兆瓦級(jí)風(fēng)電機(jī)組輪轂強(qiáng)度有限元分析

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。

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