【正文】 （412） 其中，F(xiàn)為阻尼器所提供的阻尼力。 把式（410）、（411）、（412）代入式（49）中可得阻尼孔阻尼器的阻尼特性公式為 F=128????????2??π??4?? （413） 其中，n為阻尼孔的個數(shù)，其它符號意義同前。 阻尼器的三維模型如圖45所示。導(dǎo)桿為橡膠材料，其伸出端可以彎曲。 a）正視圖 b）斜視圖 圖45 阻尼器結(jié)構(gòu)示意圖 柔性連接機構(gòu)整體裝配圖 加上支撐機構(gòu)和減振機構(gòu)后的柔性連接機構(gòu)整體裝配圖如圖46所示。上法蘭盤與葉片通過螺栓連接，下法蘭盤與輪轂通過螺栓連接，支撐機構(gòu)只與下法蘭盤通過螺栓連接，不與上法蘭盤連接；減振機構(gòu)與下法蘭盤通過螺栓連接，阻尼器導(dǎo)桿的上面伸出部分插在上法蘭盤的孔中，當(dāng)柔性板發(fā)生彎曲轉(zhuǎn)動變形時，可以帶動導(dǎo)桿向上運動，缸體中的阻尼油通過導(dǎo)桿上的阻尼孔回流，阻尼油的粘滯性起到了很好的減振作用，當(dāng)風(fēng)力機葉片所受風(fēng)載不斷變化時，柔性板的轉(zhuǎn)動角度（葉片錐角）可以穩(wěn)定在一定范圍內(nèi)，減小柔性連接機構(gòu)的交變疲勞載荷，提高其使用壽命。 a）斜視圖 b）正視圖 c）側(cè)視圖 圖46 柔性連接機構(gòu)整體裝配圖 柔性連接機構(gòu)的轉(zhuǎn)動剛度研究 根據(jù)前面的討論，材料力學(xué)中對于直梁在純彎狀態(tài)下的結(jié)論可以用于討論本文所提出的柔性連接機構(gòu)的一些力學(xué)方面的問題。 在圖47中，由材料力學(xué)知識，直梁在純彎的情況下，最大正應(yīng)力為 圖47 彈性板截面任一點應(yīng)力圖 ??max=??max??max????=????2????312=6??????2 （414） 聯(lián)合式（42）和（414）可得 6??????2=??δ2??=??δ2??r2??=??δα??r （415） 可得 ????=??b??36??r=???? （416） 其中，kα柔性連接機構(gòu)的轉(zhuǎn)動剛度。 由式（416）可知，當(dāng)柔性板的寬度b和厚度δ確定以后，柔性連接機構(gòu)在轉(zhuǎn)動的過程中，其轉(zhuǎn)動剛度是恒定的。 上面給出的轉(zhuǎn)動剛度公式是在假定與柔性連接機構(gòu)上法蘭盤相連的葉片質(zhì)量為零的情況下獲得的，在分析具體的機構(gòu)的動力學(xué)問題時，可以將葉片的等效轉(zhuǎn)動慣量或等效質(zhì)量加在上法蘭盤中，并在具體方程中予以體現(xiàn)。 柔性連接機構(gòu)中儲存的能量計算 對于本文所研究的柔性連接機構(gòu)，我們主要應(yīng)用其穩(wěn)定高效的自回復(fù)性能，因而柔性連接機構(gòu)所能儲存的最大能量是其非常重要的指標(biāo)之一。 柔性連接機構(gòu)儲存能量的過程，就是外力矩M對其做功的過程，也就是柔性板在外力的作用下，由展開狀態(tài)到彎曲合攏狀態(tài)的過程。在這一過程中，外力做的功轉(zhuǎn)化為柔性板儲存的彈性勢能。 WM=Ep （417） 其中，WM力矩M對柔性連接機構(gòu)所做的功，Ep柔性連接機構(gòu)中儲存的彈性勢能。 當(dāng)0 ≤α≤ ??2 時， ????=∫?? dt=∫Eb??36??r?? dt=??0??0Eb??312??rα2 （418） 即 ????=Eb??312??rα2 （419） 當(dāng)柔性板處于彎曲合攏狀態(tài)，即α= ??2 時，柔性連接機構(gòu)所儲存的能量最大，為 ????max=??Eb??348?? （420） 由式（420）可知，柔性連接機構(gòu)所能儲存的最大能量與柔性板材料的彈性模量、柔性板的寬度和柔性板的厚度的立方成正比。 