文章編號:1004-2539(2011)02-0013-04
基于UG和ADAMS的風力發電機組齒輪箱動力學仿真研究
吳海寶吳金強
(新疆大學機械工程學院，新疆烏魯木齊830047)
摘要以750kW風力發電機組齒輪箱為研究對象，采用虛擬樣機技術對增速齒輪箱進行了動力學仿真研究。根據齒輪箱結構、尺寸等設計參數，基于三維設計軟件UG構建了風力發電機組齒輪箱的實體模型，并將其導入ADAMS中添加約束和載荷后，建立了齒輪箱的虛擬樣機模型。利用ADAMS軟件進行剛體動力學和關鍵部件的柔體動力學分析，得到輸入、輸出軸的角速度和加速度曲線、齒輪嚙合力以及柔體應力云圖。經分析，仿真結果與理論值相吻合，驗證了仿真的正確性。結果表明，采用虛擬樣機技術可提高齒輪箱的設計水平，也為后續傳動系統的優化設計等提供指導意義。
關鍵詞ADAMS UG齒輪箱動力學仿真
S tudy on Dynamic Simulation of Wind Turbine Gearbox bad on UG and ADAMS
Wu Haiba o Wu Jinqiang
(Institute of Mechanical Engineering,Xinjiang University,Urumqi830047,China)
Abstract Taking750kW wind turbine gearbox as study object,the dynamic simulation analysis of gearboxes by using virtual prototype technology is carried out.Bad on three dimensional modeling software UG and according to the gearbox structure size and other design para meter,the solid model of wind turbine gearbox is created and after im-porting to ADAMS and adding constraints and load,virtual prototype model of the gearbox is established.The rigid dy-namic analysis and fle xible dynamic analysis of key components are carried out by using ADAMS,and the angular ve-locity and acceleration curves of the in-out shaft,gear meshing force and flexible body stress cloud are obtained.The result is coincided with the theoretical value through analysis and the accuracy of ADAMS simulation is verified.The simulation results show that the design level of wind turbine gearboxes can be improved by using the virtual prototype technology and la y a good foundation for further design.
Key words ADAMS UG Gearbox Dyna mic simulation
0引言
風力發電機組中的齒輪箱是一個重要的機械部件，它的主要功能是將葉片在風力作用下所產生的動力
傳遞給發電機并使其得到相應的轉速。作為傳遞動力的部件，在工作過程中同時承受動、靜載荷，它的動載荷部分取決于葉片、發電機的特性和傳動軸、聯軸器的質量、剛度、阻尼值以及發電機的外部工作條件等[1]。由于風載荷的不穩定性，使得設計與實際運行存在偏差，齒輪傳動中的載荷超出設計值，造成齒輪表面剝落甚至載荷過大而疲勞破壞。近些年，有的風力發電機組齒輪箱損壞率高達40%~50%，而且齒輪箱是維修中最貴的部件之一，因此有必要對齒輪系統的動力學仿真分析來檢驗設計，提高齒輪箱的運行效率和可靠性。虛擬樣機技術是利用C AD軟件所提供的各零部件的物理和幾何信息，直接在計算機上對機械系統進行建模和虛擬裝配，從而獲得產品的計算機數字模型，并針對該產品在投入使用后的各種工作情況進行仿真分析，預測產品的整體性能，進而改進產品設計、提高產品性能的一種技術。
