王慧,趙春雨,柳勝舉,李有亮,黃文杰
(明陽智慧能源集團(tuán)股份公司,廣東中山 528437)
隨著我國(guó)當(dāng)前風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的迅猛發(fā)展,輪轂是連接葉片與風(fēng)機(jī)主軸、承受葉片傳遞載荷的關(guān)鍵部件,故針對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中輪轂進(jìn)行分析與研究具有重要的作用[1]。同時(shí)單機(jī)功率和單位千瓦掃風(fēng)面積不斷增大,導(dǎo)致輪轂直徑逐漸增大[2],使輪轂腹板平面度的加工難度不斷增加,易出現(xiàn)腹板凸凹不平的情況。目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)于風(fēng)機(jī)輪轂的研究主要集中在輪轂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[3]、輪轂性能優(yōu)化[4]、輪轂力學(xué)性能[5]、輪轂強(qiáng)度分析[6]等方面,而對(duì)于輪轂腹板表面對(duì)輪轂強(qiáng)度計(jì)算的影響鮮有涉及[1]。因此,通過仿真計(jì)算模型分析輪轂腹板內(nèi)凹及外凸情況對(duì)輪轂強(qiáng)度的影響程度以保證輪轂安全性與可靠性具有重要意義。
針對(duì)某兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂出現(xiàn)腹板內(nèi)凹及外凸的情況,同時(shí)為減少仿真計(jì)算量與縮短計(jì)算時(shí)間,輪轂三面腹板結(jié)構(gòu)采用一面腹板為內(nèi)凹、一面腹板為外凸、一面腹板為平面,建立輪轂三維模型,并對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度影響分析。
某兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂計(jì)算所需葉根極限工況載荷與疲勞時(shí)序載荷由某公司提供。根據(jù)IEC 61400-1標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范[7]進(jìn)行載荷工況的設(shè)計(jì)與計(jì)算,計(jì)算所用載荷坐標(biāo)系為GL規(guī)范[8]葉根坐標(biāo)系,如圖1所示。
輪轂葉根順序一共有6種,因需與載荷提取時(shí)的葉根順序保持一致性,故葉根順序只能有3種[1]。故根據(jù)載荷提取時(shí)的葉根順序,確定3種葉根順序,如表1所示。表1中:a為內(nèi)凹面,b為平面,c為外凸面。輪轂腹板內(nèi)凹、外凸和平面分布如圖2所示。
圖2 輪轂腹板內(nèi)凹、外凸和平面分布
表1 3種葉根順序
為保證輪轂靜強(qiáng)度仿真分析計(jì)算的真實(shí)性與準(zhǔn)確性,ANSYS Workbench中對(duì)SolidWorks建立的三維輪轂?zāi)P瓦M(jìn)行準(zhǔn)確幾何建模,同時(shí)進(jìn)行模型處理與網(wǎng)格劃分,刪除螺紋孔、圓角、小孔、倒角等小特征,同時(shí)將易產(chǎn)生應(yīng)力集中的區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理[9]。最終得到輪轂有限元模型網(wǎng)格單元總數(shù)為4 465 381個(gè),節(jié)點(diǎn)總數(shù)為1 344 912個(gè)。圖3所示為輪轂三維模型,圖4所示為輪轂切面網(wǎng)格。
圖3 輪轂三維模型
圖4 輪轂切面網(wǎng)格
整體仿真計(jì)算模型中采用link10單元模擬軸承滾子,采用beam4單元模擬變槳驅(qū)動(dòng)嚙合,采用5 m圓形直筒模擬葉根假體,對(duì)風(fēng)輪鎖緊盤、齒輪箱端蓋、主軸承、變槳驅(qū)動(dòng)及變槳軸承等部件進(jìn)行簡(jiǎn)單實(shí)體建模,圖5所示為整體仿真計(jì)算模型,其中節(jié)點(diǎn)總數(shù)為5 199 268個(gè),單元總數(shù)為2 058 225個(gè)。
圖5 整機(jī)仿真模型
葉根假體采用5 m圓形直筒的復(fù)合材料,材料屬性設(shè)置為: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為徑向,Y為周向,Z為軸向)。各部件材料參數(shù)如表2所示。
表2 各部件材料參數(shù)
