風(fēng)力發(fā)電機(jī)變槳柜焊縫開裂問題研究

張楚翔，楊 揚(yáng)，孫剛峰，劉二恩，李永奎

(許昌許繼風(fēng)電科技有限公司，河南 許昌 461000)

風(fēng)力發(fā)電機(jī)電動變槳系統(tǒng)作為風(fēng)機(jī)功率控制和安全運(yùn)行的重要執(zhí)行機(jī)構(gòu)，在機(jī)組運(yùn)行控制過程中發(fā)揮著十分重要的作用。目前國內(nèi)風(fēng)機(jī)主要采用電動變槳系統(tǒng)，關(guān)鍵的電氣控制部件集成安裝在變槳柜體內(nèi)[1]。變槳柜體是支撐和保護(hù)變槳控制元件的重要機(jī)械部件，其結(jié)構(gòu)安全性是整個風(fēng)電機(jī)組結(jié)構(gòu)安全性的重要內(nèi)容之一[2-4]。

變槳柜體一般由合金鋼焊接而成，通過螺栓及彈性支撐安裝在輪轂內(nèi)并隨風(fēng)輪轉(zhuǎn)動，不斷承受動態(tài)載荷，易發(fā)生疲勞斷裂，造成風(fēng)機(jī)故障，影響變槳系統(tǒng)的可靠性。目前對于風(fēng)力發(fā)電機(jī)組內(nèi)部結(jié)構(gòu)件的強(qiáng)度分析，大多集中于輪轂、主機(jī)架、后機(jī)架和塔筒等部件[5-9]，對輪轂內(nèi)部安裝的變槳柜體的強(qiáng)度分析卻很少，而在風(fēng)場實(shí)際運(yùn)行中發(fā)現(xiàn)，變槳柜體在運(yùn)行幾年后出現(xiàn)了柜體開裂的現(xiàn)象。針對此問題，本文采用有限元分析與現(xiàn)場測試驗(yàn)證相結(jié)合的方法，對變槳柜體進(jìn)行了開裂原因分析、優(yōu)化設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核，并與風(fēng)場變槳柜體的應(yīng)力測試結(jié)果進(jìn)行了對比驗(yàn)證，解決了風(fēng)場變槳柜體開裂的問題。

1 變槳柜體開裂原因分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)

1.1 變槳柜體開裂原因分析

本文所研究的風(fēng)力發(fā)電機(jī)變槳柜在輪轂內(nèi)相互成120°均勻分布，每個變槳柜通過柜體底部的4個螺栓及彈性支撐連接到輪轂凸臺支座上。3個變槳柜體之間則通過6根可調(diào)連桿以鉸鏈形式相互連接，12組彈性支撐共同承受3個柜體的重力。根據(jù)風(fēng)場統(tǒng)計(jì)，變槳柜體開裂位置主要集中在柜體安裝支座附近的底板焊縫邊緣，最初表現(xiàn)為焊縫裂紋，裂紋逐漸擴(kuò)展形成柜體開裂。變槳柜的總體裝配結(jié)構(gòu)及焊縫主要開裂位置如圖1所示。

圖1 變槳柜總體裝配結(jié)構(gòu)及底板焊縫開裂位置

從開裂變槳柜體的結(jié)構(gòu)可以看出，變槳柜由薄板焊接而成，裝配后整體為懸伸結(jié)構(gòu)，柜體安裝底板一側(cè)僅有一塊加強(qiáng)筋板，而安裝孔附近沒有加強(qiáng)筋板，同時柜體在風(fēng)機(jī)運(yùn)行時隨輪轂轉(zhuǎn)動，承受著復(fù)雜的動態(tài)載荷，底板焊縫處受力較大，易發(fā)生疲勞破壞。根據(jù)風(fēng)場反饋情況，變槳柜體都是在風(fēng)場運(yùn)行幾年后出現(xiàn)焊縫開裂，在風(fēng)機(jī)運(yùn)行過程中有的柜體焊縫裂紋逐步擴(kuò)展到柜體底板或側(cè)板，形成各種形式的開裂破壞。為進(jìn)一步確認(rèn)開裂原因，在結(jié)構(gòu)相同、尚未開裂的柜體底板焊縫處進(jìn)行動態(tài)應(yīng)力測試，結(jié)果發(fā)現(xiàn)，此種結(jié)構(gòu)的變槳柜體底板焊縫處的交變應(yīng)力幅值最大為75MPa，經(jīng)理論分析其疲勞壽命不足1a。由此可見，此種結(jié)構(gòu)的變槳柜體開裂的主要原因是變槳柜體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不夠，底板安裝孔附近焊縫承受過大的交變應(yīng)力，導(dǎo)致焊縫疲勞壽命不足，過早發(fā)生疲勞破壞，從而使變槳柜體開裂，影響風(fēng)機(jī)正常運(yùn)行。

