Mw級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)輪轂有限元分析

鄭甲紅，杜 翠

ZHENG Jia-hong, DU Cui

（陜西科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，西安 710021）

Mw級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)輪轂有限元分析

Finite element analysis of mw wind turbine hub

鄭甲紅，杜 翠

ZHENG Jia-hong, DU Cui

（陜西科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，西安 710021）

輪轂是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中的一個(gè)重要部件，載荷情況較復(fù)雜，因此對(duì)其進(jìn)行有限元分析顯得尤為重要。文章以2MW風(fēng)力發(fā)電機(jī)的輪轂為研究對(duì)象，通過(guò)有限元分析確定了各個(gè)部位的應(yīng)力分布情況和各階振形，從中得出最危險(xiǎn)的部位，為輪轂設(shè)計(jì)提供了有效的依據(jù)。

有限元；應(yīng)力分布；振形

0 引言

輪轂是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中的一個(gè)重要部件，承受多種復(fù)雜載荷。近年來(lái)，隨著風(fēng)力發(fā)電機(jī)組容量的增加輪轂的重要性愈來(lái)愈明顯，例如：在大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中輪轂的重量占風(fēng)力發(fā)電機(jī)組總重的30%左右。由此可見(jiàn)輪轂在風(fēng)力發(fā)電機(jī)組設(shè)計(jì)與制造中的重要性。

1 輪轂材料及模型

文中輪轂?zāi)Ｐ褪峭ㄟ^(guò)SOLID-WORKS軟件導(dǎo)入到ANSYS中的。在導(dǎo)入過(guò)程中對(duì)其做了適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，簡(jiǎn)化的原則是在保證計(jì)算精度的前提下對(duì)一些與輪轂靜強(qiáng)度沒(méi)有重要作用或者承受載荷情況并不關(guān)鍵的部位做簡(jiǎn)化，如輪轂上細(xì)小的孔、狹窄的槽、小的倒圓和倒角等細(xì)微的特征，以提高轉(zhuǎn)換精度[1]。本文中輪轂?zāi)Ｐ筒捎肧OLID-95單元?jiǎng)澐郑瑒澐值膯卧獢?shù)為107453，節(jié)點(diǎn)數(shù)為26648，精度等級(jí)為6級(jí)，材料為型號(hào)為QT400-18AL的球墨鑄鐵，屬性如表1所示，實(shí)體模型如圖1所示，有限元模型如圖2所示。

表1 輪轂材料屬性

2 輪轂約束及載荷

圖1 輪轂實(shí)體模型

圖2 輪轂有限元模型

文中將輪轂與主軸法蘭最外層節(jié)點(diǎn)所有自由進(jìn)行約束，在輪轂與葉片連接面的中心建立質(zhì)點(diǎn)，將葉片重力及力矩施加到質(zhì)點(diǎn)上，最后將質(zhì)點(diǎn)與輪轂和葉片連接面建立剛性約束。所考慮各力及大小如表2所示，施加載荷和約束后的模型如圖3所示。

表2 載荷表

3 輪轂極限強(qiáng)度分析

在上述載荷及約束條件下，輪轂的等效應(yīng)力云圖如圖4所示。從圖中可以看出輪轂與葉片連接區(qū)域和輪轂與主軸連接區(qū)域應(yīng)力較大，但最大應(yīng)力出現(xiàn)在輪轂與主軸連接螺栓處，在這種極限載荷下的最大等效應(yīng)力σmax=234 MPa, 輪轂的抗拉強(qiáng)度為400MPa，σmax< 400 MPa. 因此，輪轂設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求。

4 輪轂?zāi)B(tài)分析

圖3 載荷及約束

圖4 等效應(yīng)力云圖

有限元法除了可以做動(dòng)力分析外，也可進(jìn)行動(dòng)力分析。本文著重闡述動(dòng)力分析中的模態(tài)分析，即輪轂在外載荷下的固有振動(dòng)特性—固有頻率和固有頻率振動(dòng)時(shí)的變形形式—固有振形[2]。

動(dòng)力學(xué)問(wèn)題的有限元法也是要把物體離散為單元體。不過(guò)在考慮單元特性時(shí)，物體所受到的載荷還要考慮單元的慣性力-ρddv和阻尼力-υddv等因素，其中ρ是結(jié)構(gòu)材料的密度；υ是線性阻尼系數(shù)。

