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   有限元分析时对于轮毂边界条件的加载，传统方法只考虑到叶片根部的极限载荷，而本文中不仅考虑了叶片根部的极限载荷，还考虑了变桨驱动的重力对轮毂受力的影响，加载方法如下：

   1)在每个叶片假体的叶根中心点处建立一个MPC点，通过RBE3多点约束将载荷传递到叶片假体上，进而传递到轮毂上，每个叶片建立局部坐标系，在每个叶片坐标系下，将各工况载荷中的F，Fz，Mz，M施加于MPC中心点上。

   2)用梁单元模拟变桨电机齿轮，给梁单元赋予横截面积和转动惯量，在变桨电机局部坐标系下，将各工况载荷的M转化为变桨电机齿轮的周向力F、径向力F1和等效弯矩Mi施加于RBE3集中节点1上。节点2用Gap单元与变桨电机轴上端面节点联结，节点3，4通过RBE3与变桨电机轴的下端面节点联结，其中节点3独立于梁单元外，该处施加变桨驱动与齿轮箱的重力，如图所示。

  由于实际涉及的工况比较多，现列出极限强度计算中使轮毂应力最大的一个工况的载荷。

 表为叶片根部的极限载荷，表为转换到变桨电机处的载荷，其中M由叶根处弯矩Mz转换而来，变桨小齿轮的切向力与径向力由M按照标准直齿圆柱齿轮转换而来。如图所示，计算得到轮毂最大应力为64.66 MPa，出现在轮毂薄板安装变桨电机孔处，最大变形为2.165 mm。从结构分析来看，轮毂薄板处厚度比较薄，而且变桨小齿轮承受着叶根处传递过来的自锁力和变桨力，此自锁力和变桨力分布在变桨电机安装孔周围，所以变桨电机孔处为危险部位，最大应力应该出现在变桨电机安装孔处。通过对正在运行中的风力机组轮毂部件进行检修发现，出现问题最多且最严重的地方正是变桨电机安装孔位置，说明该位置所受应力最大。因此，此方法计算的轮毂应力分布与真实情况比较吻合。

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