包洪兵

摘? 要：主軸作為大型風(fēng)力機(jī)主要的傳力部件，其安全性能對整機(jī)至關(guān)重要。傳統(tǒng)的分析方法采用輪轂中心處的載荷對主軸強(qiáng)度進(jìn)行靜態(tài)分析，但由于傳動鏈的動力學(xué)特性，傳統(tǒng)的分析方法存在不足。因此該文采用S4WT軟件，仿真?zhèn)鲃渔渼恿W(xué)特性，得到主軸在動態(tài)過程中的受力情況，同時進(jìn)行傳動鏈其他零部件力學(xué)參數(shù)對主軸疲勞強(qiáng)度的影響分析。分析結(jié)果表明主軸疲勞壽命受到整個傳動鏈各零部件力學(xué)參數(shù)的影響，傳統(tǒng)的分析方法存在不足，需要進(jìn)行整個傳動鏈的動力學(xué)分析。S4WT軟件在傳動鏈動力學(xué)分析上有較好的實(shí)用價值，能得到合理的結(jié)果。

關(guān)鍵詞：傳動鏈;主軸;S4WT

中圖分類號：TH12? ? ? ? ? ? ? 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0 引言

風(fēng)力機(jī)發(fā)展偏向于大型化設(shè)計，從而使風(fēng)力機(jī)的零部件柔性增加，長時間在出現(xiàn)擺振和顫振的環(huán)境中運(yùn)行，增加了風(fēng)力機(jī)的疲勞載荷。同時GL規(guī)范2010明確指出需要對風(fēng)力機(jī)進(jìn)行動力學(xué)分析，分析動力學(xué)對載荷產(chǎn)生的影響，為風(fēng)力機(jī)的設(shè)計和改進(jìn)提供理論支持。

主軸傳遞葉輪捕獲的風(fēng)能其壽命需要滿足風(fēng)力機(jī)20年設(shè)計要求。受到的載荷主要從輪轂傳遞而來。但整個傳遞鏈動力學(xué)特性影響著載荷的傳遞。傳統(tǒng)的分析方法一般不考慮動力學(xué)特性，采用靜力平衡方程進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到沿主軸軸線的力與力矩的分布，從而可以進(jìn)一步分析出主軸整體的應(yīng)力分布。

該文采用S4WT軟件對雙饋單軸承風(fēng)力機(jī)進(jìn)行分析。分析軸承等參數(shù)變化的情況下對主軸受力的影響，并與傳統(tǒng)分析結(jié)果進(jìn)行比較，結(jié)果表明要保證主軸安全，需要進(jìn)行動力學(xué)分析，傳動的分析結(jié)果存在很大不足。

1 風(fēng)力機(jī)模型

該文以雙饋單軸承風(fēng)力機(jī)為例進(jìn)行主軸分析，其基本參數(shù)見表1。主軸一端連接輪轂，另一端連接齒輪箱。把輪轂處得到的風(fēng)能傳遞到齒輪箱上，同時輪轂上的力由主軸傳遞給主軸承和齒輪箱。風(fēng)力機(jī)在S4WT中的模型如圖1所示。

在S4WT中，葉片、塔架主軸等采用梁單元，軸承采用Bush和Hinge單元，底座采用超單元。風(fēng)力機(jī)采用的坐標(biāo)系為輪轂中心坐標(biāo)系，其X軸指向主軸，Z軸垂直向上，符合右手螺旋。在軟件中給定軸承的剛度、阻尼等，同時該文模擬了在風(fēng)速為10.2 m/s時正常發(fā)電情況，此時采用湍流風(fēng)模型，其風(fēng)剪切為0.2，偏航角度設(shè)為0°，同時模擬風(fēng)加載后的600 s。由軟件運(yùn)行結(jié)果可知在輪轂中心處的載荷，如圖2～圖7所示。主軸傳力形式簡化為圖8所示，其中a為輪轂中心O點(diǎn)到主軸承中心O1點(diǎn)的距離，b為主軸承中心O1點(diǎn)到主軸與齒輪箱連接處O2點(diǎn)的距離。根據(jù)靜力平衡方程，可獲得O1，O2兩點(diǎn)對主軸的支反力。

O1處的支反力：

O2處的支反力：

式（1），式（2）中FX，F(xiàn)Y，F(xiàn)Z，MX，MY，MZ為輪轂中心處的載荷，載荷時間歷程曲線如圖2～圖7所示，a、b為圖8中的參數(shù)，該文風(fēng)力機(jī)a=1864.5 mm，b=1933.5 mm。

同時S4WT軟件給出了O1與O2處的載荷時間歷程。

2 疲勞壽命分析

該文對O2處，即齒輪箱輸入處的載荷進(jìn)行分析，采用雨流計數(shù)法進(jìn)行雨流，同時根據(jù)式（3）得到等效疲勞載荷

式（3）中Si為FXo2，F(xiàn)Yo2，F(xiàn)Zo2，MXo2中某個量雨流后的力或力矩的范圍值，ni為相應(yīng)的周期數(shù)，從而根據(jù)式（3）得到該力在載荷周期數(shù)為1e7時的等效疲勞載荷。其中m為材料S-N曲線的斜率。

2.1 根據(jù)靜力平衡進(jìn)行壽命分析

根據(jù)式（2）以及簡化的雨流計數(shù)法，并根據(jù)式（3）得到O2處在20年壽命下的等效疲勞載荷（等效周期為1e7），其中假設(shè)該工況的疲勞載荷頻率為0.1136145。

表2中，由于主軸承為止推軸承，推力Fx由主軸承傳遞到底座上，齒輪箱連接處無推力，即FXo2=0。

2.2 采用S4WT結(jié)果進(jìn)行壽命分析

根據(jù)S4WT軟件直接獲得O2處的載荷譜，其中FXo2相對于FYo2，F(xiàn)Zo2是小量，不予考慮，MYo2，MZo2相對于MXo2是小量，不予考慮。直接對獲得的載荷譜進(jìn)行雨流，并根據(jù)式（3）得到O2處的等效疲勞載荷，具體值見表3。

對表2和表3進(jìn)行比較，由S4WT直接得到的載荷的等效疲勞載荷比靜力分析方法偏大，比值見表4。

由表4可知，考慮動力學(xué)時，O2處的支反力比靜態(tài)分析結(jié)果偏大11%左右，扭矩相差不大。主軸受到的應(yīng)力主要由Myz（My與Mz合力）引起，因此判斷主軸的安全在該文中主要考察FYo2和FZo2。由表4可知，等效疲勞載荷考慮動力學(xué)時比靜態(tài)分析擴(kuò)大了11%。疲勞壽命降低了1.11????m。該文中主軸材料為42CrMoA鍛造而成，一般取m=10，因此主軸的壽命降低了2.84。

3 結(jié)論

主軸作為風(fēng)力機(jī)重要的零部件，其壽命與其他部件的動力學(xué)特性密切相關(guān)，同時采用傳統(tǒng)的靜態(tài)分析方法獲得的載荷進(jìn)行主軸設(shè)計，往往不滿足實(shí)際需要。因此需要考慮根據(jù)整機(jī)動力學(xué)特性進(jìn)行實(shí)時瞬態(tài)響應(yīng)分析，并且整機(jī)動力學(xué)響應(yīng)與每個部件的參數(shù)密切相關(guān)，因此分析難度較大，需要借助相關(guān)的軟件，S4WT軟件可以較好地模擬和分析整機(jī)動力學(xué)特性，實(shí)現(xiàn)瞬態(tài)分析、模態(tài)分析、極限分析和疲勞分析等。

參考文獻(xiàn)

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