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輪轂是風力機的重要部件，連接著葉片和主軸，其重要性隨著風力發(fā)電機組容量的增加而愈來愈明顯�，F(xiàn)有的風力機大都采用球形輪轂，輪轂主要承受對稱風輪推力載荷、單葉片推力載荷和葉片重力力矩。因承受著復雜的交變載荷，且強度要求較高，現(xiàn)有輪轂常被設計得巨大而笨重，其在實際運行中的最大應力遠遠小于輪轂鑄件材料的許用應力，增加了輪轂本身的轉(zhuǎn)動慣量，對機艙及塔架的強度要求都有所增加，為運輸和安裝帶來很多不便，造成了材料的浪費，增加了風力發(fā)電機的制造成本。
目前，許多研究者在減小輪轂重量與輪轂優(yōu)化設計方面做了一些研究工作。文獻采用相似原理和拓撲優(yōu)化的方法，借助有限元分析軟件Altair提供的OptiStruct模塊，開發(fā)出質(zhì)量較輕的新型輪轂模型；也有以多參數(shù)、輪轂壁厚分段優(yōu)化的方法進行輪轂減重設計；文獻更是提出一種在輪轂主體上鉆孔的方法來減輕風力機輪轂的質(zhì)量。
結(jié)合現(xiàn)有研究情況，本文以某1.5 MW三葉片水平軸直驅(qū)定漿風力機的球型固定式輪轂為研究對象，擬采取整體同步等量減小輪轂厚度的方式，從輪轂外表面往內(nèi)表面的方向平均縮減壁厚，力求在滿足輪轂基本強度要求的情況下，找到相對理想的輪轂壁厚優(yōu)化值，盡最大可能減輕輪轂重量，減小材料使用，實現(xiàn)輪轂制造的經(jīng)濟性及運行安全性的統(tǒng)一。
不同的坐標系通�？梢杂糜诙x不同的模型和邊界條件，選擇適當?shù)淖鴺讼挡粌H能夠快速方便地建立有限元模型，而且便于邊界條件限制和載荷的施加，有效地提高計算效率。在風力發(fā)電機組中，對載荷的計算應選擇合適的坐標系，對輪轂的載荷進行計算時應選擇輪轂坐標系，輪轂的載荷主要來自于風力機的葉片，對葉片載荷的分析又需要建立葉片坐標系。
風力發(fā)電機輪轂的極限載荷數(shù)據(jù)是依據(jù)國際電工委員會IEC 61400-1 (2005)風力發(fā)電機組安全要求指定的極限載荷工況，利用風力機大型設計軟件GH BLADED計算得到。在極限工況中，50年一遇極限風速取為70 m/s湍流強度定為A類，并分別依據(jù)公式確定極端風向變化值、極端相干陣風幅值及極端風速切變等。另外，還需在BLADED中設置風輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)。
建立風力機葉片模型，取安全系數(shù)為1.2，計算葉根處極限載荷。輪轂靜態(tài)載荷檢驗所采用的極限載荷加載數(shù)據(jù)，載荷葉片坐標系分別施加在3個葉片根部，其中FY，F(xiàn)Z，MY，M，Mz分別對應于葉片坐標系中的Fxa，F(xiàn)ra，F(xiàn)za，MXxa，MR，MAR。
輪轂強度分析包括三維幾何建模、有限元網(wǎng)格劃分、載荷施加及運用ANSYS軟件進行應力數(shù)值計算分析等。輪轂模型中非關(guān)鍵部位對輪轂整體力學性能影響非常小，而引入這些細小特征會破壞網(wǎng)格質(zhì)量，甚至影響計算結(jié)果的精度；因此，建模時對輪轂上細小的特征進行了相應簡化。簡化的原則是在保證計算精度的前提下，省略非關(guān)鍵部位對輪轂整體剛度作用較小的一些特征，如小的倒圓和倒角等，以提高網(wǎng)格質(zhì)量精度和CPU的計算分析速度。輪轂所受到的載荷及約束是通過葉片和主軸傳遞的，若直接將載荷施加在輪轂上，會影響計算結(jié)果的可靠性，需要在輪轂上，引入葉片假體和主軸假體，輪轂與假體在ANSYS中設置為剛性連接。在有限元網(wǎng)格劃分中，采用網(wǎng)格自動生成法，由于模型的外形尺寸較大，設置網(wǎng)格總體尺寸為30 mm。對葉片假體施加載荷，對主軸假體施加全約束，施加載荷時以每個葉片的坐標系為基礎(chǔ)，分別施加6個交變載荷。經(jīng)計算得到輪轂最大應力云圖�？芍嗇灥淖畲髴�102.09 MPa，且最大應力處位于輪轂與主軸連接的邊緣。本輪轂采用高強度球墨鑄鐵QT400-18作為輪轂材料。
輪轂的屈服極限220 MPa，根據(jù)CCS風力發(fā)電機組規(guī)范，取材料的一般局部安全系數(shù)y=1.1，則其許用應力200 MPa，故輪轂最大應力102.09 MPa，說明輪轂強度遠遠滿足要求。
輪轂最大應力遠小于球墨鑄鐵的許用應力200MPa，輪轂最大應力只要在球墨鑄鐵許用應力以內(nèi)，輪轂在運行中就是安全的。
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