朱濤

摘要： 基于GL規(guī)范，采用有限元法對某兆瓦級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂進(jìn)行極限強(qiáng)度分析.對輪轂SN曲線進(jìn)行修正，分析疲勞計算需要考慮的載荷工況，使用GH Bladed軟件仿真得到疲勞計算所需的載荷時間序列.使用ANSYS/nCode軟件對輪轂進(jìn)行疲勞壽命分析，結(jié)果表明輪轂的極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度均滿足設(shè)計規(guī)范的要求.分析結(jié)果可以為兆瓦級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供參考.

關(guān)鍵詞： 風(fēng)力發(fā)電機(jī)組； 輪轂； 極限強(qiáng)度； 疲勞； SN曲線； 有限元

中圖分類號： TM315文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B

Abstract： According to the GL standards， the finite element method is used to analyze the extreme strength of the hub of a MW class wind turbine generator system. The SN curve of the hub is modified and the fatigue load cases are analyzed for fatigue calculation， and the load time series for fatigue calculation are simulated by GH Bladed software. The fatigue life of the hub is calculated by ANSYS/nCode software， and the results show that both the extreme strength and fatigue strength of the hub can meet the design requirements. The analysis results can provide reference for the design of the hub of MW class wind turbine generator system.

Key words： wind turbine generator system； hub； extreme strength； fatigue； SN curve； finite element

0引言

隨著風(fēng)力發(fā)電機(jī)組向大功率方向發(fā)展，兆瓦級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組已成為市場上的主力機(jī)型.[1]輪轂是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中非常重要的部件之一，其圓周均布3個法蘭與葉片連接，側(cè)端面法蘭與風(fēng)力機(jī)機(jī)艙主軸相連.因?yàn)槿~片承受的靜、動載荷直接傳遞到輪轂上，進(jìn)而傳遞到整個風(fēng)力機(jī)上去，所以輪轂的受力情況非常復(fù)雜，其設(shè)計的好壞直接影響到風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的正常運(yùn)行和使用壽命.

輪轂的主要失效形式有2種：（1）在極限載荷工況下高應(yīng)力區(qū)域發(fā)生塑性變形或產(chǎn)生裂紋；（2）在隨時間變化的動態(tài)隨機(jī)載荷作用下發(fā)生疲勞失效.為保證風(fēng)電機(jī)組正常工作，需要分別對輪轂的極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核計算.

近年來，很多科研工作者和工程技術(shù)人員對風(fēng)電機(jī)組關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的設(shè)計和分析進(jìn)行研究.高俊云等[2]對風(fēng)力機(jī)疲勞載荷的來源和疲勞計算方法進(jìn)行分析，介紹ANSYS/FESafe軟件的理論基礎(chǔ)和分析過程并對某1.5 MW風(fēng)力機(jī)主軸的疲勞壽命進(jìn)行計算.楊兆忠等[3]對焊接結(jié)構(gòu)的機(jī)架應(yīng)用差值外推法得到焊址處單位載荷作用下的應(yīng)力，并根據(jù)GL規(guī)范對機(jī)架進(jìn)行疲勞損傷判斷.現(xiàn)有的關(guān)于風(fēng)電機(jī)組關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件疲勞強(qiáng)度的分析研究，大多采用等效常幅譜的簡化疲勞分析方法，如何玉林等[4]分析永磁直驅(qū)風(fēng)電機(jī)組主機(jī)架的疲勞強(qiáng)度及何玉林等[5]和鄧良等[6]計算輪轂的疲勞強(qiáng)度.由于這種方法對實(shí)際載荷進(jìn)行簡化，沒有考慮各載荷分量方向的變化，因此計算結(jié)果誤差較大.本文基于GL規(guī)范[7]首先對某MW級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂進(jìn)行極限強(qiáng)度分析，接著在對輪轂材料SN曲線進(jìn)行修正的基礎(chǔ)上，使用載荷時間序列及損傷累積方法，對輪轂進(jìn)行疲勞壽命分析.

1輪轂的極限強(qiáng)度分析

某兆瓦級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂的三維實(shí)體模型見圖1.輪轂采用鑄件結(jié)構(gòu)型式，材料為球墨鑄鐵ENGJS350，彈性模量E=1.69×1011 N/m2，泊松比μ=0.275，密度ρ=7 100 kg/m3，極限強(qiáng)度σb=350 MPa，屈服強(qiáng)度σs=200 MPa.

