大型風力發(fā)電機組輪轂強度分析

范光良，麥云飛，陳俞廷

FAN Guang-liang,MAI Yun-fei,CHEN Yu-ting

（上海理工大學 機械工程學院，上海 200090）

0 引言

風力發(fā)電機組輪轂受到葉片傳遞過來的周期性載荷和隨機載荷的綜合作用，是風機中受力情況最為復雜，且可靠性要求最高的關鍵部件之一[2]。輪轂的強度直接關系到風力發(fā)電機組的安全性能。在壽命20年的運行過程中，輪轂的失效形式有兩種類型[4]：1）極限工況下，在應力集中區(qū)域的材料塑性變形或破壞；2）隨機載荷作用下的疲勞破壞。本文以GL規(guī)范為標準，利用有限元方法對輪轂強度進行分析計算，為風機安全運行提供技術支持。

1 輪轂3D結構及載荷坐標系

圖1為某公司風力發(fā)電機組球形結構輪轂，由球形體和相貫三圓柱組成。輪轂采用材料QT350-22AL鑄造而成。對其進行強度分析時采用GL規(guī)范中的葉根載荷坐標系[1]，如圖2所示。

圖1 輪轂3D模型

其中：ZB 沿徑向葉片變槳軸，XB 垂直于ZB，對于上風向機組而言指向塔架，YB 垂直于葉片軸和主軸，右旋坐標系原點，每個葉片根部位置。

圖2 輪轂載荷坐標系

2 輪轂有限元建模

2.1 模型處理

根據(jù)圣維南原理，在保證計算精度的條件下對受載荷不關鍵的部位合理簡化，此處輪轂建模忽略了對強度影響不敏感的螺紋孔、工藝槽等附件。

同時，為合理定義輪轂外載荷邊界條件，建立了輪轂邊界部位的假體零件（變槳軸承、葉根和主軸），實現(xiàn)柔性加載，使輪轂載荷施加部位不至于剛度過大，并且對變槳軸承等假體做了近似處理。

2.2 網(wǎng)格劃分

因輪轂結構比較復雜，采用10節(jié)點四面體分網(wǎng)，在圓角過渡處局部網(wǎng)格加密。假體零件比較規(guī)則，采用六面體分網(wǎng)，在假體與輪轂連接部位進行網(wǎng)格匹配。分網(wǎng)后輪轂單元數(shù)為382973個，有限元模型總單元數(shù)為522704個。

2.3 邊界條件設置

根據(jù)葉根載荷坐標系在有限元模型葉根假體位置建立局部坐標系，通過MPC 剛性單元耦合到葉根假體端部，模擬葉根載荷加載，載荷施加于MPC獨立節(jié)點上，實現(xiàn)葉根載荷柔性傳遞到輪轂；在主軸假體端部約束6個自由度，邊界條件如圖3所示。

圖3 邊界條件模型

3 材料屬性

3.1 輪轂及假體材料屬性

表1 輪轂及假體材料屬性

3.2 輪轂材料力學性能

表2 輪轂材料力學性能

所要分析的輪轂最大壁厚為140mm，根據(jù)表2有：輪轂抗拉強度320MPa，屈服強度200MPa。

4 輪轂載荷工況

風力發(fā)電機組葉片產(chǎn)生的氣動載荷以及由于風輪旋轉和機艙對風轉動引起的離心力、慣性力和重力傳遞到輪轂上，這些載荷和輪轂自身的重力構成了輪轂載荷。在輪轂強度分析中，對其施加葉根坐標系下的載荷，其載荷由GH Bladed軟件仿真得到。

5 輪轂靜強度計算結果及分析

5.1 計算結果

對模型施加載荷，經(jīng)過有限元軟件計算可得各工況下的應力和變形，統(tǒng)計結果如表3所示。

表3 各工況下應力與變形

由此，輪轂最大應力工況為dlc1.6ar3，最大應力為162MPa，最大變形為11.3mm。其相應的應力云圖及變形云圖如圖4所示。

圖4 輪轂最大等效應力云圖

5.2 結果分析

為保證載荷與材料的安全設計值，根據(jù)規(guī)范，引入載荷局部安全系數(shù)gf，材料局部安全系數(shù)gm和重要失效局部安全系數(shù)gn。

圖5 輪轂最大變形云圖

載荷計算時在載荷計算軟件中已考慮載荷局部安全系數(shù)gf；根據(jù)規(guī)范，極限強度計算時取輪轂材料局部安全系數(shù)gm＝1.1；輪轂重要局部安全系數(shù)gn＝1.0。

則輪轂的許用應力：

輪轂在極端工況條件下的安全裕度：

輪轂極限強度安全裕度為1.12大于1，最大應力工況發(fā)生在dlc1.6ar3 工況，該工況為50 年一遇的極端操作陣風工況，發(fā)生概率相當?shù)停l(fā)生時間也相當短，而其余工況應力均不是很大。因此，輪轂極限強度滿足設計要求。

