風機3種輪轂腹板表面對輪轂強度的影響分析

王慧，趙春雨，柳勝舉，李有亮，黃文杰

（明陽智慧能源集團股份公司，廣東中山 528437）

0 引言

隨著我國當前風力發電機組的迅猛發展，輪轂是連接葉片與風機主軸、承受葉片傳遞載荷的關鍵部件，故針對風力發電機組中輪轂進行分析與研究具有重要的作用[1]。同時單機功率和單位千瓦掃風面積不斷增大，導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，易出現腹板凸凹不平的情況。目前國內外學者對于風機輪轂的研究主要集中在輪轂結構設計[3]、輪轂性能優化[4]、輪轂力學性能[5]、輪轂強度分析[6]等方面，而對于輪轂腹板表面對輪轂強度計算的影響鮮有涉及[1]。因此，通過仿真計算模型分析輪轂腹板內凹及外凸情況對輪轂強度的影響程度以保證輪轂安全性與可靠性具有重要意義。

針對某兆瓦級風力發電機組輪轂出現腹板內凹及外凸的情況，同時為減少仿真計算量與縮短計算時間，輪轂三面腹板結構采用一面腹板為內凹、一面腹板為外凸、一面腹板為平面，建立輪轂三維模型，并對其進行強度影響分析。

1 風機載荷

某兆瓦級風力發電機組輪轂計算所需葉根極限工況載荷與疲勞時序載荷由某公司提供。根據IEC 61400-1標準規范[7]進行載荷工況的設計與計算，計算所用載荷坐標系為GL規范[8]葉根坐標系，如圖1所示。

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

圖2 輪轂腹板內凹、外凸和平面分布

表1 3種葉根順序

2 有限元計算

2.1 有限元分析模型

為保證輪轂靜強度仿真分析計算的真實性與準確性，ANSYS Workbench中對SolidWorks建立的三維輪轂模型進行準確幾何建模，同時進行模型處理與網格劃分，刪除螺紋孔、圓角、小孔、倒角等小特征，同時將易產生應力集中的區域進行網格細化處理[9]。最終得到輪轂有限元模型網格單元總數為4 465 381個，節點總數為1 344 912個。圖3所示為輪轂三維模型，圖4所示為輪轂切面網格。

圖3 輪轂三維模型

圖4 輪轂切面網格

整體仿真計算模型中采用link10單元模擬軸承滾子，采用beam4單元模擬變槳驅動嚙合，采用5 m圓形直筒模擬葉根假體，對風輪鎖緊盤、齒輪箱端蓋、主軸承、變槳驅動及變槳軸承等部件進行簡單實體建模，圖5所示為整體仿真計算模型，其中節點總數為5 199 268個，單元總數為2 058 225個。

圖5 整機仿真模型

2.2 材料屬性

葉根假體采用5 m圓形直筒的復合材料，材料屬性設置為：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）。各部件材料參數如表2所示。

表2 各部件材料參數

2.3 邊界條件

葉片假體與軸承內圈、輪轂與軸承外圈、輪轂與風輪鎖緊盤、風輪鎖緊盤與主軸承、主軸承與風輪鎖定法蘭、輪轂和變槳驅動等之間均建立綁定接觸，一共建立13對綁定接觸；約束主軸承外端面節點的所有自由度，如圖6所示。載荷通過載荷施加點作用在葉根，載荷施加點節點坐標系轉化到GL的葉根坐標系，通過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曲線計算

輪轂靜強度分別取葉根載荷的Mx、My、Mz、Mxy最大和輪轂中心載荷Myz最大時的葉根載荷進行計算；輪轂疲勞強度以單位載荷的形式分別施加在3個葉片上，由有限元計算得出多個工況強度結果，與輪轂疲勞時序載荷進行組合，根據GL 2010標準[8]將S-N曲線轉化為Haigh圖表結合（其中輪轂表面粗糙度為Rz100 μm，鑄造質量等級j=3，材料測試常數j0=0），按照最大絕對值主應力和損傷累加的方法，判斷疲勞熱點。

3 仿真結果與分析

3.1 極限強度結果與分析

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

圖7 葉根順序1的極限載荷Myz工況下最大應力位置

表3 不同葉根順序下輪轂極限強度最大應力

表4 Myz工況下輪轂不同腹板形狀的極限強度最大應力

由表3和表4得出，不同葉根順序對輪轂極限強度影響不大，最大應力之間差值為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輪轂極限強度影響較大；相同葉根載荷條件下，腹板內凹比腹板平面應力最大增加23 MPa，約上升20.54%，但腹板外凸比腹板平面應力最大增加2 MPa，甚至還存在應力降低。

