兆瓦级风电机组主轴结构优化设计与研究

吕超 白儒 徐苾璇 郑冰 张洪达

摘要：主轴是风力发电机组传动链系统中的核心部件之一，其结构安全性对整个机组的稳定、可靠运行至关重要。为了校验某MW级风电机组主轴的结构安全性，采用有限元分析方法，对其静强度进行校核分析，在此基础上，结合疲劳载荷谱和材料的S/N曲线，根据线性累积损伤理论对其疲劳强度进行校核分析，进而对主轴结构提出优化改进方案。文中所阐述的分析方法及相关结论对于指导主轴的结构设计与优化具有重要意义。

关键词：主轴；有限元分析；静强度；疲劳强度；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

主軸是风力发电机组传动链系统中的核心部件之一，在机组运行过程中，其不断受到由轮毂传递过来的周期性载荷与随机载荷的综合作用，同时，还要经受传动链自身的扭转振动等载荷，它是风力发电机组中受力最为复杂，可靠性要求最高的关键部件之一，其设计的合理性与安全性直接关系到整个机组运行的稳定性与可靠性[1]。

主轴的失效破坏主要有两种形式：一是由于极限载荷过大，导致主轴的局部发生屈服而破坏；二是由于交变载荷过大，导致在使用期限内疲劳损伤超出设计值而产生疲劳破坏[1][2]。本文中通过建立有限元分析模型，对主轴的静强度和疲劳强度进行综合分析，进而对主轴设计提出合理的优化方案，保证其静强度和疲劳强度均满足设计要求。文中所采用的分析方法及相关研究结论对于指导主轴结构的优化设计具有重要价值。

1 主轴分析几何模型

主轴在风力发电机组中的布置形式有多种，本文中所分析主轴为典型的单轴承支撑方式，双列球面调心滚子轴承的内、外圈分别与主轴和轴承座过盈装配，主轴强度分析的整体模型包括主轴本体、主轴承、轴承挡圈、锁紧螺母、轮毂和胀紧套，如图1所示。

2 主轴分析有限元模型

为了便于有限元网格划分，根据主轴分析的整体模型，进行几何清理和模型简化，去除结构上的螺纹孔、油孔以及装配倒角等一些无关结构强度的几何特征[3][4]；主轴的锁紧螺纹结构在分析计算时考虑应力集中系数，不再进行螺纹特征的建模，根据参考文献彼得森应力集中系数[4][5]取值为2.6。

在整个分析模型中，轮毂模型则采用四面体单元进行网格划分，除轮毂以外的几何结构均为规则的旋转体，使用六面体单元扫略划分；对于主轴承滚珠，根据罗氏应力应变手册使用仅受压的杆单元（Link180）模拟其受力形式和刚度[4][6]，同时，对于主轴本体上的主要过渡位置进行网格细化处理，如图2所示。

如图3所示为主轴强度分析的整体模型：主轴与轮毂、主轴承内圈、锁紧螺母和胀紧套之间的接触面设置我绑定接触，其余接触面均设置为摩擦接触；在齿轮箱弹性支撑中心位置建立约束点，通过梁单元伞与胀紧套端面连接，并约束其除X方向平动自由度外的所有自由度，主轴承外圈节点约束其全部平动自由度；在轮毂中心旋转坐标系[2]原点建立载荷加载点，通过梁单元伞与轮毂端面连接，用于外部载荷施加，其中轮毂中心旋转坐标系如图4所示，外部载荷则根据叶素理论和坐标转换，利用Bladed软件计算得到。

3 主轴静强度分析

利用Bladed软件计算得到轮毂中心旋转坐标系下全部极限载荷工况，使用ANSYS求解计算得到MyzMax工况下Von Mises应力[7]值最大，该极限工况的载荷值如表1所示，主轴的应力分布情况如图5所示。主轴材料为34CrNiMo6，其屈服强度为600MPa，根据GL 2010规范[2]中对金属部件的设计要求，考虑材料安全系数取1.1，则主轴的许用应力为545MPa，由上述图中的应力结果可知主轴的最大应力为296.6MPa，位于安装轴承的卸载槽处，最大应力远小于材料的许用应力，因此，主轴满足静强度设计要求。