6 輪轂疲勞強度計算

工程實踐表明，疲勞失效是風力發(fā)電機組輪轂的主要失效形式。GL規(guī)范對結構疲勞分析給出了三種計算方法[1]：采用應力-時間序列損傷累積、應力譜損傷累積和等效載荷譜的疲勞分析方法。本文采用第一種方法對輪轂的疲勞壽命進行分析。

6.1 疲勞損傷假說（Miner準則）

由Miner線性累積損傷判定準則[3]可知：當輪轂疲勞累積損傷大于1時，則疲勞壽命不合格，即輪轂需滿足：

式中：

ni—典型載荷譜（包括所有相關載荷情況）的第i級載荷的計算疲勞循環(huán)次數(shù)；

N—疲勞破壞循環(huán)次數(shù)，它是以應力（或應變）為自變量的函數(shù)（如典型S-N曲線）；

gm,gn,gf—分別為相應的材料局部安全系數(shù)、重要失效局部安全系數(shù)和載荷安全系數(shù)。

6.2 輪轂疲勞分析原理

輪轂疲勞壽命分析是通過有限元計算得到單位載荷下的單位應力，從而得到單位載荷與應力的對應關系，再與時間歷程載荷進行各載荷分量的相關聯(lián)。根據(jù)GL規(guī)范對材料S-N曲線進行修正，得到修正后的S-N曲線。最后通過雨流循環(huán)計數(shù)，根據(jù)Miner線性累計損傷準則計算得到零件的疲勞累積損傷[6]。

6.3 輪轂材料S-N曲線擬合及修正

S-N曲線是疲勞分析的重要輸入數(shù)據(jù)，通常根據(jù)材料疲勞試驗得到。在缺少試驗的數(shù)據(jù)情況下，根據(jù)GL規(guī)范由相關材料參數(shù)擬合，以下為輪轂S-N曲線擬合計算過程：

1）材料名義抗拉強度

2）表面粗糙度系數(shù)

其中：輪轂表面粗糙度Ra＝50mm；

粗糙度修正Ra＝4Ra＝200mm。

3）結構特征修正

應力集中修正系數(shù)ak＝1 。

應力梯度修正系數(shù)n＝51。

4）總影響因數(shù)

5）球墨鑄鐵光滑試樣的疲勞強度

6）零件的疲勞強度

7）平均應力修正系數(shù)

此處暫不修正，疲勞計算時在軟件中采用Goodman修正，取Fm＝1。

8）計算S-N曲線斜率m1和m2

9）S-N曲線拐點處的應力幅

10）S-N曲線拐角處的載荷循環(huán)次數(shù)ND

11）等級修正系數(shù)

根據(jù)GL規(guī)范質量等級分類及輪轂本身產(chǎn)品特點，取：零件質量水平j＝2；無損檢測方法j0＝1；輪轂最厚的壁厚t＝140，則：

質量等級修正系數(shù)

壁厚影響因子

12）S-N曲線拐點處應力幅

根據(jù)GL規(guī)范，輪轂疲勞計算取局部安全系數(shù)gM＝1.25，則S-N曲線拐點處應力幅為

13）疲勞壽命線上限值

其中：屈服強度Rp0.2＝200MPa，對稱循環(huán)R＝1。

14）疲勞壽命上限載荷循環(huán)次數(shù)

根據(jù)以上所計算的數(shù)據(jù)，可以得到輪轂S-N曲線如圖6所示。

6.4 疲勞計算結果及分析

經(jīng)過計算，可得各工況線性累積后的疲勞損傷結果如表4所示。

圖6 輪轂材料S-N曲線擬合

表4 輪轂疲勞累積損傷

相應的損傷云圖及疲勞壽命云如圖7、圖8所示。

圖7 輪轂疲勞損傷云圖

圖8 輪轂疲勞壽命云圖

可以看出，輪轂環(huán)帶局部區(qū)域線性累積損傷值大于1，最大值為3.92，最小疲勞壽命計算值僅為0.255，相對于20年載荷時間歷程，其壽命約為20×0.255＝5.1 年。

因此，必須對輪轂環(huán)帶結構進行優(yōu)化設計，以保證輪轂的疲勞壽命。

7 結論

1）輪轂極限強度滿足設計要求，但是疲勞強度不合格，需要對輪轂環(huán)帶結構進行優(yōu)化設計。

2）對于風機上的大型復雜構件的強度問題，若采用經(jīng)典的力學方法計算非常困難，而且準確性不高。本文以GL標準為規(guī)范，采用有限元方法有效地解決了風機輪轂強度計算問題。為輪轂結構優(yōu)化奠定基礎，為風機安全運行提供技術支持。

[1] Germanischer Lloyd,Guideline for the Certification of Wind Turbines[S]. Germany,2010.

[2] Tony Burton,David Sharpe,Nick Jenkins,Ervin Bossanyi.Wind Energy Handbook [M]. UK： John Wiley&Sons Ltd,2001.

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