海上风电齿轮箱柔性销结构有限元优化设计

尚振国，陈凤艳，蔡卫国，武力波

(1.大连海洋大学机械与动力工程学院，辽宁 大连 116023)

(2.大连华锐重工集团股份有限公司，辽宁 大连 116035)

海上风电齿轮箱柔性销结构有限元优化设计

尚振国1，陈凤艳2，蔡卫国1，武力波1

(1.大连海洋大学机械与动力工程学院，辽宁 大连 116023)

(2.大连华锐重工集团股份有限公司，辽宁 大连 116035)

简要介绍了柔性销的结构和工作原理。以体积最小为目标函数，以销轴直径及长度、泄荷槽直径及长度为设计变量，以柔性销的变形位移量和柔性销中的应力为状态变量，应用ANSYS有限元尺寸优化方法对某8MW海上风电齿轮箱中的柔性销进行结构优化设计。最终确定的柔性销尺寸参数满足设计要求。

风电齿轮箱;柔性销;均载;有限元尺寸优化

柔性销由英国发明家Ray Hicks在1967年发明［1］，随后FOX＆JALLAT［2］、MONTESTRUC［3］等对柔性销的结构进行了改进。目前应用的主要是集成式柔性销［4］，即将柔性销和轴承合为一体，套筒作为轴承内圈，行星轮作为轴承外圈，以使柔性销结构更加紧凑。虽然学者们对于柔性销的性能分析做了很多研究工作［5］，但对于柔性销的设计尚未提出一套规范的方法。

由于安装、运输、维护费用高等因素，海上风力发电常采用5MW以上大功率风力发电机组，机组中的增速齿轮箱应用了柔性销均载技术。在国外，如SMT、orbit2等都在使用这种技术;在国内，杭州齿轮箱厂从国外引进柔性销技术，应用于3.6MW以下风电齿轮箱中。下面以某8MW海上风电齿轮箱中的柔性销为例，应用ANSYS有限元分析软件的尺寸优化功能对柔性销结构进行优化设计，为工程技术人员开发应用柔性销技术提供一点借鉴。

1 柔性销简介

柔性销优点之一是便于实现行星齿轮传动机构中多个行星轮间载荷的均匀分配，并且结构紧凑。图1为柔性销轴行星传动机构原理示意图，图中F是行星轮作用于柔性销上的载荷，L是柔性销到行星架的距离。柔性销两端的弯矩M1=FL/2，M2=FL－M1，故有M1=M2，即柔性销中点位置的弯矩为零。因此，可将柔性销看作是以其中点为固定支点的两个悬臂梁，在其产生“S”状变形后两端轴线仍保持相对平行［6］。如此既能避免行星轮沿齿宽方向发生偏载，又使得行星轮具有一定的退让性，从而实现多个行星轮之间载荷的均匀分配。

图1 柔性销轴行星传动机构原理示意图

2 有限元优化模型

1)目标函数:以柔性销轴总体积最小，即min(Volume)为优化目标［7］。

2)设计变量:由于行星架固定端和套筒固定端的配合尺寸分别由行星架和套筒的相关尺寸确定，因此其不作为设计变量。设计变量为销轴直径D1及长度L1、泄荷槽直径D2及长度L2，如图2所示。

图2 有限元优化模型

根据文献［2］来确定设计变量初值，并根据结构限制确定设计变量的取值范围，具体见表1。

表1 设计变量初值和界限mm

3)状态变量:状态变量是用来约束设计变量的因变量［8］。状态变量取柔性销的变形位移量D和柔性销中的应力S，由设计要求确定状态变量的取值范围为0.7mm≤D≤1.5mm，S≤1 400MPa (考虑应力集中情况)。

4)单元类型和边界条件:采用Solid45进行单元网格划分，共划分285 236单元，4 216节点。对行星架固定端进行全约束，在套筒表面节点上沿Y轴方向施加力FY，FY=F/N=687/N(kN)，其中N为套筒表面节点总数。有限元优化模型如图2所示，为了便于观察，将模型沿中心线剖开，因此图2只是模型的一半。

