風力發(fā)電機組機艙底座的有限元結(jié)構(gòu)分析

田振亞 鄒荔兵 朱光偉

(廣東明陽風電產(chǎn)業(yè)集團有限公司，廣東528437)

風力發(fā)電機組主要由葉片、輪轂、增速箱、發(fā)電機及機艙等部件組成。風力發(fā)電機組機艙底座作為風力發(fā)電機組重要部件的載體，受到的載荷相對比較復雜。不僅受到其所支撐的主軸、增速箱、發(fā)電機、輪轂等重力載荷的作用，而且還受到發(fā)電機及增速箱產(chǎn)生的扭矩及輪轂所傳遞的推力、彎矩等作用。運用常規(guī)的材料力學方法很難解決這個問題。ANSYS有限元分析軟件具有強大的結(jié)構(gòu)靜態(tài)和動態(tài)分析能力。本文采用ANSYS軟件對兆瓦級風力機組機艙底座進行了結(jié)構(gòu)靜力學強度和動力學模態(tài)分析。

1 靜力學強度分析

1.1 力學模型的建立

為了更方便的進行有限元分析，首先在不影響分析結(jié)果的前提下建立機艙底座的力學模型(圖1)，并在此基礎(chǔ)上簡化模型，主軸和增速箱的支撐采用三點式支撐。機艙上承載的零部件很多，但是，對機艙承載能力影響較大的為葉片、輪轂、增速箱、主軸承座和發(fā)電機的重力載荷。其它的零部件如液壓站、電器柜、機艙罩、主軸、高速軸等質(zhì)量相對較輕的部件可以分別折算到葉片、輪轂、增速箱和發(fā)電機上。本文把輪轂和葉片的重力載荷折算到主軸承座上，也即等效的在主軸承座上加載等效的重力載荷和等效彎矩——M等效。同時，機艙底座與增速箱傳動軸垂直的平面上受到風輪系統(tǒng)傳來的扭矩——M扭的作用。主軸承座還受到平行于風向并和風向方向相同的極限氣動推力——F靜的作用。

圖1 機艙底盤力學模型Figure 1 Mechanical model of engine room base frame

1.2 有限元分析模型的建立

(1)在PRO/E軟件中建立實體模型，通過PRO/E與ANSYS軟件的數(shù)據(jù)接口導入ANSYS中，然后在有限元軟件中對模型進行適當?shù)恼{(diào)整。本文在建模時對模型進行了簡化處理。

(2)本文所研究的機艙底座為焊接而成，材料為Q345B，彈性模量E=211 GPa ，泊松比μ= 0.35，密度ρ=7 830 kg/m3。

(3)單元采用8節(jié)點的SOLID45三維六面體實體單元。

(4)采取網(wǎng)格自由劃分的方法，兼顧網(wǎng)格劃分精度和計算速度的原則，取劃分精度為9。網(wǎng)格劃分的最終節(jié)點數(shù)為21 479個，單元總數(shù)目為74 540個。已劃分好網(wǎng)格的模型如圖2所示。

(5)位移邊界條件：機艙底座與塔筒相連，對塔筒進行全約束，即限制所有自由度。

(6)載荷的施加：按照簡化的力學模型施加載荷，采用表面效應單元的方法施加扭矩。

1.3 結(jié)果分析

計算是在保證局部焊接強度下進行的。經(jīng)過計算，得到了機艙底座的等效應力分布圖和機艙的變形圖，如圖3、圖4所示。

圖2 網(wǎng)格化的機艙底座模型Figure 2 Meshing model of engine room base frame

圖3 機艙底座等效應力分布Figure 3 Equivalent stress distribution of engine room base frame

圖4 機艙底座變形Figure 4 Engine room base frame deformation

應力主要集中在主軸承底座處，該處的最大應力為280 MPa。主要是因為該處不僅受到等效到該處的葉片和輪轂的重力載荷的作用，還受到等效彎矩的作用。在有限元計算結(jié)果的基礎(chǔ)上，對機艙底座進行強度校核。由機械強度設(shè)計準則可知，對于最大應力應滿足：σmax≤[σ]。而[σ]=σs/s(σs為材料的屈服強度，s為安全系數(shù)，取s=1.2)。Q345B材料的屈服強度為σs=345 MPa,機艙底座的最大應力σmax=280 MPa，則[σ]=σs/s=287.5 MPa ，滿足強度要求。

機艙底盤的靜剛度也是影響其性能的主要指標之一。機艙底盤靜剛度不僅對傳動鏈的穩(wěn)定性有重要影響，而且對回轉(zhuǎn)支撐的工作性能也有重要的影響。評價靜剛度的指標參數(shù)之一是考察其變形量，主軸承座處最大的變形量為2.87 mm。變形量較大，會影響回轉(zhuǎn)支撐的工作性能，因此必須考慮在此處增加肋板，降低變形量，提高軸承座的靜剛度。

