風力發電機主軸結構對鎖緊螺紋段疲勞強度影響研究*

王 斌，翁海平，殷 杰，杜杰鋒，陳 晨,宋海良

(1.浙江運達風電股份有限公司,浙江 杭州 310012；2.浙江省風力發電技術重點實驗室,浙江 杭州 310012)

0 引 言

風能作為一種蘊含能量巨大的可再生能源，是替代傳統燃料最主要的能源之一。風力發電技術越來越受到各個國家的大力發展，風能是解決我國能源短缺和環境污染問題最現實的能源[1-3]。風力發電機的裝機容量逐年增加，裝機尺寸不斷增大，與此同時也出現了成本升高、故障頻發等問題。風能產品的制造技術也面臨著巨大的挑戰，整機建模、零部件載荷分析顯得尤為重要。

風力發電機組從槳葉載荷傳至輪轂再通過主軸傳至齒輪箱，最終驅動發電機，主軸前端法蘭通過鎖緊螺栓與輪轂剛性聯接，后端通過鎖緊盤與增速齒輪箱輸入軸相連[4,5]。主軸處于整個傳動鏈中間位置，是風力發電機組的重要零部件，傳遞動力及載荷，對風力發電機運行起著重要作用，其結構強度對整個機組的安全、穩定運行有著至關重要的影響，其可靠性直接影響著風力發電機組的可利用率、發電量、使用壽命與經濟成本[6-8]。隨著市場競爭的日益激烈，行業將要面臨嚴峻的成本挑戰，再加上大型風力發電機組功率越來越大，主軸越來越重，在此基礎上主軸面臨減重降本的任務。

主軸疲勞損傷分布不均勻，對于有鎖緊螺紋段結構的主軸，通過大量的仿真計算和實際機組的現場驗證，高損傷區主要集中在螺紋處，且遠大于其他部位。部分機型由于結構形式所限，鎖緊螺紋本身很難改動，容易造成主軸疲勞失效。優化主軸螺紋段，降低主軸螺紋段疲勞損傷值化成了重點。

因此建立其他結構和螺紋結構的數學模型，分析它們之間的關系，對于指導主軸優化設計有非常重要的意義。使用設計精良、質量可靠、力學性能優越的主軸才能確保風力發電機組正常穩定地運行。

筆者針對現有主軸結構在確保主軸安全運行情況下，研究主軸部分結構對鎖緊螺紋段疲勞損傷值的影響[9-11]。

1 主軸螺紋段簡介

風力發電機組從低兆瓦研發至高兆瓦，主軸載荷隨之變大，由于主軸的支撐和受載情況復雜，不僅需要承擔來自風輪的各種載荷，同時需要將來自風輪的轉矩傳遞給增速齒輪箱，其工況復雜多變，工作應力變化幅度大。

一般主軸采用合金鋼材質，極限強度均能滿足要求，安全裕度高，而疲勞強度安全裕度比較低，因此主軸強度分析最為關鍵的就是優化疲勞強度，鎖緊螺紋段相對于主軸其他部位，由于其缺口效應，螺紋造成的應力集中系數較高，對應的疲勞損傷值就高，鎖緊螺紋段的疲勞強度尤為重要。筆者在nCode軟件分析下優化主軸各部分尺寸變化對研究主軸鎖緊螺紋段疲勞壽命的影響。

2 有限元分析及疲勞計算

2.1 三維模型

筆者針對某大型風力發電機組主軸進行優化分析。主軸鎖緊螺紋段前圓弧(卸荷槽)及螺紋段后圓弧與螺紋段相鄰，因此主要研究這2個部位及螺紋段自身尺寸變化對螺紋段疲勞損傷值的影響，研究部位及參數如圖1、圖2所示。

圖1 風力發電機主軸截面圖1—螺紋段后圓弧；2—螺紋段；3—螺紋段前圓弧(卸荷槽)；L—螺紋段到主軸大端距離

圖2 卸荷槽變量圖

針對尺寸參數化，對該主軸進行單位應力及疲勞強度計算。

在SolidWorks中筆者通過合理的結構簡化建立主軸、輪轂實體，剎車盤、主軸承和齒輪箱脹套面體等模型，其余的一些螺紋安裝孔和倒角等小特征，由于對應力應變響應分析影響不大，都進行了簡化。

