风力机轮毂和轴承螺栓联接接触分析

第32卷第7期重庆大学学报

Vol.32No.72009年7月

Journal of Chongqing University

J ul.2009

文章编号:10002582X (2009)0720762204

风力机轮毂和轴承螺栓联接接触分析

何玉林,张立刚,韩德海,杜　静

(重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆400030)

收稿日期:2009203202

基金项目:重庆市科技攻关计划重点项目(CSTC2007AB3052)

作者简介:何玉林(19452),男,重庆大学教授,博士生导师,主要从事风力发电机组系统设计关键技术和平台、网络化协

同设计技术及系统研究,(E 2mail )heyulin @https://www.360docs.net/doc/b83948455.html, 。

摘　要:采用大型有限元软件MSC.Marc/Mentat ,对风力发电机组轮毂和叶片轴承螺栓联接

部分进行接触分析,得到实际工况下的应力,找出了受力最大螺栓;对受力最大螺栓进行螺纹接触分析,得到了螺栓、轴承、轮毂的精确应力,有限元接触分析结果与理论计算结果吻合,材料的强度满足要求,结构安全。

关键词:有限元法;螺栓联接;接触强度;风力发电机;轮毂;轴承 中图分类号:TM315文献标志码:A

Contact analysis of MW wind turbine hub and bearing bolt connection

HE Y u 2lin ,ZH ANG Li 2gang ,H AN De 2hai ,DU Jing

(State K ey Laboratory of Mechanical T ransmissions ,Chongqing University ,Chongqing 400030,P.R.China )Abstract :U sing large finite element software MSC.Marc/Mentat ,t he contact analysis of bolted joint s part s between t he hub and t he bearing of wind t urbine is co nducted for t he contact st ress suffering f rom t he p ractical work load.The maximum st ress acted on t he bolt is obtained ,and a detail contact analysis for t his bolted joint s part s is given.The accurate st ress of bolt s ,bearing and hub is calculated.The FEA contact result s are consistent wit h t he t heoretical calculation result s ,and t he st rengt h of materials meet s t he requirement s ,which means t he st ruct ure is safe.

K ey w ords :finite element met hod ;bolted joint s ;co ntact st rengt h ;wind t urbines ;hub ;bearing

大型风力发电机叶片通过变桨轴承,采用高强度螺栓与轮毂联接,螺栓联接处受力复杂恶劣,是风力发电机风轮螺栓联接部分最易失效的地方。为了提高风机运行的安全性,需要对螺栓联接部分进行精确的结构强度计算。目前对高强度螺栓联接的有限元研究主要采用的是孤立地提取一对螺栓进行分析[1],这种思路适用于对螺栓的受力能精确计算的时候;对螺栓组联接常把螺栓简化成杆单元或者直接把载荷加载在螺栓孔上[225],这种分析思路顾及了整体模型但是缺少了螺栓联接接触计算的精确性。笔者采用整体建模的思路,建立整个螺栓组实体模型,得出实际工况下所有螺栓中受力最大螺栓[627],

并对受力最大螺栓进行更详细的螺纹细节的接触分析[8],精确计算出螺栓以及被联接结构的强度,保证了螺栓联接的可靠性。

1　整体模型接触分析

1.1　几何模型

几何模型在Pro/E 中建立,由于联接叶片的3个轮毂法兰在圆周上均匀分布。故取几何模型的1/3建立分析模型[9],模型包括变桨轴承外圈、轮毂

和50个螺栓3个接触体,如图1所示。

接触区域共两部分:轴承和轮毂的面面接触部分,轴承和螺栓的面面接触部分,螺栓和轮毂为螺纹

联接。有限元分析中把螺纹联接部分简化处理成面面粘合

。

图1　轮毂和变桨轴承外圈螺栓联接几何模型

1.2　接触分析有限元模型

有限元模型进行了以下简化处理[10]:省略了螺栓垫片、螺纹细节;略去了模型中较小的、次要的结构特征,包括小的倒角、倒圆和轮毂法兰安装孔上的凹槽;假设该接触分析模型中,所有的部件都是无缺陷,质量分布均匀;假设根据工况计算得到的当量极限载荷都是均匀加载到轴承外圈上,而没有考虑叶根轴承的转动或安装误差造成的受力不均。