柔性連接機構(gòu)運動過程模擬 運用通用有限元分析軟件ANSYS Workbench ，通過定義接觸、劃分網(wǎng)格并施加一定的載荷和約束，模擬其實際運動過程。 所施加的具體載荷和約如下： （1）在上法蘭盤的上表面施加一個方向與其平行的力（Force），+7 N； （2）由于上法蘭盤與葉片連接，葉片的重力對其產(chǎn)生一個壓力（Force），+5 N，方向始終沿著Y方向； （3）由于下法蘭盤與輪轂連接，所以在其下表面施加固定約束（Fixed Support）。 施加載荷和約束后的結(jié)果如圖48所示。 圖48 柔性連接機構(gòu)上施加的載荷和約束 其結(jié)果進(jìn)行求解，模擬出柔性連接機構(gòu)的運動過程如圖49所示。 圖49 柔性連接機構(gòu)模擬運動過程 本章小結(jié) 本章首先通過分析柔性連接機構(gòu)的變形過程，運用材料力學(xué)的知識對其柔性板的最小厚度進(jìn)行了設(shè)計，然后通過上法蘭盤與支撐機構(gòu)的嚙合條件描繪出了支撐機構(gòu)左右兩肩上嚙合面的輪廓曲線，同時對減振機構(gòu)的阻尼特性進(jìn)行了選擇和計算。運用三維軟件SolidWorks對其各個部件進(jìn)行建模與裝配，并分析研究了柔性連接機構(gòu)的轉(zhuǎn)動剛度與其所儲存的能量。最后運用通用有限元分析軟件ANSYS Workbench ，模擬結(jié)果顯示，其運動變形過程能夠滿足設(shè)計要求。第五章 風(fēng)力機整體建模及其靜態(tài)特性分析 柔性風(fēng)力機三維建模 MW大型風(fēng)力機作為研究對象。由于本文研究重點在于風(fēng)力機葉片與輪轂連接部位的柔性連接機構(gòu)的設(shè)計，因此對風(fēng)力機輪轂、機艙、傳動系統(tǒng)和塔架等部件進(jìn)行簡化，利用三維建模軟件SolidWorks對整機進(jìn)行建模與裝配。 葉片模型 查閱相關(guān)資料參數(shù)， MW三葉片柔性風(fēng)力機傘形風(fēng)輪模型。 MW， m，翼型采用NACA63XXX系列，選擇玻璃鋼作為材料。葉片各截面的氣動外形分布數(shù)據(jù)和幾何參數(shù)可參考文獻(xiàn)[38,39]。為了防止由于葉尖變形影響計算精度，將葉尖部分進(jìn)行適當(dāng)放大。葉片的三維模型如圖51所示。 圖51 葉片三維模型 輪轂?zāi)Ｐ? 輪轂為薄壁結(jié)構(gòu)，為了不增加機構(gòu)整體的復(fù)雜性，暫時不考慮新型輪轂的設(shè)計，仍采用傳統(tǒng)的三葉片輪轂結(jié)構(gòu)，材料為QT40018L，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖52所示。 a）斜視圖 b）后視圖 圖52 輪轂結(jié)構(gòu)示意圖 傳動系統(tǒng)與機艙模型 傳動系統(tǒng)主要由主軸、發(fā)電機和支架組成。傳動系統(tǒng)和電機都可以簡化成梁結(jié)構(gòu)，如圖53 所示。同時，由于機艙在計算過程中對載荷的影響并不大，不需要建立精確的模型，因此對機艙模型的建立進(jìn)行簡化，僅把其視為一個六面體，只要確定其質(zhì)心位置、質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量等數(shù)據(jù)即可，如圖54 所示。 圖53 傳動系統(tǒng)三維模型 圖54 機艙三維模型 塔架模型 塔架主要用于支撐風(fēng)輪、傳動系統(tǒng)和機艙等部件，其結(jié)構(gòu)采用底部直徑大，頂部直徑小的錐形圓筒結(jié)構(gòu)，材料選用Q345，底部直徑為4200 mm，頂部直徑為2350 mm，考慮運輸和制造問題，在總長度范圍分為三段法蘭連接結(jié)構(gòu)，由下往上依次是25 m，26 m，25 m，具體參數(shù)如表51所示，其三維模型如圖55所示。