風(fēng)電機組主軸熱固耦合特性研究

廖建敏，陽雪兵，陸 潔，田湘龍，尚振龍

(1.湘電風(fēng)能有限公司，湖南 湘潭 411101；2.海上風(fēng)力發(fā)電技術(shù)與檢測國家重點實驗室，湖南 湘潭 411102)

0 引言

主軸是風(fēng)電機組傳遞扭矩關(guān)鍵核心部件之一，其目的是將葉輪端扭矩轉(zhuǎn)遞至齒輪箱輸入端。葉輪端產(chǎn)生的載荷，除扭矩外還有軸向推力、徑向力和傾覆力矩等非扭矩載荷，若傳遞至齒輪箱端將會降低齒輪箱的使用壽命，所以主軸在傳遞扭矩過程中，必須承受其他非扭矩載荷作用，并將其傳遞至機架，其傳遞通過與主軸裝配的支承軸承，而不同軸承支承方式和軸承配置方式對傳遞載荷都有很大的區(qū)別[1]。目前，在1.5～3 MW風(fēng)電機組中應(yīng)用較多的主要有單個支承方式配置SRB(調(diào)心滾子軸承)或者兩點支承方式配置SRB+SRB。

主軸承受葉輪端6自由度載荷，由于風(fēng)速及風(fēng)向的隨機性，載荷波動大呈現(xiàn)非周期性，主軸在實際運行過程中產(chǎn)生多軸疲勞。目前，對風(fēng)電主軸的研究主要集中于如何準(zhǔn)確分析得出主軸力學(xué)性能，如何提高主軸材料性能，以及主軸斷裂失效分析。文獻[2]從軸承支承跨距的角度，推導(dǎo)出了主軸最佳抗彎剛度計算方法。文獻[3]提出了主軸有限元應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)的分析方法，結(jié)合材料S-N曲線，并綜合考慮主軸不同表面的粗糙度和應(yīng)力集中情況，計算出了主軸的疲勞損傷。文獻[4-6]通過有限元計算方法，考慮軸承剛度影響，精細(xì)化建立主軸和支承軸承模型，通過對時序載荷進行雨流統(tǒng)計獲取主軸疲勞載荷譜，并根據(jù)累計損失理論計算出主軸疲勞。文獻[7-8]結(jié)合主軸斷裂問題，通過宏觀和微觀的斷裂分析，說明了斷裂原因。文獻[9-11]采用了以鑄改鍛的工藝手段來提高主軸的力學(xué)性能特性。

由于風(fēng)電主軸一般長達(dá)2～3 m，主軸支承軸承的配置方式為較多，所以主軸鋼材受熱后必然會導(dǎo)致膨脹造成軸向竄動，主軸的軸向竄動會使得主齒輪箱一級行星架以及行星輪軸承發(fā)生軸向滑動，造成齒輪或軸承早期失效，同時主軸受熱膨脹產(chǎn)生的熱應(yīng)力在應(yīng)力集中處會造成應(yīng)力堆積，影響主軸使用壽命。目前，對風(fēng)電主軸的熱固特性分析較少，因此本文以1.5 MW雙饋機組主軸為研究對象，通過有限元計算方法，對主軸進行熱固耦合分析，進一步提高風(fēng)電行業(yè)對主軸力學(xué)性能的認(rèn)識。

1 主軸有限元模型建立方法

1.1 結(jié)構(gòu)及材料說明

分析采用1.5 MW雙饋機組，主軸為兩點支承結(jié)構(gòu)，前后軸承為調(diào)心滾子軸承。由于對分析模型主要展開熱固耦合的特性分析，為保證分析結(jié)果有針對性，省略主軸中止口、工藝孔、螺紋孔，以及相關(guān)非重要臺階處，建立模型如圖1所示。主軸材料采用42CrMo，材料參數(shù)為：密度為7 850 kg/m3；泊松比為0.3；楊氏模量為2×1011Pa；熱膨脹系數(shù)為1.195×10-5℃-1；熱傳導(dǎo)率為60.5 W/(m·K)；比熱容為434 J/(kg·K)。

