王慧，趙春雨，柳勝舉，李有亮，黃文杰

（明陽(yáng)智慧能源集團(tuán)股份公司，廣東中山 528437）

0 引言

隨著我國(guó)當(dāng)前風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的迅猛發(fā)展，輪轂是連接葉片與風(fēng)機(jī)主軸、承受葉片傳遞載荷的關(guān)鍵部件，故針對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中輪轂進(jìn)行分析與研究具有重要的作用[1]。同時(shí)單機(jī)功率和單位千瓦掃風(fēng)面積不斷增大，導(dǎo)致輪轂直徑逐漸增大[2]，使輪轂腹板平面度的加工難度不斷增加，易出現(xiàn)腹板凸凹不平的情況。目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)于風(fēng)機(jī)輪轂的研究主要集中在輪轂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[3]、輪轂性能優(yōu)化[4]、輪轂力學(xué)性能[5]、輪轂強(qiáng)度分析[6]等方面，而對(duì)于輪轂腹板表面對(duì)輪轂強(qiáng)度計(jì)算的影響鮮有涉及[1]。因此，通過(guò)仿真計(jì)算模型分析輪轂腹板內(nèi)凹及外凸情況對(duì)輪轂強(qiáng)度的影響程度以保證輪轂安全性與可靠性具有重要意義。

針對(duì)某兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂出現(xiàn)腹板內(nèi)凹及外凸的情況，同時(shí)為減少仿真計(jì)算量與縮短計(jì)算時(shí)間，輪轂三面腹板結(jié)構(gòu)采用一面腹板為內(nèi)凹、一面腹板為外凸、一面腹板為平面，建立輪轂三維模型，并對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度影響分析。

1 風(fēng)機(jī)載荷

某兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂計(jì)算所需葉根極限工況載荷與疲勞時(shí)序載荷由某公司提供。根據(jù)IEC 61400-1標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范[7]進(jìn)行載荷工況的設(shè)計(jì)與計(jì)算，計(jì)算所用載荷坐標(biāo)系為GL規(guī)范[8]葉根坐標(biāo)系，如圖1所示。

輪轂葉根順序一共有6種，因需與載荷提取時(shí)的葉根順序保持一致性，故葉根順序只能有3種[1]。故根據(jù)載荷提取時(shí)的葉根順序，確定3種葉根順序，如表1所示。表1中：a為內(nèi)凹面，b為平面，c為外凸面。輪轂腹板內(nèi)凹、外凸和平面分布如圖2所示。

圖2 輪轂腹板內(nèi)凹、外凸和平面分布

表1 3種葉根順序

2 有限元計(jì)算

2.1 有限元分析模型

為保證輪轂靜強(qiáng)度仿真分析計(jì)算的真實(shí)性與準(zhǔn)確性，ANSYS Workbench中對(duì)SolidWorks建立的三維輪轂?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行準(zhǔn)確幾何建模，同時(shí)進(jìn)行模型處理與網(wǎng)格劃分，刪除螺紋孔、圓角、小孔、倒角等小特征，同時(shí)將易產(chǎn)生應(yīng)力集中的區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理[9]。最終得到輪轂有限元模型網(wǎng)格單元總數(shù)為4 465 381個(gè)，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為1 344 912個(gè)。圖3所示為輪轂三維模型，圖4所示為輪轂切面網(wǎng)格。

圖3 輪轂三維模型

圖4 輪轂切面網(wǎng)格

整體仿真計(jì)算模型中采用link10單元模擬軸承滾子，采用beam4單元模擬變槳驅(qū)動(dòng)嚙合，采用5 m圓形直筒模擬葉根假體，對(duì)風(fēng)輪鎖緊盤、齒輪箱端蓋、主軸承、變槳驅(qū)動(dòng)及變槳軸承等部件進(jìn)行簡(jiǎn)單實(shí)體建模，圖5所示為整體仿真計(jì)算模型，其中節(jié)點(diǎn)總數(shù)為5 199 268個(gè)，單元總數(shù)為2 058 225個(gè)。

