文 | 趙春雨，柳勝舉，黃文杰，倪敏

隨著全球風電行業(yè)的快速發(fā)展，裝機量日益劇增，優(yōu)質的風資源趨于匱乏，因此，目前陸上風資源開發(fā)開始向低風速、復雜地形區(qū)域發(fā)展，這就要求風力發(fā)電機組的風輪直徑越來越大。海上雖然風資源豐富，但海上的運維成本及維護難度比陸上大很多，因此海上逐步向大功率設計發(fā)展。大功率、大葉輪、更惡劣的外部環(huán)境，使機組各部分承受的載荷明顯增大，因此對機組的可靠性及低成本提出更高要求。而發(fā)電機作為風力發(fā)電機組的重要部件，在外部條件越來越苛刻的情況下，對其進行極限和疲勞強度計算是非常必要的。目前多數(shù)大型風力發(fā)電機組轉子支架采用鑄造或鍛造工藝，制造成本高，同時重量大，對軸承壽命產生很大不利影響。本文探討的發(fā)電機轉子支架采用焊接工藝，可以大幅度降低成本和部件重量，但對焊縫以及支架的強度提出了更高要求。

本文分析了轉子支架在極限工況和疲勞工況下支架的承載能力以及生命周期內壽命情況，并基于強度結果提出了優(yōu)化建議。

有限元模型建立

發(fā)電機轉子支架的簡化結構如圖1所示。紫色部分為磁極對，青色部分為轉子支架，二者通過螺栓連接。轉子支架內側空心孔與中心轉軸連接。轉子支架本體為焊接件，均采用雙側開坡口熔透焊。

在發(fā)電機的運行過程中，發(fā)電機磁極對的重量產生離心力作用到轉子支架上。各部分連接螺栓等小部件質量很小，因此對支架產生的作用可以忽略。因此將幾何模型轉化為有限元模型時，將磁極對以及螺栓等小部件通過等效質量的方法代替，既可以減少計算量，又可以充分考慮磁極對重力的作用。螺栓連接位置以及焊縫位置采用共節(jié)點方式處理。簡化后的幾何模型如圖2所示。

圖1 發(fā)電機轉子幾何結構圖

圖2 發(fā)電機轉子支架簡化模型

圖3 局部坐標系

由于發(fā)電機正常工作時，轉動軸與水平面存在5夾角，便于后面重力以及扭矩加載。建立局部坐標系，如圖3所示。

轉子支架采用Q345E材料，且為焊接結構。焊縫采用全熔透焊，100%探傷，以保證焊縫質量。

轉子支架彈性模量為210GPa；泊松比為0.3；強度性能如表1所示。

轉子支架所采用鋼板厚度最大為80mm，所以屈服極限為286.4MPa。

為保證計算精度，對圖2中幾何模型采用高階六面體單元進行網(wǎng)格劃分，單元大小10mm，完成后的網(wǎng)格模型如圖4所示。節(jié)點數(shù)量1071992個，單元數(shù)量288319個。

發(fā)電機轉子支架在發(fā)電機結構中起著重要作用，它是連接中心轉軸與磁極對的中間結構。正常運行時，發(fā)電機轉子支架需要承受的載荷形式較復雜，主要載荷形式有磁極對和轉子本身重力、電磁力矩、轉子旋轉引起的離心力、以及轉子與定子之間偏心引起的磁拉力。根據(jù)發(fā)電機轉子的受力特點，電磁力矩作用在支架外圓與磁極對結合面處，因此在轉子支架中心處建立remote point（遠場加載點），遠場點與磁極對安裝表面處建立MPC綁定約束，用于加載發(fā)電機扭矩；同時考慮到發(fā)電機工作狀態(tài)扭矩的方向，將加載點坐標系轉化到圖3所示的局部坐標系。

由于轉子與定子偏心的存在，作用在轉子各部分的磁拉力不同，磁拉力法向背離圓心，且沿圓周方向呈非線性分布，為保守考慮，假定轉子最大磁拉力處為總磁拉力的一半，且每處均承受最大磁拉力，有限元模型中以均布載荷方式加載。

由于轉子的旋轉特性，轉子承受±g的交變重力加速度影響，所以假定轉子承受的重力幅值為二倍轉子重量。重力載荷通過對各結構設定相應材料密度，并施加重力加速度實現(xiàn)。

旋轉離心力通過施加轉子旋轉速度實現(xiàn)。轉速方向為發(fā)電機旋轉方向，即基于圖3的局部坐標系。

靜強度分析

發(fā)電機轉子支座起著連接中心軸與磁極對的作用，如果支座極限強度不滿足要求，在工作中轉子支架發(fā)生極限破壞或者過大的塑性變形將導致發(fā)電機的損壞，引起重大事故，因此對支架進行極限強度分析是非常必要的。

一、邊界加載

轉子支架在發(fā)電機運行過程中，主要承受的載荷為轉子自重、電磁轉矩、離心力、磁拉力，按照上面介紹的加載方式及位置對轉子進行邊界條件加載，載荷如表2所示，完成加載后的模型如圖5所示。

二、極限結果

圖4 有限元模型

表1 材料性能參數(shù)

