3MW雙饋型風力發電機組主機架結構有限元分析

于雙江 廖 暉 楊 靜

(東方汽輪機有限公司， 四川 德陽， 618000)

3MW雙饋型風力發電機組主機架結構有限元分析

于雙江 廖 暉 楊 靜

(東方汽輪機有限公司， 四川 德陽， 618000)

通過對有限元方法理論的研究， 采用 ANSYSW orkbench 對風力發電機組主機架進行強度分析， 考慮主軸系統對主機架強度的影響，用桿單元模擬主軸承滾動體，提高載荷的傳遞效果，機架應力分析結果滿足強度要求，并在此基礎上提供機架設計修改意見。根據疲勞分析理論，采用應力分析方法對鑄造機架進行疲勞分析。為新型機架的結構設計提供了依據。

風力發電機組；主機架；有限元分析；強度；疲勞

0 引言

隨著風力發電機組向大功率方向發展，兆瓦級風力發電機組已成為目前市場上的主力機型，風力發電機組主機架作為風力發電機組的重要組成部分，承受了風輪載荷及機架上各部件的載荷。隨著風機功率的增大，主機架結構向復雜化、大型化的方向發展，作為關鍵部件，其強度、疲勞分析尤為重要，不僅可以校核結構，而且可以指導結構的設計和優化。

主機架結構復雜，其前部通過主軸與風輪輪轂連接，并支撐著風力發電機組的傳動系統，機架底部與偏航軸承內圈連接，與偏航系統共同完成風機偏航功能。主機架承受來自風機自身零部件載荷及風輪傳遞的外部載荷，受力情況復雜，采用傳統力學方法難以獲得可靠的分析結果。本文采用有限元分析方法， 利用 ANSYSWorkbench對主機架進行強度分析， 并結合 Fe-safe 軟件完成機架的疲勞分析。

1 風力發電機組主機架結構有限元模型

1.1 主機架結構有限元分析理論基礎

主機架有限元分析的理論基礎為有限單元法，它通過將復雜的模型離散化，形成有限數目的單元集合，在彈性力學基本方程的基礎上建立各單元的線性方程組，聯立求出滿足工程精度要求的計算結果[1]。 有限單元法的基本求解過程如下。

有限元模型經過離散化，任意單元的位移可表示為：

代入模型的幾何方程中可得單元結點位移表示的單元應變表達式：

由彈性力學中模型的物理方程， 代入式 （2），將得到單元結點位移列陣表示的單元應力表達式：

最后利用彈性體的虛功方程建立單元結點力陣與結點位移列陣之間的關系，即形成單元的剛度方程式：

其中， R｛ ｝e為單元結點力矩陣， k［ ］e為單元剛度矩陣。

用直接剛度法將單元剛度矩陣集成整體剛度矩陣，并將單元載荷列陣集成總體載荷列陣，形成總體結構的剛度方程：

結合模型的邊界條件， 式（6）變成以結點位移為未知數的代數方程組。解此方程組可求出結點位移。 由 δ｛ ｝可得到 δ｛ ｝e， 代入式（3），可得到各單元的應力分量值。

1.2 機架參數及極限載荷工況

3MW 主機架不同于 1.5MW、 2MW 機型結構，為承受更大的載荷，達到更好的整體性能，機架采用前、后機架兩部分連接的方式。兩部分選用不同的材料和加工工藝，前機架采用球墨鑄鐵材料鑄造成型，后機架采用低合金結構鋼焊接成型。主機架在強度分析中采用整體模型導入計算，而疲勞壽命分析則因前后機架材料和工藝的不同，需分別采用不同的方法進行分析。

在主機架極限強度分析中，為方便有限元模型的建立和載荷、邊界的施加，對模型進行適當簡化，并在機架上建立零部件假體 （包括主軸、主軸軸承、軸承座、齒輪箱支撐、發電機支撐及偏航軸承內圈假體）。 主機架三維模型如圖1所示。

圖1 主機架三維幾何模型

整個風機的極限載荷是根據GL規范中風況標準[2]，采用 Bladed 軟件進行模擬運行得到。 機架所承受風載主要是由風輪經傳動系統傳遞至機架的載荷，通過計算各極限工況載荷下機架的應力結果，分析機架的整體強度。

1.3 有限元分析模型

主機架及相關部件在 ANSYSWorkbench 12.0中進行網格劃分，并對局部區域進行網格細化，采用的單元是 10 節點的 2次 4 面體實體單元（solid187）和 20 節點的 6 面體網格（solid186）， 整體單元數目約 67 萬個， 采用 ANSYSFEmodeler[3]模塊進行網格質量檢查，有限元網格模型及質量檢查如圖2 所示 （單元主要分布在質量因子 0.6～1之間， 網格質量良好）。