本文中我們對750kW風力發電機組增速齒輪箱進行了建模與虛擬樣機的運動仿真，得到其轉速特征曲線，并與理論計算對比，驗證仿真的正確性。
1齒輪箱傳動簡圖
該型號增速齒輪箱是由一級行星輪和兩級平行軸圓柱齒輪增速組成[2]，總傳動比為i=1/67.4，其中太陽輪齒數z2=25；行星輪齒數z3=38；內齒圈齒數z4=
101；兩級平行軸上的齒輪數z 5=21,z 6=80,z 7=21,z 8=74[3]。齒輪箱機構如圖1
所示。
1輸入軸前軸承 2輸入軸后軸承 3太陽輪前軸承 4太陽輪后軸承 5中間軸前軸承 6中間軸后軸承 7高速軸前端 8高速軸后軸承 9發電機輸入端軸承 10發電機自由端軸承
圖1 齒輪箱傳動簡圖
2 虛擬樣機模型的建立
2.1 齒輪箱三維建模
因為ADAMS 提供的實體建模功能不適合復雜幾何模型的構建，所以利用三維C AD(UG 等)軟件建模來解決這個問題。本文中我們采用UG 軟件進行了增速齒輪箱的零件建模與整體裝配，在UG 中建立的增速齒輪箱三維分析模型如圖2、圖3
所示。
圖2 齒輪箱行星輪機構模型圖3 齒輪箱三維模型
2.2 UG 模型導入到ADAMS
為了得到虛擬樣機的三維模型，需要進行UG 和ADAMS 之間的數據交換。ADAMS 提供的模型數據交換接口有Parasolid 、STEP 、IGES 、SAT 、DXF 和DW G 格式，這里把在UG 里建好的模型保存格式為Parasolid，其擴展名為:*.X )T 。2.3 虛擬樣機模型
導入ADAMS 后的虛擬樣機模型還不能進行動力學仿真，需要添加約束條件(比如固定副、旋轉副、齒輪副等)和構件屬性信息，最后得到齒輪箱的虛擬樣機模型[4]31-33如圖4所示(隱藏了齒輪箱外殼和行星架等部件)。
3 齒輪箱的動力學仿真與分析
3.1 添加載荷
本文中所定義的接觸力是基于I MPAC T 函數的接
觸模式，接觸碰撞模型以Hertz 彈性撞擊理論分析為基
礎，可以比較準確的模擬齒輪傳動機構的接觸力情況。根據接觸碰撞模型[4]34-75可知,ADAMS 仿真過程中碰撞力F )impact 的函數表達式為
圖4 虛擬樣機模型
F )impact=0 g \g 0
K (g 0-g)e -C(
d g
d t
)STEP (gg 0-d , 1,g 0,0) g <g 0
(1)
式中,K 為剛度系數;STEP 為階躍函數;g 0為兩物體間初始距離;e 為碰撞指數;g 為物體碰撞過程中的實際距離;g 0-g 為碰撞過程中的變形量;C 為阻尼系數;d g/d t 為物體的碰撞速度。
式(1)表示當g \g 0時，兩物體不發生碰撞，其碰撞值為零；當g <g 0時，表示兩物體發生碰撞，其碰撞力大小與剛度系數K 、變形量g 0-g 、碰撞指數e 、阻尼系數C 和阻尼完全作用時變形距離d 。根據相關文獻，剛度系數K 取決于撞擊物體的材料和結構形狀，為
K =43
R 1/2
E (2)1R =1R 1+1R 2
(3)
式中,R 1、R 2分別為兩個齒輪接觸點的當量半徑。
1E =(1-L 21)E 1+(1-L 2
2)E 2
(4)
式中,L 1、L 2分別為兩個齒輪材料的泊松比;E 1、E 2分別為兩個齒輪材料的拉伸彈性模量。
齒輪材料設計中因z 5和z 7均為運行高速齒輪，選擇R b 和R s 都比較高的材料17Cr Ni M o6，其他齒輪材料選擇20CrMnMo，全部齒輪需經過滲碳淬火，表面硬度HRC60?2，心部硬度大于HRC30。材料的泊松比L =0.29，拉伸彈性模量E =2.07@105
N/mm 2
，把數據代入式(4)，計算可得E =1.13@105N/mm 2。根據齒輪箱的已知數據并計算，得出齒輪對z 5、z 6剛度系數為K =1.51@106N/mm ，齒輪對z 7、z 8的剛度系數K =1.43@106
N/mm 。另外，根據反復試驗取碰撞指數e 取
2.2；阻尼系數取100N #s/mm ；變形距離d 取0.1mm ?？紤]碰撞時摩擦，兩個齒輪按潤滑處理，取動摩擦因數為0.05，靜摩擦因數為0.08。
根據風機設計和運行要求，在建立的剛體模型輸入軸上施加一個恒轉速，大小為135(b )/s 即22.5r/min 來模擬傳遞到增速箱的轉速，在輸出軸上施加恒定的負載轉矩4976053N #m m 來模擬發電機對系統的轉矩。為了使轉速不出現突變，利用STE P 函數使轉速在1s 內由0增加到135(b )/s，關系式為STEP(time,0,0d,1,135d)。
