基于ANSYS的1.5 MW水平軸風力機輪轂壁厚的優化與強度分析

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(1.西華大學能源與環境學院，四川 成都 610039；2.國電大渡河流域水電開發有限公司，四川 成都 610041)

輪轂是風力機的重要部件，連接著葉片和主軸，其重要性隨著風力發電機組容量的增加而愈來愈明顯。現有的風力機大都采用球形輪轂，輪轂主要承受對稱風輪推力載荷、單葉片推力載荷和葉片重力力矩。因承受著復雜的交變載荷，且強度要求較高，現有輪轂常被設計得巨大而笨重，其在實際運行中的最大應力遠遠小于輪轂鑄件材料的許用應力，增加了輪轂本身的轉動慣量，對機艙及塔架的強度要求都有所增加，為運輸和安裝帶來很多不便，造成了材料的浪費，增加了風力發電機的制造成本。

目前，許多研究者在減小輪轂重量與輪轂優化設計方面做了一些研究工作。文獻[1]采用相似原理和拓撲優化的方法，借助有限元軟件Altair提供的 OptiStruct模塊，開發出質量較輕的新型輪轂模型；也有以多參數、輪轂壁厚分段優化的方法進行輪轂減重設計[2-3]；文獻[4]更是提出一種在輪轂主體上鉆孔的方法來減輕風力機輪轂的質量。

結合現有研究情況，本文以某1.5 MW三葉片水平軸直驅定漿風力機的球型固定式輪轂為研究對象，擬采取整體同步等量減小輪轂厚度的方式，從輪轂外表面往內表面的方向平均縮減壁厚，力求在滿足輪轂基本強度要求的情況下，找到相對理想的輪轂壁厚優化值，盡最大可能減輕輪轂重量，減小材料使用，實現輪轂制造的經濟性及運行安全性的統一。

1 輪轂載荷

不同的坐標系通常可以用于定義不同的模型和邊界條件，選擇適當的坐標系不僅能夠快速方便地建立有限元模型，而且便于邊界條件限制和載荷的施加, 有效地提高計算效率。在風力發電機組中，對載荷的計算應選擇合適的坐標系，對輪轂的載荷進行計算時應選擇輪轂坐標系，輪轂的載荷主要來自于風力機的葉片，對葉片載荷的分析又需要建立葉片坐標系，如圖1所示[1]。輪轂坐標系載荷與葉片坐標系載荷可通過下式互相轉換：

(1)

式中ψ為風輪錐角。

圖 1 輪轂坐標系和葉片坐標系

風力發電機輪轂的極限載荷數據是依據國際電工委員會IEC 61400-1(2005)風力發電機組安全要求指定的極限載荷工況，利用風力機大型設計軟件GH BLADED計算得到。在極限工況中，50年一遇極限風速取為70 m/s，湍流強度定為A類，并分別依據公式確定極端風向變化值、極端相干陣風幅值及極端風速切變等。另外，還需在BLADED中設置風輪的結構參數，如表1所示。

表1 部分主要的風輪結構參數

建立風力機葉片模型，取安全系數為1.2[2]，計算葉根處極限載荷。表2為輪轂靜態載荷檢驗所采用的極限載荷加載數據，載荷按圖1葉片坐標系分別施加在3個葉片根部，其中FX、FY、FZ、MX、MY、MZ分別對應于葉片坐標系中的FXB、FYB、FZB、MXB、MYB、MZB。

表2 施加在3個葉片根部的極限載荷數值

2 輪轂強度分析

輪轂強度分析包括三維幾何建模、有限元網格劃分、載荷施加及運用ANSYS軟件進行應力數值計算分析等。輪轂模型中非關鍵部位對輪轂整體力學性能影響非常小，而引入這些細小特征會破壞網格質量，甚至影響計算結果的精度；因此，建模時對輪轂上細小的特征進行了相應簡化。簡化的原則是在保證計算精度的前提下，省略非關鍵部位對輪轂整體剛度作用較小的一些特征，如小的倒圓和倒角等，以提高網格質量精度和CPU的計算分析速度[2,5-6]，輪轂簡化模型如圖2所示。輪轂所受到的載荷及約束是通過葉片和主軸傳遞的，若直接將載荷施加在輪轂上，會影響計算結果的可靠性，需要在輪轂上，引入葉片假體和主軸假體，輪轂與假體在ANSYS中設置為剛性連接，如圖3所示。在有限元網格劃分中，采用網格自動生成法，由于模型的外形尺寸較大，設置網格總體尺寸為30 mm，輪轂網格模型如圖4所示。對葉片假體施加載荷，對主軸假體施加全約束[3]，依據表2，施加載荷時以每個葉片的坐標系為基礎，分別施加6個交變載荷(FX，FY，FZ，MX，MY，MZ)，如圖5所示。經計算得到如圖6所示的輪轂最大應力云圖。可知輪轂的最大應力為102.09 MPa，且最大應力處位于輪轂與主軸連接的邊緣。本輪轂采用高強度球墨鑄鐵QT 400-18作為輪轂材料，其屬性如表3所示。