圖5 整機(jī)仿真模型

2.2 材料屬性

葉根假體采用5 m圓形直筒的復(fù)合材料，材料屬性設(shè)置為：EX=13.5 GPa，EY =13.5 GPa，EZ =35.5 GPa，PRXY =0.3，PRYZ =0.1141，PRXZ =0.1787，GXY =7.0 GPa，GYZ =7.0 GPa，GXZ=7.0 GPa（X為徑向，Y為周向，Z為軸向）。各部件材料參數(shù)如表2所示。

表2 各部件材料參數(shù)

2.3 邊界條件

葉片假體與軸承內(nèi)圈、輪轂與軸承外圈、輪轂與風(fēng)輪鎖緊盤、風(fēng)輪鎖緊盤與主軸承、主軸承與風(fēng)輪鎖定法蘭、輪轂和變槳驅(qū)動(dòng)等之間均建立綁定接觸，一共建立13對(duì)綁定接觸；約束主軸承外端面節(jié)點(diǎn)的所有自由度，如圖6所示。載荷通過(guò)載荷施加點(diǎn)作用在葉根，載荷施加點(diǎn)節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系轉(zhuǎn)化到GL的葉根坐標(biāo)系，通過(guò)5 m假體葉片傳遞載荷。

圖6 接觸和約束示意圖

2.4 載荷加載與S-N曲線計(jì)算

輪轂靜強(qiáng)度分別取葉根載荷的Mx、My、Mz、Mxy最大和輪轂中心載荷Myz最大時(shí)的葉根載荷進(jìn)行計(jì)算；輪轂疲勞強(qiáng)度以單位載荷的形式分別施加在3個(gè)葉片上，由有限元計(jì)算得出多個(gè)工況強(qiáng)度結(jié)果，與輪轂疲勞時(shí)序載荷進(jìn)行組合，根據(jù)GL 2010標(biāo)準(zhǔn)[8]將S-N曲線轉(zhuǎn)化為Haigh圖表結(jié)合（其中輪轂表面粗糙度為Rz100 μm，鑄造質(zhì)量等級(jí)j=3，材料測(cè)試常數(shù)j0=0），按照最大絕對(duì)值主應(yīng)力和損傷累加的方法，判斷疲勞熱點(diǎn)。

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 極限強(qiáng)度結(jié)果與分析

通過(guò)極限強(qiáng)度計(jì)算得到不同葉根順序下輪轂的最大應(yīng)力，如表3所示。為考慮輪轂不同腹板形狀對(duì)輪轂極限強(qiáng)度的影響，提取Myz工況下不同腹板面上最大極限強(qiáng)度，如表4所示。圖7所示為葉根順序1的極限載荷Myz工況下最大應(yīng)力位置。

圖7 葉根順序1的極限載荷Myz工況下最大應(yīng)力位置

表3 不同葉根順序下輪轂極限強(qiáng)度最大應(yīng)力

表4 Myz工況下輪轂不同腹板形狀的極限強(qiáng)度最大應(yīng)力

由表3和表4得出，不同葉根順序?qū)嗇灅O限強(qiáng)度影響不大，最大應(yīng)力之間差值為9 MPa，誤差約為6.62%；相同葉根載荷條件下，不同輪轂腹板表面對(duì)輪轂極限強(qiáng)度影響較大；相同葉根載荷條件下，腹板內(nèi)凹比腹板平面應(yīng)力最大增加23 MPa，約上升20.54%，但腹板外凸比腹板平面應(yīng)力最大增加2 MPa，甚至還存在應(yīng)力降低。

為排除不同葉根順序的影響，從表4得出圖8所示的相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的最大應(yīng)力，由圖8得出相同葉根載荷下腹板內(nèi)凹的最大應(yīng)力值最大，腹板平面的最大應(yīng)力值次之，腹板外凸的最大應(yīng)力值最小，表明腹板內(nèi)凹不利于輪轂極限強(qiáng)度，腹板外凸對(duì)輪轂極限強(qiáng)度影響不大，甚至?xí)a(chǎn)生一定的有利影響。

圖8 相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的最大應(yīng)力

3.2 疲勞強(qiáng)度結(jié)果與分析

通過(guò)疲勞計(jì)算得到不同葉根順序下輪轂的熱點(diǎn)損傷值，如表5所示。由表5可得出，輪轂疲勞強(qiáng)度最大損傷差值為1.738，誤差約為29.43%。圖9所示為葉根順序1的輪轂疲勞熱點(diǎn)損傷位置。為考慮輪轂不同腹板形狀對(duì)輪轂疲勞強(qiáng)度的影響，同時(shí)排除不同葉根順序?qū)嗇灍狳c(diǎn)損傷的影響，提取不同腹板面上不同熱點(diǎn)損傷值進(jìn)行分析，如表6所示。

