風力機傳動鏈齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命評估

肖俊峰，李建蘭

(華中科技大學 能源與動力工程學院，武漢 430074)

風力機傳動鏈齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命評估

肖俊峰，李建蘭

(華中科技大學 能源與動力工程學院，武漢 430074)

在葉輪氣動載荷模型、柔性傳動鏈模型和齒根彎曲應力模型的基礎上，建立了隨機風速下風力機傳動鏈齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命計算模型，對不同風速下的齒根彎曲應力進行了計算，分析了隨機載荷下裂紋的擴展速率.對1.5 MW風力機太陽輪齒根疲勞裂紋的擴展進行了分析.結果表明：風力機齒輪齒根疲勞裂紋擴展壽命主要受風載荷影響，且緊急制動等沖擊對裂紋擴展后期的影響不可忽視.

風力機；齒輪；裂紋擴展；緊急制動；剩余壽命評估

隨著化石能源枯竭和環境危機加劇，風能、太陽能等可再生能源日益得到重視.根據全球風能協會發布的報告：2014年底我國風電裝機容量突破114 GW，但風電等效運行小時不超過2 000 h，制約了我國風電的發展.導致風力機利用率不高的原因包括棄風限電及風力機本身故障等原因.齒輪箱故障通常會導致機組長時間停機，輪齒斷裂是齒輪常見故障之一，主要由輪齒裂紋擴展導致[1-5].為了保障風電機組的安全運行，有必要對齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命進行研究.

可靠的齒輪載荷譜需通過電測法長時間不間斷測量后統計得到[6].但電測法成本高，實現難度大，實際上一般通過齒輪箱的輸入載荷估算齒輪的載荷.沈亮等[7-8]利用雨流計數法對實測數據計數得到齒輪箱輸入軸載荷譜，并計算得到齒根彎曲應力分布.秦大同等[9-11]通過建立風力機傳動鏈動力學模型，得到了隨機風速下齒輪箱動態外載荷.Heege等[12]利用有限元法建立了風力機的多體動力學模型，得到緊急制動工況下齒輪箱的載荷.Sun等[13]通過建立齒輪載荷分布與風速分布的關系，獲得了正態分布風速下的齒輪載荷分布.祖世華[14]提出一種編制載荷譜的新方法，計算得到齒輪彎曲疲勞載荷譜.

在風電齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命研究方面，周璇等[15]利用Abaqus軟件對風電齒輪箱太陽輪進行了有限元建模，計算了含齒根疲勞裂紋的太陽輪的齒根應力強度因子和裂紋前緣應力強度因子，分析了外加載荷對應力強度因子的影響.田雪[8]根據斷裂力學對風力機齒輪齒根疲勞裂紋擴展進行了建模，估算了等效載荷下齒根疲勞裂紋擴展壽命.

風力機的載荷較為復雜，會受到由緊急制動導致的遠大于正常運行載荷的沖擊載荷的影響，但目前對風力機齒輪箱齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命的評估中還未考慮載荷隨機性和沖擊載荷的影響，也尚無通過風速的分布評估風力機齒輪箱齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命的完整機理模型.因此，筆者在葉輪氣動載荷計算模型、風力機傳動鏈的動力學模型和齒根彎曲應力模型的基礎上，建立了完整的風力機傳動鏈齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命機理模型，并以1.5 MW風力機齒輪箱行星級太陽輪為研究對象，研究了在實際風場中隨機風載荷作用下的齒輪齒根疲勞裂紋擴展剩余壽命，以及緊急制動時極限載荷對疲勞裂紋擴展剩余壽命的影響.

