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    基于ANSYS風(fēng)電機(jī)組輪轂和葉片的連結(jié)螺栓疲勞壽命分析

    2016-07-05 09:19:03陸瑞
    風(fēng)能 2016年3期
    關(guān)鍵詞:變槳輪轂校核

    文 | 陸瑞

    ?

    基于ANSYS風(fēng)電機(jī)組輪轂和葉片的連結(jié)螺栓疲勞壽命分析

    文 | 陸瑞

    目前風(fēng)電機(jī)組輪轂和葉片的連結(jié)螺栓疲勞壽命分析的通用方法有兩種,一種是有限元計(jì)算,另一種是基于VDI2230的工程算法。以VDI2230為基礎(chǔ)的工程算法比較簡單,但是在計(jì)算中某些參數(shù)和系數(shù)需要通過經(jīng)驗(yàn)和習(xí)慣來設(shè)定,其計(jì)算結(jié)果的精度和準(zhǔn)確度一直以來在行業(yè)內(nèi)不被看好。而有限元計(jì)算雖然在結(jié)構(gòu)分析的步驟和周期上過于繁瑣和漫長,但其計(jì)算結(jié)果可以很好地反映結(jié)構(gòu)件在各工況下的安全性和穩(wěn)定性,在工程應(yīng)用中得到廣泛采用和認(rèn)可。

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

    輪轂和葉片連接的幾何模型

    首先建立輪轂和葉片連結(jié)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(jī)、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(diǎn)四面體單元劃分網(wǎng)格,主軸采用8節(jié)點(diǎn)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(zhuǎn)生成,因只考慮螺栓的應(yīng)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(yīng)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(yīng)對螺栓應(yīng)力的影響,軸承滾珠采用link10單元模擬。在用實(shí)體單元模擬螺栓時,螺紋與連接件之間的接觸關(guān)系設(shè)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(guān)鍵螺紋部位產(chǎn)生不真實(shí)的應(yīng)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(lán)色)和link8(洋紅色)單元模擬。

    根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn),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(jìn)行網(wǎng)格加密(如圖4),同時在對結(jié)果的后處理中,提取A、B兩處的應(yīng)力值來校核螺栓的強(qiáng)度。

    二、約束和載荷的設(shè)置

    固定主軸假體右端,第一個載荷步施加螺栓預(yù)緊力,第二個載荷步在葉根中心的主節(jié)點(diǎn)上施加載荷MXY,該主節(jié)點(diǎn)通過MPC點(diǎn)—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(yù)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?qū)β菟☉?yīng)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(jié)果中,針對每個螺栓,可提取MXY大小和方向?qū)β菟☉?yīng)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(chǔ)上進(jìn)行插值,得到每個螺栓危險(xiǎn)截面(圖4中的A和B截面)上的三個應(yīng)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(jì)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(yīng)力時間序列,采用三角插值公式計(jì)算螺栓應(yīng)力截面圓上每隔30°的點(diǎn)(12個)的應(yīng)力時間序列σ(β,t)(見螺栓應(yīng)力截面圓上各點(diǎn)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(xiǎn)截面考察點(diǎn)(12×2=24個)的應(yīng)力時間序列依次進(jìn)行雨流計(jì)數(shù),記錄各個循環(huán)的應(yīng)力范圍,根據(jù)GL標(biāo)準(zhǔn)中5.3.3.5.1節(jié)第11段計(jì)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(jì)各個點(diǎn)的損傷,將每個螺栓24個點(diǎn)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(yīng)力截面圓上各點(diǎn)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(yīng)力截面圓上的多個點(diǎn)進(jìn)行疲勞計(jì)算(如圖7)。每隔30°的點(diǎn)的應(yīng)力時間序列如下:

    其中:β=0°,30°, ,330°。

    螺栓疲勞壽命分析結(jié)果

    首先對螺栓的疲勞壽命進(jìn)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(biāo)系(如圖7)中的位置γ、最大損傷點(diǎn)的位置β、壽命和應(yīng)力儲備系數(shù)SRF見表2、表3。

    表4 螺栓疲勞壽命分析結(jié)果(局部校核,位置A)

    表5 螺栓疲勞壽命分析結(jié)果(局部校核,位置B)

    接著對螺栓連接的疲勞壽命進(jìn)行局部校核,選出m=8個螺栓。結(jié)果見表4、表5。

    螺栓連接疲勞壽命分析結(jié)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(jié)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(zhǔn)確的計(jì)算結(jié)果,但是有限元計(jì)算需要建立模擬結(jié)構(gòu)受載的分析模型,耗時較長,而且分析過程復(fù)雜;而基于VDI2230的螺栓工程算法,其計(jì)算過程簡單,耗時少,但其計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)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(guān)鍵大部件之間的螺栓連接應(yīng)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(jì)算。

    (作者單位:東方電氣風(fēng)電有限公司)

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