2.2 有限元分析及疲勞分析

(1)主軸材料

低兆瓦主軸一般采用合金結構鋼鍛造而成，一般選用42CrMo4或者34CrNiMo6這2種材料，通常風力發電機主軸在-40 ℃～50 ℃的環境中要使用20年，因此對主軸性能提出了很高的要求。此次分析主軸材料采用42CrMo4，主軸重量15.68 t，材料參數如表1所示。

表1 材料42CrMo4參數

(2)有限元模型

簡化后的SolidWorks模型導入ANSYS進行網格劃分。主軸、剎車盤、軸承內外圈及脹套都是回轉結構，通過掃略功能劃分網格，均采用六面體二十節點單元，疲勞強度一般先發生在主軸表面，將主軸外表面網格細化，有利于得到精確的結果。六面體二十節點單元質量好，結果精度高，單元的整齊規則，在數量上也會大大少于四面體，縮短計算時間。

主軸與其他部件的接觸均采用綁定接觸。主軸的鎖緊螺紋段結構疲勞分析時使用疲勞缺口系數對S-N曲線進行修正，單獨計算，因此在有限元模型中簡化分析。軸承滾柱數量較多，實體建模不經濟、效率低，計算資源消耗大，使用僅受壓的桿單元Link10能夠正確模擬受力形式和力與力矩的傳遞路徑，通過截面積的設置，保證剛度的保守計算。

主軸承和齒輪箱彈性支撐起固定和支撐作用。主軸末端連接脹套假體，脹套的端面通過梁單元傘結構連接彈性支撐幾何中心，中心旋轉方向固定約束，彈性支撐梁單元末端位移固定約束，主軸承中心位移固定約束。

筆者利用ANSYS的參數化建模語言APDL對主軸進行參數化建模，得到風力發電機主軸參數化模型以及命令流文件。

有限元模型如圖3所示。

圖3 主軸有限元模型

2.2.1 有限元分析

對于主軸分析而言，筆者采用輪轂中心坐標系載荷，即有Mx、My、Mz、Fx、Fy和Fz載荷分量，共6個獨立載荷。

輪轂中心加載點加載載荷，輪轂實體與加載點之間通過梁單元傘結構連接，將力與力矩通過輪轂實體傳遞到主軸端面。

通在輪轂中心載荷加載點分別加載12個獨立的單位載荷，分別為±Mx，±My，±Mz，±Fx，±Fy，±Fz，得到12個應力應變響應結果，其結果包含了各節點的各正應力、切應力值(σxx，σyy，σzz，τxy，τyz，τzx)。一個單位載荷下的應力應變響應結果，可得到各節點上的應力張量分量，與其疲勞載荷歷程相乘得到相應的應力張量分量時間歷程。

2.2.2 疲勞損傷分析

在主軸12個單位應力分析的基礎上，筆者采用輪轂中心旋轉坐標系疲勞載荷，載荷需要通過通道合并后形成可被利用的應力譜。當結構承受多個循環載荷或者不規律載荷時，需要確定每個應力/應變循環的次數及應力幅值、均值，文本使用雨流計數法，雨流計數法對載荷的時間歷程進行計數的過程反應了材料記憶特性。

依據GL2010認證規范，結合主軸材料力學性能、主軸不同的表面粗糙度Ra、主軸檢測方法、缺口效應系數SCF等參數，主軸材料安全系數取1.1，計算得出S-N曲線，如圖4所示。

圖4 S-N曲線

應力修正方法采用應力比修正，多應力比S-N曲線能較好地應用于平均應力修正。應力計算方法采用關鍵面法，當主軸表面主應力方向有變化時，使用關鍵面法疲勞損傷模型分析更合適，關鍵面法將數據解析為一系列角度，從0°到170°，每10°一個平面，執行每個平面的疲勞計算。

在循環載荷作用下，不同應力幅的循環分量都會對結構裂紋擴展做出貢獻，當損傷累積到一定程度后結構就會疲勞失效破壞。材料在各應力水平下的損傷是獨立進行的，疲勞的總損傷可線性累加，這里使用廣泛的線性疲勞累積損傷理論：Miner理論進行分析及疲勞損傷計算。

