呂杏梅 鐘杰 李秀珍 陳文權(quán)

前機(jī)架是風(fēng)電機(jī)組中最關(guān)鍵和承載最復(fù)雜的部件之一，其承受復(fù)雜交變的葉片氣動(dòng)載荷和低速軸系（包括風(fēng)輪系統(tǒng)、主軸、主軸承、主軸承座、齒輪箱等部件）的重力載荷。在前機(jī)架設(shè)計(jì)中，首先考慮其設(shè)計(jì)方案的可制造性，其次必須滿足極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度的要求，前機(jī)架設(shè)計(jì)及質(zhì)量的可靠性是保證風(fēng)電機(jī)組安全穩(wěn)定運(yùn)行的關(guān)鍵。為更加準(zhǔn)確地評(píng)價(jià)前機(jī)架受力情況，并為前機(jī)架的強(qiáng)度設(shè)計(jì)提供更加科學(xué)的參考依據(jù)，本文在考慮主軸承和偏航軸承非線性的基礎(chǔ)上，采用合理的有限元模擬方式模擬偏航載荷對(duì)前機(jī)架底部的受力影響，并完善了在對(duì)前機(jī)架進(jìn)行受力分析時(shí)的邊界條件。

前機(jī)架原方案靜強(qiáng)度分析

一、前機(jī)架有限元分析理論基礎(chǔ)

采用有限單元法對(duì)前機(jī)架進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，其基本思路是將連續(xù)的求解域離散成有限個(gè)單元的集合體，這樣的組合體能解析地模擬或逼近求解區(qū)域，另外是在單元內(nèi)假設(shè)近似的函數(shù)來(lái)表示全求解區(qū)域上待求的未知場(chǎng)函數(shù)，單元內(nèi)的近似函數(shù)通常由單元節(jié)點(diǎn)位移的插值函數(shù)表達(dá)，并由變分原理建立單元的剛度矩陣。有限單元法的基本求解過(guò)程如下：

代入模型的幾何方程得到單元的應(yīng)變與單元節(jié)點(diǎn)位移的關(guān)系：

根據(jù)模型的約束條件，從式（6）得到節(jié)點(diǎn)位移列陣，并依據(jù)式（3）得到各單元的應(yīng)力值。

二、前機(jī)架網(wǎng)格模型的建立

本次分析所包括的結(jié)構(gòu)件主要有前機(jī)架、風(fēng)輪鎖緊盤、主軸軸承、齒輪箱彈性支撐、主軸、偏航軸承、偏航制動(dòng)器、偏航制動(dòng)盤、塔架。其中前機(jī)架采用C3D10M（四面體二次修正單元），此單元應(yīng)用在應(yīng)力分析中有較好的收斂性。

根據(jù)軸承滾子的傳力特點(diǎn)，軸承滾子采用只承受壓力而不承受拉力的GAP單元模擬，其模擬方式如圖2-4所示。

三、邊界條件設(shè)置

（一）位移邊界條件設(shè)置

位移約束：固定塔架底部的全部自由度。

接觸約束：對(duì)風(fēng)輪鎖緊盤與主軸間、主軸承內(nèi)表面與主軸間、齒輪箱彈性支撐與前機(jī)架間、前機(jī)架與偏航軸承內(nèi)圈間、制動(dòng)盤與偏航軸承外圈間、制動(dòng)盤與塔架間建立綁定約束。

（二）載荷邊界條件設(shè)置

前機(jī)架采用球墨鑄鐵鑄造成型，其承受靜載荷均是根據(jù)GL2010規(guī)范中風(fēng)況標(biāo)準(zhǔn)采用Bladed軟件仿真得到。前機(jī)架強(qiáng)度分析時(shí)采用靜止輪轂坐標(biāo)系下的極限載荷（包括Fx、Fy、Fz、Mx、My、Mz）及齒輪箱的重力載荷。輪轂中心載荷通過(guò)剛性梁傳遞至主軸，再由主軸承傳遞至主軸承座、前機(jī)架、偏航系統(tǒng)，最終傳遞至塔架。因前機(jī)架的設(shè)計(jì)以靜強(qiáng)度為主，本文基于靜強(qiáng)度分析結(jié)果對(duì)前機(jī)架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

風(fēng)電機(jī)組的偏航載荷Mz從前機(jī)架通過(guò)制動(dòng)器、偏航制動(dòng)盤傳遞到塔架上，因此，在模擬載荷的傳遞路徑時(shí)，首先在制動(dòng)器與摩擦片中心分別建立節(jié)點(diǎn)，然后將此節(jié)點(diǎn)分別與制動(dòng)器和摩擦片的表面建立耦合約束，在全局坐標(biāo)下，建立約束方程，耦合重合節(jié)點(diǎn)平動(dòng)自由度（見(jiàn)圖5），以保證制動(dòng)器與摩擦片之間可以垂向分離。

