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    兆瓦級(jí)風(fēng)電機(jī)組輪轂強(qiáng)度有限元分析

    2024-12-06 00:00:00劉浩崔巖巖
    中國新技術(shù)新產(chǎn)品 2024年15期
    關(guān)鍵詞:有限元分析輪轂

    摘 要:輪轂是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中的關(guān)鍵部件之一,直接決定風(fēng)機(jī)載荷的傳遞和風(fēng)力發(fā)電機(jī)組整體結(jié)構(gòu)的安全性,對(duì)整個(gè)機(jī)組的穩(wěn)定、可靠運(yùn)行具有至關(guān)重要的作用。本文選取某兆瓦級(jí)風(fēng)電機(jī)組輪轂,采用有限元分析方法對(duì)其極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核分析,闡述了一套完整的輪轂安全性多層次校核分析流程。分析結(jié)果表明,該輪轂?zāi)軡M足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求,所得輪轂極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果可為輪轂的設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供有力依據(jù)。

    關(guān)鍵詞:輪轂;有限元分析;極限強(qiáng)度;疲勞強(qiáng)度

    中圖分類號(hào):TK 83" " " 文獻(xiàn)標(biāo)志碼:A

    我國海上和陸上風(fēng)電行業(yè)發(fā)展迅速,目前主流風(fēng)機(jī)制造廠家研發(fā)的風(fēng)力發(fā)電機(jī)組單機(jī)功率等級(jí)逐步增大,機(jī)組的載荷強(qiáng)度也不斷增加。大功率風(fēng)力發(fā)電機(jī)組將會(huì)對(duì)風(fēng)機(jī)內(nèi)部的大型鑄件的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度提出更高要求。當(dāng)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組工作時(shí),輪轂和葉片一直處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài),輪轂的極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組整體結(jié)構(gòu)的安全性和機(jī)組的穩(wěn)定、可靠運(yùn)行具有至關(guān)重要的作用,因此要在前期輪轂設(shè)計(jì)過程中對(duì)輪轂的極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行系統(tǒng)性的安全性計(jì)算與分析[1]。

    在風(fēng)力發(fā)電機(jī)組關(guān)鍵部件中,輪轂是用來將葉片連接到風(fēng)輪轉(zhuǎn)軸上的固定部件。在風(fēng)機(jī)運(yùn)行過程中,輪轂的受力情況較復(fù)雜,會(huì)不斷受隨機(jī)性載荷、周期性載荷的雙重作用。作為風(fēng)力發(fā)電機(jī)組重要部件,輪轂需要較高的可靠性,其強(qiáng)度直接關(guān)系整個(gè)機(jī)組運(yùn)行的安全性與可靠性,一般需要保證20年以上的使用壽命。

    輪轂的主要失效形式有2種,一是在極限載荷作用下,高應(yīng)力結(jié)構(gòu)區(qū)域發(fā)生結(jié)構(gòu)裂紋或塑性變形;二是在隨時(shí)間變化的動(dòng)態(tài)隨機(jī)載荷作用下發(fā)生疲勞失效。因此需要對(duì)輪轂的極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,以確保輪轂適應(yīng)不同工況,保證風(fēng)電機(jī)組正常運(yùn)行。

    本文根據(jù)GL規(guī)范要求,以某兆瓦級(jí)風(fēng)電機(jī)組的輪轂?zāi)P蜑檠芯繉?duì)象,采用有限元方法對(duì)多種工況下的極限、疲勞壽命進(jìn)行計(jì)算和分析,建立了一套輪轂安全性多層次校核分析方法,為更大單機(jī)功率風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的設(shè)計(jì)與制造提供技術(shù)支撐[2]。

    1 輪轂強(qiáng)度分析模型

    1.1 輪轂幾何結(jié)構(gòu)

    風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的輪轂一般采用平滑過渡和圓角設(shè)計(jì),經(jīng)鑄造加工完成。本文分析的某兆瓦級(jí)風(fēng)電機(jī)組輪轂的三維實(shí)體模型使用的鑄造材料為QT400。

    1.2 輪轂受力分析

    輪轂是連接主軸和風(fēng)機(jī)葉片的關(guān)鍵組件。風(fēng)電機(jī)組一般有3個(gè)葉片,呈均勻圓周狀分布,變槳軸承和驅(qū)動(dòng)裝置將3個(gè)葉片進(jìn)行連接固定,輪轂通過變漿軸承裝置與3個(gè)葉片相連接。輪轂承受葉片的載荷力較復(fù)雜,主要包括自身質(zhì)量、葉片質(zhì)量、風(fēng)輪離心載荷力以及主軸對(duì)輪轂的反作用力等[3]。

