基于ANSYS的风力发电机螺栓强度分析.docx
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基于ANSYS的风力发电机螺栓强度分析
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，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SolidWorks三维模型中的剖面示意图如下
图二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[N/m2]
泊松比v
1
主机架
钢
2E+11
0.3
2
齿箱支撑座
铸铁
1.7E+11
0.3
3
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
Re[2]
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，在预紧力最小的情况下，加载My＝
6000kNm，在
和
位置，载荷与其应力增量之间的非线性关系如表1所示
施加的载荷My
Sress增量
Sress增量
[kNm]
[Mpa]
[Mpa]
-6000
207.3
89.2
-4500
120
54.8
-3000
59.8
19.4
-1500
11.2
4.3
0
0.3
0.2
1500
8.1
8.9
3000
25.9
49.6
4500
50.5
95.9
6000
79.6
177.5
3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、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（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_arm
My
Max
Dlc1.6fc1
-74.1
-169.9
339.1
-665.9
-3809.9
-128.8
3411
Mz
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
kNm
Mpa
3411（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
kNm
Mpa
4131（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
kN
Mpa
638
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
Wp
螺栓扭应力
Nm
Mpa
1636.8
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
非工作状态下螺栓的应力值
－
Mpa
0.5
810.7
表8螺栓比较应力计算
+
Yieldlimit
Safetymarginagainstyield
Mpa
Mpa
%
892.4
940
5
表9螺栓极限应力结果及安全余量
螺栓的极限应力低于屈服极限应力，故其极限强度满足设计载荷要求。
3疲劳强度分析
根据GL标准，可确定该型号螺栓的DC。
有别与GL标准规定的是这里用螺栓极限应力和屈服应力代替螺栓极限载荷和屈服载荷。
根据附件[1]，本次分析计算了
和
两个位置的螺栓疲劳损伤。
DC计算过程如下：
Bolt
Bolt
Size
36
36
mm
884.4
890.9
Mpa
940
940
Mpa
75.22
74.71
-
0.96
0.96
-
71.87
71.38
-
表10根据GL计算该螺栓的DC
在Blade软件中可得到轮毂中心各力矩的时间载荷序列，结合力矩与螺栓应力增量之间的非线性关系，可得到螺栓应力时间序列。
该应力时序经雨流计数和古德曼修正，即可得到平均为零的不同应力幅值的循环应力。
根据螺栓DC和米勒损伤准则，两个位置螺栓的损伤结果如下：
DC
Mpa
Bolt
Bolt
循环圈数
－
2000000
2000000
斜率
－
3
3
－
5
5
材料安全系数
－
1.265
1.265
损伤值
0.015
0.007
表11损伤计算
从上表可以看出，两个位置螺栓的损伤值均为超过1，不会造成疲劳破坏，故螺栓疲劳强度满足设计载荷要求。
4主轴与轮毂接触面滑移分析
主轴与轮毂的连接螺栓，除了要满足极限强度与疲劳强度外，还需要考虑它们接触面之间在最小预紧力和极限Mx载荷作用下，圆周方向是否会发生滑移，应避免使螺栓承受剪切力。
根据附件[2]可知，WD82-1500机组极限Mx对应的工况是dlc1.5fad2，故在轮毂中心加载该工况载荷，观察主轴与轮毂的接触面是否会发生滑移。
有限元分析结果显示如下图：
图4.1contact174接触单元显示的接触情况
矢量位移图如下：
图4.2矢量位移图（位移单位：
m）
从上述两图片结果和螺栓与螺栓孔的配合尺寸可以看知，在工况dlc1.5fad2下，主轴与轮毂两个接触面之间不会发生使螺栓承受剪切力的滑移。
5总结
通过上述分析，可以看出主轴与轮毂连接螺栓疲劳强度和极限强度均满足设计载荷要求，同时它们的接触面之间也不会发生使螺栓承受剪切力的滑移。
参考文档：
[1]ZhejiangWindey1.5MWWindTurbineMainshafttoHubBoltedConnectionFEAandStrengthAnalysis；
[2]WD82-GLⅢBforCGCCertification-B；
[3]VDI2230Part1。
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