3 主軸各部位結構優化對鎖緊螺紋段疲勞強度影響

3.1 螺紋段前圓弧(卸荷槽)半徑Rx對螺紋段及整個主軸的影響

卸荷槽本身是為了螺紋加工退刀設計，采用圓弧設計后，可以有效減少該部位由于螺紋尾段加工引起應力集中現象，改善螺紋段周圍的疲勞損傷強度。

主軸螺紋前圓弧(卸荷槽)內徑結構參數Rx及H如表2所示。

表2 主軸螺紋前圓弧(卸荷槽)內徑結構參數Rx及H

保持螺紋段離主軸大端距離L為1 355 mm，卸荷槽寬度B為90 mm，螺紋后圓弧半徑R為710 mm，H為Rx變化時所對應的圓弧底部定點與主軸外表面深度。

卸荷槽圓弧內徑對螺紋段及主軸的影響如圖5所示。

圖5 卸荷槽圓弧內徑對螺紋段及主軸的影響

卸荷槽直徑從70 mm減至40 mm，隨著直徑減小，圓弧深度H增大，疲勞損傷值減小，斜率較大；主軸整體疲勞損傷急劇增大，曲線呈指數上升，最大值達到300，最大點出現在卸荷槽本身，這是由于卸荷槽深度增加，使其底部剛度減弱，承擔了更多的彎矩載荷。卸荷槽直徑從70 mm增至90 mm，隨著卸荷槽直徑增大，螺紋段疲勞損傷值趨于平緩，斜率較小；主軸整體疲勞損傷值也趨于平緩，低于1。直徑從90 mm增至100 mm，兩條曲線重合，主軸最大疲勞損傷值部位與螺紋段損傷部位重合，即主軸最大疲勞損傷值位置為螺紋段，且隨著卸荷槽直徑變大，卸荷槽深度變淺，螺紋段疲勞值也隨之增加，卸荷槽直徑為95 mm時，螺紋段疲勞超出1。

3.2 螺紋段前圓弧(卸荷槽)寬度B對螺紋段及整個主軸的影響

保持主軸螺紋段前圓弧(卸荷槽)深度H為固定值12 mm，螺紋段離主軸大端距離L為1 355 mm，螺紋后圓弧半徑R為710 mm，改變卸荷槽寬度B，研究卸荷槽寬度B對螺紋段疲勞損傷值影響。

主軸螺紋前圓弧(卸荷槽)寬度參數B如表3所示。

表3 主軸螺紋前圓弧(卸荷槽)寬度參數B

卸荷槽寬度對螺紋段及主軸的影響如圖6所示。

圖6 卸荷槽寬度對螺紋段及主軸的影響

卸荷槽寬度B從50 mm增至105 mm，螺紋段損傷值緩慢增加，曲線平緩，表明卸荷槽寬度對螺紋段及整個主軸損傷影響較小，卸荷槽寬度增至105 mm時，螺紋段損傷也在可控范圍內，沒有達到疲勞損傷極限值1。當卸荷槽寬度從50 mm增加至70 mm時，主軸疲勞損傷值急劇下降，這一階段疲勞損傷最大值主要出現在卸荷槽本身，超過70 mm，疲勞損傷值轉移至螺紋段后圓弧，寬度B再增加至90 mm時，疲勞損傷最大值出現在螺紋段，兩條曲線重合。由此表明，螺紋段對卸荷槽寬度尺寸變化敏感度較低，反而卸荷槽本身的損傷值對寬度尺寸變化敏感度較高，當卸荷槽寬度變小至一定數值，卸荷槽本身損傷值上升超過1，且斜率較大。

3.3 螺紋段位置對螺紋段及整個主軸的影響

螺紋段處于軸承與齒輪箱脹套之間，在主軸上起著軸向定位的作用，利用鎖緊螺紋壓緊軸承擋圈，防止擋圈軸向移動。

保持主軸螺紋段前圓弧(卸荷槽)Rx為90 mm，卸荷槽寬度B為90 mm，螺紋后圓弧半徑R為710 mm。螺紋段離主軸大端端面距離參數L如表4所示。

表4 螺紋段與主軸大端距離結構參數L

螺紋段位置對螺紋段及主軸的影響如圖7所示。

圖7 螺紋段位置對螺紋段及主軸的影響

隨著螺紋段與主軸大端距離變大，螺紋段離主軸大端距離越遠，螺紋段疲勞損傷曲線斜率為負，損傷值減小。主軸的疲勞損傷最大值一開始出現在螺紋段后圓弧，隨著距離增大，最大值轉移至螺紋段，這一階段兩條曲線重合。當螺紋段距離主軸大端距離為1 405 mm時，最大損傷位置轉移至主軸大端圓弧處，主軸疲勞損傷值不再隨著L增大而增大，曲線漸漸平穩。