根據(jù)輪轂整體結(jié)構(gòu)特性，建立有限元模型，見圖2.網(wǎng)格采用8節(jié)點(diǎn)六面體單元劃分，主軸（假體）端部約束，葉片根部中心點(diǎn)與變漿軸承（假體）端面MPC連接，在3個葉根中心點(diǎn)施加極限工況載荷.根據(jù)GL規(guī)范，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件計算時所采用的載荷由設(shè)計時定義的運(yùn)行工況確定.在確定極限強(qiáng)度分析所采用的工況時，需考慮5種設(shè)計狀況（見表1），對應(yīng)葉片坐標(biāo)系下葉根極限載荷工況共48種.對48種極限載荷工況進(jìn)行分析計算（考慮重力載荷），得到每種工況下輪轂的最大應(yīng)力和最大變形，見表2.

設(shè)計狀況載荷局部安全因數(shù)發(fā)電1.35發(fā)電與故障發(fā)生1.35正常關(guān)機(jī)1.35暫停（停止或空閑）1.10/1.35運(yùn)輸、架設(shè)和維修1.10/1.50

輪轂最大應(yīng)力和最大應(yīng)變形出現(xiàn)在1My Min工況，即1號葉根受到局部坐標(biāo)y向代數(shù)值最小力矩工況.該工況下，輪轂的應(yīng)力云圖和變形云圖見圖3和4.最大von Mises等效應(yīng)力σmax=88.31 MPa，最大變形1.406 mm.根據(jù)GB/T 18451.1—2012《風(fēng)力發(fā)電機(jī)組設(shè)計要求》，關(guān)于極限強(qiáng)度分析的安全因數(shù)選取分為載荷局部安全因數(shù)、材料局部安全因數(shù)、失效后果局部安全因數(shù).[8]載荷計算時已考慮載荷局部安全因數(shù)，材料局部安全因數(shù)取1.1，失效后局部安全因數(shù)按二類構(gòu)件要求取1.0，即安全因數(shù)按1.1×1.0=1.10考慮，其許用應(yīng)力為181.82 MPa.輪轂最大應(yīng)力沒有超過其許用應(yīng)力，因此輪轂的極限強(qiáng)度滿足要求，在風(fēng)力機(jī)運(yùn)行過程中，不會出現(xiàn)塑性變形或破壞.

2輪轂的疲勞強(qiáng)度分析

工程實(shí)踐表明，疲勞失效是風(fēng)力發(fā)電機(jī)輪轂的主要失效形式之一.根據(jù)GL規(guī)范，采用載荷時間序列和累積損傷方法對輪轂進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析.此方法全面模擬設(shè)計壽命內(nèi)的所有載荷工況，并且考慮各個載荷分量的方向變化及平均應(yīng)力的影響，計算結(jié)果精確.

PalmgremMiner線性累積損傷理論是工程上估算變幅交變應(yīng)力下機(jī)械結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度廣泛采用的理論.該理論假定各級交變應(yīng)力引起的疲勞損傷可以分別計算，再線性疊加得到總損傷.當(dāng)累積損傷達(dá)到1時，即達(dá)到限制狀態(tài)，構(gòu)件發(fā)生疲勞破壞，因此應(yīng)保證在使用壽命周期內(nèi)累積損傷小于1.[9]

使用ANSYS/nCode對輪轂進(jìn)行疲勞壽命分析.該軟件采用先進(jìn)的單軸、多軸計算方法，計算時可以全面考慮平均應(yīng)力、表面粗糙度及表面加工性質(zhì)等對疲勞壽命的影響，按照累積損傷理論和雨流計數(shù)法進(jìn)行疲勞壽命分析.

輪轂材料為球墨鑄鐵ENGJS350，根據(jù)GL規(guī)范，一般應(yīng)采用試驗(yàn)和統(tǒng)計方法得到的原材料SN曲線作為基礎(chǔ)，但在無法進(jìn)行疲勞試驗(yàn)的情況下，可以根據(jù)材料的屈服強(qiáng)度、極限抗拉強(qiáng)度和彈性模量等參數(shù)擬合成一條近似的SN曲線.根據(jù)GL 2010《附錄5.B：合成材料SN曲線計算》中的論述來得到材料的SN曲線.