1 風力機齒輪齒根彎曲疲勞載荷模型

1.1 輸入風速的建模

根據文獻[7],在風力機整個壽命周期，風力機正常發電工況占比為86.326 4%，停機工況占比為12.307 8%，其他工況占比為1.365 8%.可以看出，正常發電工況下的周期性載荷占比最大，機組起動、關機和緊急制動等工況引起的瞬時載荷在風力機壽命周期中的占比較小.因此，在風力機齒根彎曲疲勞載荷計算中主要考慮正常發電工況下的載荷，其他工況下只考慮瞬時載荷的極大值對疲勞裂紋擴展的影響.根據風力機的功率曲線，將風速分布劃分為：

(1)當風速小于切入風速或大于切出風速時，風力機不發電，因此在計算載荷時不考慮此風速區間.

(2)當風速大于切入風速、小于額定風速時，風力機的轉速和功率均隨風速的變化而變化.因此，將風速以1 m/s為間隔劃分為不同風速區間.

(3)當風速大于額定風速、小于切出風速時，風力機的功率和轉速分別保持在額定功率和額定轉速，將此風速段作為一個風速區間.

令風力機在不同風速v下的年運行小時向量為T={t1,t2,…,tn}，其中：

(1)

式中：ti為風力機在第i個風速區間的理論運行時間，s；f(v)為風速分布的概率密度函數；vmax,i為第i個風速區間的最大風速，m/s；vmin,i為第i個風速區間的最小風速，m/s.

根據風速的分布和風力機的功率曲線，風力機的理論年等效利用小時數T0為：

(2)

式中：Pi為第i個風速區間的平均風速下風力機的功率，kW；P0為風力機的額定功率，kW.

由于電網限電、風力機故障和風力機檢修等原因，風力機的實際出力受到影響，導致其實際年等效利用小時數小于理論年等效利用小時數.因此，風場發電量綜合折減系數ξ為[16]：

(3)

式中：T′為風力機的實際年等效利用小時數，h.

(4)

根據風力機的轉速曲線及第i個風速區間下風力機的實際運行時間，第i個風速區間風力機齒輪箱輸入端的旋轉圈數Nin,i為：

(5)

式中：ωin,i為第i個風速區間的平均風速下風力機齒輪箱輸入端的旋轉角速度，rad/s.

根據第i個風速區間下齒輪箱輸入端轉速和齒輪箱傳動比，可求得第i個風速區間下太陽輪輪齒的嚙合次數，即齒根彎曲應力循環次數Ns,i為：

Ns,i=Nin,inp(N0s-1)

(6)

式中：np為與太陽輪嚙合的行星齒輪的個數；N0s為太陽輪與齒輪箱輸入端的傳動比.

1.2 葉輪氣動扭矩模型

葉輪的氣動扭矩是風力機傳動鏈的主要外部激勵，筆者通過動量理論及葉素理論計算風速v下的氣動扭矩.

假設在理想情況下[17]葉輪簡化為一個葉片數為無窮的槳盤；氣流不可壓縮，是均勻定常流；葉輪旋轉時無摩擦力；葉輪前后氣流靜壓相等；葉輪流動模型簡化為一個單元流管；葉輪圓環上的推力均勻分布.

根據動量理論，理想情況下作用在葉輪平面寬度為dr的微元圓環上的推力dFWT和扭矩dTWT為：

(7)

式中：ρ為氣流密度，kg/m3；ωWT為葉輪轉動角速度，rad/s；aaif為軸向速度誘導因子；baif為切向速度誘導因子；r為圓環的半徑，m.

根據葉素理論，理想情況下作用在葉輪平面寬度為dr的微元圓環上的推力dFWT和扭矩dTWT為：

(8)

其中，

(9)

(10)

(11)

式中：Cn為法向力系數；Ct為切向力系數；vr為葉素圓環上相對風速，m/s；φ為入流角，rad；Cl為升力系數；Cd為阻力系數；cc為葉素弦長，m；BWT為葉片數.

由式(7)和式(8)可得：

(12)

其中，

(13)

實際風力機的葉片數量為有限值，與上述理想情況下葉片數無窮的假設矛盾，導致尾流中的漩渦系發生改變，因此需要引入普朗特葉尖損失修正因子F對速度誘導因子進行修正：

(14)

(15)

式中：RWT為葉輪半徑，m.