機艙與塔架之間也采用剛性連接。 表51 塔架具體參數(shù) 高度/mm 直徑/mm 壁厚/mm 0（法蘭） 4200 70 11200 —— 30 22400 —— 28 24958 —— 26 25（法蘭） 84 33400 —— 26 47400 —— 24 50958 —— 22 51（法蘭） 84 59400 —— 22 70600 —— 20 75940 —— 18 76（法蘭） 2350 60 圖55 塔架三維模型 整機模型 把風(fēng)力機各部件裝配起來，加入第四章所設(shè)計的柔性連接機構(gòu)，其整機裝配模型如圖56所示。 a）整機結(jié)構(gòu)示意圖 b）局部放大圖 圖56 整機三維裝配模型 柔性風(fēng)力機結(jié)構(gòu)靜力分析 運用通用有限元分析軟件ANSYS Workbench 。通過定義接觸、劃分網(wǎng)格、施加載荷和約束，研究所設(shè)計的柔性風(fēng)力機在額定工況下的靜態(tài)特性。 定義接觸與劃分網(wǎng)格 按照實際連接情況，定義各部件之間的接觸類型為綁定接觸（Bonded）。對于一些細(xì)節(jié)較多且曲率變化較大的曲面，采用虛擬子塊（Virtual Topology）將其合并為一個面，可以降低運算量，減少運算時間。對柔性風(fēng)力機整機進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分，如圖57所示。 圖57 柔性風(fēng)力機網(wǎng)格劃分 施加載荷和約束 ANSYS Workbench ：（1）慣性載荷（重力和慣性力等）；（2）結(jié)構(gòu)載荷（作用在部分結(jié)構(gòu)上的力或力矩）；（3）結(jié)構(gòu)支撐（即約束，用來防止部分范圍內(nèi)的移動）；（4）熱載荷。根據(jù)風(fēng)力機的實際工作情況，施加相應(yīng)的載荷。由于風(fēng)力機常年運行在較為復(fù)雜的自然環(huán)境中，所受載荷情況非常復(fù)雜，主要包括慣性載荷（重力載荷）和空氣動力載荷（離心力和風(fēng)壓），在額定工況下所施加的具體載荷和約束如下[40]： （1） m/s2，按慣性載荷（Standard Earth Gravity）加載到整機上； （2） r/min，以角速度（Rotational Velocity）的形式沿逆時針方向加載到葉輪上； （3） MPa，以壓力載荷（Pressure）的形式均布加載到葉輪的三個葉片上； （4）由于風(fēng)力機塔架的底部為固定端，理論上其節(jié)點的自由度被全部約束，即底部節(jié)點的位移和轉(zhuǎn)角全為零，所以在塔架的底部施加固定約束（Fixed Support）。 施加載荷和約束后的結(jié)果如圖58所示。 圖58 柔性風(fēng)力機上施加的載荷和約束 求解結(jié)果 對柔性風(fēng)力機整機模型進(jìn)行求解，其結(jié)果顯示如圖59至圖511所示。 圖59 柔性風(fēng)力機總體形變云圖 圖510 柔性風(fēng)力機總體應(yīng)力云圖 圖511 柔性風(fēng)力機總體應(yīng)變云圖 由圖59所示，當(dāng)柔性風(fēng)力機處于額定工況時， m/s，葉片錐角約為25176。，與文獻(xiàn)[15]中所提到的傘形風(fēng)輪風(fēng)速與錐角的關(guān)系圖相吻合，如圖512所示。 圖512 傘形風(fēng)輪風(fēng)速與錐角關(guān)系圖 傳統(tǒng)風(fēng)力機結(jié)果對比 建立傳統(tǒng)剛性風(fēng)力機的三維模型，除了柔性連接機構(gòu)之外其余的部件尺寸和材料都相同，對其定義接觸并劃分網(wǎng)格，如圖513所示。