3.2 仿真結果與分析
3.2.1 輸入軸和輸出軸轉速仿真分析 設定運動關系和施加載荷后
[5]
，仿真2s ,50步。在后處理模塊中,
可得到各軸角速度和加速度變化曲線。
圖5
輸入軸角速度隨時間變化曲線
圖6
輸入軸加速度隨時間變化曲線
圖7 輸出軸角速度隨時間變化曲線
從圖5和圖7可以看出輸入軸穩定轉速為
135(b )/s，輸出軸穩定轉速為8925.83(b )/s 。根據風力
發電機組齒輪箱總傳動比，可以求得輸出軸的轉速理論值為9099(b )/s，相對誤差為1.9%，滿足傳動比要求；圖6為輸入軸加速度隨時間變化曲線，在0.5s 時加速度最大，這與輸入轉速STEP(time,0,0d,1,135d)相吻合。圖8為輸出軸加速度隨時間變化曲線，從0s 到1s 輸出軸加速度曲線出現最高峰值，說明在此時間段內輸出軸有一個較大的加速度，這是由于輸入軸傳動過程中的動載荷沖擊帶動輸出軸也加速轉動;1s 后加速度曲線基本呈周期性規律變化，并且每個周期加速度值由最小值逐漸增大到最大值然后變小，體現了輸入軸上的齒輪嚙合運動過程：從進入嚙合到嚙合區域中心，再逐漸退出嚙合的周期過程；在1.25s 峰值有一個大幅度的下降，理論時間應該發生在1s，這是由于輸入軸的驅動經過一級行星輪和兩級平行軸圓柱齒輪的傳遞，到達輸出軸的動載荷有時間滯后，這符合齒輪傳動的基本規律。
圖8 輸出軸加速度隨時間變化曲線
3.2.2 齒輪嚙合力仿真分析 采用沖擊函數法來計算嚙合力[6]，接觸模式選擇Solid to Solid，其他參數
已經在3.1小節中給出，比如剛度系數K ，碰撞指數e 取2.2，阻尼系數取100N #s/mm，變形距離d 取0.1mm 等。仿真設置5s,100步，在后處理模塊中得到齒輪嚙合力時域圖。
圖9 z 7、z 8的嚙合力時域圖
從圖9可以分析得到，從0s 到1s 為加速階段，隨著速度的增加，嚙合力的波動幅度增加，波動周期減小；在1s 以后，嚙合力基本呈現周期性變化，每個周期
嚙合力總趨勢從最小值逐漸增至最大然后變小的規律進行，這體現了齒輪之間的嚙合情況，從即將進入嚙合區域到進入嚙合區域，然后到嚙合區域中心，再逐漸退出嚙合區域的運動過程，齒輪接觸力最大值為1.3047@109N；齒輪嚙合力時域圖1s 后的周期變化與圖8中輸出軸加速度隨時間變化曲線1s 后周期變化相對應。根據風力發電機組齒輪箱內部部件實際工作中的故障情況，可知z 7是容易發生故障的，有必要對它進一步的柔性動力學分析。
3.2.3 關鍵部件的柔體動力學分析 上文中對齒輪箱的虛擬樣機模型進行了剛體動力學分析，剛體部件在受到力時不會發生變形，顯然不滿足實際情況，所以對于關鍵部件的需要進行柔體動力學分析。本文中選擇z 7所在的輸出軸，在ANSYS 中建立模態中性.mnf [7]文件，在ADAMS 中進行剛柔替換，得到軸的的柔體模型，按3.1小節添加驅動和負載轉矩，進行仿真，得到
應力云圖。
圖10 輸出軸的應力云圖
從圖10可以看出最大應力為542.26MPa，主要集中在齒輪z 7的兩側，這是由于齒輪左右側都有軸承支點作為固定，齒輪傳動時齒輪受力產生向外的位移量，兩側的固定軸承阻止齒輪軸發生變形，所以兩側的應力最大；也可看到嚙合區域的輪齒受力比較大；這些分析都符合輸出軸實際的受力情況。按照Hertz 公式計
算最大應力理論值為733.3MPa，這是因為Hertz 理論將齒輪視為接觸的圓柱體，按照線接觸計算，實
際上是局部區域接觸，理論值一般偏大。查閱資料可知,17CrNiMo6材料的齒輪接觸極限約1500MPa，所以說這種材料滿足實際運行要求。
4 結語
在UG 中建立了750kW 風力發電機組齒輪箱的實體模型，并將其導入ADAMS，在此基礎上建立虛擬樣機模型，按照設計要求對齒輪箱進行剛體動力學分析，得到各軸角速度、加速度等參數隨時間變化曲線，齒輪嚙合力曲線，以及對齒輪箱關鍵部件輸出軸進行柔體動力學分析得到應力云圖；所得仿真結果均與相應理論值比較，符合實際情況，同時為進一步研究齒輪箱的疲勞分析、優化設計提供了依據。
參
考
文
獻
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基金項目：新疆維吾爾自治區高?？蒲杏媱澘茖W研究重點項目：主流直
驅/齒輪傳動風電機組機械故障診斷技術研究
作者簡介：吳海寶(1984-)，男，河北衡水人，碩士研究生