整個(gè)結(jié)構(gòu)的有限元?jiǎng)恿W(xué)方程為：

式中：M為總體質(zhì)量矩陣；C為總體阻尼矩陣；K為總體剛度矩陣；q為節(jié)點(diǎn)位移；f為結(jié)構(gòu)所受外力。

當(dāng)f為0時(shí)，利用利用有限元的方法解上述方程即可對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析。模態(tài)分析主要包括以下4個(gè)步驟：1）建立模型；2）加載并求解；3）擴(kuò)展模態(tài)，4）觀察結(jié)果[4]。而在ANSYS中模態(tài)求解方法有多種，本文采用Block Lancros法進(jìn)行求解。該方法一般用于提取大模型的多階模態(tài)（40階以上），最適合于由殼或殼與實(shí)體組成的模型，速度快，但對(duì)內(nèi)存要求較高。

對(duì)輪轂建模的方法與靜力分析建模的方法一樣，只是在分析中必須定義材料的彈性模量、密度及泊松比。由于模態(tài)分析只考慮位移為0的載荷，因此只用施加位移是0的載荷。表3列出了輪轂前十階的固有頻率，前四階振形如圖5所示。

表3 輪轂前十階固有頻率

圖5 輪轂1-4階振形

5 輪轂的穩(wěn)定性分析

判斷系統(tǒng)是否穩(wěn)定，就是看系統(tǒng)的固有頻率是否與外界激勵(lì)的頻率耦合而發(fā)生振動(dòng)[5].對(duì)于山東長(zhǎng)星風(fēng)電科技有限公司2MW風(fēng)機(jī)而言，葉片額定轉(zhuǎn)速是18r/min ，發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)速范圍1040—2000r/min,輪轂最有可能發(fā)生共振的一階頻率對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速是3311.357r/min 。很明顯，3311.357r/min >2000r/min，因此不會(huì)與它們發(fā)生共振。

6 結(jié)論

在合理的簡(jiǎn)化模型，正確施加載荷和約束的條件下，利用有限元法更能快速深入地對(duì)復(fù)雜結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，提高了計(jì)算精度和效率，計(jì)算得到的結(jié)果更加直觀[6]。通過(guò)以上分析計(jì)算可得出以下結(jié)論：

1）利用ANSYS軟件對(duì)輪轂進(jìn)行了靜態(tài)分析，根據(jù)應(yīng)力云圖得到輪轂的最大應(yīng)力為234MPa,小于材料的抗拉強(qiáng)度，說(shuō)明輪轂的強(qiáng)度設(shè)計(jì)滿足要求。

2）根據(jù)模態(tài)分析的結(jié)果，輪轂一階頻率對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速大于葉片額定轉(zhuǎn)速和發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)速，因此不會(huì)與它們發(fā)生共振。

[1] 陳新廠.大功率風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].重慶：重慶大學(xué).

[2] 許本文,焦群英.機(jī)械振動(dòng)與模態(tài)分析基礎(chǔ)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1998.

[3] 謝鋒,沈維蕾.風(fēng)力發(fā)電機(jī)機(jī)艙的靜、動(dòng)態(tài)特性有限元分析[J].制造業(yè)自動(dòng),2003,9(25).

[4] 張朝輝.ANSYS8.0結(jié)構(gòu)分析及實(shí)力解析[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2005.

[5] 任翀，張巍.巨型風(fēng)力發(fā)電機(jī)機(jī)艙底板靜動(dòng)力學(xué)性能分析[J].機(jī)械電子,2009(4).

[6] 黃小華, 趙世林.風(fēng)力發(fā)電機(jī)組機(jī)艙底座強(qiáng)度與模態(tài)分析[J].沈陽(yáng)工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2009,31(2).

O369

A

1009-0134(2010)09-0055-02

10.3969/j.issn.1009-0134.2010.09.16

2009-10-22

陜西省教育廳科研項(xiàng)目（07JK201）

鄭甲紅（1963 -），男，教授，研究方向?yàn)闄C(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)、機(jī)械設(shè)計(jì)理論及應(yīng)用。