張 榮，何玉林，牛興海，周宏麗

（1. 重慶工程職業(yè)技術學院 機械工程學院，重慶 400037；2.重慶大學 機械傳動國家重點實驗室，重慶 400030）

0 引言

法蘭連接系統(tǒng)是風力發(fā)電機上的重要結構，特別是風電機組塔筒頂部法蘭系統(tǒng)，它主要包括塔頂法蘭、偏航軸承、連接螺栓、偏航剎車盤和主機架[1]。偏航軸承外圈通過螺栓連接塔頂法蘭和偏航剎車盤，偏航軸承內(nèi)圈通過螺栓連接主機架，在風力發(fā)電機工作的時候，作用于葉輪和機艙的載荷通過主機架傳遞到偏航軸承再傳遞到塔頂法蘭和塔筒上。由于風速和風向的不穩(wěn)定性，塔頂部法蘭系統(tǒng)承受動態(tài)載荷，在動態(tài)載荷長期作用下，塔頂法蘭系統(tǒng)極易遭到破壞，為了提高風力發(fā)電機的可靠性，必須對塔頂法蘭連接系統(tǒng)進行強度分析[2]。

本文以某大型風力發(fā)電機為例，利用有限元分析理論對塔頂法蘭連接系統(tǒng)進行靜強度分析，并對塔頂法蘭和連接螺栓進行安全校核。

1 塔頂法蘭連接系統(tǒng)的幾何模型

運用Pro/E軟件對塔頂法蘭連接系統(tǒng)進行三維建模，為了提高分析效率，在模型中對主機架底座進行了簡化處理，用一個帶有螺栓孔的圓環(huán)代替主機架底座，圓環(huán)的厚度和主機架底座的厚度相同。對塔架上面的其他一些對研究塔頂法蘭系統(tǒng)強度和穩(wěn)定性沒有重要作用或者非關鍵部位的附屬設備如平臺、爬梯、門洞等也進行了簡化。簡化后的幾何模型如圖1所示。

圖1 塔頂法蘭系統(tǒng)的幾何模型

2 有限元分析模型

本文利用MSC.Marc/Mentat建立塔頂法蘭連接系統(tǒng)接觸有限元模型，模型劃分采用8節(jié)點六面體7號單元，單元總數(shù)為35648，節(jié)點總數(shù)為389788個，如圖2所示。 模型包括主機架、偏航軸承、外圈螺栓、、內(nèi)圈螺栓 、剎車盤和塔頂法蘭等可變形接觸體，各零部件所用的材料均為低合金高強度結構鋼，彈性模量為2.06 ×105MPa,泊松比為0.3,密度為7.85 ×10-9t/mm3。

根據(jù)實際裝配關系建立各個變形體之間的接觸關系，如表1所示。表格中T（Touching）表示兩個接觸體之間是接觸關系，可能會發(fā)生相對位移，G（Glue）表示兩個接觸體之間是粘接關系，不會發(fā)生相對位移；括號中數(shù)值表示接觸對的摩擦系數(shù)[3]。內(nèi)圈螺栓與機艙底座有80mm的螺紋嚙合,外圈螺栓與偏航軸承外圈在螺紋聯(lián)接處有50mm的螺紋嚙合，模型中通過粘接（Glue）關系耦合兩部分的自由度，采用模擬螺紋聯(lián)接。

圖2 塔頂法蘭系統(tǒng)靜強度分析有限元模型

表1 變形體之間的接觸關系設置

3 靜強度分析的邊界條件及載荷設置

在對有限元模型進行強度分析之前要根據(jù)模型的實際受力情況對模型進行邊界條件的設置[4]。因為塔筒的底部是固定在土壤里面的，所以對模型底部的網(wǎng)格進行全自由度約束來模擬土壤的作用。模型的各個零部件是通過螺栓連接起來的，在對模型施加極限工況載荷前需要對模型中的螺栓施加預緊力以提高螺栓連接的可靠性、防松能力以及螺栓的疲勞強度，增強連接件的緊密性和剛性[5,6]，而且要約束螺栓在橫截面平面內(nèi)的位移，以消除多余的剛體位移[7,8]。

