MW級風電機組變槳柜的強度分析研究

楊 揚，何海建，孟令銳，董姝言，晁貫良，蘇鳳宇

(許昌許繼風電科技有限公司，河南 許昌 461000)

0 引 言

風力發(fā)電機電動變槳系統(tǒng)作為風機功率控制和安全運行的重要執(zhí)行結(jié)構(gòu)，在機組運行控制系統(tǒng)中發(fā)揮重要作用。目前，國內(nèi)風機主要采用電動變槳系統(tǒng)，關(guān)鍵的電氣控制部分都集成在變槳控制柜體內(nèi)(簡稱變槳柜)。變槳柜作為支撐和保護變槳控制元件的重要機械結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)安全性關(guān)系著整個風電機組的安全[1-3]。截至目前，風力發(fā)電機變槳柜強度分析方面的研究還未見報道。大部分學者的研究主要集中在對風機內(nèi)部輪轂、主機架、后機架、連接螺栓和塔筒等部件的設(shè)計強度進行分析[4-9]。

由于變槳柜一般采用合金鋼焊接結(jié)構(gòu)，通過彈性支承安裝在輪轂內(nèi)，隨著葉輪的轉(zhuǎn)動承受動態(tài)載荷，在該動態(tài)載荷長期作用下，變槳柜焊縫極易發(fā)生疲勞破壞，而目前風場發(fā)現(xiàn)的變槳控制柜體在運行幾年后確實出現(xiàn)了柜體焊縫由于疲勞而產(chǎn)生開裂現(xiàn)象。針對該焊縫開裂現(xiàn)象，本研究采用有限元分析方法對改進后的變槳柜進行強度校核，同時通過與現(xiàn)場應力測試結(jié)果相對比，來驗證有限元分析方法的準確性。

因變槳柜在輪轂轉(zhuǎn)動中內(nèi)部所受的應力狀態(tài)比較復雜，往往在結(jié)構(gòu)的幾何尖角、孔邊及焊趾等處產(chǎn)生應力奇異現(xiàn)象，導致該處應力不準確，因此需依據(jù)GL2010和IIW規(guī)范，對焊縫采用熱點應力法進行應力外推計算，該規(guī)范明確規(guī)定了熱點應力法用于焊縫強度校核的方法與流程[10-11]。

本研究采用動力學分析和有限元分析相結(jié)合的方法，對變槳柜進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化和強度評估。

1 變槳柜開裂原因分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

1.1 變槳柜開裂原因分析

風力發(fā)電機采用3個變槳柜來控制3個葉片的變槳，變槳柜在輪轂內(nèi)相互成120度均勻分布。每個柜體由上下部兩個小柜體焊接而成，再通過柜體底部的4個彈性墊連接到輪轂凸臺上，其中彈性墊主要用于吸收輪轂受載變形，防止輪轂變形對柜體產(chǎn)生附加的力。3個變槳控制柜體之間則通過6根可調(diào)連桿以鉸鏈形式相互連接，以確保12個彈性墊共同承受3個柜體的重量。變槳柜原始結(jié)構(gòu)總體裝配如圖(1，2)所示。

圖1 變槳柜原始結(jié)構(gòu)總裝圖

圖2 內(nèi)部變槳柜原始結(jié)構(gòu)圖

根據(jù)風場統(tǒng)計，變槳柜開裂位置主要集中在柜體彈性支撐安裝支座附近的底板邊緣，最初表現(xiàn)為焊縫裂紋，裂紋逐漸擴展形成柜體開裂，開裂情形如圖3所示。

圖3 變槳柜體焊縫裂紋示意

由于變槳柜是合金鋼焊接殼體結(jié)構(gòu)，隨著葉片轉(zhuǎn)動承受著復雜的動態(tài)載荷，易發(fā)生疲勞破壞，且統(tǒng)計發(fā)現(xiàn)變槳柜體確實是在風場運行幾年后才出現(xiàn)開裂，由此可判定此變槳柜體開裂的主要原因為柜體開裂處焊縫發(fā)生了疲勞破壞。

1.2 變槳柜結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對上述變槳柜開裂現(xiàn)象，本研究對變槳柜原始結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，去掉柜體之間的連桿連接，將柜體通過安裝支架連接至輪轂凸臺上，變槳柜底部焊縫位置采用多個加強筋板支撐。3個變槳柜在輪轂內(nèi)相互成120°均勻分布，柜體之間相互獨立，互不影響。各變槳柜均通過螺栓與安裝支架進行連接，而支架再通過彈性支撐固定于輪轂內(nèi)部凸臺處，其中彈性墊主要用于吸收輪轂受載變形，防止輪轂變形對柜體產(chǎn)生附加的力。改進后的變槳柜總體裝配及內(nèi)部柜體結(jié)構(gòu)如圖(4，5)所示。

