兆瓦級風電機組輪轂強度有限元分析

摘 要：輪轂是風力發電機組中的關鍵部件之一，直接決定風機載荷的傳遞和風力發電機組整體結構的安全性，對整個機組的穩定、可靠運行具有至關重要的作用。本文選取某兆瓦級風電機組輪轂，采用有限元分析方法對其極限強度和疲勞強度進行校核分析，闡述了一套完整的輪轂安全性多層次校核分析流程。分析結果表明，該輪轂能滿足強度設計要求，所得輪轂極限強度和疲勞強度分析結果可為輪轂的設計和結構優化提供有力依據。

關鍵詞：輪轂；有限元分析；極限強度；疲勞強度

中圖分類號：TK 83" " " 文獻標志碼：A

我國海上和陸上風電行業發展迅速，目前主流風機制造廠家研發的風力發電機組單機功率等級逐步增大，機組的載荷強度也不斷增加。大功率風力發電機組將會對風機內部的大型鑄件的結構和強度提出更高要求。當風力發電機組工作時，輪轂和葉片一直處于旋轉狀態，輪轂的極限強度和疲勞強度對風力發電機組整體結構的安全性和機組的穩定、可靠運行具有至關重要的作用，因此要在前期輪轂設計過程中對輪轂的極限強度和疲勞強度進行系統性的安全性計算與分析[1]。

在風力發電機組關鍵部件中，輪轂是用來將葉片連接到風輪轉軸上的固定部件。在風機運行過程中，輪轂的受力情況較復雜，會不斷受隨機性載荷、周期性載荷的雙重作用。作為風力發電機組重要部件，輪轂需要較高的可靠性，其強度直接關系整個機組運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，高應力結構區域發生結構裂紋或塑性變形；二是在隨時間變化的動態隨機載荷作用下發生疲勞失效。因此需要對輪轂的極限強度和疲勞強度進行校核計算，以確保輪轂適應不同工況，保證風電機組正常運行。

本文根據GL規范要求，以某兆瓦級風電機組的輪轂模型為研究對象，采用有限元方法對多種工況下的極限、疲勞壽命進行計算和分析，建立了一套輪轂安全性多層次校核分析方法，為更大單機功率風力發電機組的設計與制造提供技術支撐[2]。

1 輪轂強度分析模型

1.1 輪轂幾何結構

風力發電機組的輪轂一般采用平滑過渡和圓角設計，經鑄造加工完成。本文分析的某兆瓦級風電機組輪轂的三維實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機葉片的關鍵組件。風電機組一般有3個葉片，呈均勻圓周狀分布，變槳軸承和驅動裝置將3個葉片進行連接固定，輪轂通過變漿軸承裝置與3個葉片相連接。輪轂承受葉片的載荷力較復雜，主要包括自身質量、葉片質量、風輪離心載荷力以及主軸對輪轂的反作用力等[3]。

風力機運行時，葉片上的氣動力分為確定性氣動力和隨機性氣動力。確定性氣動力由穩態風速產生，在輪轂葉根法蘭盤產生面內和面外彎曲力矩。如果考慮風剪、主軸仰角和偏航誤差因素，面外彎矩將會呈現周期性變化，頻率與風輪轉速有關。隨機性氣動力由紊流風產生，常常呈現隨機變化狀態，通常利用其統計特征進行描述。基于葉素動量理論，在給定的工況下可計算得出氣動力[2]。

1.3 有限元分析模型

輪轂極限強度分析的有限元模型包括輪轂、葉跟假體和主軸3個部分，在主軸軸承位置中心節點處建立主軸軸承中心坐標系，采用MPC技術將中心節點與主軸上軸承貼合面處相連接，約束其3個方向的平動自由度；在主軸末端施加6個自由度的固定約束；輪轂與葉根假體、主軸間均通過綁定接觸連接；根據GL規范，在變槳軸承端面中心節點處建立葉片坐標系，采用MPC技術將中心節點與葉根假體端面相連接，用于施加葉根載荷。

2 輪轂極限強度分析

2.1 極限強度分析載荷

本文極限強度分析所使用的載荷是風電機組3個葉根中心處的極限工況載荷，計算葉根載荷時需要考慮一定的安全余量。進行輪轂極限強度分析時，需要在葉根處施加外載荷力，以此來分析多種載荷力對輪轂極限強度的影響。外載荷力主要包括變槳驅動抵抗葉片扭矩所產生的徑向載荷和六自由度風載荷。