圖2 機架網格模型及網格質量檢查

主軸軸承是傳動系統中的重要部件，其模型簡化方法將直接影響到機架分析結果，為保證載荷的正確傳遞，分析中改變僅采用圓環實體代替軸承的傳統方法，新方法中采用保留軸承的內外圈模型， 使用 APDL 宏語言創建 LINK10 單元模擬軸承中的滾動體，更加真實地模擬風載從主軸傳遞至機架的效果。

LINK10 單元是 ANSYS 中三維桿單元， 具有雙線性剛度矩陣特性，其軸向僅受拉或僅受壓，這一特性與軸承滾動體實際受力情況 （僅受壓力）相符， 可通過 LINK10 的屬性 KEYPOT （3） 的設置來實現對滾動體的模擬。每個滾動體用3個LINK10 單元模擬， 軸承單元 LINK10 模型如圖3所示。

圖3 主軸軸承 LINK10 單元模型

2 主機架極限強度分析

2.1 邊界條件及載荷施加

主機架在進行極限強度分析時，邊界條件與風機的運行工況有關，具體工況下的邊界施加方法如下。

（1） 極限工況

在塔筒頂部坐標系下[2]， 通過遠程位移約束（Remote Displacement）約束偏航軸承內圈， 實現對機架 UX、 UY、 UZ、 ROTX、 ROTY 自由度的約束；用遠程位移約束機架底部剎車器安裝面，實現對機架 ROTZ 方向的自由度的約束； 第三個遠程位移邊界條件用來考慮由偏航驅動所產生的對主機架轉動的約束， 約束節點UZ自由度外的其他自由度。 由于主軸采用 LINK10 單元， 需用遠程位移約束控制主軸的旋轉自由度。

（2） 風輪鎖緊工況

此工況是機組在進行調試、維護、檢修時，通過軸承座靠近風輪端座體內的風輪鎖緊裝置把整個傳動系統固定鎖死的工況， 邊界條件與 （1）相同，僅載荷施加有所區別。

（3） 偏航剎車工況

此工況模擬最惡劣的情況：電網失電、液壓站蓄能器損壞或偏航剎車器故障導致的剎車器不起作用，僅偏航驅動阻止機艙轉動，邊界條件去掉 （1） 中約束偏航驅動的遠程位移約束， 在驅動上施加偏航扭矩。

主機架所考慮的載荷包括輪轂中心載荷和齒輪箱、發電機、變頻柜、機艙罩殼的重力。根據GL規范中的要求， 考慮各重力載荷的局部安全系數。

輪轂中心載荷中 Fx、 Fy、 Fz、 My、 Mz分量通過遠程力和力矩作用在主軸與輪轂連接端面，Mx分量在極限工況中是通過齒輪箱支撐座傳遞到機架，其作用點為齒輪箱重心，作用面為齒輪箱支撐面， 在鎖緊工況中通過軸承座 （輪轂側） 傳遞到前機架，作用面為軸承座支撐上表面。

主機架上各部件的重力通過遠程力（Remote Force）作用在支撐平面上，作用點為各部件的重心，機架整體邊界條件及載荷施加結果如圖4所示。

圖4 主機架極限工況邊界條件及載荷的施加

2.2 極限強度結果分析

主機架整體極限強度分析主要考察的是機架在極限工況下的受力狀況， 通過計算 16種極限工況得出了最大 Von-Mises 應力值。 圖5 （a）、（b）分別為前機架、后機架的最大應力云圖。

圖5 前機架、后機架最大應力云圖

前機架最大應力出現在軸承座與機架接觸面邊緣，但此處應力在很小范圍區域急劇增大，分析此處單元因網格不協調而導致應力不準確，不考慮此應力集中位置，則前機架最大應力為170.52MPa， 位置在軸承座下方兩垂直筋板間的凹槽處。 后機架最大應力為 130.65MPa， 位置為后機架中部垂直筋板的圓孔內緣。

安全裕度 Msult的計算方法：

σs是材料的屈服極限， n 為安全系數， 根據GL 規范[2]， 取安全系數 1.1。

根據機架材料的力學特性，計算前、后機架的安全裕度均大于0， 主機架滿足強度要求。 其中前機架的安全裕度較小，可通過增大主軸下方U型凹槽兩側與軸承座連接處厚度 （圖6 位置 1），使用厚度漸變方法增強最大應力處結構的強度。增大軸承座下方U型槽與垂直筋板間過渡圓角半徑 （圖6 位置 2）， 避免因表面急劇變化導致的應力集中。

