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主軸作為風力發(fā)電機組傳動鏈系統中重要的組成零部件之一，雖然其結構較簡單，但其不僅承載了支承輪轂處傳遞過來的各種負載的作用，而且要將轉矩傳遞給齒輪箱及軸向推力，氣動彎矩傳遞給機架，其設計的合理性和安全性直接影響到整個傳動系統乃至整個機組的性能。由于主軸的受力較為復雜，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)域材料產生塑性變形而破壞；②因主軸所承受的交變載荷過大，在設計壽命20年出現損傷超過設計值，產生疲勞破壞。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、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，之后進行在主軸設計壽命內的疲勞損傷計算，為主軸設計提供一種具有指導意義的依據。
主軸在風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、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、風力鎖緊盤及漲緊套進行網格劃分，圖為主軸有限元分析的網格模型，圖為主軸的局部網格模型。網格總體數量為959651，其中四面體網格172887，五面體網格64164，六面體網格7226000，主軸強度分析時的載荷邊界值是使用Bladed軟件根據將作用在風輪葉片上的力及力矩通過坐標轉換至輪轂旋轉坐標系下所得到的，其中風力葉片上的力和力矩需根據葉素理論來求解。
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(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輪轂坐標系。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應力分布情況。主軸材料屈服強度為490MPa，根據GL規(guī)范中對主軸的設計要求，考慮材料1.1的安全系數，主軸材料所允許的應力值為445MPa，根據分析結果可知，主軸的最大VonMises應力值為399.2MPa<445MPa，因此主軸的靜強度滿足設計要求。
在GL規(guī)范中規(guī)定風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)次數一般為1X10次)，因此在主軸設計中根據主軸所承受的交變載荷及主軸材料S-N曲線，并依據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據。表為在單位載荷下主軸上各個熱點的應力值及熱點位置，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力集中系數、缺口影響系數、部件尺寸、表面影響、工藝參數影響、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，根據文獻中的擬合過程所擬合的S-N曲線如表所示。根據分析流程，對主軸進行疲勞壽命分析。
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