1.2 變槳柜體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過對風(fēng)場變槳柜體開裂原因分析可知，原結(jié)構(gòu)的變槳柜體強(qiáng)度不能滿足風(fēng)機(jī)使用壽命要求，需要對變槳柜體進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。為增加變槳柜在風(fēng)機(jī)運(yùn)行時的強(qiáng)度，在原柜體的豎板邊緣加焊框架，并在其底板處加焊兩塊三角形加強(qiáng)筋板，同時在底部兩側(cè)分別加焊一塊8mm厚的鋼板來改善變槳柜底板的受力情況，優(yōu)化后的變槳柜體結(jié)構(gòu)如圖2所示，以下簡稱新柜體。

圖2 優(yōu)化后的新變槳柜結(jié)構(gòu)

2 變槳柜體多體動力學(xué)分析

由于焊縫的疲勞強(qiáng)度與其交變應(yīng)力幅值密切相關(guān)，在相同的循環(huán)次數(shù)下，應(yīng)力幅值變化越大，越容易發(fā)生疲勞破壞。在輪轂轉(zhuǎn)動過程中，底部焊縫處的應(yīng)力時刻在變化，為確定新柜體應(yīng)力幅值變化最大時輪轂的轉(zhuǎn)動位置，需對新柜體進(jìn)行基于Simpack軟件的多體動力學(xué)分析，得到優(yōu)化后的新柜體底部焊縫的應(yīng)力變化趨勢，確定應(yīng)力出現(xiàn)極大值與極小值時的轉(zhuǎn)動位置，再結(jié)合有限元方法對此危險位置進(jìn)行強(qiáng)度分析，校核優(yōu)化設(shè)計(jì)后新柜體的強(qiáng)度是否滿足要求。

2.1 變槳柜體動力學(xué)建模

首先簡化新柜體模型并進(jìn)行多體動力學(xué)建模，其中輪轂采用剛體建模，而連桿與變槳柜則采用柔性體建模。輪轂相對于大地采用轉(zhuǎn)動鉸接連接，變槳柜與輪轂之間采用固定鉸接連接，連桿與變槳柜采用轉(zhuǎn)動鉸接連接，初始建模時不考慮風(fēng)輪仰角，使輪轂中心軸線沿著水平軸向，其動力學(xué)模型如圖3所示。模型中坐標(biāo)系Z軸正向是由上風(fēng)向指向下風(fēng)向，Y軸豎直向上，X軸為水平指向。從機(jī)艙向葉輪看輪轂內(nèi)部變槳柜體的初始位置如圖4所示。

圖3 變槳柜總裝動力學(xué)模型

圖4 變槳柜體動力學(xué)模型初始位置

2.2 變槳柜體動力學(xué)分析

風(fēng)輪的額定轉(zhuǎn)速為14.7 r/min，在進(jìn)行動力學(xué)分析時輪轂轉(zhuǎn)速設(shè)置為1.54 rad/s，仿真時間設(shè)置為30 s，同時施加重力加速度，完成離線積分。仿真計(jì)算結(jié)束后提取變槳柜底部焊縫熱點(diǎn)的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力，再根據(jù)輪轂轉(zhuǎn)速與時間，得到輪轂轉(zhuǎn)角與焊縫熱點(diǎn)主應(yīng)力的變化關(guān)系。新柜體焊縫熱點(diǎn)最大與最小主應(yīng)力隨時間的變化如圖5所示，焊縫熱點(diǎn)主應(yīng)力隨輪轂轉(zhuǎn)角的變化如圖6所示。從圖5和圖6可以看出，焊縫熱點(diǎn)主應(yīng)力出現(xiàn)最小值與最大值時對應(yīng)的輪轂初始轉(zhuǎn)角分別為70°和250°，其最小主應(yīng)力與最大主應(yīng)力分別為-36.97MPa與73.97MPa。當(dāng)輪轂轉(zhuǎn)動至這兩個角度時，變槳柜體焊縫應(yīng)力幅值最大，故針對這兩個危險位置工況，繼續(xù)采用有限元分析兩種工況下的焊縫強(qiáng)度。