載荷計算選用的載荷坐標采用德國勞埃德船級社（Germanisher Lloyd）規(guī)范中定義的塔頂坐標系，如圖3[2]所示。

圖3 塔頂坐標系

圖4 塔頂法蘭系統(tǒng)極限強度分析邊界條件

在圖3中：

原點：在塔筒頂部中心點。

XT：平行塔筒頂部平面，一般與主軸方向成微小角度，對于上風向風力發(fā)電機，XT正向指向塔架；

ZT：與XT垂直，對于傾角為0度的風力發(fā)電機，ZT為豎直向上；

YT：水平方向，與ZT和XT形成右手坐標系。

在塔頂中心處建立RBE3單元，施加極限載荷，極限載荷由企業(yè)提供。RBE是rigid bar element的縮寫，即剛性桿單元,是屬于MPC（multi-point constraint，多點約束）的形式。多點約束主要用于控制節(jié)點之間的自由度。 RBE3單元是根據(jù)分析的需要單獨設置的單元，它不是剛性單元，但是屬于多點約束的范疇，主要用模擬于從一個節(jié)點向多個節(jié)點力的力的傳遞，使用RBE3可以模擬力的均勻傳遞，也可以設置值，模擬力的非均勻傳遞[9]。主控制節(jié)點為塔頂中心，從節(jié)點為塔頂偏航軸承內(nèi)圈節(jié)點。將極限載荷施加到主控制節(jié)點上。在施加載荷與邊界條件后的模型如圖4所示。

4 靜強度分析結果

通過有限元分析軟件MSC.Marc/Mentat計算分析。螺栓預緊后，各零部件應力值均在屈服強度以下。在施加了極限載荷后，各接觸面之間仍然保持良好接觸狀態(tài)，各零部件的應力值略有增大。

從偏航軸承內(nèi)圈（如圖5所示）和外圈（如圖6所示）應力云圖可以看出，內(nèi)外圈所受的最大應力分別為558.0MPa和555.1MPa，小于軸承材料的屈服強度極限650MPa，說明偏航軸承內(nèi)外圈在極限工況下運行滿足強度要求；而且內(nèi)外圈最大應力的位置是上下相對的的，應力的變化趨勢也符合偏航軸承所受到的接觸非線性因素的影響。

圖5 偏航軸承內(nèi)圈應力分布云圖

圖6 偏航軸承外圈應力分布云圖

塔筒頂部法蘭的最大應力值為195MPa(如圖7所示)，出現(xiàn)在塔筒頂部法蘭圓角處，這里通常會出現(xiàn)應力集中，需要進行安全校核。

計算塔筒頂部法蘭圓角處安全裕度MSult。

式（1）和式（2）[10]中 : σs為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，σm為零件的等效應力。

塔筒頂部法蘭的屈服極限σs=325MPa，n取1.1，σm=195MPa，計算得出塔筒頂部法蘭安全裕度Msult=0.52，安全裕度大于零，說明塔筒頂部法蘭靜強度滿足要求。

圖7 塔頂法蘭等效應力云圖

從圖8偏航軸承外圈螺栓應力分布云圖可以看出，偏航軸承外圈螺栓最大應力σs=750.5MPa，從圖9中得出偏航軸承內(nèi)圈螺栓最大應力σm=802.5MPa。由于螺栓是機構失效的重要原因之一，需要對螺栓進行安全校核。

按照式（1）和式（2）計算偏航軸承外圈螺栓安全裕度MSult。

n取1.1,螺栓材料的屈服極限σs=900MPa,計算得出偏航軸承外圈螺栓安全裕度Msult=0.09，偏航軸承內(nèi)圈螺栓安全裕度為Msult=0.02。

偏航軸承內(nèi)、外圈螺栓在極限載荷工況下的安全裕度均大于0，因此偏航軸承內(nèi)、外圈螺栓靜強度符合要求。

圖8 偏航軸承外圈螺栓應力分布云圖

圖9 偏航軸承內(nèi)圈螺栓應力分布云圖

5 結束語

本文根據(jù)塔筒頂部法蘭連接系統(tǒng)的特點對系統(tǒng)整體建模，采用有限元分析軟件對整個系統(tǒng)在極限載荷下進行靜強度分析，并對關鍵部位進行強度校核，結果表明在極限工況下，法蘭連接系統(tǒng)滿足強度要求。

塔筒頂部法蘭連接系統(tǒng)的有限元分析結果為塔筒頂部法蘭連接系統(tǒng)的設計和校核提供了必要的依據(jù)，同時這樣的分析方法也可以用到其他的法蘭連接結構中，具有一定工程實用價值。

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