    風(fēng)力機(jī)運(yùn)行時(shí),葉片上的氣動(dòng)力分為確定性氣動(dòng)力和隨機(jī)性氣動(dòng)力。確定性氣動(dòng)力由穩(wěn)態(tài)風(fēng)速產(chǎn)生,在輪轂葉根法蘭盤產(chǎn)生面內(nèi)和面外彎曲力矩。如果考慮風(fēng)剪、主軸仰角和偏航誤差因素,面外彎矩將會(huì)呈現(xiàn)周期性變化,頻率與風(fēng)輪轉(zhuǎn)速有關(guān)。隨機(jī)性氣動(dòng)力由紊流風(fēng)產(chǎn)生,常常呈現(xiàn)隨機(jī)變化狀態(tài),通常利用其統(tǒng)計(jì)特征進(jìn)行描述。基于葉素動(dòng)量理論,在給定的工況下可計(jì)算得出氣動(dòng)力[2]。

    1.3 有限元分析模型

    輪轂極限強(qiáng)度分析的有限元模型包括輪轂、葉跟假體和主軸3個(gè)部分,在主軸軸承位置中心節(jié)點(diǎn)處建立主軸軸承中心坐標(biāo)系,采用MPC技術(shù)將中心節(jié)點(diǎn)與主軸上軸承貼合面處相連接,約束其3個(gè)方向的平動(dòng)自由度;在主軸末端施加6個(gè)自由度的固定約束;輪轂與葉根假體、主軸間均通過綁定接觸連接;根據(jù)GL規(guī)范,在變槳軸承端面中心節(jié)點(diǎn)處建立葉片坐標(biāo)系,采用MPC技術(shù)將中心節(jié)點(diǎn)與葉根假體端面相連接,用于施加葉根載荷。

    2 輪轂極限強(qiáng)度分析

    2.1 極限強(qiáng)度分析載荷

    本文極限強(qiáng)度分析所使用的載荷是風(fēng)電機(jī)組3個(gè)葉根中心處的極限工況載荷,計(jì)算葉根載荷時(shí)需要考慮一定的安全余量。進(jìn)行輪轂極限強(qiáng)度分析時(shí),需要在葉根處施加外載荷力,以此來分析多種載荷力對(duì)輪轂極限強(qiáng)度的影響。外載荷力主要包括變槳驅(qū)動(dòng)抵抗葉片扭矩所產(chǎn)生的徑向載荷和六自由度風(fēng)載荷。

    GL規(guī)范共定義了8種設(shè)計(jì)情況(包括32種工況),根據(jù)分析的目的,分為極限強(qiáng)度工況或疲勞強(qiáng)度工況,可分別計(jì)算輪轂極限強(qiáng)度和疲勞壽命。由于不同典型工況的載荷力和極限強(qiáng)度具有較大差別,施加葉根載荷力對(duì)輪轂極限強(qiáng)度計(jì)算分析具有重要作用,因此需要將計(jì)算出的極限葉根載荷的大小和方向施加到葉根坐標(biāo)系中。本文選取極限載荷最大的3個(gè)典型工況,分別比較3種典型工況下的載荷大小和極限強(qiáng)度,分析結(jié)果見表1[4]。

    2.2 極限強(qiáng)度分析結(jié)果

    QT400材料的屈服強(qiáng)度為240MPa,根據(jù)GL規(guī)范中對(duì)輪轂的設(shè)計(jì)要求,取安全系數(shù)為1.1,則其許用應(yīng)力為218MPa。3個(gè)典型工況下的應(yīng)力分布如圖1所示。從圖1可見,應(yīng)力較大的位置主要分布在開孔的邊緣和圓角過渡位置處,最大Von Mises應(yīng)力值為130MPa,各分析工況下的安全裕度見表1、表2,安全裕度均為40%以上,滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

    3 輪轂疲勞強(qiáng)度分析

    由于在風(fēng)電機(jī)組工作過程中葉片一直處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài),需要不斷承受各個(gè)方向的載荷,葉片傳遞過來的交變載荷作用力對(duì)輪轂持續(xù)作業(yè)安全性會(huì)產(chǎn)生較大影響,因此需要特別關(guān)注輪轂的疲勞失效。根據(jù)GL規(guī)范的規(guī)定,風(fēng)電機(jī)組中承受交變載荷的零部件需要滿足20年使用壽命要求(循環(huán)次數(shù)一般定義為107次)。

    輪轂疲勞壽命計(jì)算流程如下:根據(jù)單位載荷下有限元計(jì)算結(jié)果,結(jié)合疲勞載荷、材料的應(yīng)力-壽命疲勞曲線,最終獲得輪轂的疲勞壽命[5]。