葉輪氣動扭矩TWT為：

(16)

式中：Rh為輪轂半徑，m.

1.3 風力機柔性傳動鏈模型

風力機傳動鏈將葉輪的扭矩傳遞到發電機，主要由主軸、齒輪箱、機械制動器、高速軸聯軸器和軸承等組成，如圖1所示.圖1中將葉輪、齒輪箱和發電機等效為質量塊，忽略齒輪箱、高速軸和機械制動器的柔性，主軸等效為彈簧和阻尼，忽略聯軸器和軸承的影響.

圖1 傳動鏈的物理模型

葉輪的動力學方程為：

(17)

式中：JWT為葉輪的轉動慣量，kg·m2；TWT為葉輪氣動扭矩，N·m；CLS為低速軸扭轉阻尼，(N·m)/(rad·s-1)；KLS為低速軸扭轉剛度，(N·m)/rad；ωGB1為齒輪箱輸入端角速度，rad/s；θWT為葉輪扭轉角，rad；θGB1為齒輪箱輸入端扭轉角，rad.

發電機的動力學方程為：

(18)

式中：JG為發電機轉子的轉動慣量，kg·m2；TG為發電機電磁反轉矩，緊急制動時變為零，N·m；TB為機械制動力矩，正常運行時為零，N·m；TGB2為齒輪箱輸出端力矩，N·m.

雙饋異步感應發電機的電磁反轉矩為[10]：

(19)

式中：nQ為極對數；Lm為定子轉子互感系數，H；Ls為定子自感系數，H；Ψs為定子磁鏈，Wb；iqr為q軸轉子電流，A.

機械制動力矩為：

(20)

式中：TB,max為最大機械制動力矩，N·m；t0為機械制動器投入的時刻.

齒輪箱的動力學方程為：

(21)

式中：JGB1為齒輪箱輸入端等效轉動慣量，kg·m2；NGB為齒輪箱傳動比.

(22)

式中：Jj為齒輪箱第j個齒輪的轉動慣量，kg·m2；N0j為齒輪箱第j個齒輪與齒輪箱輸入端的傳動比.

聯立式(17)、式(18)和式(21)，得到齒輪箱輸入端扭矩：

(23)

1.4 齒根彎曲應力模型

齒輪在每個嚙合過程中，每個輪齒齒根上的載荷都經歷從0到最大再到0的過程.齒輪每轉一圈，每個輪齒則經歷固定次數的脈動載荷循環.由于齒根疲勞裂紋在壓應力下不擴展，因此可忽略齒輪箱輸入扭矩中的負值.

齒輪箱行星輪級太陽輪的嚙合力Fs為：

Fs=TGB1/(N0s×rbs×np)

(24)

式中：rbs為太陽輪的基圓半徑，m.

齒根彎曲應力σF為[8]：

(25)

式中：αs為太陽輪壓力角，(°)；Bs為太陽輪齒寬，mm；-mn為太陽輪模數，mm；YFα為齒形系數；YSα為應力修正系數；Yε為彎曲強度重合度系數；Yβ為彎曲強度螺旋角系數.

綜合各個風速區間風速樣本對應的齒根彎曲應力的幅值和循環次數，可得齒根彎曲疲勞載荷譜.

2 風力機齒輪齒根疲勞裂紋擴展模型

齒輪齒根疲勞裂紋如圖2所示，根據斷裂力學知識，裂紋尖端的應力場具有奇異性，其強度不能使用應力來表征，要使用應力強度因子來表征.裂紋前緣的應力強度因子K的計算公式為[8]：

(26)

式中：σF為齒根應力，MPa；Y為形狀因子，是構件的形狀尺寸、受力狀態和裂紋形狀尺寸的函數；a為裂紋長度，mm.

應力強度因子幅值為：

ΔK=Kmax-Kmin=Kmax-0

(27)

圖2 齒輪齒根疲勞裂紋

式中：Kmax為極大應力強度因子，MPa·mm0.5；Kmin為極小應力強度因子，MPa·mm0.5.