圖5 新柜體焊縫主應(yīng)力隨時間變化

圖6 新柜體焊縫主應(yīng)力隨轉(zhuǎn)動角度變化

3 變槳柜體有限元分析

針對動力學(xué)分析得出的兩個危險工況位置，首先采用有限元方法對新柜體進(jìn)行兩種工況下的極限強(qiáng)度計(jì)算，考慮到變槳柜結(jié)構(gòu)不規(guī)則，在輪轂轉(zhuǎn)動中變槳柜內(nèi)部所受的應(yīng)力也比較復(fù)雜，焊趾處有應(yīng)力奇異，因此依據(jù)文獻(xiàn)[10]和[11]對焊縫采用熱點(diǎn)應(yīng)力法進(jìn)行應(yīng)力外推計(jì)算，并對極限強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果進(jìn)行校正。然后根據(jù)焊趾外推計(jì)算應(yīng)力結(jié)果，采用Fe-safe軟件并結(jié)合疲勞載荷譜與S/N曲線進(jìn)行焊縫的疲勞強(qiáng)度校核，得到變槳柜焊縫熱點(diǎn)的極限強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。

3.1 變槳柜體有限元建模

由于輪轂與柜體之間采用彈性支撐連接，輪轂變形對柜體應(yīng)力影響很小，故為簡化建模，忽略輪轂建模，僅對柜體和連桿進(jìn)行實(shí)體建模，并在變槳柜體重心位置建立一個質(zhì)量點(diǎn)單元模擬柜體內(nèi)元器件質(zhì)量。變槳柜底座安裝孔位置建立主節(jié)點(diǎn)，與對應(yīng)安裝孔內(nèi)表面節(jié)點(diǎn)連接起來，同時約束各個主節(jié)點(diǎn)3個方向的平動自由度。整個變槳柜有限元模型有1 777 741個節(jié)點(diǎn)、799 634個單元。兩種輪轂轉(zhuǎn)角位置下的變槳柜體有限元模型如圖7和圖8所示。

圖7 工況1變槳柜模型(輪轂轉(zhuǎn)角70°)

圖8 工況2變槳柜模型(輪轂轉(zhuǎn)角250°)

3.2 變槳柜體極限強(qiáng)度分析

對變槳柜兩種危險工況位置進(jìn)行有限元靜強(qiáng)度分析，最終得到新柜體底部等效應(yīng)力云圖如圖9和圖10所示。由于焊縫位置產(chǎn)生應(yīng)力奇異，其應(yīng)力結(jié)果不能準(zhǔn)確反映焊縫熱點(diǎn)應(yīng)力，采用熱點(diǎn)應(yīng)力法進(jìn)行焊趾應(yīng)力的外推計(jì)算校正后，得到的新柜體底部焊縫極限強(qiáng)度結(jié)果見表1。從圖9、圖10及表1可以看出，兩種工況下新柜體焊縫等效應(yīng)力最大值都遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度205MPa，安全系數(shù)均大于1，即新柜體滿足極限強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

圖9 工況1新柜體底部等效應(yīng)力云圖

工況底部焊縫熱點(diǎn)等效應(yīng)力(未進(jìn)行應(yīng)力外推計(jì)算)/MPa底部焊縫熱點(diǎn)等效應(yīng)力(應(yīng)力外推計(jì)算后)/MPa極限強(qiáng)度安全系數(shù)117.113.214.087218.214.113.180

圖10 工況2新柜體底部等效應(yīng)力云圖

3.3 變槳柜體疲勞強(qiáng)度分析

首先根據(jù)變槳柜焊接板的結(jié)構(gòu)與焊接形態(tài)，確定變槳柜的焊縫等級為100，根據(jù)風(fēng)輪的額定轉(zhuǎn)速及疲勞工況，計(jì)算20a壽命期間內(nèi)風(fēng)輪的轉(zhuǎn)動次數(shù)為9.88×107次。其次根據(jù)變槳柜各極限工況下的計(jì)算結(jié)果選取盡可能多的熱點(diǎn)作為疲勞計(jì)算熱點(diǎn)，提取熱點(diǎn)外推計(jì)算后的3個應(yīng)力分量。最后結(jié)合疲勞載荷譜和S/N曲線采用Fe-safe軟件得到焊縫的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。最終得到新柜體底部焊縫的部分疲勞強(qiáng)度結(jié)果見表2。疲勞安全系數(shù)為1.119 6，疲勞壽命為35.61a，滿足風(fēng)機(jī)要求的20a設(shè)計(jì)壽命，對應(yīng)的新柜體焊縫熱點(diǎn)位置如圖2中A點(diǎn)所示。

