风力发电机塔筒顶部法兰的有限元分析.docx
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风力发电机塔筒顶部法兰的有限元分析
风力发电机塔筒顶部法兰的有限元分析
李杰
摘要:
使用非线性有限元软件MSC.Marc/Mentat建立风力发电机塔筒顶部法兰联接的有限元模型,施加合理的边界条件和载荷后,通过非线性接触分析得到在预紧工况和极限工况下各组件的应力分布和变化情况,并对塔筒顶部法兰接触面进行安全性校核和塔筒顶部法兰与塔筒筒体焊缝处的疲劳寿命分析。
分析结果表明,该塔筒顶部法兰的强度、安全性和焊缝处的疲劳寿命均满足设计要求,且结果为大型风力发电机法兰合理设计和性能强化提供了科学依据。
关键词:
有限元法;塔筒顶部法兰;非线性接触;风力发电机
Finiteelementanalysisofwindturbinetowertopflange
Abstract:
UsingnonlinearfiniteelementsoftwareMSC.Marc/MentatestablishaFEAmodelofwindturbinetopflangeconnection.Basedonapplyingappropriateboundaryconditionandloads,thestressdistributionandthestressvariationofeachcomponentwereobtainedwiththemethodofnonlinearcontactanalysisunderthecaseofpre-tightenworkconditionandthelimitedcondition.Theanalysisresultsindicatethatthestrengthandsecurityofflangeandthefatiguelifefilletweldmeetdesignrequirements.Theresulthasaguidingroleforrationaldesignandperformanceimprovementoflarge-scalewindturbineflange.
Keywords:
finiteelementmethod;towertopflange;nonlinearcontact;windturbine
塔筒顶部法兰是风力发电机运行时的主要受力部件之一,它与偏航刹车盘、偏航轴承通过螺栓联接。
在风力发电机组工作时,作用于叶轮和机舱的载荷将通过偏航轴承传递到塔架上。
这些载荷包括叶轮所受到的气动载荷,如升力、阻力、轴向推力、气动弯矩和气动转矩等。
由于风速风向的不稳定性,机组运行时塔筒顶部法兰承受的载荷是动态变化的,很容易遭到破坏。
为提高风力发电机运行的可靠性,需要对塔筒顶部法兰联接部分进行结构强度分析。
本文采用整体建模的思路,利用有限元理论分析塔筒顶部法兰面的接触应力,并且对塔筒顶部法兰与塔筒筒体的焊缝连接进行疲劳寿命分析。
1 整体模型的接触分析
1.1几何模型
几何模型在NX/UG中建立,本文重点分析塔筒顶部法兰的接触,所以简化轴承内圈,建立偏航轴承外圈与偏航刹车盘和塔筒顶部法兰的螺栓联接模型。
如图1所示。
1.塔筒（塔顶连接法兰） 2.偏航刹车盘 3.偏航轴承外圈 4.螺栓
1.2有限元模型
在MSC.Marc/Mentat中建立塔筒顶部法兰接触的有限元模型,如图2所示。
模型均采用六面体单元划分,为了减小结构的关键部位对计算结果的影响,在塔筒顶部法兰圆角处的网格适度加密,单元总数为76104,节点总数为113486。
模型包括偏航轴承外圈、偏航刹车盘、塔筒顶部法兰和84个螺栓等可变形接触体,各部件所用的材料均为低合金高强度结构钢,其弹性模量为2.06×105MPa,泊松比为0.3,密度为7.85×10-9t/mm3,根据实际的装配关系,建立如表1所示的接触关系。
表1中:
T为接触（touching）；G为粘接（glue）；括号中数值为接触对的摩擦因数。
螺栓与偏航轴承外圈在螺纹联接处有55mm的螺纹啮合,本模型中通过粘接（glue）关系来耦合接触双方的自由度,以模拟螺纹联接。
图2塔筒顶部法兰接触的有限元模型
1.3载荷设置和边界条件
接触分析所采用的载荷来自风力发电机极限工况载荷数据。
分析分两种工况进行:
第一种工况中给84个螺栓施加预紧力F0（preload_bolt）254kN,建立各部件间的接触关系；第二种工况中撤掉预紧力,锁定螺栓的长度（lock_bolt）,然后施加偏航轴承极限载荷（load_bearing）和偏航刹车盘的极限载荷（load_brake）,分析各零/部件的应力分布情况。
为了准确模拟载荷的传递,在偏航刹车盘中心点处施加极限载荷报告中此处载荷MZ的最大值为-3285kN·m,通过MSC.Marc/Mentat软件施加载荷单元RBE3,将载荷分布到偏航刹车盘上七个与刹车器接触的区域（如图3所示）,模拟偏航刹车。
在轴承外圈中心点与轴承外圈内表面建立RBE3连接,施加偏航轴承处的极限载荷为:
FX=-444.2kN
FZ=-1350.8kN
MXY=-4570.7kN·m
图3刹车盘的结构
约束塔筒底部端面所有节点X、Y、Z方向的平动自由度（fix_tower）,以消除接触分析时的刚体位移。
同时考虑重力（gravity）的影响。
所有载荷设置和边界条件的施加如图4所示。
图4载荷设置和边界条件（二分之一模型）
1.4接触分析结果