采用线性六面体单元划分了整个实体模型,单元大小为10～30mm ,单元数45492个。接触模型如图2所示

。

图2　轮毂变桨轴承螺栓联接接触分析有限元模型

1.2.1　计算工况

轮毂与轴承外圈的螺栓联接接触分析所采用的工况来自厂方提供的风力机极限工况载荷数据。根据均匀受力的假设,将载荷施加到MPC (Muti 2Point Const raint )独立节点上。

螺栓联接施加在轮毂法兰盘与轴承外圈的预紧力根据预紧力矩计算得到,其计算公式为

T =k t F ′d 。

(1)

1.2.2　边界条件

轮毂与主轴相连,为了反应真实受力状态,在全局坐标系下约束轮毂和主轴联接端面节点的x 、y 、z 方向平动自由度,同时约束轮毂2个对称面的法向平动自由度,以消除接触计算时刚体位移[11]。

建立一个MPC 联接轴承外圈内侧节点和中心点,将叶根受到工况的极限载荷施加到控制点上,用以模拟载荷传递[12]。1.3　轮毂变桨轴承螺栓联接接触分析结果

轮毂法兰处的应力为166.6M Pa ,应力云图如图3所示,小于轮毂材料屈服强度250M Pa ,轮毂强

度满足要求

。

图3　轮毂接触分析von Mises 等效应力云图

变桨轴承外圈应力为291.2M Pa ,应力云图如图4所示,小于轴承材料屈服极限650M Pa ,可见轴承强度满足要求。此外从轴承外圈应力分布云图可以看出实际工况极限载荷的作用结果,最大应力出现的具体位置,这将有助于对结构的进一步分析

。

图4　轴承外圈应力云图

螺栓应力云图如图5所示,考虑实际工况载荷

作用最大应力出现在右后侧第5个螺栓处,大小为471.6M Pa ,所受轴向拉力为276754.77N (由MARC 直接读出),为了说明有限元计算得出的螺栓拉力的正确性,第3节从理论上计算了螺栓所受拉应力。

3

67第7期 何玉林,等:风力机轮毂和轴承螺栓联接接触分析

图5　螺栓应力结果云图

整个螺栓联接应力云图如图6所示,螺栓有限

元计算应力结果小于理论计算结果,原因是没有考虑螺纹的影响。螺栓屈服极限900M Pa ,螺栓强度是否满足要求将在2.3节进一步讨论

。

图6　受力最大螺栓应力分布云图

整个有限元模型没有考虑螺纹的影响,故有限

元计算值比理论计算值保守。为更细致地考究此处螺栓联接的安全性,下文将就最大受力螺栓进行螺纹细节的接触分析。

2　受力最大螺栓螺纹接触强度分析

2.1　螺纹接触分析的几何模型描述

第1节计算了整体模型中螺栓的受力,得到了最大受力螺栓,整体模型中螺栓螺纹连接部分被简化处理,为了更精确地计算最大螺栓的应力情况,需要对螺栓进行细节分析。螺栓承受拉力作用,因此可以截取螺栓轴线周围Φ80范围内的部分;轮毂法兰厚度方向取120mm ;取整个螺栓和平垫圈,如图7所示,建立轴对称模型

。

图7　螺纹接触分析的几何模型(深色部分)

2.2　螺纹接触分析的有限元模型

在MSC.Mentat2005软件中建立的螺纹接触分析有限元模型如图8所示[13]