3 结果分析

表2是ANSYS软件给出的优化过程解集。由表2可见，设计变量D2在优化过程中没有变化。由于柔性销体积变化不大，SET3、SET5、SET7、SET11均可视为可行解集。综合这几个可行解集的结果，最终确定柔性销结构尺寸为D1=110mm，D2=100mm，L1=200mm，L2=105mm。

按照上述优化尺寸建立柔性销和行星轮装配有限元分析模型，如图3所示。图4所示为柔性销变形，可见变形后柔性销两端轴线基本保持相对平行，最大变形量为1.28mm，满足柔性销的变形位移量D≤1.5mm的设计要求。

4 结束语

本文应用ANSYS有限元尺寸优化方法建立了柔性销结构优化设计模型，该方法可以用来初步确定柔性销的尺寸，为后续的疲劳强度校核以及实验验证等提供基础数据。算例分析表明，销轴直径D1、长度L1及泄荷槽长度L2等设计参数在优化过程中变化较为敏感，而泄荷槽直径D2没有变化。柔性销的静强度、最大变形量等能够满足设计要求。

目前国内柔性销均载技术在大功率风电齿轮箱中的应用尚处于起步阶段，还缺乏成熟的设计理论和方法。将有限元优化设计方法应用于柔性销的设计分析是一种新尝试，可供相关行业人员参考。该方法可以用来初步确定柔性销的尺寸，但还需要根据作用于柔性销上的随机动载荷进行疲劳强度校核，并应进行相关的实验验证。

图3 柔性销和行星轮装配有限元分析模型

图4 柔性销变形

［1］HICKS R J.Load Equalizing Means for Planetary Pinions:England，3303713［P］.1967-02-14.

［2］Fox G P，Jallat E.Epicyclic Gear System:US，6994651［P］.2006.

［3］Montestruc A N.A numerical approach to calculation of load sharing in planetary gear drives［J］.Journal of Mechanical Design，2010(1):014503-1-4.

［4］Gerald P Fox，Eric Jallat.Epicyclic Gear System:US，6994651B2［P］.2006-02-07.

［5］Alfred N Montestruc.Influence of planet pin stiffness on load sharing in planetary gear drives［J］.Journal of Mechanical Design，2011(1):014501-1-7.

［6］徐向阳.柔性销轴式风电齿轮箱动力学研究［D］.重庆:重庆大学，2012:16-17.

［7］曾志华，虞伟建.ANSYS结构优化技术在机械设计中的应用［J］.中国制造业信息化，2009，38(13):33-35.

［8］胡仁喜.ANSYS 13.0机械与结构有限元分析从入门到精通［M］.北京:机械工业出版社，2011:420-421.

Finite element optimization design of the flexible pins in the offshore wind turbine gear box

SHANG Zhenguo1，CHEN Fengyan2，CAI Weiguo1，WU Libo1
(1.School of Mechanical and Power Engineering，Dalian Ocean University，Liaoning Dalian，116023，China) (2.Dalian Huarui Heavy Industry Group Co.，Ltd.，Liaoning Dalian，116035，China)

It introduces briefly the structure and working principle of the flexible pins.Taking the minimal volume as objective function，it defines the length and diameter of pin shaft as well as the length and diameter of the relief groove as design variable，uses the deformation displacement and stress as the state variable.Based on ANSYS finite element analysis software，it obtains the size optimization of the flexible pin in a 8MW offshore wind turbine gear box.The flexible pin size determined finally is conformed to the design requirement.

wind turbine gear box;flexible pin;load sharing;finite element size optimization

TH132.4

A

2095-509X(2015)07-0016-03

10.3969/j.issn.2095-509X.2015.07.004

2015-05-04

辽宁省教育厅科学研究一般项目(L2012261)

尚振国(1969—)，男，辽宁大连人，大连海洋大学副教授，博士，主要从事风力发电装备与技术研究。