疲勞裂紋的擴展速率與應力強度因子的幅值有關.根據應力強度因子的幅值與疲勞裂紋擴展門檻值ΔKth的關系、應力強度因子極大值與斷裂韌性KC的關系，在雙對數坐標下，疲勞裂紋擴展速率與應力強度因子幅值的關系可分為3個區域.

在區域Ⅰ，ΔK<ΔKth.此時疲勞裂紋擴展速率為0，裂紋不擴展.

在區域Ⅱ，ΔK≥ΔKth，且Kmax

da/dN=ci(ΔK)ni

(28)

式中：da/dN為疲勞裂紋擴展速率，mm/循環；ci、ni為材料常數,可根據實驗結果得到，下標i表示第i階段，不同疲勞裂紋擴展階段i值不同.

在區域Ⅲ，Kmax≥KC.此時疲勞裂紋擴展速率迅速增大，裂紋失穩擴展直到斷裂.區域III的疲勞裂紋擴展壽命很短，一般計算中可忽略不計.

由式(26)可以看出，當應力恒定時，隨著裂紋長度的增加，應力強度因子增大.當裂紋長度增加到某一值時，應力強度因子增大到等于斷裂韌性，此時的裂紋長度稱為臨界裂紋長度.臨界裂紋長度ac可通過式(26)反推求得：

(29)

由式(29)可以看出，當應力不恒定時，臨界裂紋長度隨應力的增大而變短，最短臨界裂紋長度出現在最大應力作用時.

裂紋從初始裂紋長度a0擴展到臨界裂紋長度ac所經歷的循環數即為以循環數表示的疲勞裂紋擴展壽命.根據循環數與時間的對應關系，可求得以時間表示的疲勞裂紋擴展壽命.

在恒幅載荷作用下，已知初始裂紋長度a0，對式(27)直接積分，可求得疲勞裂紋擴展壽命N：

(30)

在變幅載荷作用下，應力強度因子幅值不僅與裂紋長度有關，也與應力大小有關.因此，在變幅載荷作用下，不能直接對Paris公式進行積分來求得疲勞裂紋擴展壽命.此時需要分別計算每次加載時的疲勞裂紋擴展長度，然后累加求得疲勞裂紋擴展量，最后求得疲勞裂紋擴展壽命.具體過程為：

第i次加載時，將加載載荷σFi和上次加載后的裂紋長度ai-1代入式(26)和式(28)，分別求得應力強度因子極大值Kmax,i和幅值ΔKi.當i=1時，裂紋長度ai-1=a0.

對比應力強度因子極大值Kmax,i與斷裂韌性KC的大小，判斷裂紋是否失穩擴展斷裂.如果Kmax,i≥KC，則裂紋失穩擴展斷裂，齒輪的疲勞裂紋擴展壽命為i-1次循環.

對比應力強度因子幅值ΔKi與疲勞裂紋擴展門檻值ΔKth的關系，判斷裂紋是否擴展.若ΔKi<ΔKth，則裂紋不擴展，疲勞裂紋擴展長度Δai=0.

當裂紋穩定擴展時，疲勞裂紋擴展量Δai=c(ΔKi)n，加載后的裂紋長度ai=ai-1+Δai.

3 案例分析

以1.5 MW風力機齒輪箱行星級太陽輪為例，分析變風載作用下的齒輪疲勞裂紋擴展剩余壽命.風力機及太陽輪的基本參數分別見表1和表2.

表1 1.5 MW風力機基本參數[10]

表2 太陽輪參數[19]

風力機輸入風速采用新疆達坂城風電場風力資源，平均風速為8.37 m/s，假設風速分布服從雙參數威布爾分布，威布爾分布的尺度因子為9.409 1,形狀因子為1.778 8[20]，使用Matlab威布爾隨機數發生器生成各風速區間的運行風速樣本.根據式(2)求得該風電場的理論年等效利用小時數為3 694.93 h，而達坂城風場的實際年等效利用小時數為2 051 h[21]，根據式(3)求得發電量綜合折減系數為55.51%.根據式(4)～式(6)，得到各風速區間風力機太陽輪齒根彎曲應力的循環次數，如表3所示.

