基于ANSYS風電機組輪轂和葉片的連結螺栓疲勞壽命分析

文 | 陸瑞

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基于ANSYS風電機組輪轂和葉片的連結螺栓疲勞壽命分析

文 | 陸瑞

目前風電機組輪轂和葉片的連結螺栓疲勞壽命分析的通用方法有兩種，一種是有限元計算，另一種是基于VDI2230的工程算法。以VDI2230為基礎的工程算法比較簡單，但是在計算中某些參數(shù)和系數(shù)需要通過經驗和習慣來設定，其計算結果的精度和準確度一直以來在行業(yè)內不被看好。而有限元計算雖然在結構分析的步驟和周期上過于繁瑣和漫長，但其計算結果可以很好地反映結構件在各工況下的安全性和穩(wěn)定性，在工程應用中得到廣泛采用和認可。

本文著重采用有限元分析的方法，以某1.5MW雙饋機組為例，通過對輪轂變槳軸承和葉片之間連結螺栓的疲勞壽命分析，簡要說明螺栓疲勞壽命的有限元計算方法，并在最后闡述有限元分析和工程算法計算的優(yōu)缺點。

輪轂和葉片連接的幾何模型

首先建立輪轂和葉片連結的幾何模型，模型（圖1）中包括葉片假體、葉根法蘭、變槳軸承、變槳電機、輪轂及主軸假體。

輪轂和葉片連接的有限元模型

一、模型處理

建立輪轂變槳軸承與葉片螺栓連接有限元模型，如圖2（整體）、圖3（局部）所示。輪轂采用10節(jié)點四面體單元劃分網(wǎng)格，主軸采用8節(jié)點六面體單元劃分網(wǎng)格，葉片、葉根法蘭、變槳軸承及螺栓等均為軸對稱模型，網(wǎng)格采用1/ N（N=54為螺栓個數(shù)）的模型網(wǎng)格繞對稱軸旋轉生成，因只考慮螺栓的應力，單元類型選低階六面體單元。

考慮到輪轂變槳軸承連接法蘭在軸向上的剛度變化對螺栓應力的影響，分析中保留1/3輪轂，同時考慮變槳軸承的非線性效應對螺栓應力的影響，軸承滾珠采用link10單元模擬。在用實體單元模擬螺栓時，螺紋與連接件之間的接觸關系設為綁定，傳力面由螺栓桿部的等圓形截面突變?yōu)檫B接件的端部截面，會在關鍵螺紋部位產生不真實的應力集中現(xiàn)象，故采用beam188（綠色）梁單元來模擬螺栓，螺紋及部分螺栓頭采用beam4（藍色）和link8（洋紅色）單元模擬。

根據(jù)工程經驗，葉片螺栓一般在靠近橫向螺栓或靠近螺母的螺紋處斷裂，因此對頸縮段的兩端進行網(wǎng)格加密（如圖4），同時在對結果的后處理中，提取A、B兩處的應力值來校核螺栓的強度。

二、約束和載荷的設置

固定主軸假體右端，第一個載荷步施加螺栓預緊力，第二個載荷步在葉根中心的主節(jié)點上施加載荷MXY，該主節(jié)點通過MPC點—面接觸的方式將載荷傳遞給整個模型（如圖6所示）。

螺栓疲勞分析概述

首先確定螺栓疲勞分析的有限元分析工況：第一步施加最小螺栓預緊力；第二步施加MXY，分12個方向（0°，30°，60°，...，330°），每個方向又分6個子步將MXY逐漸施加到3500kNm（即583.33，1166.67，1750，2333.33，2916.67，3500），這種加載方式同時考慮了載荷大小和載荷方向對螺栓應力的非線性影響（見表1）。故螺栓疲勞分析的有限元工況數(shù)為12×6+1=73個。

表1 螺栓疲勞有限元分析的載荷工況（以此為例）

螺栓疲勞分析步驟

螺栓疲勞分析的步驟如下：

（1）從各個有限元工況的分析結果中，針對每個螺栓，可提取MXY大小和方向對螺栓應力（σaxial，σbending,1，σbending,2）的3個二維影響矩陣。

（2）通過VBA宏將MXY的時間序列（包括大小MXY_M(t)和方向MXY_D(t)）在三個影響矩陣的基礎上進行插值，得到每個螺栓危險截面（圖4中的A和B截面）上的三個應力時間序列（σaxial(t)，σbending,1(t)，σbending,2(t)），MXY_M和MXY_D通過如下公式計算：

其中：0.056m為葉根中心到葉片與變槳軸承螺栓連接處之間的距離。

（3）依據(jù)三個應力時間序列，采用三角插值公式計算螺栓應力截面圓上每隔30°的點（12個）的應力時間序列σ(β,t)（見螺栓應力截面圓上各點的時間序列節(jié)）。

（4）在安裝螺栓的節(jié)圓上等間隔地選擇n個螺栓（全局校核），通過VBA宏對每個螺栓危險截面考察點（12×2=24個）的應力時間序列依次進行雨流計數(shù)，記錄各個循環(huán)的應力范圍，根據(jù)GL標準中5.3.3.5.1節(jié)第11段計算螺栓的疲勞等級，根據(jù)Eurocode 3-1-9選取SN曲線，依次統(tǒng)計各個點的損傷，將每個螺栓24個點中的最大損傷值定為該螺栓的損傷值。

（5）找出以上n個螺栓中損傷值最大的2到3個螺栓，再采用與第（4）步相同的方式確定這幾個螺栓附近被遺漏的m個螺栓的損傷值（局部校核），從（n+m）個螺栓的損傷值中，以最大的損傷值作為螺栓連接的疲勞損傷值，從而算出螺栓連接的疲勞壽命。

一、螺栓應力截面圓上各點的時間序列

葉片與變槳軸承連接螺栓不僅承受軸向拉伸載荷，還承受彎曲載荷，故有必要對螺栓應力截面圓上的多個點進行疲勞計算（如圖7）。每隔30°的點的應力時間序列如下：

其中：β=0°，30°， ，330°。

螺栓疲勞壽命分析結果

首先對螺栓的疲勞壽命進行全局校核，選出n=18個螺栓。安全系數(shù)取1.15×1.1=1.265，螺栓的疲勞等級、年損傷值、坐標系（如圖7）中的位置γ、最大損傷點的位置β、壽命和應力儲備系數(shù)SRF見表2、表3。

表4 螺栓疲勞壽命分析結果（局部校核，位置A）

表5 螺栓疲勞壽命分析結果（局部校核，位置B）

接著對螺栓連接的疲勞壽命進行局部校核，選出m=8個螺栓。結果見表4、表5。

螺栓連接疲勞壽命分析結果如圖8、圖9所示。

因此從表3中可以看到輪轂變槳軸承和葉片連接螺栓的最小壽命是23.20年，滿足螺栓壽命的要求。

結語

通過以上對連接螺栓疲勞壽命的有限元分析，我們可以得到比較準確的計算結果，但是有限元計算需要建立模擬結構受載的分析模型，耗時較長，而且分析過程復雜；而基于VDI2230的螺栓工程算法，其計算過程簡單，耗時少，但其計算結果的準確度又稍遜于有限元分析。

因此對于連接螺栓疲勞壽命的分析來說，關鍵大部件之間的螺栓連接應盡量采用有限元分析；對于其他部件之間的連接螺栓疲勞壽命分析則可以選擇VDI2230的工程算法計算。

（作者單位：東方電氣風電有限公司）