    單位載荷作用下節(jié)點(diǎn)應(yīng)力的獲取過程如下:在輪轂極限強(qiáng)度分析有限元模型基礎(chǔ)上鋪設(shè)一層較薄的殼單元,施加單位疲勞載荷進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算,提取殼單元節(jié)點(diǎn)上的應(yīng)力。

    3.1 疲勞強(qiáng)度分析載荷

    通過大量載荷統(tǒng)計(jì)得到的葉根處力和力矩載荷間的關(guān)系如下:Mx和Fy、My和Fx的比例系數(shù)分別約為-15.3和23.8,施加單位疲勞時(shí),將Mx和Fy、My和Fx成比例施加于3個(gè)葉片的葉根中心,見表3。

    疲勞熱點(diǎn)位置分布圖如圖2所示。根據(jù)葉根單位載荷作用下輪轂表面殼單元應(yīng)力分布情況選擇的疲勞危險(xiǎn)點(diǎn),提取節(jié)點(diǎn)應(yīng)力,利用統(tǒng)計(jì)分析軟件得到輪轂的載荷-應(yīng)力關(guān)系曲線。再根據(jù)疲勞載荷譜(時(shí)間-載荷歷程),利用通道合并得到用于疲勞分析的應(yīng)力譜(時(shí)間-應(yīng)力歷程)。通過雨流計(jì)數(shù)法將隨機(jī)載荷譜處理成一系列規(guī)律性的整循環(huán),并統(tǒng)計(jì)應(yīng)力幅值變化的次數(shù)。最后建立反映外加應(yīng)力幅值S和疲勞壽命N間關(guān)系的S-N曲線,運(yùn)用線性累積損傷Palmgren-Miner準(zhǔn)則進(jìn)行疲勞損傷計(jì)算。

    3.2 S-N曲線設(shè)置

    輪轂的材料為QT400,其S-N曲線可由GL規(guī)范中提供的擬合方法獲得,輪轂材料S-N曲線的主要參數(shù)見表4。在擬合過程中需要統(tǒng)籌考慮應(yīng)力集中系數(shù)、缺口影響系數(shù)、工藝參數(shù)以及存活率等折減影響因素,所對(duì)應(yīng)的S-N曲線如圖3所示。

    3.3 疲勞壽命分析結(jié)果

    提取疲勞危險(xiǎn)點(diǎn)的單位應(yīng)力,進(jìn)行通道合并計(jì)算并得到輪轂疲勞危險(xiǎn)點(diǎn)的等效主應(yīng)力,再根據(jù)疲勞工況的時(shí)序載荷得到時(shí)序應(yīng)力,利用S-N曲線計(jì)算出20年內(nèi)輪轂的疲勞損傷,各危險(xiǎn)點(diǎn)處的累積疲勞損傷結(jié)果見表5。損傷值最大為0.664,發(fā)生在危險(xiǎn)點(diǎn)2處。根據(jù)Miner疲勞破壞準(zhǔn)則,疲勞損傷<1,疲勞壽命即滿足設(shè)計(jì)要求,因此該輪轂的設(shè)計(jì)滿足疲勞壽命要求。

    4 結(jié)語

    本文將某兆瓦級(jí)風(fēng)電機(jī)組輪轂作為研究隊(duì)形,采用有限元分析方法對(duì)其極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核分析,所得結(jié)論如下所示。1)該輪轂結(jié)構(gòu)的極限強(qiáng)度小于許用應(yīng)力且具有相當(dāng)大的安全余量;累積疲勞損傷<1,滿足疲勞壽命設(shè)計(jì)要求。2)根據(jù)本文分析結(jié)果可以有效評(píng)估該輪轂結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)與危險(xiǎn)部位,可為其后續(xù)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進(jìn)設(shè)計(jì)提供有力數(shù)據(jù)支撐。3)本文闡述的有限元分析方法可為更大容量的風(fēng)電機(jī)組輪轂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和疲勞壽命的設(shè)計(jì)提供參考。

    參考文獻(xiàn)

    [1]楊兆忠,鐘杰,蔣紅武.風(fēng)力發(fā)電機(jī)組內(nèi)輪轂體疲勞壽命計(jì)算與研究[J].機(jī)床與液壓,2019,47(15):197-199.

    [2]何玉林,劉樺,劉平,等.基于GL規(guī)范的大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂強(qiáng)度數(shù)值分析[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù),2009,28(4):522-526,531.

    [3]王義進(jìn).MW級(jí)臺(tái)風(fēng)型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂強(qiáng)度分析[D].浙江:寧波大學(xué),2019.

    [4]白儒,徐苾璇,李鋼強(qiáng),等.兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主軸優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].現(xiàn)代制造工程,2020(3):136-141.

    [5]張洪達(dá),王昊,郭家沛,等.風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂強(qiáng)度影響因素與結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究[J].浙江電力,2022,41(1):42-47.

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