根據各風速區間的風速樣本，使用葉輪氣動力模型計算得到葉輪的氣動力；將傳動鏈動力學模型中的二階微分方程組轉換為一階微分方程組，使用Matlab平臺的ode45求解器對傳動鏈的動力學模型進行求解，計算得到齒輪箱的輸入力矩；根據齒根彎曲應力模型計算得到齒根彎曲應力幅值.綜合各風速區間風力機齒根彎曲應力的幅值，得到其概率分布，如圖3所示.由圖3可以看出，齒根彎曲應力分布在0～165 MPa，這主要是由于在正常運行時，風力機的功率隨風速的變化而變化，齒根彎曲應力也隨之變化.齒根彎曲應力峰值出現在155 MPa附近，其對應的風速區間為風速區間10，說明齒根在額定工況下承受較大的彎曲應力.

圖3 太陽輪齒根彎曲應力概率密度

風力機齒輪箱的最大瞬時極限載荷發生在緊急制動工況下.緊急制動停機時，發電機與電網斷開，發電機的電磁反轉矩瞬時變為0，氣動剎車和高速軸機械剎車裝置同時投入使用，其中氣動剎車延遲時間為0.3 s，氣動剎車最大順槳速率為10 (°)/s，機械剎車延遲時間為0.9 s，根據文獻[22]，最大機械制動力矩取23 800 N·m.當風速為25 m/s時，風力機緊急制動過程齒輪箱輸入端的扭矩如圖4所示，在第5 s，風力機開始緊急制動.緊急制動過程中，最大扭矩出現在緊急制動開始后的5.7 s，最大扭矩為2.15×106N·m，是額定輸入扭矩的3.02倍，此時齒根彎曲應力達到最大值，為467.50 MPa.

圖4 風力機緊急制動過程齒輪箱輸入扭矩

假設太陽輪齒根表面存在一條中心裂紋，長度為a0=0.1 mm，考慮裂紋沿齒寬方向擴展，形狀因子為Y=1.12[8].根據文獻[18]，Paris公式中的系數為c1=5.67×10-12,n1=1.98,c2=2.09×10-11,n2=2.145；斷裂韌性KC=5 183.81 MPa·mm0.5.根據式(29)，當考慮緊急制動導致的瞬時極限載荷時，得到最短臨界裂紋長度為31.2 mm.

根據齒根疲勞裂紋擴展模型，以表2中的載荷作為輸入載荷，假設風力機一年經歷12次緊急制動，分別在不考慮緊急制動和考慮緊急制動時得到齒輪疲勞裂紋擴展結果，如圖5所示.不考慮緊急制動時，疲勞裂紋擴展曲線為O—A—B—C；考慮緊急制動時，疲勞裂紋擴展曲線為O—A′—B′—C′，其中在E1點、E2點和B′點分別經歷了一次緊急制動.

圖5 疲勞裂紋擴展曲線

當不考慮緊急制動時，O—A為疲勞裂紋擴展第1階段，歷時1 777 h，在額定載荷下疲勞裂紋擴展速率緩慢增長至5.09×10-7mm/循環；A—C為疲勞裂紋擴展第2階段，歷時183 h，在額定載荷下疲勞裂紋擴展速率從5.09×10-7mm/循環快速增長直到斷裂，疲勞裂紋擴展總壽命為1 960 h.