表2 極限載荷表

從圖6可以看出，在極限載荷下，發(fā)電機轉子的最大應力為87.95MPa，發(fā)生在磁極安裝面之間的凹槽內，此處尖銳直角邊存在一定的應力奇異，結果偏大，即使如此仍小于材料屈服極限286MPa，所以滿足極限強度要求。

疲勞強度分析

發(fā)電機轉子支架在整個生命周期內處于高速旋轉狀態(tài)下，使轉子支架長期承受交變載荷作用，對發(fā)電機轉子支架的疲勞性能是個很大的考驗。如果支架疲勞強度不滿足要求，將會對整個風電機組產生破壞性的影響，即使及時發(fā)現(xiàn)問題進行更換也將產生巨額費用，因此必須保證轉子支架在20年內滿足疲勞性能要求。

一、載荷工況

發(fā)電機在風電機組的生命周期內，電磁轉矩、轉速并非恒定不變，而是隨著外界風速以及槳距角的變化而變化。根據(jù)GL2010規(guī)范，焊接件采用S-N曲線進行疲勞分析，而S-N曲線不考慮平均應力的影響，所以通過Bladed軟件模擬，將轉子支架在風力發(fā)電機組整個生命周期中承受時序變化的轉矩和轉速，按照1.0E+08次循環(huán)壽命進行等效，得到基于該循環(huán)的等效疲勞載荷。

重力對疲勞壽命的影響為隨著轉子旋轉角度的變化，對支架產生交變作用，為保守考慮，假定重力下的交變載荷為二倍重力。磁拉力對支架的疲勞影響為上下兩側磁拉力差值對支架的交變作用。具體載荷細節(jié)如表3所示。

二、材料疲勞特性

鋼板以及焊縫的疲勞性能通過S-N曲線描述，根據(jù)GL2010規(guī)定，對于機械結構部件DC值選取按照IIW原則。采用機械熱切割的鋼板，去除銳邊并檢測沒有裂紋時，DC值取125MPa，此時循環(huán)次數(shù)為2.0E+06，考慮材料安全系數(shù)1.265后應力幅值為98.8MPa，斜率為3；拐點處循環(huán)次數(shù)為1.0E+07，應力幅值為41.61MPa。焊縫要求開坡口熔透焊且100%探傷，因此焊縫DC取90MPa，考慮材料安全系數(shù)1.265后，為71.1MPa，對應循環(huán)次數(shù)為2.0E+06，斜率為3；拐點處循環(huán)次數(shù)1.0E+07，應力幅值為41.6MPa。S-N曲線如圖7、圖8所示。

三、疲勞結果

根據(jù)以上載荷數(shù)據(jù)以及材料S-N曲線，對發(fā)電機轉子進行疲勞計算。疲勞損傷云圖如圖9、圖10所示。

可以看出，焊縫位置疲勞損傷最大為0.082，鋼板疲勞損傷最大為0.002。因此在20年生命周期內均滿足疲勞強度要求。

優(yōu)化方案設計

經(jīng)過以上分析可以發(fā)現(xiàn)，發(fā)電機轉子支座的極限以及疲勞強度均有足夠大的安全裕度，考慮到制造成本以及整機重量等因素，在滿足強度要求的前提下，對支架進行結構優(yōu)化。

原始設計，安裝磁極對的外環(huán)厚度40mm，腹板厚度40mm，加強筋厚度30mm，轉子支架總重1248kg。在保證連接接口尺寸不變的前提下，經(jīng)過多次優(yōu)化調整結構尺寸并進行強度校核，最終定為外環(huán)厚度30mm，腹板厚度30mm，加強筋厚度20mm，此時轉子支架重量為940kg。降重25%，大幅降低了成本。

圖5 極限工況加載

圖6 極限應力云圖

表3 疲勞載荷表

圖7 焊縫S-N曲線

圖8 鋼板S-N曲線

圖9 焊縫疲勞損傷云圖

圖10 鋼板疲勞損傷云圖

如圖11所示，采用相同載荷條件，對優(yōu)化后結構進行計算，極限強度為115.7MPa，小于許用極限286MPa。如圖12所示，焊縫處疲勞損傷為0.11，滿足GL2010中規(guī)定的焊縫疲勞損傷小于0.5的要求。如圖13所示，鋼板處疲勞損傷為0.07，滿足要求（小于1）。

圖11 優(yōu)化后極限應力云圖

圖12 優(yōu)化后焊縫疲勞損傷云圖

圖13 優(yōu)化后鋼板疲勞損傷云圖

結論

經(jīng)過以上分析可以看出，優(yōu)化前后發(fā)電機轉子支架均能滿足強度要求，但經(jīng)過優(yōu)化，使支架重量降低25%，無論是制造材料成本，還是對于整機的運輸?shù)跹b成本，都大幅度降低。本文對轉子支架的分析不僅為可靠性提供了依據(jù)，還為降成本優(yōu)化提供了方向，可以很好地應對目前風電行業(yè)競爭激烈的現(xiàn)狀。

從極限載荷和等效疲勞載荷可以看出，對發(fā)電機轉子支架強度影響最大的為磁拉力，而磁拉力是由于定子與轉子之間的偏心引起不均勻氣隙導致的。因此，發(fā)電機轉子支架的設計，對發(fā)電機定子及轉子的加工精度和安裝誤差，以及中心軸系的剛度提出更高的要求。