風力發(fā)電機傳動系統(tǒng)包括輪轂、主軸、主軸軸承、齒輪箱、發(fā)電機及聯(lián)軸器，如圖4所示。主軸為3點支撐，即只有一個主軸軸承，輪轂的彎矩及力會轉化到齒輪箱上。

圖4 風力發(fā)電機傳動系統(tǒng)Fig.4 Wind turbine drive chain

根據(jù)傳動鏈上零件的位置分布，將位于輪轂中心的載荷轉化到齒輪箱，同時根據(jù)齒輪箱內(nèi)部結構，對傳遞到扭力臂上的載荷進行詳細分析。

3 Workbench FEA模型的建立和計算

將簡化過的扭力臂模型輸入到Workbench，由于扭力臂上的輸入扭矩來自與其連接的內(nèi)齒圈，箱體上也有一些載荷(如重力、太陽輪輸出至第二級的反扭矩)等，所以同時也需要將內(nèi)齒圈和箱體的簡化模型分別輸入到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

扭力臂在實際運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里對扭力臂進行網(wǎng)格劃分，主要網(wǎng)格尺寸為20 mm，同時對局部使用5～10 mm的網(wǎng)格進行細化。得到的模型如圖7所示。

3.4 計算及結果

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

設置扭力臂的材料參數(shù)，同時輸入所有載荷及邊界條件，完成網(wǎng)格的劃分。在Workbench中對設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)格劃分的模型進行計算，得到扭力臂的應力大小及其分布如圖8、9所示。

圖8 整體應力分布Fig.8 Von stress distribution

圖9 最大應力點Fig.9 Max stress point

通過計算，得出最大應力為249 MPa。該處材料的區(qū)服強度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)化設計

由于扭力臂局部應力過大，局部安全系數(shù)不能滿足GL及IEC的要求［2］，所以必須對扭力臂進行優(yōu)化。對危險點進行了加強，優(yōu)化后的應力大小及其分布如圖10、11所示。

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

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

從計算結果可以看出，經(jīng)過優(yōu)化后，危險點的位置發(fā)生了變化，優(yōu)化后的最大應力從原來的249 MPa降到了184 MPa，低于材料的屈服強度Rp0.2=220 MPa，安全系數(shù)滿足GL及IEC標準的要求。

4 結論

通過Workbench可以對扭力臂進行最優(yōu)化，在保持風機齒輪箱整體設計不發(fā)生變化的條件下，能降低局部應力，滿足安全系數(shù)要求。同時達到國際認證GL及IEC的標準要求。

［1］中國船級社.風力發(fā)電機組規(guī)范［Z］.2008.

［2］GB/T19073－2008，風力發(fā)電機組－齒輪箱［S］.

［3］劉忠明，段守敏，王長路.風力發(fā)電齒輪箱設計制造技術的發(fā)展與展望［J］.機械傳動，2006，30(6):1－6.

［4］成大先.機械設計手冊(3卷)［M］.北京:化學工業(yè)出版社，2001.

［5］GB/T1348－2009，球墨鑄鐵件［S］.