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主軸作為風(fēng)力發(fā)電機組傳動鏈系統(tǒng)中重要的組成零部件之一，雖然其結(jié)構(gòu)較簡單，但其不僅承載了支承輪轂處傳遞過來的各種負載的作用，而且要將轉(zhuǎn)矩傳遞給齒輪箱及軸向推力，氣動彎矩傳遞給機架，其設(shè)計的合理性和安全性直接影響到整個傳動系統(tǒng)乃至整個機組的性能。由于主軸的受力較為復(fù)雜，且零件尺寸大，因此一般采用有限元分析法對主軸進行強度分析，此方法在主軸設(shè)計過程中可以縮短研發(fā)周期，同時節(jié)省研發(fā)成本。主軸的失效模型主要有兩種：①由于承受極限載荷過大，在主軸局部區(qū)域材料產(chǎn)生塑性變形而破壞；②因主軸所承受的交變載荷過大，在設(shè)計壽命20年出現(xiàn)損傷超過設(shè)計值，產(chǎn)生疲勞破壞。文獻中雖對主軸進行靜強度分析，但其分析邊界中未建立主軸軸承內(nèi)、外圈及考慮軸承滾子對主軸強度的影響，我們通過建立主軸強度分析模型，首先對主軸進行在極限載荷工況下的靜強度分析，之后進行在主軸設(shè)計壽命內(nèi)的疲勞損傷計算，為主軸設(shè)計提供一種具有指導(dǎo)意義的依據(jù)。
主軸在風(fēng)力機中的布置方式有多種，本研究中其布置型式如圖所示。雙列球面軸承的內(nèi)、外圈分別與主軸、主軸承座過盈裝配。使用三維建模軟件SolidWorks建立主軸、風(fēng)輪鎖緊盤、輪轂假體及漲緊套幾何模型，并進行裝配，主軸幾何模型如圖所示。首先根據(jù)分析要求對主軸進行幾何清理，簡化主軸與輪轂連接螺栓孔及主軸與鎖緊螺母配合的螺紋，之后對主軸、輪轂假體、風(fēng)力鎖緊盤及漲緊套進行網(wǎng)格劃分，圖為主軸有限元分析的網(wǎng)格模型，圖為主軸的局部網(wǎng)格模型。網(wǎng)格總體數(shù)量為959651，其中四面體網(wǎng)格172887，五面體網(wǎng)格64164，六面體網(wǎng)格7226000，主軸強度分析時的載荷邊界值是使用Bladed軟件根據(jù)將作用在風(fēng)輪葉片上的力及力矩通過坐標(biāo)轉(zhuǎn)換至輪轂旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下所得到的，其中風(fēng)力葉片上的力和力矩需根據(jù)葉素理論來求解。
為了模擬主軸承受的力及力矩，在輪轂中心建立節(jié)點，通過剛性連接至輪轂。主軸承系統(tǒng)(主軸承、軸套、鎖緊螺母、軸承座等)將輪轂中心的軸向推力傳遞至機艙，因此對軸承模擬時使用只受壓不受拉的單元，模擬方式如圖所示。圖為主軸強度校核時所使用的旋轉(zhuǎn)輪轂坐標(biāo)系。表為施加在輪轂中心節(jié)點處的極限位移邊界條件。因主軸外圈與軸承座過盈裝配，因此將主軸承外圈固定約束，同時約束扭力臂中心處除軸向方向的平移自由度及主軸繞X軸旋轉(zhuǎn)自由度。通過使用有限元求解器對模型進行求解，得到在極限工況Nftrcmax下主軸的VonMises應(yīng)力分布情況。主軸材料屈服強度為490MPa，根據(jù)GL規(guī)范中對主軸的設(shè)計要求，考慮材料1.1的安全系數(shù)，主軸材料所允許的應(yīng)力值為445MPa，根據(jù)分析結(jié)果可知，主軸的最大VonMises應(yīng)力值為399.2MPa<445MPa，因此主軸的靜強度滿足設(shè)計要求。
在GL規(guī)范中規(guī)定風(fēng)機中承受交變載荷的零部件均要滿足20年的使用壽命(循環(huán)次數(shù)一般為1X10次)，因此在主軸設(shè)計中根據(jù)主軸所承受的交變載荷及主軸材料S-N曲線，并依據(jù)線性損傷累積法則對主車由進行疲勞壽命計算。本研究文中載荷譜的獲得是Bladed軟件計算的結(jié)果，載荷工況共153個，圖是主軸某一疲勞工況的載荷時間歷程圖，在計算主軸疲勞壽命時，所使用的有限元模型同極限強度的分析模型，只是在輪轂中心點施加單位載荷數(shù)據(jù)。表為在單位載荷下主軸上各個熱點的應(yīng)力值及熱點位置，此熱點處的疲勞損傷一般較大。主軸的材料為34CrNiMo6，其材料的S-N曲線擬合過程參照參考文獻，在S-N曲線擬合過程中所考慮的折減影響因素主要有應(yīng)力集中系數(shù)、缺口影響系數(shù)、部件尺寸、表面影響、工藝參數(shù)影響、存活率及環(huán)境條件等。鍛件S-N為文獻規(guī)定的無焊接鍛件及曲線，根據(jù)文獻中的擬合過程所擬合的S-N曲線如表所示。根據(jù)分析流程，對主軸進行疲勞壽命分析。
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