葉片假體與軸承內(nèi)圈、輪轂與軸承外圈、輪轂與風(fēng)輪鎖緊盤、風(fēng)輪鎖緊盤與主軸承、主軸承與風(fēng)輪鎖定法蘭、輪轂和變槳驅(qū)動(dòng)等之間均建立綁定接觸,一共建立13對(duì)綁定接觸;約束主軸承外端面節(jié)點(diǎn)的所有自由度,如圖6所示。載荷通過載荷施加點(diǎn)作用在葉根,載荷施加點(diǎn)節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系轉(zhuǎn)化到GL的葉根坐標(biāo)系,通過5 m假體葉片傳遞載荷。
圖6 接觸和約束示意圖
輪轂靜強(qiáng)度分別取葉根載荷的Mx、My、Mz、Mxy最大和輪轂中心載荷Myz最大時(shí)的葉根載荷進(jìn)行計(jì)算;輪轂疲勞強(qiáng)度以單位載荷的形式分別施加在3個(gè)葉片上,由有限元計(jì)算得出多個(gè)工況強(qiáng)度結(jié)果,與輪轂疲勞時(shí)序載荷進(jìn)行組合,根據(jù)GL 2010標(biāo)準(zhǔn)[8]將S-N曲線轉(zhuǎn)化為Haigh圖表結(jié)合(其中輪轂表面粗糙度為Rz100 μm,鑄造質(zhì)量等級(jí)j=3,材料測(cè)試常數(shù)j0=0),按照最大絕對(duì)值主應(yīng)力和損傷累加的方法,判斷疲勞熱點(diǎn)。
通過極限強(qiáng)度計(jì)算得到不同葉根順序下輪轂的最大應(yīng)力,如表3所示。為考慮輪轂不同腹板形狀對(duì)輪轂極限強(qiáng)度的影響,提取Myz工況下不同腹板面上最大極限強(qiáng)度,如表4所示。圖7所示為葉根順序1的極限載荷Myz工況下最大應(yīng)力位置。
圖7 葉根順序1的極限載荷Myz工況下最大應(yīng)力位置
表3 不同葉根順序下輪轂極限強(qiáng)度最大應(yīng)力
表4 Myz工況下輪轂不同腹板形狀的極限強(qiáng)度最大應(yīng)力
由表3和表4得出,不同葉根順序?qū)嗇灅O限強(qiáng)度影響不大,最大應(yīng)力之間差值為9 MPa,誤差約為6.62%;相同葉根載荷條件下,不同輪轂腹板表面對(duì)輪轂極限強(qiáng)度影響較大;相同葉根載荷條件下,腹板內(nèi)凹比腹板平面應(yīng)力最大增加23 MPa,約上升20.54%,但腹板外凸比腹板平面應(yīng)力最大增加2 MPa,甚至還存在應(yīng)力降低。
為排除不同葉根順序的影響,從表4得出圖8所示的相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的最大應(yīng)力,由圖8得出相同葉根載荷下腹板內(nèi)凹的最大應(yīng)力值最大,腹板平面的最大應(yīng)力值次之,腹板外凸的最大應(yīng)力值最小,表明腹板內(nèi)凹不利于輪轂極限強(qiáng)度,腹板外凸對(duì)輪轂極限強(qiáng)度影響不大,甚至?xí)a(chǎn)生一定的有利影響。
圖8 相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的最大應(yīng)力
通過疲勞計(jì)算得到不同葉根順序下輪轂的熱點(diǎn)損傷值,如表5所示。由表5可得出,輪轂疲勞強(qiáng)度最大損傷差值為1.738,誤差約為29.43%。圖9所示為葉根順序1的輪轂疲勞熱點(diǎn)損傷位置。為考慮輪轂不同腹板形狀對(duì)輪轂疲勞強(qiáng)度的影響,同時(shí)排除不同葉根順序?qū)嗇灍狳c(diǎn)損傷的影響,提取不同腹板面上不同熱點(diǎn)損傷值進(jìn)行分析,如表6所示。
圖9 葉根順序1的輪轂疲勞熱點(diǎn)損傷位置
表5 不同葉根順序下輪轂疲勞熱點(diǎn)損傷
由表6可得到,對(duì)于輪轂腹板過線孔邊緣,輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約5.6倍,但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約0.6倍,腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板過線孔邊緣強(qiáng)度有比較大的不利影響,則腹板外凸對(duì)輪轂腹板過線孔邊緣強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響;對(duì)于輪轂腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)旁,輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約0.6倍,但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約2.4倍,腹板內(nèi)凹對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)旁強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響,則腹板外