分析原因為隨著螺紋段遠離大端，主軸壁厚也由此增加，主軸剛度增強，疲勞損傷值降低；當螺紋段靠近主軸大端時，主軸壁厚減少，疲勞值也因此增加。

3.4 螺紋段后圓弧對螺紋段及整個主軸的影響

螺紋段后圓弧靠近螺紋段，對螺紋段的疲勞至關重要，螺紋段后連接圓弧的尺寸變動對螺紋段的疲勞損傷影響尤其明顯。

保持螺紋段離主軸大端距離L為1 355 mm，螺紋段前圓弧(卸荷槽)內徑Rx為90 mm，卸荷槽寬度B為90 mm。

主軸螺紋后圓弧半徑結構參數R如表5所示。

表5 主軸后圓弧半徑結構參數R

螺紋段后圓弧對螺紋段及主軸的影響如圖8所示。

顯示螺紋段后圓弧尺寸減小，對螺紋段疲勞有顯著的影響，后圓弧半徑減小，螺紋段損傷值減小明顯，但后圓弧本身尺寸減小，會導致本身的疲勞損傷值急劇增加，最大值超過100。當后圓弧的尺寸到達拐點時，螺紋段及后圓弧段疲勞損傷值均小于1，圓弧段尺寸繼續增加后，主軸及螺紋段疲勞均增加，兩曲線重合。

圖8 螺紋段后圓弧對螺紋段及主軸的影響

由此表明，圓弧段尺寸增加，圓弧段自身結構強化，疲勞損傷值降低，使得主軸的疲勞最大值又回到螺紋段。圓弧段尺寸減小，圓弧段自身結構弱化，疲勞損傷值增大，使得主軸疲勞最大值從螺紋段轉移到圓弧段。且從兩條曲線走勢可以發現，后圓弧半徑取值對于螺紋段和主軸疲勞損傷值很關鍵，只有在R為710 mm左右，兩者損傷值都小于1。

4 主軸優化

原有主軸疲勞損傷值云圖如圖9所示。

圖9 原有主軸疲勞損傷值云圖

基于以上參數對螺紋段及主軸整體疲勞的影響，筆者對原主軸螺紋段進行優化，選擇合適的參數數值，經過有限元及疲勞分析得到主軸疲勞損傷云圖，如圖10所示。

圖10 優化主軸疲勞損傷值云圖

由圖9及圖10的比較結果可知，該優化分析在維持其他部位損傷值不變，且保證主軸螺紋段滿足強度要求的同時，疲勞最大值出現在螺紋后圓弧段;損傷值為0.932 3，螺紋段疲勞損傷值為0.68，比原有主軸降低了0.26，由此可見，優化結果大大提高了主軸螺紋段的疲勞強度。

5 結束語

為了降低主軸螺紋段的疲勞損傷，本文開展了主軸結構對鎖緊螺紋段的疲勞強度研究;分析了主軸4個參數對鎖緊螺紋段及主軸整體疲勞的影響，主要結論如下：

(1)螺紋段前圓弧(卸荷槽)圓弧半徑Rx即深度H對螺紋段疲勞影響大，半徑越小，卸荷槽深度越大，螺紋段損傷越小；但卸荷槽本身疲勞損傷值對卸荷槽半徑較敏感，半徑減小同時自身疲勞損傷呈指數上升；

(2)卸荷槽寬度B對于螺紋段的影響較小，曲線趨于平緩；但隨著寬度B減小，卸荷槽本身的疲勞損傷值會超出1；

(3)螺紋段后圓弧對螺紋段損傷值曲線斜率較大，對螺紋段損傷影響較明顯，螺紋段后圓弧本身疲勞損傷值對尺寸修改比較敏感，需要根據兩者疲勞強度綜合考慮；

(4)對主軸結構提出的優化方案，優化了主軸結構使螺紋段疲勞降低，為后期主軸新設計及優化提供了明確方向。