兆瓦級風電機組前機架結構強度優化設計研究

呂杏梅 鐘杰 李秀珍 陳文權

前機架是風電機組中最關鍵和承載最復雜的部件之一，其承受復雜交變的葉片氣動載荷和低速軸系（包括風輪系統、主軸、主軸承、主軸承座、齒輪箱等部件）的重力載荷。在前機架設計中，首先考慮其設計方案的可制造性，其次必須滿足極限強度和疲勞強度的要求，前機架設計及質量的可靠性是保證風電機組安全穩定運行的關鍵。為更加準確地評價前機架受力情況，并為前機架的強度設計提供更加科學的參考依據，本文在考慮主軸承和偏航軸承非線性的基礎上，采用合理的有限元模擬方式模擬偏航載荷對前機架底部的受力影響，并完善了在對前機架進行受力分析時的邊界條件。

前機架原方案靜強度分析

一、前機架有限元分析理論基礎

采用有限單元法對前機架進行靜強度分析，其基本思路是將連續的求解域離散成有限個單元的集合體，這樣的組合體能解析地模擬或逼近求解區域，另外是在單元內假設近似的函數來表示全求解區域上待求的未知場函數，單元內的近似函數通常由單元節點位移的插值函數表達，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程如下：

代入模型的幾何方程得到單元的應變與單元節點位移的關系：

根據模型的約束條件，從式（6）得到節點位移列陣，并依據式（3）得到各單元的應力值。

二、前機架網格模型的建立

本次分析所包括的結構件主要有前機架、風輪鎖緊盤、主軸軸承、齒輪箱彈性支撐、主軸、偏航軸承、偏航制動器、偏航制動盤、塔架。其中前機架采用C3D10M（四面體二次修正單元），此單元應用在應力分析中有較好的收斂性。

根據軸承滾子的傳力特點，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、邊界條件設置

（一）位移邊界條件設置

位移約束：固定塔架底部的全部自由度。

接觸約束：對風輪鎖緊盤與主軸間、主軸承內表面與主軸間、齒輪箱彈性支撐與前機架間、前機架與偏航軸承內圈間、制動盤與偏航軸承外圈間、制動盤與塔架間建立綁定約束。

（二）載荷邊界條件設置

前機架采用球墨鑄鐵鑄造成型，其承受靜載荷均是根據GL2010規范中風況標準采用Bladed軟件仿真得到。前機架強度分析時采用靜止輪轂坐標系下的極限載荷（包括Fx、Fy、Fz、Mx、My、Mz）及齒輪箱的重力載荷。輪轂中心載荷通過剛性梁傳遞至主軸，再由主軸承傳遞至主軸承座、前機架、偏航系統，最終傳遞至塔架。因前機架的設計以靜強度為主，本文基于靜強度分析結果對前機架進行結構優化。

風電機組的偏航載荷Mz從前機架通過制動器、偏航制動盤傳遞到塔架上，因此，在模擬載荷的傳遞路徑時，首先在制動器與摩擦片中心分別建立節點，然后將此節點分別與制動器和摩擦片的表面建立耦合約束，在全局坐標下，建立約束方程，耦合重合節點平動自由度（見圖5），以保證制動器與摩擦片之間可以垂向分離。

四、前機架靜強度分析結果

前機架的屈服強度要求小于200MPa，根據GL2010規范的要求，需考慮材料1.1的安全系數，因此其許用應力為181MPa。由原機架的受力云圖（見圖6）可以看出，超過181MPa的結構主要有3處：第一處位于機架前部減重孔處（見圖7），最大應力為236.2MPa；第二處位于機架底部（見圖8），最大應力為218.9MPa；第三處位于前機架側面減重孔處（見圖9），最大應力為222.2MPa。

前機架靜強度優化設計

根據靜強度的分析結果，對原方案進行結構優化。以重量最輕為目標，并以靜強度滿足設計要求為約束，經過15次的結構優化，得到滿足要求的前機架結構，迭代過程如表1所示。

在對前機架進行優化設計時，主要針對原方案中超過許用強度的3處結構進行優化。在結構優化過程中，考慮鑄造工藝及結構要求，第一處圓孔被去除，由圖10可以看出，此時最大應力位于上部圓孔處，最大值降為162.7MPa；改變第二處結構的圓角和板厚，其應力降為圖11中的167.4MPa；改變第三處減重孔的大小，其應力降為圖12中的167.8MPa。

優化方案前機架疲勞強度分析

根據靜強度的優化結果，對優化方案的前機架進行疲勞強度分析。

一、疲勞強度分析流程

前機架的疲勞破壞主要為高周疲勞，因此在對其進行疲勞強度計算時采用全壽命（S-N）分析，它以零件的應力為基礎，用循環計數法和Palmgren-Miner線性累積損傷理論（簡稱Miner理論）進行分析。

前機架的設計壽命為1E7，計算步驟如下：

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

（2）計算在疲勞極限載荷工況下前機架的應力。

（3）設置載荷：將疲勞極限載荷工況與疲勞載荷譜進行關聯。

（4）設置材料，定義S-N曲線：根據前機架的材料特性并依照GL2010規范擬合多應力比S-N曲線。

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

二、疲勞載荷邊界

風輪和齒輪箱的重力會對前機架的應力產生較大的影響，因此，在疲勞載荷分析中考慮彎矩的同時，必須要加上重力的作用。根據Bladed軟件對所有疲勞載荷工況極值的統計結果，選取扭矩Mx為2000kN·m，彎矩My和Mz為4000kN·m，力為600kN。

三、S-N曲線的設置

四、疲勞強度分析結果

前機架的疲勞損傷最大值為0.087，如圖13所示，出現在機架上平面的減重孔處。由該值小于1可知，前機架疲勞強度滿足設計要求。

結論

在有限元計算理論的基礎上，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架受力分析模型，通過對前機架進行15輪的結構優化設計，最終得到滿足靜強度設計要求的前機架結構。根據GL2010標準，依據應力壽命分析方法對優化方案前機架進行疲勞強度分析，結果顯示其同樣滿足設計要求。

（作者單位：中車株洲電力機車研究所有限公司）