鄭甲紅，杜 翠

ZHENG Jia-hong, DU Cui

（陜西科技大學(xué) 機電工程學(xué)院，西安 710021）

Mw級風力發(fā)電機輪轂有限元分析

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) 機電工程學(xué)院，西安 710021）

輪轂是風力發(fā)電機組中的一個重要部件，載荷情況較復(fù)雜，因此對其進行有限元分析顯得尤為重要。文章以2MW風力發(fā)電機的輪轂為研究對象，通過有限元分析確定了各個部位的應(yīng)力分布情況和各階振形，從中得出最危險的部位，為輪轂設(shè)計提供了有效的依據(jù)。

有限元；應(yīng)力分布；振形

0 引言

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

1 輪轂材料及模型

文中輪轂?zāi)Ｐ褪峭ㄟ^SOLID-WORKS軟件導(dǎo)入到ANSYS中的。在導(dǎo)入過程中對其做了適當?shù)暮喕?，簡化的原則是在保證計算精度的前提下對一些與輪轂靜強度沒有重要作用或者承受載荷情況并不關(guān)鍵的部位做簡化，如輪轂上細小的孔、狹窄的槽、小的倒圓和倒角等細微的特征，以提高轉(zhuǎn)換精度[1]。本文中輪轂?zāi)Ｐ筒捎肧OLID-95單元劃分，劃分的單元數(shù)為107453，節(jié)點數(shù)為26648，精度等級為6級，材料為型號為QT400-18AL的球墨鑄鐵，屬性如表1所示，實體模型如圖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)點所有自由進行約束，在輪轂與葉片連接面的中心建立質(zhì)點，將葉片重力及力矩施加到質(zhì)點上，最后將質(zhì)點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, 輪轂的抗拉強度為400MPa，σmax< 400 MPa. 因此，輪轂設(shè)計滿足強度要求。

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力分析外，也可進行動力分析。本文著重闡述動力分析中的模態(tài)分析，即輪轂在外載荷下的固有振動特性—固有頻率和固有頻率振動時的變形形式—固有振形[2]。

動力學(xué)問題的有限元法也是要把物體離散為單元體。不過在考慮單元特性時，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)。

整個結(jié)構(gòu)的有限元動力學(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)點位移；f為結(jié)構(gòu)所受外力。

當f為0時，利用利用有限元的方法解上述方程即可對系統(tǒng)進行模態(tài)分析。模態(tài)分析主要包括以下4個步驟：1）建立模型；2）加載并求解；3）擴展模態(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體組成的模型，速度快，但對內(nèi)存要求較高。

對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的頻率耦合而發(fā)生振動[5].對于山東長星風電科技有限公司2MW風機而言，葉片額定轉(zhuǎn)速是18r/min ，發(fā)電機轉(zhuǎn)速范圍1040—2000r/min,輪轂最有可能發(fā)生共振的一階頻率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速是3311.357r/min 。很明顯，3311.357r/min >2000r/min，因此不會與它們發(fā)生共振。

6 結(jié)論

在合理的簡化模型，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復(fù)雜結(jié)構(gòu)進行分析，提高了計算精度和效率，計算得到的結(jié)果更加直觀[6]。通過以上分析計算可得出以下結(jié)論：

1）利用ANSYS軟件對輪轂進行了靜態(tài)分析，根據(jù)應(yīng)力云圖得到輪轂的最大應(yīng)力為234MPa,小于材料的抗拉強度，說明輪轂的強度設(shè)計滿足要求。

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

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

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

[3] 謝鋒,沈維蕾.風力發(fā)電機機艙的靜、動態(tài)特性有限元分析[J].制造業(yè)自動,2003,9(25).

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

[5] 任翀，張巍.巨型風力發(fā)電機機艙底板靜動力學(xué)性能分析[J].機械電子,2009(4).

[6] 黃小華, 趙世林.風力發(fā)電機組機艙底座強度與模態(tài)分析[J].沈陽工業(yè)大學(xué)學(xué)報,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目（07JK201）

鄭甲紅（1963 -），男，教授，研究方向為機械傳動系統(tǒng)、機械設(shè)計理論及應(yīng)用。