表2 新柜體底部焊縫的部分

4 變槳柜體應(yīng)力測試驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證優(yōu)化設(shè)計(jì)后的變槳柜在風(fēng)場運(yùn)行時的實(shí)際受力變化情況，采用應(yīng)力測試裝置對風(fēng)場運(yùn)行風(fēng)機(jī)的變槳柜體焊縫危險位置進(jìn)行動態(tài)應(yīng)力測試，并與有限元分析得到的結(jié)果進(jìn)行對比驗(yàn)證。

4.1 變槳柜體應(yīng)力測試方法

采用電阻式應(yīng)變片對焊縫危險點(diǎn)進(jìn)行應(yīng)變應(yīng)力測試，測試時忽略溫度、濕度、焊縫不均勻性等一些次要的不確定因素帶來的影響。電阻應(yīng)變片沿垂直焊縫主應(yīng)力方向貼在柜體采樣點(diǎn)表面，通過導(dǎo)線連接到無線應(yīng)變節(jié)點(diǎn)的通道上，無線應(yīng)變節(jié)點(diǎn)固定在輪轂內(nèi)，把應(yīng)變片的電阻變化轉(zhuǎn)換為電信號并無線發(fā)送數(shù)據(jù)，測試人員在機(jī)艙內(nèi)通過無線網(wǎng)關(guān)接收測試數(shù)據(jù)，并通過電腦軟件處理數(shù)據(jù)得到采樣點(diǎn)的實(shí)時應(yīng)變曲線，計(jì)算得到采樣點(diǎn)的應(yīng)力幅值。

4.2 變槳柜體采樣點(diǎn)選取

參考有限元分析計(jì)算結(jié)果，選取3個焊縫熱點(diǎn)作為應(yīng)力測試的采樣點(diǎn)，采樣點(diǎn)1,2,3的位置如圖11所示。采樣點(diǎn)1對應(yīng)上文有限元分析得出的焊縫危險位置熱點(diǎn)，采樣點(diǎn)2、采樣點(diǎn)3對應(yīng)的焊縫熱點(diǎn)為增加的應(yīng)力對比參考點(diǎn)。

圖11 新柜體應(yīng)力測試選取采樣點(diǎn)分布

4.3 變槳柜應(yīng)力測試結(jié)果分析

變槳柜體測試采樣點(diǎn)1,2,3在風(fēng)場測試中的應(yīng)變曲線如圖12所示，換算后得到各采樣點(diǎn)應(yīng)力變化幅值并與疲勞強(qiáng)度分析的焊縫熱點(diǎn)應(yīng)力幅值進(jìn)行對比，結(jié)果見表3。

圖12 測試采樣點(diǎn)1,2,3的應(yīng)變曲線

焊縫采樣點(diǎn)編號焊縫采樣點(diǎn)應(yīng)力幅值/MPa焊縫熱點(diǎn)應(yīng)力幅值/MPa誤差/%111.3312.6410.40%26.396.958.05%34.124.426.80%

從表3可以看出，應(yīng)變測試的3個采樣點(diǎn)實(shí)測結(jié)果與有限元分析結(jié)果誤差最大為10.40%，最小誤差為6.80%。一方面由于焊縫熱點(diǎn)附近的應(yīng)力梯度較大，考慮到貼片位置誤差、人為誤差等因素，理論分析結(jié)果不會與實(shí)際結(jié)果完全一致；另一方面現(xiàn)場應(yīng)變應(yīng)力測試僅反映了電阻應(yīng)變片覆蓋區(qū)域內(nèi)垂直焊縫的平均主應(yīng)力變化，在測試結(jié)果上會有誤差。但從對比數(shù)據(jù)來看，可以說明新柜體的焊縫強(qiáng)度分析方法和結(jié)果具有準(zhǔn)確性，測試結(jié)果也表明焊縫危險位置疲勞強(qiáng)度可以滿足要求，證明了新柜體能夠有效解決變槳柜焊縫疲勞開裂問題。