圖1 主軸簡化模型

1.2 模型網(wǎng)格要求

主軸為軸對稱模型，采用六面體網(wǎng)格單元，網(wǎng)格單元尺寸設(shè)置為40 mm，通過sweep網(wǎng)格劃分方法，確保網(wǎng)格單元精度。對主軸前端、前軸承以及后軸承位置處圓角變邊線進行網(wǎng)格細(xì)化，提高該應(yīng)力集中處的計算精度。劃分后整體網(wǎng)格單元節(jié)點數(shù)為147 228，單元數(shù)為31 120，單元平均畸變程度為0.083，網(wǎng)格劃分精度高。網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格劃分模型

1.3 邊界條件說明

主軸前端法蘭通過螺栓與葉輪連接，傳遞輪轂中心處6個自由度載荷。由于分析模型省略了輪轂?zāi)Ｐ停虼嗽谇岸溯嗇炛行奈恢锰幗ass質(zhì)量點，采用MPC184單元耦合至前端法蘭面，通過在mass質(zhì)量點施加實際輪轂中心載荷，來模擬主軸承受葉輪端載荷。其中，根據(jù)GL規(guī)范要求加載力坐標(biāo)系為：X軸沿著主軸軸線方向，指向機艙塔筒；Z軸垂直于X軸，指向垂直正上方；Y軸同X軸、Z軸構(gòu)成X軸、Y軸、Z軸右手定則坐標(biāo)系。主軸兩點支承處為約束端，根據(jù)軸承配置特性為前軸承浮動后軸承固定，因此對前軸承安裝面位置釋放軸向為約束，設(shè)置displacementX為free，displacementY為0，displacementZ為0。后軸承安裝面位置設(shè)置fix support。

2 主軸熱力學(xué)特性分析

2.1 溫度加載說明

風(fēng)電機組安裝位置在85 m以上高空，日照輻射長，受運輸、吊裝限制，機艙空間狹窄，且處于相對封閉狀態(tài)，發(fā)電機及齒輪箱等設(shè)備運行時通過壁面散發(fā)的熱量容易在機艙內(nèi)產(chǎn)生堆積，造成機艙內(nèi)溫度比外界環(huán)境溫度高。設(shè)置initial temperature主軸內(nèi)部初始正常溫度為22 ℃，根據(jù)GL要求對機組運行生存最高環(huán)境溫度為40 ℃，結(jié)合運行經(jīng)驗，機艙內(nèi)環(huán)境溫度能達(dá)到50 ℃，對主軸暴露在機艙環(huán)境內(nèi)壁面施加temperature為50 ℃。

2.2 溫度場分析

以主軸常溫22 ℃外表溫度50 ℃計算出的溫度場分布如圖3所示。由圖3可知，主軸由表及里溫度場分布呈現(xiàn)梯度性降低，在應(yīng)力集中處并未體現(xiàn)出較大的溫度堆積，說明主軸應(yīng)力集中對溫度分布影響較小。

圖3 主軸溫度場分布

由熱膨脹特性可知，溫度不均勻性容易造成熱應(yīng)力。因此對主軸溫度沿厚度方向呈現(xiàn)梯度性下降趨勢進行分析，分別計算22 ℃、30 ℃ 2種常溫，以及50 ℃、60 ℃ 2種外表溫度，共4種情況下的計算邊界條件，并以主軸外伸端圓角邊線中點(如圖2線條指示點所示)為起點，由表及里提取4種情況下0 mm、30 mm、70 mm和124 mm 4處位置的溫度，結(jié)果如圖4所示。從圖4可看出，內(nèi)外溫差相差越大，主軸由表及里溫度梯度下降趨勢越快，而在相同的內(nèi)外溫差，主軸由表及里溫度梯度下降保持一致，但對于溫度梯度下降，最大深度并不隨著外界溫度或者內(nèi)部溫度的變化而變化，基本在40 mm處，溫度下降最大，然后基本保持主軸內(nèi)部本身溫度。由此說明，在主軸表面下40 mm范圍內(nèi)對溫度較為敏感，需要重點考慮該深度內(nèi)產(chǎn)生的熱應(yīng)力，同時也為在考慮主軸過渡圓角直徑以及材料性能檢測時，提供一定的參考價值。