四、前機(jī)架靜強(qiáng)度分析結(jié)果

前機(jī)架的屈服強(qiáng)度要求小于200MPa，根據(jù)GL2010規(guī)范的要求，需考慮材料1.1的安全系數(shù)，因此其許用應(yīng)力為181MPa。由原機(jī)架的受力云圖（見(jiàn)圖6）可以看出，超過(guò)181MPa的結(jié)構(gòu)主要有3處：第一處位于機(jī)架前部減重孔處（見(jiàn)圖7），最大應(yīng)力為236.2MPa；第二處位于機(jī)架底部（見(jiàn)圖8），最大應(yīng)力為218.9MPa；第三處位于前機(jī)架側(cè)面減重孔處（見(jiàn)圖9），最大應(yīng)力為222.2MPa。

前機(jī)架靜強(qiáng)度優(yōu)化設(shè)計(jì)

根據(jù)靜強(qiáng)度的分析結(jié)果，對(duì)原方案進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。以重量最輕為目標(biāo)，并以靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求為約束，經(jīng)過(guò)15次的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，得到滿足要求的前機(jī)架結(jié)構(gòu)，迭代過(guò)程如表1所示。

在對(duì)前機(jī)架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)，主要針對(duì)原方案中超過(guò)許用強(qiáng)度的3處結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。在結(jié)構(gòu)優(yōu)化過(guò)程中，考慮鑄造工藝及結(jié)構(gòu)要求，第一處圓孔被去除，由圖10可以看出，此時(shí)最大應(yīng)力位于上部圓孔處，最大值降為162.7MPa；改變第二處結(jié)構(gòu)的圓角和板厚，其應(yīng)力降為圖11中的167.4MPa；改變第三處減重孔的大小，其應(yīng)力降為圖12中的167.8MPa。

優(yōu)化方案前機(jī)架疲勞強(qiáng)度分析

根據(jù)靜強(qiáng)度的優(yōu)化結(jié)果，對(duì)優(yōu)化方案的前機(jī)架進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析。

一、疲勞強(qiáng)度分析流程

前機(jī)架的疲勞破壞主要為高周疲勞，因此在對(duì)其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí)采用全壽命（S-N）分析，它以零件的應(yīng)力為基礎(chǔ)，用循環(huán)計(jì)數(shù)法和Palmgren-Miner線性累積損傷理論（簡(jiǎn)稱Miner理論）進(jìn)行分析。

前機(jī)架的設(shè)計(jì)壽命為1E7，計(jì)算步驟如下：

（1）提取前機(jī)架所承受的彎矩、扭矩及力在疲勞載荷工況中的極值，即疲勞極限載荷。

（2）計(jì)算在疲勞極限載荷工況下前機(jī)架的應(yīng)力。

（3）設(shè)置載荷：將疲勞極限載荷工況與疲勞載荷譜進(jìn)行關(guān)聯(lián)。

（4）設(shè)置材料，定義S-N曲線：根據(jù)前機(jī)架的材料特性并依照GL2010規(guī)范擬合多應(yīng)力比S-N曲線。

（5）疲勞損傷分析：采用絕對(duì)值最大主應(yīng)力理論進(jìn)行疲勞分析，并通過(guò)插值方法考慮平均應(yīng)力的影響。

二、疲勞載荷邊界

風(fēng)輪和齒輪箱的重力會(huì)對(duì)前機(jī)架的應(yīng)力產(chǎn)生較大的影響，因此，在疲勞載荷分析中考慮彎矩的同時(shí)，必須要加上重力的作用。根據(jù)Bladed軟件對(duì)所有疲勞載荷工況極值的統(tǒng)計(jì)結(jié)果，選取扭矩Mx為2000kN·m，彎矩My和Mz為4000kN·m，力為600kN。

三、S-N曲線的設(shè)置

四、疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果

前機(jī)架的疲勞損傷最大值為0.087，如圖13所示，出現(xiàn)在機(jī)架上平面的減重孔處。由該值小于1可知，前機(jī)架疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

結(jié)論

在有限元計(jì)算理論的基礎(chǔ)上，考慮主軸軸承、偏航軸承滾子剛度的影響，并模擬偏航載荷的傳力路徑，建立更加精確的前機(jī)架受力分析模型，通過(guò)對(duì)前機(jī)架進(jìn)行15輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，最終得到滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求的前機(jī)架結(jié)構(gòu)。根據(jù)GL2010標(biāo)準(zhǔn)，依據(jù)應(yīng)力壽命分析方法對(duì)優(yōu)化方案前機(jī)架進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析，結(jié)果顯示其同樣滿足設(shè)計(jì)要求。

（作者單位：中車株洲電力機(jī)車研究所有限公司）