大型風力發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 網格劃分

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

2.3 邊界條件設置

根據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獨立節點上，實現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

風力發電機組葉片產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，經過有限元軟件計算可得各工況下的應力和變形，統計結果如表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，根據規范，引入載荷局部安全系數gf，材料局部安全系數gm和重要失效局部安全系數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gf；根據規范，極限強度計算時取輪轂材料局部安全系數gm＝1.1；輪轂重要局部安全系數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，最大應力工況發生在dlc1.6ar3 工況，該工況為50 年一遇的極端操作陣風工況，發生概率相當低，發生時間也相當短，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，疲勞失效是風力發電機組輪轂的主要失效形式。GL規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次數；

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

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

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。根據GL規范對材料S-N曲線進行修正，得到修正后的S-N曲線。最后通過雨流循環計數，根據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據，通常根據材料疲勞試驗得到。在缺少試驗的數據情況下，根據GL規范由相關材料參數擬合，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

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ak＝1 。

應力梯度修正系數n＝51。

4）總影響因數

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

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次數ND

11）等級修正系數

根據GL規范質量等級分類及輪轂本身產品特點，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

壁厚影響因子

12）S-N曲線拐點處應力幅

根據GL規范，輪轂疲勞計算取局部安全系數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R＝1。

14）疲勞壽命上限載荷循環次數

根據以上所計算的數據，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，輪轂環帶局部區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，必須對輪轂環帶結構進行優化設計，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，需要對輪轂環帶結構進行優化設計。

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.

[3] 濮良貴,紀名剛. 機械設計[M]. 北京： 高等教育出版社,2001.

[4] 鄧良,劉平. 大型風力發電機組輪轂強度數值分析[J]. 東方汽輪機,2010(2)： 51-55.

[5] 尹鵬,楊明川,王春秀. 大型風力發電機組關鍵部件的有限元分析[J]. 機械設計與制造. 2010(6)： 47-49.

[6] 周傳月,鄭紅霞. MSC. Fatigue疲勞分析應用與實例[M].北京： 科學出版社,2005.