凸對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)旁強(qiáng)度產(chǎn)生一定的不利影響;對(duì)于輪轂腹板連接內(nèi)圓弧處,輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約3.6倍,但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約3.2倍,腹板內(nèi)凹與外凸對(duì)輪轂腹板連接內(nèi)圓弧處強(qiáng)度有比較大的不利影響,其中腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板連接內(nèi)圓弧處產(chǎn)生不利影響更大;對(duì)于輪轂腹板大圓孔邊緣,輪轂腹板內(nèi)凹面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約1.7倍,但輪轂腹板外凸面是腹板平面熱點(diǎn)損傷值的約0.6倍,腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板大圓孔邊緣強(qiáng)度有比較大的不利影響,則腹板外凸對(duì)輪轂腹板大圓孔邊緣強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響。
表6 不同葉根順序下,不同輪轂腹板面上疲勞熱點(diǎn)損傷
為排除不同葉根順序的影響,考慮輪轂不同腹板形狀對(duì)輪轂疲勞強(qiáng)度的影響,整理分析4處熱點(diǎn)損傷結(jié)果,如圖10所示。由圖10可知,腹板內(nèi)凹對(duì)輪轂腹板過線孔、腹板連接內(nèi)圓弧、腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生較大不利影響,對(duì)輪轂腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響;腹板外凸對(duì)輪轂腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)與腹板連接內(nèi)圓弧的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生一定不利影響,對(duì)輪轂腹板過線孔與腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生一定的有利影響。
圖10 相同葉根載荷下不同輪轂腹板表面的疲勞損傷
通過ANSYS軟件對(duì)某兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的輪轂進(jìn)行有限元仿真分析,研究不同輪轂腹板表面(一面腹板為內(nèi)凹、一面腹板為外凸、一面腹板為平面)對(duì)輪轂強(qiáng)度的影響程度,得到以下結(jié)論:1)在相同的條件下,驗(yàn)證不同葉根順序?qū)τ谳嗇瀼?qiáng)度計(jì)算結(jié)果具有一定程度的影響,對(duì)于疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果影響較大;2)相同葉根載荷下(即排除不同葉根順序的影響),輪轂腹板內(nèi)凹不利于極限強(qiáng)度結(jié)果,輪轂腹板外凸對(duì)極限強(qiáng)度結(jié)果影響不大,甚至?xí)a(chǎn)生一定的有利影響;3)相同條件下,輪轂腹板內(nèi)凹對(duì)腹板過線孔、腹板連接內(nèi)圓弧、腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生較大的不利影響,對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生一定的有利影響;4)相同條件下,輪轂腹板外凸對(duì)腹板內(nèi)側(cè)凸臺(tái)與腹板連接內(nèi)圓弧的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生一定的不利影響,對(duì)腹板過線孔與腹板大圓孔的疲勞強(qiáng)度結(jié)果產(chǎn)生一定的有利影響。
實(shí)際輪轂結(jié)構(gòu)中常見的熱點(diǎn)損傷一般存在輪轂腹板外表面與腹板連接圓弧處,尤其是輪轂過線孔處損傷值一直較高,而輪轂內(nèi)側(cè)表面熱點(diǎn)損傷值一般較小。在確定輪轂腹板內(nèi)側(cè)無熱點(diǎn)或熱點(diǎn)損傷值很低,可以接受腹板一定程度上的外凸;但是腹板內(nèi)凹對(duì)腹板過線孔疲勞損傷值影響較大,應(yīng)盡量避免,若出現(xiàn)應(yīng)進(jìn)行準(zhǔn)確建模與強(qiáng)度計(jì)算分析,才可進(jìn)行具體判斷并得出結(jié)論。