2 模態(tài)分析和振動分析

2.1 模態(tài)計算結(jié)果分析

風力發(fā)電機組的受載相當復雜，由于風機葉片、增速箱和發(fā)電機等旋轉(zhuǎn)體旋轉(zhuǎn)，加上外界風載的作用，極易引起振動和噪聲。當外界激振頻率與機艙底座的固有頻率相接近時，容易引起共振，導致機艙底座結(jié)構(gòu)的破壞。因此，對機艙底座僅僅進行靜強度分析是不夠的，還要進行結(jié)構(gòu)的動力學分析。下面從動力學模態(tài)分析的角度探討機艙底座的動態(tài)特性。

機艙底座的模態(tài)分析包括實體建模、定義材料參數(shù)、設(shè)置單元類型、網(wǎng)格劃分、施加位移載荷等步驟。模態(tài)分析方法有很多，比較典型的有塊蘭索斯法和子空間法，本文選用塊蘭索斯法。雖然塊蘭索斯法和子空間法同樣適用于對稱特征值求解問題，但是塊蘭索斯法效率較子空間法更高。

在模態(tài)分析中，分析機艙底座全部的固有頻率和振型是沒有必要的。事實上，真正影響機艙底座動態(tài)性能的是最低階的幾階固有頻率和振型。因為外界的激振力頻率一般不高，接近不了高階頻率，只有低階頻率才有可能等于激振力頻率，從而引起機艙底座的共振。因此，只對前四階模態(tài)進行分析。前四階機艙底座的固有頻率為：一階35.115 Hz，二階49.533 Hz，三階77.368 Hz，四階127.46 Hz。圖5為機艙底座前四階振型。第一階頻率對應的振型最大變形量為0.009 18 mm，表明機艙底盤動態(tài)剛度較高，其抗振性能較好。分析發(fā)現(xiàn),第一階頻率對應的振型最大變形量在機艙底座尾部的位置上。其原因是機艙底座尾部相對于機艙與塔筒連接的位置較遠，整個機艙底座相當于一個懸臂梁，因此此處會產(chǎn)生最大的變形量。

圖5 機艙底座前四階振型Figure 5 Engine room base frame vibration modes of front four phases

2.2 振動分析

風力發(fā)電機組運行時，由于葉片受到氣動載荷和其它載荷的影響，難免會發(fā)生振動。一般情況下，葉片的主要振型為扭擺和拍打振動。當葉片振動的固有頻率與發(fā)電機、齒輪箱等機艙旋轉(zhuǎn)部件的固有頻率特別是和塔筒的固有頻率接近或藕合的時候會產(chǎn)生共振，導致結(jié)構(gòu)加速破壞，降低風機的壽命。雖然機艙底座的剛性較大，其振動對整個風機系統(tǒng)的影響相對較小，但是機艙整體上相對于固定的塔筒來說屬于懸臂結(jié)構(gòu)，有一定的彈性振動，所以也應該考慮機艙底座的振動。葉片的轉(zhuǎn)速一般在(10～30)r/min范圍內(nèi)，對應的工作頻率為0.17 Hz～0.5 Hz，風機葉片的正常轉(zhuǎn)動頻率大約在1 Hz～2 Hz之間，與機艙底座的一階頻率(35.115 Hz)也相差很遠，即使是葉片的三階頻率也不會產(chǎn)生共振。同樣，發(fā)電機的工作頻率為25 Hz，與機艙底座也不會產(chǎn)生共振。為了保險起見，可以在發(fā)電機和齒輪箱的支撐底座上安裝彈性阻尼器，通過增大阻尼來減少共振。塔筒的一階工作頻率一般為0.5 Hz左右，與葉片的轉(zhuǎn)動頻率不會有共振產(chǎn)生，與機艙底座也不會產(chǎn)生共振。

3 結(jié)論

通過對機艙底座的有限元靜力學分析，機艙底座的最大應力發(fā)生在低速軸軸承座處。原因在于主軸通過該處把葉輪系統(tǒng)的載荷傳遞給了機艙底座，所以會產(chǎn)生應力集中?？梢酝ㄟ^增加肋板和加大低速軸軸承底座處的厚度來提高該處的抗壓和抗彎強度。

通過動力學模態(tài)分析得到機艙底座的固有頻率和振型，而第一階頻率最能反映底座能否與外界振源產(chǎn)生共振。通過與風力發(fā)電機組系統(tǒng)(包括葉輪、塔筒和發(fā)電機)工作頻率的比較，得出機艙底座不會與之產(chǎn)生共振。為減少振動的產(chǎn)生，可以通過改變彈性阻尼的方法來減少振動。

運用有限元分析的方法能避開繁瑣的力學計算，能夠有效地提高風力發(fā)電機組的設(shè)計效率。

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