風力發電機組輪轂極限強度的有限元分析

摘 要：文章是基于有限元理論，對兆瓦級風力發電機組的輪轂進行強度及疲勞計算。輪轂是風力發電機中的重要組成部分，鑄造而成，是將機械能轉換為電能的核心部件，其形狀復雜，輪轂的設計質量會直接影響到整個機組的正常運行及使用壽命，在其受復雜風載荷的作用下，其強度和疲勞耐久性成為此行業關注的焦點。此分析利用大型有限元分析軟件Ansys對輪轂模型分析。模型中包含輪轂、主軸及葉片，從輪轂的應力分布情況，從中找出最危險的部位，為輪轂的設計提供可靠依據。

關鍵詞：風力發電機；輪轂；有限元分析；極限強度

1 緒論

1.1 課題研究背景

經濟發展過程中，我國作為世界上人口最多的發展中國家，能源消耗量不斷增加，傳統化石能源無以為繼，面臨的能源開發利用的資源約束越來越多，環境壓力也越來越大。如今，生態環境承載能力弱、資源相對緊張。傳統能源利用導致的環境問題越來越嚴重，以及全國范圍內的霧霾天氣都在提醒我們要努力做到全面、協調、可持續發展，以符合當今國情。在眾多的可再生能源中，風能以其巨大的優越性和發展潛力受到人們的矚目。

1.2 輪轂在大型風力發電機組的重要性

在大型風力發電機組中，輪轂是核心構件，其不僅承擔著與驅動連的鏈接，而且將葉片所受的風載荷通過主軸傳遞給齒輪箱，承擔著風力發電機組容量增大而帶來的更大的負荷。它需要有足夠的強度和剛度，以保證機組在各種工況下能正常運行。由此可看出輪轂在風力發電機組的設計和制造過程中的重要性。

2 輪轂的強度校核計算

2.1 輪轂模型介紹

輪轂模型結構見圖1

此機組風輪由三片葉片對稱安裝在輪轂上構成，葉片間的夾角為120°。利用CAD繪圖軟件Solidworks，繪制了輪轂的三維實體幾何簡化模型。在保證計算精度的前提下，由于小的孔類、圓角及小凸臺類結構對計算結果影響很小并且不是關鍵部位，已經略去。葉片產生的氣動載荷以及由于風輪旋轉和機艙對風輪轉動引起的離心力、慣性力和重力通過三片葉片連接點傳遞到輪轂上，這些載荷和輪轂自身的重力構成了輪轂載荷。最終，輪轂簡化后的幾何模型如圖1所示。

按照輪轂傳力關系，我們應在Ansys中建立出葉片和主軸。葉片與主軸的接觸方式我們可有兩種選擇，一種是以共節點的方法視輪轂、主軸和葉片為一體，此種方法的優點是計算精度高，網格較為匹配。第二種方法是利用接觸即Ansys中的contact，此種方法的優點是，不用考慮網格之間的匹配關系，劃分網格較為容易，但輪轂網格已經進行加密，而葉片處不是計算所關心的部位，網格的劃分較為粗糙，接觸時易發生穿透現象，避免此現象的發生需要不斷調節葉片的網格。在本次計算中，我們所采用的方法為第一種。

2.2 材料介紹

在有限元分析計算中，結構靜強度分析主要考慮的是材料的彈性模量和泊松比。本文采用的輪轂為鑄件結構，其材料為球墨鑄鐵QT400-18AL，具有良好的低溫沖擊韌性，鑄造性能好，耐磨、耐熱、耐腐蝕性較好；成本低等。其楊氏模量為1.73E+11N/m2，泊松比是0.3，抗拉強度3.9E+8Pa，屈服強度2.5E+8Pa，在風力發電機組中大部分鑄件都采用此材料。主軸采用的材料為42CrMo，其是合金結構鋼，有很高的靜力強度、沖擊韌性及較高的疲勞極限。葉片的材料為高強玻璃鋼，在本次分析中視為各相同性材料，此材料質輕、高強、耐腐蝕等優良性能。主軸和葉片的楊氏模量為2.06E+11N/m2，泊松比是0.3。在本文中都采用國際單位制。

2.3 分析采用的坐標系

坐標系引用GL規范第四章中，輪轂坐標系，輪轂迎風方向為X正方向，Z為塔架豎直向上的方向為正。

2.4 輪轂有限元網格的劃分

作為有限元仿真分析，模型的網格劃分質量直接影響著后續分析結構的準確程度。在本次分析中，輪轂采用的是三維實體單元，由于輪轂與葉片連接處圓角及相貫特征較多，易出現應力集中現象，應在這個部位進行網格加密。在單元的階次上采用二次單元。所以，此次分析采用單元類型為二次十節點四面體單元solid187。

在分網前處理模型，將輪轂與葉片連接處的根部加密，在所要切割部位做工作平面坐標，利用坐標系的XY平面切分輪轂模型。在不需要加密的部分，可選擇一個較大的尺寸來劃分網格，在輪轂的厚度方向上至少保持3-5個單元以上。在加密處，單元尺寸要以小的圓角或易出現應力集中部位保證3個單元。

2.5 輪轂計算的邊界條件

輪轂的計算邊界條件是模擬輪轂在靜態環境下，風載荷通過葉片傳遞給輪轂，而在Ansys中，在葉根中心處分別建立節點與葉片的端部做接觸，此處為剛性接觸。由Bladed軟件計算出的此計組的極限工況載荷分別施加在這三個節點處。在三個節點處要分別建立局部坐標系以葉片方向為Z軸，主軸的方向為X軸，由右手定則確定Y軸。

2.6 極限強度計算

根據輪轂的實際安裝情況，輪轂所受的力通過主軸傳遞給齒輪箱，主軸端部施加全約束。將各載荷施加在葉根中心節點上。計算采用極限工況2My-min，1Mx：-443，1My：-428，1Mz：616，1Fx：-3.5，1Fy：32，1Fz：358，2Mx：-1477，2My：-4615，2Mz：-29，2Fx：-193， 2Fy：64，2Fz：230，3Mx：921，3My：209，3Mz：1.5，3Fx：12，3Fy：-88，3F

z：349。單位為KN和KNm

2.7 計算結果

根據工況載荷的計算，得出輪轂的V.Mises應力為195Mpa，應力最大位置為輪轂葉根處。最大變形量為4.87mm。

根據V.Mises應力塑形材料標準，安全系數取1.1。輪轂材料的屈服應力為：

此輪轂在此極限工況下極限強度合格。結果云圖如圖2：

參考文獻

[1]中國船級社風力發電機組規范.

[2]成大先主編.機械設計手冊.第5版.北京：化學工業出版社，2007.

[3]美國ANSYS公司北京辦事處.ANSYS非線性分析指南，1998.

[4]哈爾濱工業大學理論力學教研室編.理論力學.第6版.北京：高等教育出版社.