风机3种轮毂腹板表面对轮毂强度的影响分析.docx

? ? 风机3种轮毂腹板表面对轮毂强度的影响分析 ? ? 王慧，赵春雨，柳胜举，李有亮，黄文杰 （明阳智慧能源集团股份公司，广东中山 528437） 0 引言 随着我国当前风力发电机组的迅猛发展，轮毂是连接叶片与风机主轴、承受叶片传递载荷的关键部件，故针对风力发电机组中轮毂进行分析与研究具有重要的作用[1]。同时单机功率和单位千瓦扫风面积不断增大，导致轮毂直径逐渐增大[2]，使轮毂腹板平面度的加工难度不断增加，易出现腹板凸凹不平的情况。目前国内外学者对于风机轮毂的研究主要集中在轮毂结构设计[3]、轮毂性能优化[4]、轮毂力学性能[5]、轮毂强度分析[6]等方面，而对于轮毂腹板表面对轮毂强度计算的影响鲜有涉及[1]。因此，通过仿真计算模型分析轮毂腹板内凹及外凸情况对轮毂强度的影响程度以保证轮毂安全性与可靠性具有重要意义。 针对某兆瓦级风力发电机组轮毂出现腹板内凹及外凸的情况，同时为减少仿真计算量与缩短计算时间，轮毂三面腹板结构采用一面腹板为内凹、一面腹板为外凸、一面腹板为平面，建立轮毂三维模型，并对其进行强度影响分析。 1 风机载荷 某兆瓦级风力发电机组轮毂计算所需叶根极限工况载荷与疲劳时序载荷由某公司提供。根据IEC 61400-1标准规范[7]进行载荷工况的设计与计算，计算所用载荷坐标系为GL规范[8]叶根坐标系，如图1所示。 轮毂叶根顺序一共有6种，因需与载荷提取时的叶根顺序保持一致性，故叶根顺序只能有3种[1]。故根据载荷提取时的叶根顺序，确定3种叶根顺序，如表1所示。表1中：a为内凹面，b为平面，c为外凸面。轮毂腹板内凹、外凸和平面分布如图2所示。 图2 轮毂腹板内凹、外凸和平面分布 表1 3种叶根顺序 2 有限元计算 2.1 有限元分析模型 为保证轮毂静强度仿真分析计算的真实性与准确性，ANSYS Workbench中对SolidWorks建立的三维轮毂模型进行准确几何建模，同时进行模型处理与网格划分，删除螺纹孔、圆角、小孔、倒角等小特征，同时将易产生应力集中的区域进行网格细化处理[9]。最终得到轮毂有限元模型网格单元总数为4 465 381个，节点总数为1 344 912个。图3所示为轮毂三维模型，图4所示为轮毂切面网格。 图3 轮毂三维模型 图4 轮毂切面网格 整体仿真计算模型中采用link10单元模拟轴承滚子，采用beam4单元模拟变桨驱动啮合，采用5 m圆形直筒模拟叶根假体，对风轮锁紧盘、齿轮箱端盖、主轴承、变桨驱动及变桨轴承等部件进行简单实体建模，图5所示为整体仿真计算模型，其中节点总数为5 199 268个，单元总数为2 058 225个。 图5 整机仿真模型 2.2 材料属性 叶根假体采用5 m圆形直筒的复合材料，材料属性设置为：EX=13.5 GPa，EY =13.5 GPa，EZ =35.5 GPa，PRXY =0.3，PRYZ =0.1141，PRXZ =0.1787，GXY =7.0 GPa，GYZ =7.0 GPa，GXZ=7.0 GPa（X为径向，Y为周向，Z为轴向）。各部件材料参数如表2所示。 表2 各部件材料参数 2.3 边界条件 叶片假体与轴承内圈、轮毂与轴承外圈、轮毂与风轮锁紧盘、风轮锁紧盘与主轴承、主轴承与风轮锁定法兰、轮毂和变桨驱动等之间均建立绑定接触，一共建立13对绑定接触；约束主轴承外端面节点的所有自由度，如图6所示。载荷通过载荷施加点作用在叶根，载荷施加点节点坐标系转化到GL的叶根坐标系，通过5 m假体叶片传递载荷。 图6 接触和约束示意图 2.4 载荷加载与S-N曲线计算 轮毂静强度分别取叶根载荷的Mx、My、Mz、Mxy最大和轮毂中心载荷Myz最大时的叶根载荷进行计算；轮毂疲劳强度以单位载荷的形式分别施加在3个叶片上，由有限元计算得出多个工况强度结果，与轮毂疲劳时序载荷进行组合，根据GL 2010标准[8]将S-N曲线转化为Haigh图表结合（其中轮毂表面粗糙度为Rz100 μm，铸造质量等级j=3，材料测试常数j0=0），按照最大绝对值主应力和损伤累加的方法，判断疲劳热点。 3 仿真结果与分析 3.1 极限强度结果与分析 通过极限强度计算得到不同叶根顺序下轮毂的最大应力，如表3所示。为考虑轮毂不同腹板形状对轮毂极限强度的影响，提取Myz工况下不同腹板面上最大极限强度，如表4所示。图7所示为叶根顺序1的极限载荷Myz工况下最大应力位置。 图7 叶根顺序1的极限载荷Myz工况下最大应力位置 表3 不同叶根顺序下轮毂极限强度最大应力 表4 Myz工况下轮毂不同腹板形状的极限强度最大应力 由表3和表4得出，不同叶根顺序对轮毂极限强度影响不大，最大应力之间差值为9 MPa，误差约为6.62%；相同叶根载荷条件下，不同轮毂腹板表面对轮毂极限强度影响较大；相同叶根载荷条件下