5 結(jié)論

本文針對風(fēng)力發(fā)電機(jī)組運(yùn)行中出現(xiàn)變槳柜焊縫開裂的現(xiàn)象進(jìn)行了原因分析與變槳柜優(yōu)化設(shè)計(jì)，采用動力學(xué)分析軟件Simpack、有限元分析軟件ANSYS與疲勞分析軟件Fe-safe對優(yōu)化后的變槳柜結(jié)構(gòu)進(jìn)行了焊縫極限強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度評估，并對風(fēng)場變槳柜進(jìn)行了應(yīng)力測試驗(yàn)證，解決了風(fēng)場變槳柜體開裂問題，得出如下結(jié)論：

1)風(fēng)場變槳柜出現(xiàn)開裂的主要原因是柜體設(shè)計(jì)強(qiáng)度不足。風(fēng)機(jī)運(yùn)行時變槳柜隨著輪轂不斷轉(zhuǎn)動，其安裝底板附近焊縫應(yīng)力幅度過大，導(dǎo)致焊縫發(fā)生疲勞破壞，焊縫裂紋逐漸擴(kuò)展導(dǎo)致柜體出現(xiàn)了更嚴(yán)重的破壞。

2)優(yōu)化設(shè)計(jì)后的變槳柜極限強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度均可滿足GL規(guī)范強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求，極限強(qiáng)度安全系數(shù)為13.18，疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)為1.119 6，最大的疲勞損傷小于1。

3)風(fēng)場實(shí)際測量的焊縫應(yīng)力變化幅值與有限元分析計(jì)算的應(yīng)力變化幅值最小誤差為6.80%，最大為10.40%。測試數(shù)據(jù)進(jìn)一步驗(yàn)證了結(jié)構(gòu)優(yōu)化后新柜體焊縫應(yīng)力得到有效降低，能夠滿足強(qiáng)度要求，也從側(cè)面驗(yàn)證了焊縫強(qiáng)度分析方法的準(zhǔn)確性。該分析測試方法為變槳柜的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供了指導(dǎo)。

[1] 凌志斌.風(fēng)力機(jī)組電動變槳系統(tǒng)[J]. 電力電子技術(shù), 2011, 45(8): 101-103.

[2] 江術(shù)新.MW級風(fēng)電機(jī)組變槳系統(tǒng)動力學(xué)及結(jié)構(gòu)仿真分析[D].重慶:重慶大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,2014.

[3] 李興國.風(fēng)電機(jī)組系統(tǒng)分析關(guān)鍵技術(shù)研究及應(yīng)用[D].重慶:重慶大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,2008.

[4] 蘇鳳宇,齊濤，董姝言，等. 基于ANSYS的MW級風(fēng)電機(jī)組運(yùn)輸支架強(qiáng)度計(jì)算[J].機(jī)電工程,2017,34(2):131-135.

[5] 翁海平, 陳棋. 兆瓦級風(fēng)機(jī)主軸疲勞分析方法研究[J]. 太陽能學(xué)報, 2013, 34(10):1714-1719.

[6] 陳棋, 翁海平, 吳晨. 大型風(fēng)電機(jī)組輪轂疲勞分析方法的研究[J]. 太陽能學(xué)報, 2015, 36(9):2263-2268.

[7] 何玉林,王秀文,丁帥銘，等. MW級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組變槳螺栓疲勞壽命分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2013,30(7):14-18.

[8] 盧磊,張禮達(dá),徐志堅(jiān).基于ANSYS的1.5MW水平軸風(fēng)力機(jī)輪轂壁厚的優(yōu)化與強(qiáng)度分析[J].西華大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版),2014,33(5):109-112.

[9] 黃忠文,王培,韓海燕.離心通風(fēng)機(jī)葉輪的有限元建模與應(yīng)力分析[J].流體機(jī)械,2015,43(10):27-30.

[10] Germanischer Lloyd. Guideline for the Certification of Wind Turbines[R]. Hamburg: Germanischer Lloyd Industrial Services GmbH,2010.

[11] Recommendations for fatigue assessment of welded joints and components(2007)：XIII-2151R1-07-1254r1-07[S]. Cambridge: International Institute of Welding,2007.