然后施加相同的載荷和約束，求解結(jié)果如圖514至圖516所示。 圖513 傳統(tǒng)風(fēng)力機網(wǎng)格劃分 圖514 傳統(tǒng)風(fēng)力機總體形變云圖 圖515 傳統(tǒng)風(fēng)力機總體應(yīng)力云圖 圖516 傳統(tǒng)風(fēng)力機總體應(yīng)變云圖 ，對比結(jié)果如表52所示。 表52 傳統(tǒng)風(fēng)力機與柔性風(fēng)力機求解結(jié)果對比 最大形變/mm 最大應(yīng)力/Mpa 最大應(yīng)變 傳統(tǒng)風(fēng)力機 柔性風(fēng)力機 由表52的對比可以看出，所設(shè)計的柔性風(fēng)力機比傳統(tǒng)剛性風(fēng)力機具有更好的柔性，通過葉片的合攏達(dá)到卸載的作用。最大應(yīng)力部分從機艙與塔架的連接處和葉片與輪轂的連接處轉(zhuǎn)移到柔性連接機構(gòu)的柔性板上，其最大應(yīng)力都在材料的許用應(yīng)力范圍內(nèi)，在滿足強度要求的前提下極大地保護了機艙、塔架、葉片和輪轂等風(fēng)力機部件。 柔性風(fēng)力機模態(tài)分析 運用通用有限元分析軟件ANSYS Workbench 。，保留原有模型的接觸和網(wǎng)格，再在風(fēng)力機塔架的底部施加固定約束（Support），求解其1~12階模態(tài)。 求解結(jié)果 對柔性風(fēng)力機整機模型進(jìn)行求解，其1~10階振型如圖517所示。 a）一階振型 b）二階振型 c）三階振型 d）四階振型 e）五階振型 f）六階振型 g）七階振型 h）八階振型 i）九階振型 j）十階振型 圖517 柔性風(fēng)力機1~10階振型 從圖517中可以看出，所設(shè)計的柔性風(fēng)力機前三階振型都為單個葉片的前后擺振，四階和五階振型分別為整機的左右和前后擺振。特別地，從圖517 e)中可以看出，當(dāng)塔架向后擺動時，由于葉片與輪轂之間采用了柔性連接，葉片向反方向擺動，大大減小了風(fēng)力機整機的擺振幅度。六階、七階和八階振型都為三個葉片在同一平面上的左右擺振，從九階振型開始葉片出現(xiàn)嚴(yán)重扭曲變形。 傳統(tǒng)風(fēng)力機結(jié)果對比 ，保留原有模型的接觸和網(wǎng)格，再在風(fēng)力機塔架的底部施加固定約束（Support），求解其1~12階模態(tài)，其1~4階振型如圖518所示。 a）一階振型 b）二階振型 c）三階振型 d）四階振型 圖518 傳統(tǒng)風(fēng)力機1~4階振型 從圖518中可以看出，傳統(tǒng)風(fēng)力機一階和二階振型分別為整機的左右和前后擺振。特別地，把圖518 a)與圖517 e)對比可以看出，當(dāng)塔架前后擺動時，由于傳統(tǒng)風(fēng)力機葉片與輪轂之間采用剛性連接，風(fēng)輪整體跟隨機艙和塔架前后擺動，風(fēng)力機整機擺振幅度較大。從三階振型開始葉片出現(xiàn)輕微扭曲變形。 r/min， Hz。風(fēng)力機系統(tǒng)的穩(wěn)定性與外界激振力的頻率有關(guān)，當(dāng)系統(tǒng)的固有頻率與外界激振力的頻率耦合時則容易產(chǎn)生共振。由于風(fēng)力機風(fēng)輪有三支葉片，并且每支葉片旋轉(zhuǎn)到底端時都會對塔架產(chǎn)生一次激勵，因此，在設(shè)計中要使風(fēng)力機系統(tǒng)的低階固有頻率避開風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)頻率的1倍頻率和3倍頻率，工程上一般考慮177。15%的安全范圍，~ ~ Hz這兩個區(qū)