圖4 過渡圓角分布曲線

2.3 熱應(yīng)力場分析

對常溫22 ℃外表溫度50 ℃主軸溫度場熱應(yīng)力分布進行計算，如圖5a所示，應(yīng)力最大處主要發(fā)生在前端法蘭、前軸承以及后軸承安裝面的過渡位置處。同時，根據(jù)上述4種邊界條件加載要求以及提取點位置，獲取主軸溫度梯度范圍內(nèi)應(yīng)力場分布情況以及變化趨勢，如圖5b所示。由圖5b可知，外界溫度越高在主軸表面以及次表面產(chǎn)生的熱應(yīng)力越大，同時主軸內(nèi)外溫差越大在表面以及次表面產(chǎn)生的熱應(yīng)力越大。綜合上述溫度場以及熱應(yīng)力分布說明，控制環(huán)境溫度可降低主軸次表面下40 mm范圍內(nèi)熱應(yīng)力，所以在主軸實際運行過程中，受溫度場的變化，通過疊加的工作應(yīng)力以及熱應(yīng)力，主軸次表面下40 mm范圍位置內(nèi)承受交變應(yīng)力大，因此對主軸表面硬化處理必須要合理控制硬化層深度。

圖5 熱應(yīng)力計算結(jié)果

3 結(jié)構(gòu)參數(shù)分析

3.1 載荷工況說明

考慮主軸前端葉輪實際工況載荷，對主軸法蘭面施加傾覆力矩3 200 kN·m、扭矩94 kN·m、徑向力640 kN，以及軸向力-257.034 kN，對比分析在主軸前端圓角位置(圖2中線條指示點)上下部中點處含溫度場與無溫度場情況下應(yīng)力結(jié)果，結(jié)果如圖6所示。從圖6中曲線發(fā)現(xiàn)，對于主軸上部圓弧在疊加溫度場熱應(yīng)力后，在次表面下40 mm范圍以內(nèi)，無溫度場時的應(yīng)力高；而對于主軸下部圓弧在疊加溫度場熱應(yīng)力后，在次表面下40 mm范圍以內(nèi)，應(yīng)力有較為明顯增加。根據(jù)材料熱脹冷縮的原理，主軸在受熱后由于受周圍材料的阻擋，內(nèi)部單元熱應(yīng)力產(chǎn)生的應(yīng)變無法釋放，導(dǎo)致主軸內(nèi)部產(chǎn)生壓縮應(yīng)力，當(dāng)受到葉輪端傾覆力矩的作用，使得主軸法蘭面上部位置產(chǎn)生拉應(yīng)力，而下部位置產(chǎn)生壓應(yīng)力，所以在與溫度場產(chǎn)生的壓縮應(yīng)力發(fā)生應(yīng)力疊加時，上部拉壓應(yīng)力相互抵消，使得應(yīng)力水平降低，而下部壓應(yīng)力相互疊加，經(jīng)Von Mise應(yīng)力等效后，使得應(yīng)力水平升高。主軸在轉(zhuǎn)動過程中，可使圓角位置將產(chǎn)生交變式的拉壓應(yīng)力循環(huán)，因此，在圓角位置處應(yīng)力特性較為復(fù)雜，需要充分考慮相關(guān)因素的影響。

圖6 載荷工況應(yīng)力計算結(jié)果

3.2 支承結(jié)構(gòu)影響

目前，對主軸支承軸承的配置方式有多種，主要有SRB+SRB、DTRB(雙列圓錐滾子軸承)+CRB(圓柱滾子軸承)、TRB(圓錐滾子軸承)+TRB，以及單軸承。其不同軸承配置方式對主軸產(chǎn)生的約束狀態(tài)也不一致，主要出現(xiàn)的約束形式有：前端浮動+后端固定、前端固定+后端浮動、兩端浮動、兩端固定，以及單個軸承座固定。因此針對上述所出現(xiàn)的約束狀態(tài)進行了熱應(yīng)力計算，分析不同約束狀態(tài)下應(yīng)力以及主軸端變形的情況，計算結(jié)果如表1所示。