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力，由圖8得出相同葉根載荷下腹板內凹的最大應力值最大，腹板平面的最大應力值次之，腹板外凸的最大應力值最小，表明腹板內凹不利于輪轂極限強度，腹板外凸對輪轂極限強度影響不大，甚至會產生一定的有利影響。

圖8 相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的最大應力

3.2 疲勞強度結果與分析

通過疲勞計算得到不同葉根順序下輪轂的熱點損傷值，如表5所示。由表5可得出，輪轂疲勞強度最大損傷差值為1.738，誤差約為29.43%。圖9所示為葉根順序1的輪轂疲勞熱點損傷位置。為考慮輪轂不同腹板形狀對輪轂疲勞強度的影響，同時排除不同葉根順序對輪轂熱點損傷的影響，提取不同腹板面上不同熱點損傷值進行分析，如表6所示。

圖9 葉根順序1的輪轂疲勞熱點損傷位置

表5 不同葉根順序下輪轂疲勞熱點損傷

由表6可得到，對于輪轂腹板過線孔邊緣，輪轂腹板內凹面是腹板平面熱點損傷值的約5.6倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點損傷值的約0.6倍，腹板內凹對輪轂腹板過線孔邊緣強度有比較大的不利影響，則腹板外凸對輪轂腹板過線孔邊緣強度產生一定的有利影響；對于輪轂腹板內側凸臺旁，輪轂腹板內凹面是腹板平面熱點損傷值的約0.6倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點損傷值的約2.4倍，腹板內凹對腹板內側凸臺旁強度產生一定的有利影響，則腹板外凸對腹板內側凸臺旁強度產生一定的不利影響；對于輪轂腹板連接內圓弧處，輪轂腹板內凹面是腹板平面熱點損傷值的約3.6倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點損傷值的約3.2倍，腹板內凹與外凸對輪轂腹板連接內圓弧處強度有比較大的不利影響，其中腹板內凹對輪轂腹板連接內圓弧處產生不利影響更大；對于輪轂腹板大圓孔邊緣，輪轂腹板內凹面是腹板平面熱點損傷值的約1.7倍，但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點損傷值的約0.6倍，腹板內凹對輪轂腹板大圓孔邊緣強度有比較大的不利影響，則腹板外凸對輪轂腹板大圓孔邊緣強度產生一定的有利影響。

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輪轂疲勞強度的影響，整理分析4處熱點損傷結果，如圖10所示。由圖10可知，腹板內凹對輪轂腹板過線孔、腹板連接內圓弧、腹板大圓孔的疲勞強度產生較大不利影響，對輪轂腹板內側凸臺的疲勞強度產生一定的有利影響；腹板外凸對輪轂腹板內側凸臺與腹板連接內圓弧的疲勞強度產生一定不利影響，對輪轂腹板過線孔與腹板大圓孔的疲勞強度產生一定的有利影響。

圖10 相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的疲勞損傷

4 結語

通過ANSYS軟件對某兆瓦級風力發電機組的輪轂進行有限元仿真分析，研究不同輪轂腹板表面（一面腹板為內凹、一面腹板為外凸、一面腹板為平面）對輪轂強度的影響程度，得到以下結論：1）在相同的條件下，驗證不同葉根順序對于輪轂強度計算結果具有一定程度的影響，對于疲勞強度計算結果影響較大；2）相同葉根載荷下（即排除不同葉根順序的影響），輪轂腹板內凹不利于極限強度結果，輪轂腹板外凸對極限強度結果影響不大，甚至會產生一定的有利影響；3）相同條件下，輪轂腹板內凹對腹板過線孔、腹板連接內圓弧、腹板大圓孔的疲勞強度結果產生較大的不利影響，對腹板內側凸臺的疲勞強度結果產生一定的有利影響；4）相同條件下，輪轂腹板外凸對腹板內側凸臺與腹板連接內圓弧的疲勞強度結果產生一定的不利影響，對腹板過線孔與腹板大圓孔的疲勞強度結果產生一定的有利影響。

實際輪轂結構中常見的熱點損傷一般存在輪轂腹板外表面與腹板連接圓弧處，尤其是輪轂過線孔處損傷值一直較高，而輪轂內側表面熱點損傷值一般較小。在確定輪轂腹板內側無熱點或熱點損傷值很低，可以接受腹板一定程度上的外凸；但是腹板內凹對腹板過線孔疲勞損傷值影響較大，應盡量避免，若出現應進行準確建模與強度計算分析，才可進行具體判斷并得出結論。