GL規范共定義了8種設計情況（包括32種工況），根據分析的目的，分為極限強度工況或疲勞強度工況，可分別計算輪轂極限強度和疲勞壽命。由于不同典型工況的載荷力和極限強度具有較大差別，施加葉根載荷力對輪轂極限強度計算分析具有重要作用，因此需要將計算出的極限葉根載荷的大小和方向施加到葉根坐標系中。本文選取極限載荷最大的3個典型工況，分別比較3種典型工況下的載荷大小和極限強度，分析結果見表1[4]。

2.2 極限強度分析結果

QT400材料的屈服強度為240MPa，根據GL規范中對輪轂的設計要求，取安全系數為1.1，則其許用應力為218MPa。3個典型工況下的應力分布如圖1所示。從圖1可見，應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，滿足靜強度設計要求。

3 輪轂疲勞強度分析

由于在風電機組工作過程中葉片一直處于旋轉狀態，需要不斷承受各個方向的載荷，葉片傳遞過來的交變載荷作用力對輪轂持續作業安全性會產生較大影響，因此需要特別關注輪轂的疲勞失效。根據GL規范的規定，風電機組中承受交變載荷的零部件需要滿足20年使用壽命要求（循環次數一般定義為107次）。

輪轂疲勞壽命計算流程如下：根據單位載荷下有限元計算結果，結合疲勞載荷、材料的應力-壽命疲勞曲線，最終獲得輪轂的疲勞壽命[5]。

單位載荷作用下節點應力的獲取過程如下：在輪轂極限強度分析有限元模型基礎上鋪設一層較薄的殼單元，施加單位疲勞載荷進行強度計算，提取殼單元節點上的應力。

3.1 疲勞強度分析載荷

通過大量載荷統計得到的葉根處力和力矩載荷間的關系如下：Mx和Fy、My和Fx的比例系數分別約為-15.3和23.8，施加單位疲勞時，將Mx和Fy、My和Fx成比例施加于3個葉片的葉根中心，見表3。

疲勞熱點位置分布圖如圖2所示。根據葉根單位載荷作用下輪轂表面殼單元應力分布情況選擇的疲勞危險點，提取節點應力，利用統計分析軟件得到輪轂的載荷-應力關系曲線。再根據疲勞載荷譜（時間-載荷歷程），利用通道合并得到用于疲勞分析的應力譜（時間-應力歷程）。通過雨流計數法將隨機載荷譜處理成一系列規律性的整循環，并統計應力幅值變化的次數。最后建立反映外加應力幅值S和疲勞壽命N間關系的S-N曲線，運用線性累積損傷Palmgren-Miner準則進行疲勞損傷計算。

3.2 S-N曲線設置

輪轂的材料為QT400，其S-N曲線可由GL規范中提供的擬合方法獲得，輪轂材料S-N曲線的主要參數見表4。在擬合過程中需要統籌考慮應力集中系數、缺口影響系數、工藝參數以及存活率等折減影響因素，所對應的S-N曲線如圖3所示。

3.3 疲勞壽命分析結果

提取疲勞危險點的單位應力，進行通道合并計算并得到輪轂疲勞危險點的等效主應力，再根據疲勞工況的時序載荷得到時序應力，利用S-N曲線計算出20年內輪轂的疲勞損傷，各危險點處的累積疲勞損傷結果見表5。損傷值最大為0.664，發生在危險點2處。根據Miner疲勞破壞準則，疲勞損傷＜1，疲勞壽命即滿足設計要求，因此該輪轂的設計滿足疲勞壽命要求。

4 結語

本文將某兆瓦級風電機組輪轂作為研究隊形，采用有限元分析方法對其極限強度和疲勞強度進行校核分析，所得結論如下所示。1）該輪轂結構的極限強度小于許用應力且具有相當大的安全余量；累積疲勞損傷＜1，滿足疲勞壽命設計要求。2）根據本文分析結果可以有效評估該輪轂結構的薄弱環節與危險部位，可為其后續結構的優化改進設計提供有力數據支撐。3）本文闡述的有限元分析方法可為更大容量的風電機組輪轂結構強度和疲勞壽命的設計提供參考。

參考文獻

[1]楊兆忠，鐘杰，蔣紅武.風力發電機組內輪轂體疲勞壽命計算與研究[J].機床與液壓，2019，47（15）：197-199.

[2]何玉林，劉樺，劉平，等.基于GL規范的大型風力發電機組輪轂強度數值分析[J].機械科學與技術，2009，28（4）：522-526，531.

[3]王義進.MW級臺風型風力發電機組輪轂強度分析[D].浙江：寧波大學，2019.

[4]白儒，徐苾璇，李鋼強，等.兆瓦級風力發電機組主軸優化設計[J].現代制造工程，2020（3）：136-141.

[5]張洪達，王昊，郭家沛，等.風力發電機組輪轂強度影響因素與結構優化研究[J].浙江電力，2022，41（1）：42-47.