。

图8　螺纹接触分析的有限元模型

采用四边形单元划分几何模型,总的单元数为26259个,单元最大尺寸为4mm ,最小尺寸为0.1mm 。施加螺栓轴向拉力276.8kN (此力由1.3

节给出)。螺栓应力结果如图9所示

。

图9　受力最大螺栓应力结果云图

2.3　螺纹接触结果分析

螺栓最大应力为670.8M Pa ,小于材料的屈服极限。螺栓的第1114个螺纹牙应力较大,最大应

力位于第12个牙根部,最大应力比第1.3节得出的最大应力大,是由螺纹结构的突变所引起,最大应力仅出现在几个联接螺纹根部。这与实际相符合(实际情况为:螺纹联接受载时,螺栓受拉,外螺纹螺距增大;螺栓孔受压缩,内螺纹螺距减小,螺纹螺距的变化差在旋合的第1圈最大,螺纹间有1/3的载荷集中于第1圈上)。螺栓计算结果满足强度要求,为了验证有限元的正确性,第3节将给出螺栓理论计算结果。轮毂螺纹孔应力云图如图10所示。

4

67重庆大学学报 第32卷

图10　受力最大螺栓处轮毂内孔应力分布图

轮毂法兰盘螺纹孔19个螺纹牙中,前4个螺纹牙出现塑性变形,其余螺纹牙应力值均小于屈服极限。螺栓和轮毂法兰孔螺纹联接的第1个螺纹牙应力最大,然后逐渐向后衰减,但小于螺栓屈服极限,轮毂法兰螺纹孔15个齿合传力螺纹牙中也仅仅只有前面4个螺纹牙根部出现塑性变形,不影响整个结构力的传递。改用屈服极限较大的钢材料作为轮毂材料,对比计算得出轮毂孔螺纹牙同样会出现塑性变形,屈服极限越高,发生塑性变形的螺纹牙个数越少,一般在0～4之间。

建议对轮毂螺孔的第1圈附近的区域进行强化处理,或进行结构优化,增大螺纹第1圈与上部沉孔的倒角大小,可以有效地减小应力,以保证结构安全。

3　螺栓强度理论计算

轮毂法兰和叶片轴承所用的螺栓联接为普通形式的螺栓联接非铰制孔螺栓,不受剪力,只受拉力作用,需要考虑倾覆力矩所产生的拉力F1、外载拉力F2和螺栓预紧力F0。

外载在螺栓上产生的最大倾覆力为

F1=M?L max

649i=0l i2=

2.69×108×914.96

2.09×107

=11.77(kN)。

(2)

螺栓轴向外载荷对每个螺栓的拉力为

F2=F Z

50

=

518.6

50

=10.372(kN)。(3)

螺栓所受的最大工作载荷

F max=F1+F2=22.14kN。(4) 螺栓所受的总拉力为

F拉=F0+

C b

C b+C m

?F max=280.28kN。(5)

式中C b

C b+C m

为螺栓相对刚度,金属垫片时取0.25,螺栓拉应力

σ=N

S =

280.285

π?26.158

2

2

=521.5(M Pa)。(6)

考虑在预紧力作用下螺栓承受扭转切应力的影响,根据第四强度理论,螺栓计算应力为

σ=σ2+3?τ2=678.0M Pa。(7) 有限元计算螺栓最大应力为670.8M Pa,理论计算验证了有限元接触分析的正确性,螺栓强度满足要求。

4　结　语

通过对螺栓整体联接模型的接触分析,找出了实际工况下受力最大螺栓,并对此螺栓联接部分进行了带螺纹牙的接触分析,有限元接触分析结果与理论计算结果吻合,并且没有超过材料的屈服极限,结构安全。为计算大型风力发电机的螺栓联接强度,采用先整体再局部的有限元分析思路,可以得到螺栓、轴承、轮毂三者联接部分的精确应力。此分析思路同样可应用于风力发电机其他结构分析中,如主轴和轮毂螺栓联接,塔架与地基螺栓联接,以及其他大型设备螺栓联接分析中。这种分析方法对解决类似结构螺栓联接强度计算有指导意义。笔者从方法上探讨了螺栓联接的强度计算问题,对模型进行了必要的简化,工程运用上需要更合理地考虑外载的加载,更合理的边界条件,比如添加叶片假体等,以及根据工程关心的侧重点对模型进行合理的简化,这将在后续的工作中展开研究。

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