圖6 模型修改位置

模型修改后再次計算，與原有模型相比，局部應力有所降低，達到優化的目的，計算后模型應力云圖如圖7所示。

圖7 模型修改后應力云圖

3 機架疲勞分析

3.1 疲勞分析方法

主機架所承受的載荷復雜，屬于高周多軸疲勞，疲勞破壞已經成為影響部件失效的重要因素之一[4]。 與整體鋼板焊接機架不同， 3MW 新型機組的前機架采用鑄造工藝完成，與焊接件的疲勞分析方法不同，本文主要分析前機架鑄件分析方法。

疲勞分析方法是建立在疲勞累積損傷理論基礎上的， 其中應用最為廣泛的是 Palmgrem-Miner理論。此理論中假定材料在各個應力水平下的疲勞損傷是獨立進行的， 總損傷可以線性疊加[5]。 當總的累積損傷值達到1時，部件就達到了其極限狀態， 所以在規定壽命內， 需保證損傷值小于1。對于高周多軸疲勞，通常采用應力疲勞分析方法。前機架使用 Fe-safe 軟件進行疲勞分析， 疲勞分析具體流程見圖8。

圖8 前機架疲勞分析流程圖

其中材料的疲勞特性曲線 （S-N 曲線） 對疲勞壽命分析的影響較大， 鑄件球墨鑄鐵的 S-N 曲線根據 GL 規范[2]計算， 其中考慮了機架材料的屈服極限[6]、 表面粗糙度、 厚度、 應力比、 質量等級等因素。 球墨鑄鐵材料的 S-N 曲線如圖9 所示。

圖9 球墨鑄鐵材料的 S-N 曲線

在 Fe-safe 軟件中， 單位載荷應力結果通過LDF 文件與疲勞載荷譜一一關聯起來， 軟件中采用雨流計數法處理疲勞載荷譜，通過平均應力修正后結合單元的應力結果進行疲勞壽命計算。

3.2 疲勞結果分析

Fe-safe 計算結果文件通過導入 ANSYS 進行疲勞結果分析， 前機架疲勞壽命云圖如圖10所示。

圖中位置為疲勞壽命最小區域，結果顯示方式為對數壽命值， 即最短壽命為 1.532， 含義是機架最小 壽命為 101.532=34.04 年。 對 應設 計壽 命 20

圖10 前機架最小壽命區域及局部放大圖

年的疲勞損傷值為 0.588＜1， 根據 GL 規范[2]， 疲勞損傷總和不得超出1， 故滿足機架的疲勞要求。

4 結論

在有限元計算理論的基礎上，采用新的軸承簡化方法對 3MW 主機架結構進行強度、 疲勞分析。整體機架在極限工況下滿足強度要求，并根據應力分布情況提出厚度漸變和增大圓角的改進意見，并根據分析結果對模型做出適當修改，降低了局部應力。采用疲勞應力分析法，聯合使用ANSYSWorkbench 與 Fe-safe 軟件對新型鑄造機架進行疲勞分析， 得到最短壽命區域 （壽命值 34年）， 滿足機架壽命的設計要求。

通過對 3MW風機主機架進行分析， 驗證了設計的合理性，并提出了結構修改意見，為兩種不同材料及加工工藝的新型主機架結構設計提供了依據。

[1] 徐芝綸. 彈性力學簡明教程[M].北京： 高等教育出版社, 2010

[2]Germanischer Lloyd.Guideline for the Certification of W ind Turbines[S].2010

[3]ANSYS.ANSYSW orkbench 12.0 Documentation[DB]

[4] 岳勇.風力發電機組機械零部件抗疲勞設計方法的研究[D].烏魯木齊： 新疆農業大學,2005:2-8

[5]M.K.Samal,B.K.Dutta,S.Guin,H.S.Kushwaha.A finite element program for on-line life assessment of critical plant components[J].Engineering Failure Analysis.2009,16 (1):85-111

[6] 張英云, 涂佑青. 金屬材料手冊[M]. 南昌: 江西科學技術出版社,1999

Finite Element Analysis for Main Frame of 3MW W ind Turbine

Yu Shuangjiang， Liao Hui， Yang Jing
（Dongfang Turbine Co.,Ltd.Deyang Sichuan 618000）

Basing on the analysis of the finite element theory,the strength of main frame is analyzed by using the software of ANSYS Workbench.The link element is used to simulate the rolling element of the bearing.The stress results meet the requirements of the strength,the suggestions are proposed on the basis of the results.According to the results,the fatigue analysis on the cast frame is carried outby using stressmethod.The reference is proposed for the design of the new typemain frame.

wind turbine,main frame,finite element analysis,strength,fatigue

于雙江 （1985-）， 男， 畢業于武漢大學機械設計及理論專業， 獲工學碩士學位， 現從事風力發電機組的結構分析工作。