綜合考慮表面粗糙度（Rz=200 μm）、質(zhì)量級別（Sd=0.85）、生存概率（SPu=2/3）以及安全因數(shù)等影響（根據(jù)GB/T 18451.1—2012《風(fēng)力發(fā)電機(jī)組設(shè)計要求》，載荷局部安全因數(shù)取1.00，材料局部安全因數(shù)取1.10，失效后果局部安全因數(shù)按二類構(gòu)件要求取1.15，即安全因數(shù)按1.1×1.15=1.265考慮），得到修正后的輪轂材料SN曲線見圖5.曲線拐點(diǎn)對應(yīng)的應(yīng)力方程Δσ×A=104.41 MPa，對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)ND=106.348 4，曲線斜率m1=7.972 1，m2=2m1-1=14.944 2.

計算輪轂在單位載荷作用下的應(yīng)力時采用的有限元模型與極限強(qiáng)度分析時相同，疲勞計算所用載荷時序?yàn)?個葉根載荷的載荷時序，由GH Bladed軟件仿真得到.根據(jù)GL規(guī)范，疲勞計算需考慮以下載荷工況：（1）正常發(fā)電（DLC1.2）；（2）發(fā)電時故障發(fā)生（DLC2.4）；（3）機(jī)組啟動和正常關(guān)機(jī)（DLC3.1和DLC4.1）；（4）空轉(zhuǎn)（DLC6.4）.每個工況都含有18個分量（每個葉根6個分量）的載荷時間序列，將載荷時間序列調(diào)入軟件中并定義1 a內(nèi)對應(yīng)的發(fā)生次數(shù)，就可以得到1 a的載荷時間序列.將疲勞載荷時序與單位載荷下有限元應(yīng)力計算結(jié)果相關(guān)聯(lián)，使用ANSYS/nCode軟件的多軸疲勞計算功能，進(jìn)行疲勞壽命計算，采用的多軸疲勞損傷計算方法為臨界面法.[10]在某發(fā)電工況下，1號葉根局部坐標(biāo)y向的力矩分量M1，y的載荷時間序列見圖6.采用上述方法，對輪轂進(jìn)行疲勞計算，得到輪轂在所有工況下總的疲勞損傷結(jié)果見圖7.輪轂在疲勞載荷作用下，1 a時間內(nèi)的最大損傷值為0.024 37，位于葉根與主軸中間區(qū)域.根據(jù)規(guī)范，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組關(guān)鍵零部件的使用壽命為20 a，輪轂20 a的損傷值D20=20×0.024 37=0.487 4<1.輪轂20 a的損傷小于1，說明在疲勞載荷作用下，輪轂不會發(fā)生疲勞破壞，可以滿足疲勞壽命的設(shè)計要求.

3結(jié)論

基于GL規(guī)范，采用有限元法對某兆瓦級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂的極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行分析研究，得到以下結(jié)論.（1）對輪轂進(jìn)行極限強(qiáng)度分析，得到其在極限載荷工況下的變形和應(yīng)力云圖.結(jié)果表明：輪轂的極限強(qiáng)度滿足要求，在風(fēng)力機(jī)運(yùn)行過程中不會出現(xiàn)塑性變形或破壞.（2）對輪轂進(jìn)行疲勞壽命分析，合成材料SN曲線時，需要綜合考慮表面粗糙度、質(zhì)量級別、生存概率以及安全因數(shù)等影響，對SN曲線進(jìn)行修正，從而得到保守的計算結(jié)果.（3）疲勞強(qiáng)度分析的結(jié)果表明，輪轂20 a的損傷小于1，在疲勞載荷作用下，輪轂不會發(fā)生疲勞破壞，可以滿足疲勞壽命的設(shè)計要求.

本文分析可驗(yàn)證輪轂設(shè)計的合理性，為輪轂的結(jié)構(gòu)設(shè)計和優(yōu)化提供參考和數(shù)據(jù)支持.參考文獻(xiàn)：

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