呂超 白儒 徐苾璇 鄭冰 張洪達(dá)

摘要：主軸是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組傳動(dòng)鏈系統(tǒng)中的核心部件之一，其結(jié)構(gòu)安全性對(duì)整個(gè)機(jī)組的穩(wěn)定、可靠運(yùn)行至關(guān)重要。為了校驗(yàn)?zāi)矼W級(jí)風(fēng)電機(jī)組主軸的結(jié)構(gòu)安全性，采用有限元分析方法，對(duì)其靜強(qiáng)度進(jìn)行校核分析，在此基礎(chǔ)上，結(jié)合疲勞載荷譜和材料的S/N曲線，根據(jù)線性累積損傷理論對(duì)其疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核分析，進(jìn)而對(duì)主軸結(jié)構(gòu)提出優(yōu)化改進(jìn)方案。文中所闡述的分析方法及相關(guān)結(jié)論對(duì)于指導(dǎo)主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與優(yōu)化具有重要意義。

關(guān)鍵詞：主軸；有限元分析；靜強(qiáng)度；疲勞強(qiáng)度；粗糙度

Research about Structure Optimization on Main Shaft of MW Wind Turbine

Chao Lv，Bai Ru，Xu Bixuan，Zheng Bing，Zhang Hongda

（Wind Power Equipment Research Institute，CRRC Wind Power（Shandong）Co.，Ltd. Jinan 250022，China）

Abstract：The main shaft is one of the most important parts of the drive chain system，and the safety of structure design is directly related to the stability and reliability of the wind turbine. The finite element model，the way of force transferring of the main bearing is simulated，is built to check the structure safety of a MW wind turbine. With the FE model，the static strength analysis of the main shaft when which withstand the limit load is carried out，and then the fatigue analysis is carried out combined with the load spectrum，S/N curves and liner cumulative damage theory，and on this basis the optimization scheme is established. The analysis method and relevant conclusion of this paper is of great significance for the main shaft structure design and optimization.

Key words：Main shaft；Finite element analysis；Static strength；Fatigue strength；Roughness.

引言

主軸是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組傳動(dòng)鏈系統(tǒng)中的核心部件之一，在機(jī)組運(yùn)行過(guò)程中，其不斷受到由輪轂傳遞過(guò)來(lái)的周期性載荷與隨機(jī)載荷的綜合作用，同時(shí)，還要經(jīng)受傳動(dòng)鏈自身的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)等載荷，它是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中受力最為復(fù)雜，可靠性要求最高的關(guān)鍵部件之一，其設(shè)計(jì)的合理性與安全性直接關(guān)系到整個(gè)機(jī)組運(yùn)行的穩(wěn)定性與可靠性[1]。

主軸的失效破壞主要有兩種形式：一是由于極限載荷過(guò)大，導(dǎo)致主軸的局部發(fā)生屈服而破壞；二是由于交變載荷過(guò)大，導(dǎo)致在使用期限內(nèi)疲勞損傷超出設(shè)計(jì)值而產(chǎn)生疲勞破壞[1][2]。本文中通過(guò)建立有限元分析模型，對(duì)主軸的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行綜合分析，進(jìn)而對(duì)主軸設(shè)計(jì)提出合理的優(yōu)化方案，保證其靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度均滿足設(shè)計(jì)要求。文中所采用的分析方法及相關(guān)研究結(jié)論對(duì)于指導(dǎo)主軸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要價(jià)值。

1 主軸分析幾何模型

主軸在風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中的布置形式有多種，本文中所分析主軸為典型的單軸承支撐方式，雙列球面調(diào)心滾子軸承的內(nèi)、外圈分別與主軸和軸承座過(guò)盈裝配，主軸強(qiáng)度分析的整體模型包括主軸本體、主軸承、軸承擋圈、鎖緊螺母、輪轂和脹緊套，如圖1所示。

2 主軸分析有限元模型

為了便于有限元網(wǎng)格劃分，根據(jù)主軸分析的整體模型，進(jìn)行幾何清理和模型簡(jiǎn)化，去除結(jié)構(gòu)上的螺紋孔、油孔以及裝配倒角等一些無(wú)關(guān)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的幾何特征[3][4]；主軸的鎖緊螺紋結(jié)構(gòu)在分析計(jì)算時(shí)考慮應(yīng)力集中系數(shù)，不再進(jìn)行螺紋特征的建模，根據(jù)參考文獻(xiàn)彼得森應(yīng)力集中系數(shù)[4][5]取值為2.6。

在整個(gè)分析模型中，輪轂?zāi)Ｐ蛣t采用四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，除輪轂以外的幾何結(jié)構(gòu)均為規(guī)則的旋轉(zhuǎn)體，使用六面體單元掃略劃分；對(duì)于主軸承滾珠，根據(jù)羅氏應(yīng)力應(yīng)變手冊(cè)使用僅受壓的桿單元（Link180）模擬其受力形式和剛度[4][6]，同時(shí)，對(duì)于主軸本體上的主要過(guò)渡位置進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理，如圖2所示。

如圖3所示為主軸強(qiáng)度分析的整體模型：主軸與輪轂、主軸承內(nèi)圈、鎖緊螺母和脹緊套之間的接觸面設(shè)置我綁定接觸，其余接觸面均設(shè)置為摩擦接觸；在齒輪箱彈性支撐中心位置建立約束點(diǎn)，通過(guò)梁?jiǎn)卧獋闩c脹緊套端面連接，并約束其除X方向平動(dòng)自由度外的所有自由度，主軸承外圈節(jié)點(diǎn)約束其全部平動(dòng)自由度；在輪轂中心旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系[2]原點(diǎn)建立載荷加載點(diǎn)，通過(guò)梁?jiǎn)卧獋闩c輪轂端面連接，用于外部載荷施加，其中輪轂中心旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系如圖4所示，外部載荷則根據(jù)葉素理論和坐標(biāo)轉(zhuǎn)換，利用Bladed軟件計(jì)算得到。

3 主軸靜強(qiáng)度分析

利用Bladed軟件計(jì)算得到輪轂中心旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下全部極限載荷工況，使用ANSYS求解計(jì)算得到MyzMax工況下Von Mises應(yīng)力[7]值最大，該極限工況的載荷值如表1所示，主軸的應(yīng)力分布情況如圖5所示。主軸材料為34CrNiMo6，其屈服強(qiáng)度為600MPa，根據(jù)GL 2010規(guī)范[2]中對(duì)金屬部件的設(shè)計(jì)要求，考慮材料安全系數(shù)取1.1，則主軸的許用應(yīng)力為545MPa，由上述圖中的應(yīng)力結(jié)果可知主軸的最大應(yīng)力為296.6MPa，位于安裝軸承的卸載槽處，最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力，因此，主軸滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。