當考慮緊急制動時，O—A′為疲勞裂紋擴展第1階段，歷時1 777 h，在E1點和E2點分別經歷一次緊急制動，最大載荷下的疲勞裂紋擴展速率分別為6.09×10-7mm/循環和3.05×10-6mm/循環，但由于較大載荷持續時間只有3 s左右，因此緊急制動對疲勞裂紋擴展長度的影響很??；A′—B′為疲勞裂紋擴展第2階段，歷時83 h，在額定載荷下疲勞裂紋擴展速率從5.09×10-7mm/循環快速增長至5.78×10-5mm/循環；B′—C′為裂紋失穩擴展階段，由于在B′點經歷了一次緊急制動，并且B′點裂紋長度超過最短臨界裂紋長度，因此裂紋失穩擴展并斷裂，疲勞裂紋擴展總壽命為1 860 h.

綜上所述，在疲勞裂紋擴展第1階段，緊急制動沖擊對疲勞裂紋擴展的影響不大.在疲勞裂紋擴展第2階段，緊急制動沖擊對疲勞裂紋擴展的影響明顯，使疲勞裂紋擴展壽命縮短了100 h.在整個疲勞裂紋擴展過程中，3次緊急制動沖擊使疲勞裂紋擴展壽命縮短了約5.1%.

4 結 論

(1)在僅考慮風載荷作用的情況下，疲勞裂紋擴展剩余壽命為1 960 h.而當考慮3次緊急制動瞬時工況導致的極限載荷影響后，疲勞裂紋擴展剩余壽命縮短至1 860 h，比不考慮緊急制動時縮短了5.1%.

(2)緊急制動對疲勞裂紋擴展第1階段的影響較小，而對疲勞裂紋擴展第2階段影響顯著.因此，在對風力機齒輪裂紋壽命進行預測時，緊急制動等沖擊對疲勞裂紋擴展后期的影響不可忽視.

[2] SPINATO F,TAVNER P J,VAN BUSSEL G J W,et al.Reliability of wind turbine subassemblies[J].IET Renewable Power Generation,2009,3(4):387-401.

[3] ECHAVARRIA E,HAHN B,VAN BUSSEL G J,et al.Reliability of wind turbine technology through time[J].Journal of Solar Energy Engineering,2008,130(3):031005.

[4] 吳樹梁.兆瓦級風電齒輪箱故障監測及分析[D].濟南:山東大學,2012.

[5] 劉殷.風電齒輪箱設計計算中的材料熱處理影響因素分析[J].機械傳動,2010,34(6):68-72.

LIU Yin.Analysis of material & heat-treatment influence factors in design and calculation for wind turbine gearbox[J].Journal of Mechanical Transmission,2010,34(6):68-72.

[6] 王振雨,王乃祥,王繼新,等.基于混合分布的齒輪載荷譜編制方法綜述[J].礦山機械,2011,39(4):11-13.

WANG Zhenyu,WANG Naixiang,WANG Jixin,et al.Summarization on compilation of gear loading spectra based on mixed distribution[J].Mining & Processing Equipment,2011,39(4):11-13.

[7] 沈亮.齒輪疲勞壽命及齒根疲勞裂紋仿真分析[D].重慶:重慶大學,2011.

[8] 田雪.大型風電機組齒輪箱齒輪的疲勞壽命分析與預測[D].保定:華北電力大學,2014.

[9] 秦大同,張壯飛,周海波.隨機風速下風力發電機傳動系統動態外載荷計算[J].可再生能源,2012,30(9):21-26.

QIN Datong,ZHANG Zhuangfei,ZHOU Haibo.Dynamic loads calculation of wind turbines transmission system under random wind speeds[J].Renewable Energy Resources,2012,30(9):21-26.

[10] 張福平.變速變槳距風力發電機傳動系統動態外載荷計算[D].重慶:重慶大學,2013.

[11] 武鑫,蘇睿,芮曉明,等.新型并網風電機組的動力學建模與仿真[J].動力工程學報,2015,35(11):934-937,943.

WU Xin,SU Rui,RUI Xiaoming,et al.Dynamic modelling and simulation of a novel grid-connected wind turbine[J].Journal of Chinese Society of Power Engineering,2015,35(11):934-937,943.