圖9 葉根順序1的輪轂疲勞熱點(diǎn)損傷位置

表5 不同葉根順序下輪轂疲勞熱點(diǎn)損傷

由表6可得到，對(duì)于輪轂腹板過(guò)線孔邊緣，輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約5.6倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約0.6倍，腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板過(guò)線孔邊緣強(qiáng)度有比較大的不利影響，則腹板外凸對(duì)輪轂腹板過(guò)線孔邊緣強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響；對(duì)于輪轂腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)旁，輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約0.6倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約2.4倍，腹板內(nèi)凹對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)旁強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響，則腹板外凸對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)旁強(qiáng)度產(chǎn)生一定的不利影響；對(duì)于輪轂腹板連接內(nèi)圓弧處，輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約3.6倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約3.2倍，腹板內(nèi)凹與外凸對(duì)輪轂腹板連接內(nèi)圓弧處強(qiáng)度有比較大的不利影響，其中腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板連接內(nèi)圓弧處產(chǎn)生不利影響更大；對(duì)于輪轂腹板大圓孔邊緣，輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約1.7倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約0.6倍，腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板大圓孔邊緣強(qiáng)度有比較大的不利影響，則腹板外凸對(duì)輪轂腹板大圓孔邊緣強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響。

表6 不同葉根順序下，不同輪轂腹板面上疲勞熱點(diǎn)損傷

為排除不同葉根順序的影響，考慮輪轂不同腹板形狀對(duì)輪轂疲勞強(qiáng)度的影響，整理分析4處熱點(diǎn)損傷結(jié)果，如圖10所示。由圖10可知，腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板過(guò)線孔、腹板連接內(nèi)圓弧、腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生較大不利影響，對(duì)輪轂腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響；腹板外凸對(duì)輪轂腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)與腹板連接內(nèi)圓弧的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生一定不利影響，對(duì)輪轂腹板過(guò)線孔與腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響。

圖10 相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的疲勞損傷

4 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)ANSYS軟件對(duì)某兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的輪轂進(jìn)行有限元仿真分析，研究不同輪轂腹板表面（一面腹板為內(nèi)凹、一面腹板為外凸、一面腹板為平面）對(duì)輪轂強(qiáng)度的影響程度，得到以下結(jié)論：1）在相同的條件下，驗(yàn)證不同葉根順序?qū)τ谳嗇瀼?qiáng)度計(jì)算結(jié)果具有一定程度的影響，對(duì)于疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果影響較大；2）相同葉根載荷下（即排除不同葉根順序的影響），輪轂腹板內(nèi)凹不利于極限強(qiáng)度結(jié)果，輪轂腹板外凸對(duì)極限強(qiáng)度結(jié)果影響不大，甚至?xí)a(chǎn)生一定的有利影響；3）相同條件下，輪轂腹板內(nèi)凹對(duì)腹板過(guò)線孔、腹板連接內(nèi)圓弧、腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生較大的不利影響，對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生一定的有利影響；4）相同條件下，輪轂腹板外凸對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)與腹板連接內(nèi)圓弧的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生一定的不利影響，對(duì)腹板過(guò)線孔與腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生一定的有利影響。

實(shí)際輪轂結(jié)構(gòu)中常見(jiàn)的熱點(diǎn)損傷一般存在輪轂腹板外表面與腹板連接圓弧處，尤其是輪轂過(guò)線孔處損傷值一直較高，而輪轂內(nèi)側(cè)表面熱點(diǎn)損傷值一般較小。在確定輪轂腹板內(nèi)側(cè)無(wú)熱點(diǎn)或熱點(diǎn)損傷值很低，可以接受腹板一定程度上的外凸；但是腹板內(nèi)凹對(duì)腹板過(guò)線孔疲勞損傷值影響較大，應(yīng)盡量避免，若出現(xiàn)應(yīng)進(jìn)行準(zhǔn)確建模與強(qiáng)度計(jì)算分析，才可進(jìn)行具體判斷并得出結(jié)論。