表3 QT 400-18球墨鑄鐵材料屬性

輪轂的屈服極限σs=220 MPa，根據CCS風力發電機組規范，取材料的一般局部安全系數γm=1.1，則其許用應力[σ]=σs/γm=200 MPa，故輪轂最大應力σmax=102.09 MPa<[σ]，說明輪轂強度遠遠滿足要求。

輪轂最大應力遠小于球墨鑄鐵的許用應力200 MPa，輪轂最大應力只要在球墨鑄鐵許用應力以內，輪轂在運行中就是安全的。

圖 2 輪轂簡化三維模型

圖3 假體模型

圖 4 輪轂網格模型

圖5 施加載荷和約束示意圖

圖 6 輪轂最大應力云圖

3 輪轂優化設計

在滿足輪轂強度要求的情況下，為實現減小輪轂厚度、節省材料及最大安全性的目的，以整體同步等量減小壁厚的方法，采用ANSYS有限元分析探討輪轂壁厚減小值與輪轂最大應力之間的關系。本文的風力機風輪輪轂外觀尺寸為1.855 m×2.089 5 m×1.825 m，輪轂最大壁厚70 mm，最小壁厚42 mm，最大壁厚位于輪轂與主軸連接端，最小壁厚位于輪轂的迎風面，輪轂與葉片連接處壁厚為65 mm。

輪轂壁厚的減少對應力有較大的影響，試驗性選取8個壁面厚度減小值3、4、5、6、7、8、9、10 mm，對每種壁厚減小值下的輪轂重新建立三維模型，施加與原輪轂相同的載荷和約束，并在數值模擬時設置相同的網格尺寸，經ANSYS數值分析得出各厚度下輪轂的最大應力值，見表4。在本優化中，假體部分不作為優化內容。由表4可知，輪轂的最大應力先隨壁厚減小值的增加而減小，到減小到一定壁厚后輪轂的最大應力又隨壁厚減小值的增加而增大，當厚度減少9 mm時，輪轂的最大應力已經超出了材料的許用應力，厚度繼續減少時，根據應力變化趨勢，輪轂最大應力會繼續超過許用應力而不符合輪轂的設計要求，故沒有對減小10 mm時的壁厚進行分析。其中，壁厚減小3、5、6、7、9 mm時的最大應力云圖見圖7。

表4 輪轂減小的壁厚與最大應力

與其他壁厚減小值相比，壁厚減小6 mm時的輪轂的最大應力值最小，雖然減小6 mm時的最大應力值并不一定最優，但6 mm至少是相對理想的輪轂壁厚優化值。壁厚減小6 mm時輪轂的最大應力為93.691 MPa<[σ]，對輪轂的優化滿足材料強度的要求，與原輪轂相比，也明顯小于原輪轂的最大應力，在實際運行時，安全性也更高。

原輪轂質量為2 744.8 kg，輪轂壁厚減小 6 mm后新輪轂的質量為2 305.3 kg，輪轂的質量減少了439.5 kg，占原輪轂質量的16%；因此，在滿足輪轂基本強度要求的情況下，壁厚減小6 mm在改善輪轂質量及節省材料方面取得了顯著的效果。雖然6 mm的減小值只是相對理想的最優值，但這已是一種足夠優秀的優化方案，并可據此開展對該類型輪轂的生產改造。[7-8]

(a) 壁厚減小3 mm

(b) 壁厚減小5 mm

(c) 壁厚減小6mm

(d) 壁厚減小7mm

(e) 壁厚減小9 mm

4 結論

1) 通過逐次減小壁厚，結合ANSYS有限元分析的方法，得到輪轂壁厚減小相對最優值為6 mm，使最大應力值相對最小，且輪轂質量大為改善。

2) 在有限元強度分析研究中，本文定義的網格總體尺寸為30 mm，為得到更加精確的計算結果，可減小網格尺寸，增加網格數量，且在輪轂與葉片連接處，網格應劃分得更致密一些。

3) 本文所使用的壁厚優化方法，思路簡單清晰，參數設置少，計算速度快，硬件要求較低，易于掌握和操作，但與ANSYS參數化優化設計方法相比，本方法的準確性和可用性稍顯不足。盡管如此，其在工程實際設計計算中仍具有重要的參考價值，十分適合于輪轂優化設計的前期探究及后期驗證，并與其他的優化設計方法比較對照。

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