[12] HEEGE A,RADOVCIC Y,BETRAN J.Fatigue load computation of wind turbine gearboxes by coupled structural,mechanism and aerodynamic analysis[J].DEWI Magazin,2006,28(2):61-68.

[13] SUN W,CHEN T,WEI J.Dynamic reliability of gears in a wind turbine gearbox under the conditions of variable wind speed and small samples[J].Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers,Part C:Journal of Mechanical Engineering Science,2012,226(12):3032-3042.

[14] 祖世華.隨機載荷下齒輪彎曲疲勞強度的研究[D].重慶:重慶工學院,2008.

[15] 周璇,蔣瑋,劉華漢,等.風電齒輪齒根彎曲應力及裂紋特性分析[J].現代機械,2014(6):24-28.

ZHOU Xuan,JIANG Wei,LIU Huahan,et al.Bending stress and crack characteristics at the tooth root of a wind power gear[J].Modern Machinery,2014(6):24-28.

[16] 郭辰.風電場平均風速變化對利用小時數的影響研究[J].風能,2012(7):50-58.

GUO Chen.The effect of mean wind speed variations on equivalent available duration of wind farm[J].Wind Energy,2012(7):50-58.

[17] 楊娜.風力發電機組載荷建模與控制[D].北京:華北電力大學,2012.

[18] 陳健.大型行星齒輪減速齒輪斷裂失效分析[D].沈陽:東北大學,2008.

[19] 方俊元.風力發電機組齒輪箱強度可靠性優化研究[D].保定:華北電力大學,2013.

[20] 包能勝,劉軍峰,倪維斗,等.新疆達坂城風電場風能資源特性分析[J].太陽能學報,2006,27(11):1073-1077.

BAO Nengsheng,LIU Junfeng,NI Weidou,et al.Wind energy resource analysis at Dabancheng wind farm in Xinjiang region[J].Acta Energiae Solaris Sinica,2006,27(11):1073-1077.

[21] 史瑞靜,李鳳婷,樊小朝,等.風電場風電利用水平綜合評價指標體系的研究分析[J].水力發電,2015,41(3):80-83,91.

SHI Ruijing,LI Fengting,FAN Xiaochao,et al.Study on comprehensive evaluation index system of wind power utilization level for wind farm[J].Water Power,2015,41(3):80-83,91.

[22] 孫明松,王江.1.5 MW風力發電機組液壓剎車系統設計[J].科技與企業,2015(13):253.

SUN Mingsong,WANG Jiang.Design of hydraulic braking system of 1.5 MW wind turbine[J].Science and Technology and Enterprise,2015(13):253.

Residual Life Evaluation of Gear Root Crack Growth in Driving Train of a Wind Turbine

XIAOJunfeng,LIJianlan

(School of Energy and Power Engineering,Huazhong University of Science and Technology,Wuhan 430074,China)

A calculation model for the residual life of gear root crack growth in driving train of a wind turbine was established at random wind speed on the basis of the impeller aerodynamic load model,the flexible driving train model and the gear root bending stress model,based on which the crack growth rate under random loads could be analyzed by calculating the gear root bending stress at different wind speeds.An analysis was conducted on the gear root crack growth of the sun gear in a 1.5 MW wind turbine.Results show that the residual life of gear root crack growth in a wind turbine is mainly affected by the wind load.Besides,the impact caused by emergency braking during later period of the crack growth can not be ignored.

wind turbine; gear; crack growth; emergency braking; residual life evaluation

2016-01-28

2016-04-07

國家自然科學基金資助項目(51375183)

肖俊峰(1990-)，男，重慶奉節人，碩士研究生，研究方向為風力機齒輪箱可靠性分析.李建蘭(通信作者)，女，副教授，碩導，電話(Tel．)：13667290268；E-mail：hust_ljl@hust.edu.cn．

1674-7607(2017)01-0045-07

TK83

A 學科分類號：470.30