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風(fēng)力發(fā)電機(jī)組輪轂受到葉片傳遞過來的周期性載荷和隨機(jī)載荷的綜合作用，是風(fēng)機(jī)中受力情況最為復(fù)雜，且可靠性要求最高的關(guān)鍵部件之一輪轂的強(qiáng)度直接關(guān)系到風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的安全性能。在壽命20年的運(yùn)行過程中，輪轂的失效形式有兩種類型極限工況下，在應(yīng)力集中區(qū)域的材料塑性變形或破壞，隨機(jī)載荷作用下的疲勞破壞。本研究以GL規(guī)范為標(biāo)準(zhǔn)，利用有限元方法對(duì)輪轂進(jìn)行強(qiáng)度分析計(jì)算，為風(fēng)機(jī)安全運(yùn)行提供技術(shù)支持。
圖為某公司風(fēng)力發(fā)電機(jī)組球形結(jié)構(gòu)輪轂，由球形體和相貫三圓柱組成。輪轂采用材料QT350-22AL鑄造而成。對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析時(shí)采用GL規(guī)范中的葉根載荷坐標(biāo)系w，如圖所示。 其中：zB沿徑向葉片變槳軸，xB垂直于zB，對(duì)于上風(fēng)向機(jī)組而言指向塔架，YB垂直于葉片軸和主軸，右旋坐標(biāo)系原點(diǎn)，每個(gè)葉片根部位置。
根據(jù)圣維南原理，在保證計(jì)算精度的條件下對(duì)受載荷不關(guān)鍵的部位合理簡(jiǎn)化，此處輪轂建模忽略了對(duì)強(qiáng)度影響不敏感的螺紋孔、工藝槽等附件。
同時(shí)，為合理定義輪轂外載荷邊界條件，建立了輪轂邊界部位的假體零件(變槳軸承、葉根和主軸)，實(shí)現(xiàn)柔性加載，使輪轂載荷施加部位不至于剛度過大，并且對(duì)變槳軸承等假體做了近似處理。
因輪轂結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，采用10節(jié)點(diǎn)四面體分網(wǎng)，在圓角過渡處局部網(wǎng)格加密。假體零件比較規(guī)則，采用六面體分網(wǎng)，在假體與輪轂連接部位進(jìn)行網(wǎng)格匹配。分網(wǎng)后輪轂單元數(shù)為382973個(gè)，有限元模型總單元數(shù)為522704個(gè)。根據(jù)葉根載荷坐標(biāo)系在有限元模型葉根假體位置建立局部坐標(biāo)系，通過MPC剛性單元藕合到葉根假體端部，模擬葉根載荷加載，載荷施加于MPC獨(dú)立節(jié)點(diǎn)上，實(shí)現(xiàn)葉根載荷柔性傳遞到輪轂，在主軸假體端部約束6個(gè)自由度，邊界條件如圖所示。
風(fēng)力發(fā)電機(jī)組葉片產(chǎn)生的氣動(dòng)載荷以及由于風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)和機(jī)艙對(duì)風(fēng)轉(zhuǎn)動(dòng)引起的離心力、慣性力和重力傳遞到輪轂上，這些載荷和輪轂自身的重力構(gòu)成了輪轂載荷。在輪轂強(qiáng)度分析中，對(duì)其施加葉根坐標(biāo)系下的載荷，其載荷由GH Bladed軟件仿真得到。
輪轂極限強(qiáng)度安全裕度為1.12大于1，最大應(yīng)力工況發(fā)生在d1c1.6ar3工況，該工況為50年一遇的極端操作陣風(fēng)工況，發(fā)生概率相當(dāng)?shù)�，發(fā)生時(shí)間也相當(dāng)短，而其余工況應(yīng)力均不是很大。因此，輪轂極限強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。
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