风力发电机组轮毂极限强度的有限元分析

风力发电机组轮毂极限强度的有限元分析

文章是基于有限元理论，对兆瓦级风力发电机组的轮毂进行强度及疲劳计算。轮毂是风力发电机中的重要组成部分，铸造而成，是将机械能转换为电能的核心部件，其形状复杂，轮毂的设计质量会直接影响到整个机组的正常运行及使用寿命，在其受复杂风载荷的作用下，其强度和疲劳耐久性成为此行业关注的焦点。此分析利用大型有限元分析软件Ansys对轮毂模型分析。模型中包含轮毂、主轴及叶片，从轮毂的应力分布情况，从中找出最危险的部位，为轮毂的设计提供可靠依据。

标签：风力发电机；轮毂；有限元分析；极限强度

1 绪论

1.1 课题研究背景

经济发展过程中，我国作为世界上人口最多的发展中国家，能源消耗量不断增加，传统化石能源无以为继，面临的能源开发利用的资源约束越来越多，环境压力也越来越大。如今，生态环境承载能力弱、资源相对紧张。传统能源利用导致的环境问题越来越严重，以及全国范围内的雾霾天气都在提醒我们要努力做到全面、协调、可持续发展，以符合当今国情。在众多的可再生能源中，风能以其巨大的优越性和发展潜力受到人们的瞩目。

1.2 轮毂在大型风力发电机组的重要性

在大型风力发电机组中，轮毂是核心构件，其不仅承担着与驱动连的链接，而且将叶片所受的风载荷通过主轴传递给齿轮箱，承担着风力发电机组容量增大而带来的更大的负荷。它需要有足够的强度和刚度，以保证机组在各种工况下能正常运行。由此可看出轮毂在风力发电机组的设计和制造过程中的重要性。

2 轮毂的强度校核计算

2.1 轮毂模型介绍

轮毂模型结构见图1

此机组风轮由三片叶片对称安装在轮毂上构成，叶片间的夹角为120°。利用CAD绘图软件Solidworks，绘制了轮毂的三维实体几何简化模型。在保证计算精度的前提下，由于小的孔类、圆角及小凸台类结构对计算结果影响很小并且不是关键部位，已经略去。叶片产生的气动载荷以及由于风轮旋转和机舱对风轮转动引起的离心力、惯性力和重力通过三片叶片连接点传递到轮毂上，这些载荷和轮毂自身的重力构成了轮毂载荷。最终，轮毂简化后的几何模型如图1所示。

按照轮毂传力关系，我们应在Ansys中建立出叶片和主轴。叶片与主轴的接触方式我们可有两种选择，一种是以共节点的方法视轮毂、主轴和叶片为一体，此种方法的优点是计算精度高，网格较为匹配。第二种方法是利用接触即Ansys 中的contact，此种方法的优点是，不用考虑网格之间的匹配关系，划分网格较为容易，但轮毂网格已经进行加密，而叶片处不是计算所关心的部位，网格的划分较为粗糙，接触时易发生穿透现象，避免此现象的发生需要不断调节叶片的网格。在本次计算中，我们所采用的方法为第一种。

2.2 材料介绍

在有限元分析计算中，结构静强度分析主要考虑的是材料的弹性模量和泊松比。本文采用的轮毂为铸件结构，其材料为球墨铸铁QT400-18AL，具有良好的低温冲击韧性，铸造性能好，耐磨、耐热、耐腐蚀性较好；成本低等。其杨氏模量为1.73E+11N/m2，泊松比是0.3，抗拉强度3.9E+8Pa，屈服强度2.5E+8Pa，在风力发电机组中大部分铸件都采用此材料。主轴采用的材料为42CrMo，其是合金结构钢，有很高的静力强度、冲击韧性及较高的疲劳极限。叶片的材料为高强玻璃钢，在本次分析中视为各相同性材料，此材料质轻、高强、耐腐蚀等优良性能。主轴和叶片的杨氏模量为2.06E+11N/m2，泊松比是0.3。在本文中都采用国际单位制。

2.3 分析采用的坐标系

坐标系引用GL规范第四章中，轮毂坐标系，轮毂迎风方向为X正方向，Z 为塔架竖直向上的方向为正。

2.4 轮毂有限元网格的划分

作为有限元仿真分析，模型的网格划分质量直接影响着后续分析结构的准确程度。在本次分析中，轮毂采用的是三维实体单元，由于轮毂与叶片连接处圆角及相贯特征较多，易出现应力集中现象，应在这个部位进行网格加密。在单元的阶次上采用二次单元。所以，此次分析采用单元类型为二次十节点四面体单元solid187。

在分网前处理模型，将轮毂与叶片连接处的根部加密，在所要切割部位做工作平面坐标，利用坐标系的XY平面切分輪毂模型。在不需要加密的部分，可选择一个较大的尺寸来划分网格，在轮毂的厚度方向上至少保持3-5个单元以上。在加密处，单元尺寸要以小的圆角或易出现应力集中部位保证3个单元。

2.5 轮毂计算的边界条件

轮毂的计算边界条件是模拟轮毂在静态环境下，风载荷通过叶片传递给轮毂，而在Ansys中，在叶根中心处分别建立节点与叶片的端部做接触，此处为刚性接触。由Bladed软件计算出的此计组的极限工况载荷分别施加在这三个节点处。在三个节点处要分别建立局部坐标系以叶片方向为Z轴，主轴的方向为X

轴，由右手定则确定Y轴。

2.6 极限强度计算

根据轮毂的实际安装情况，轮毂所受的力通过主轴传递给齿轮箱，主轴端部施加全约束。将各载荷施加在叶根中心节点上。计算采用极限工况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。单位为KN和KNm

2.7 计算结果

根据工况载荷的计算，得出轮毂的V.Mises应力为195Mpa，应力最大位置为轮毂叶根处。最大变形量为4.87mm。

根据V.Mises应力塑形材料标准，安全系数取1.1。轮毂材料的屈服应力为：

此轮毂在此极限工况下极限强度合格。结果云图如图2：

参考文献

[1]中国船级社风力发电机组规范.

[2]成大先主编.机械设计手册.第5版.北京：化学工业出版社，2007.

[3]美国ANSYS公司北京办事处.ANSYS非线性分析指南，1998.

[4]哈尔滨工业大学理论力学教研室编.理论力学.第6版.北京：高等教育出版社.