螺栓预紧后,各接触面接触良好,各零/部件应力值均在屈服强度之下。
施加极限载荷后,各接触面间仍保持很好的接触状态,各零/部件的应力值稍有增大,下面给出只施加预紧力和极限载荷后的各零/部件接触应力云图。
偏航轴承外圈的最大应力值为191.2MPa,出现在螺栓联接的第一圈螺纹处（见图5）,小于轴承材料的屈服极限650MPa,轴承强度满足要求。
图5偏航轴承外圈的应力云图（极限载荷工况下）
由于接触面比较小,塔筒顶部法兰的最大应力值在预紧工况下为293.2MPa（见图6）；施加极限载荷后为294.7MPa（见图7）,均出现在塔筒顶部法兰面与螺栓接触面周围,且都小于塔筒顶部法兰材料的屈服极限325MPa,塔筒顶部法兰强度满足要求。
图6塔筒顶部法兰的应力云图（预紧工况下）
图7塔筒顶部法兰的应力云图（极限载荷工况下）
塔筒顶部法兰联接螺栓的最大应力在预紧工况下为496.4MPa（见图8）,施加极限载荷后为499.9MPa（见图9）,均出现在螺栓的中段,且都小于螺栓的屈服极限900MPa（该螺栓为10.9级）,所以螺栓是安全的。
图8螺栓的应力云图（预紧工况下）
图9螺栓的应力云图（极限载荷工况下）
由于塔筒顶部法兰圆角处通常会出现应力集中,所以对圆角进行安全校核。
塔筒顶部法兰圆角处最大等效应力值为102.8MPa,如图10所示。
图10塔筒顶部法兰圆角处的应力云图
塔筒顶部法兰圆角处安全裕度Msult为:
Msult=[σ]/σm-1
（1）
[σ]=σs/n
（2）
式中:
σm为极限载荷下塔筒顶部法兰圆角处的等效应力,σm=102.8MPa；σs为塔筒顶部法兰材料屈服极限,σs=325MPa；n为安全系数,n取1.1。
则:
Msult=1.8741
塔筒顶部法兰圆角处的安全裕度大于零,因此塔筒顶部法兰圆角处静强度符合要求。
2 塔筒顶部法兰接触面的安全性校核
由于受弯矩作用,除了要求静强度足够外,还应保证接合面间不出现缝隙和接触面不被压溃。
由于预紧力作用,接触面上产生的压应力σF0为:
σF0=zF0/A=84×254/0.867×10-3=24.62MPa
式中:
z为螺栓个数；A为接触面的面积；F0为螺栓预紧力。
由于弯矩的作用,接触面上产生的弯应力σM为:
σM=MXY/W=4570.7/0.5997×10-3=7.621MPa
式中:
MXY为接触面处的弯矩；W为抗弯截面系数。
压力FZ在接触面上产生的压应力σZ为:
σZ=FZ/A=-1350.8/0.867×10-3=-1.559MPa
接触面受拉侧不出现缝隙的条件为:
σl=σF0-σM+σZ≥0（3）
式中:
σl为接触面所受拉应力。
接触面受压侧不被压溃的条件为:
σY=σF0+σM+σZ≤[σp]（4）
式中:
σY为接触面所受压应力；[σp]为被连接材料的许用挤压应力,
[σp]=0.8σs=276MPa。
由此可得:
σl=15.44MPa
σY=30.68MPa<[σp]
σl大于零,塔筒顶部法兰接触面不会产生缝隙。
σY小于被连接材料的许用挤压应力,所以塔筒顶部法兰不会被压溃。
3 塔筒顶部法兰焊缝疲劳寿命计算
塔筒顶部法兰和塔筒筒体通过焊接连接,是结构中比较薄弱的环节,焊接结构的耐久性很大程度上由焊缝的疲劳强度所决定。
所以,如果能在设计初期对焊缝的疲劳寿命进行预测,以了解整个焊接结构上焊缝疲劳强度的分布情况,就可以对实际中焊缝的处理方式进行合理地调整,以提高产品的整体疲劳性能。
3.1焊缝等效疲劳应力计算
法兰与塔筒筒体之间采用等厚度焊接,因此计算时不考虑焊缝应力集中系数的影响。
焊缝等效疲劳应力采用有限元方法通过加载相应位置的等效疲劳载荷而获得。
具体有限元计算过程如下。
3.1.1模型描述
使用接触分析的模型。
第二种工况（载荷施加工况）的载荷由极限载荷改为等效疲劳载荷Fx=-142.62kN,Fz=38kN,My=-1592kN·m,Mz=1459kN·m。
3.1.2有限元计算结果
计算得到法兰焊缝处最大等效应力为22.95MPa,如图11所示,最大等效应力位置的节点坐标为（-1460.95,-54.42,-190.324）。
图11塔筒顶部法兰焊缝处的应力云图
3.2确定焊缝材料的疲劳寿命S-N曲线
焊缝材料S-N曲线如图12所示。
图12S-N曲线
S-N曲线（以循环基数ND为界）:
N=ND（σD/σw）3（NσD）（5）
N=ND（σD/σw）4（N≥ND,σw≤σD）（6）
式中:
N为循环次数；σD为循环基数ND对应的疲劳应力；σw为计算所得应力。
3.3焊缝疲劳应力循环次数计算
有限元方法计算得到的焊逢处最大等效疲劳应力σph=22.95MPa。
因此焊逢处等效疲劳应力σ′ph为:
σ′ph=γmσph（7）
式中:
γm为材料偏安全系数,取1.1。
计算得:
σ′ph为25.245MPa。
已知塔筒筒体材料的屈服极限σ′s=470MPa,强度极限σb=345MPa,故由疲劳极限估算公式得焊缝疲劳极限σA为:
σA=0.23（σb+σ′s）（8）
可求出焊缝疲劳极限σA=187MPa,对应的循环次数NA为1×107。
已知循环基数ND=5E6,循环次数大于ND时用式（9）计算σw为:
σw=σA（NA/N）1/4（9）
所以:
σD=σA（NA/ND）1/4=1.19σA
根据GL规范,存活率大于97.7%的S-N曲线需要进行修正,缩减为原来的2/3。
因此修正循环基数σ′
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