表1數(shù)據(jù)說明，最大應(yīng)力發(fā)生在兩端固定的狀態(tài)，這是因為該約束狀態(tài)下主軸受力為超靜定，在溫度場作用下，產(chǎn)生過約束，使得主軸應(yīng)力集中處位置應(yīng)變無法得到釋放產(chǎn)生應(yīng)力堆積。而對于最大變形量基本處于前端法蘭面處，這是由于主軸外伸端不受固定約束。而對于主軸后端，通過鎖緊盤與齒輪箱輸入軸聯(lián)接，所以主軸后端軸向竄動對齒輪箱行星輪系受載會產(chǎn)生很大影響。上述數(shù)據(jù)說明，在后端浮動狀態(tài)或者單軸承支承狀態(tài)下，主軸受熱產(chǎn)生軸向變形大，對齒輪箱影響大，因此，在實際應(yīng)用過程中，需要盡量保證后端軸承的全約束狀態(tài)，消除溫度場變化對齒輪箱壽命影響。

表1 不同約束狀態(tài)下的計算結(jié)果

3.3 支承跨距的影響

支承跨距的變化會影響前后軸承的受力狀態(tài)，同時也改變了主軸和機架的剛度。支承跨距大，可以降低后軸承座支承約束力[12]，但也降低了主軸和機架的剛度，因此在優(yōu)化支承跨度距離時，要綜合考慮機架、主軸和軸承受力變化。在此，選取前后軸承座跨距為1 500 mm、1 000 mm和500 mm，進行熱應(yīng)力狀態(tài)分析，如圖7所示。由圖7可知，隨著跨距的增長，可以減少主軸后軸承座安裝臺階位置的熱應(yīng)力。通過對3種狀態(tài)下軸向變形位移量發(fā)現(xiàn)，在跨距最小時主軸沿軸向變形量小。由此說明，主軸支承跨距增大，主軸受熱變形與約束端距離遠(yuǎn)，受周圍材料約束影響小，在主軸應(yīng)力集中處基本處于平面應(yīng)力狀態(tài)；而在跨距減小時，主軸受熱變形與約束端距離近，受周圍材料約束影響大，在主軸應(yīng)力集中處基本處于平面應(yīng)變狀態(tài)，從而產(chǎn)生較大應(yīng)力。因此，在選擇合適的主軸支承跨距時，需要考慮溫度場變化引起應(yīng)力集中處產(chǎn)生的平面應(yīng)變狀態(tài)。

圖7 不同跨距下的熱應(yīng)力計算結(jié)果

4 結(jié)束語

闡述了風(fēng)電主軸主要的研究方向和方法，分析了主軸支承受力特性對主齒輪箱行星輪系壽命影響，說明了風(fēng)電主軸力學(xué)性能研究的重要性。針對在風(fēng)電主軸熱固耦合分析研究較少的情況，采用有限元分析軟件，通過熱固耦合方法獲得了主軸溫度場及熱應(yīng)力場，完成了載荷、支承結(jié)構(gòu)以及支承跨距3個因素對主軸熱應(yīng)力場影響的分析，獲得如下結(jié)論：

a.環(huán)境溫度以及主軸溫度的變化主要對主軸次表面下40 mm范圍內(nèi)的溫度梯度影響明顯，對溫度變化較為敏感。

b.主軸次表面下40 mm范圍內(nèi)熱應(yīng)力受環(huán)境溫度變化影響大，該范圍位置內(nèi)承受交變應(yīng)力大，必須合理控制主軸在該范圍內(nèi)表面材料性能。

c.溫度場形成熱應(yīng)力與工作載荷應(yīng)力疊加后，在圓角位置將產(chǎn)生交變式的拉壓應(yīng)力循環(huán)，受環(huán)境溫度變化的影響，在圓角位置處疲勞應(yīng)力特性較為復(fù)雜。

d.后端浮動狀態(tài)或者為單軸承支承狀態(tài)下，主軸受熱產(chǎn)生軸向變形大，對齒輪箱影響大，在實際應(yīng)用過程中，需要盡量保證后端軸承的全約束狀態(tài)，消除溫度場變化對齒輪箱壽命影響。

e.主軸支承跨距的變化會影響約束端材料應(yīng)力應(yīng)變狀態(tài)。跨距大，熱變形受材料約束影響小；應(yīng)力小，在選擇合適的主軸支承跨距時，需要考慮溫度場變化引起應(yīng)力集中處產(chǎn)生的平面應(yīng)變狀態(tài)。