圖4 新變槳柜總裝圖

圖5 內(nèi)部新變槳柜結(jié)構(gòu)圖

由于焊縫的疲勞強度與其內(nèi)部交變應力幅值密切相關(guān)，在相同的循環(huán)次數(shù)下，應力幅值變化越大，越容易發(fā)生疲勞破壞。而在輪轂轉(zhuǎn)動過程中，底部焊縫應力時刻變化，為確定柜體應力出現(xiàn)極值時，即應力幅值變化最大時輪轂的轉(zhuǎn)動位置，本文首先對變槳柜進行基于Simpack軟件的多體動力學分析，得到變槳柜底部力的變化，而應力變化與力變化成正比，故可提取底部力載荷代表應力變化，從而確定焊縫應力出現(xiàn)極大值與極小值時的轉(zhuǎn)動位置，再結(jié)合有限元方法對該危險位置進行靜強度分析，校核變槳柜焊縫強度是否滿足要求。

2 變槳柜動力學分析

2.1 動力學建模

首先對變槳柜進行多體動力學建模，由于動力學分析目的是為確定變槳柜底部受力變化，而輪轂和變槳柜柔性變形對底部力結(jié)果影響較小，故輪轂、變槳柜及其安裝支架均采用剛體建模，柜體與支架以及支架與輪轂均采用固定鉸接連接，而輪轂與大地采用旋轉(zhuǎn)鉸接連接。初始建模時不考慮仰角，使輪轂中心沿著水平軸向，初始位置時其中一個變槳柜體水平放置，其余2個柜體分別與之成120°和240°放置。其動力學模型如圖6所示(其中坐標系X軸正向是由上風向指向下風向，Y軸豎直向上，Z軸水平指向)。

圖6 變槳柜總裝動力學模型

2.2 動力學分析

由于風機額定轉(zhuǎn)速為14.7 r/min,在動力學分析時輪轂轉(zhuǎn)速設(shè)置為1.54 rad/s。考慮到風輪仰角為4.5°，故將重力加速度分解為要X向和Y向施加。設(shè)置仿真時間為30 s，此時輪轂可達到穩(wěn)定轉(zhuǎn)動。仿真計算結(jié)束后提取3個柜體底部鉸接處的反作用力F，結(jié)果如圖7所示。

圖7 3個柜體底部受力變化

其中，實線表示平放柜體底部受力變化，虛線表示與水平柜體成120°放置柜體底部受力變化，點劃線表示與水平柜體成240°放置柜體底部受力變化。

由圖7知：3個柜體底部受力隨輪轂轉(zhuǎn)動呈均勻周期變化，且3個柜體之間受力幅值變化彼此滯后120°，變化趨勢與大小一致。故為簡化有限元分析，僅以一個變槳柜為研究對象，分析其強度性能。

初始位置時，水平放置柜體底部受力達到最大，此時應力也達到最大值，當輪轂轉(zhuǎn)動2.04 s時，水平放置柜體底部受力達到最小，此時底部應力也達到最小值。根據(jù)輪轂轉(zhuǎn)速1.54 rad/s與時間，可知輪轂此時轉(zhuǎn)動到180°位置，而此刻原來水平放置柜體的位置仍為水平放置，但柜體相對于安裝支架是朝下放置的。綜上，當以初始建模時的水平放置柜體為研究對象時，其應力幅值變化最大的危險位置為0°位置(柜體水平朝上)和180°位置(柜體水平朝下)，則有限元分析的危險計算工況即為變槳柜0°位置和180°位置工況。

3 變槳柜有限元分析

變槳柜有限元計算目的是為了精確確定柜體底部焊縫應力，從而校核其強度性能。由動力學分析知，變槳柜應力幅值變化最大的危險計算工況為0°位置和180°位置，接下來即通過有限元分析計算變槳柜在輪轂轉(zhuǎn)動過程中的強度性能。

3.1 模型簡化與計算工況

有限元分析之前需對變槳柜幾何模型進行簡化處理，刪除模型中的小倒角、小倒圓、螺栓孔等小特征，因其對網(wǎng)格劃分不利且對變槳柜焊縫強度分析影響很小。由經(jīng)驗知，連接螺栓的強度足夠，在壽命期間不會產(chǎn)生疲勞破壞，故本研究不包含螺栓的建模分析，而采用面面綁定接觸來模擬螺栓連接。

對簡化模型進行有限元分析所需計算工況如圖8所示。

圖8 計算工況示意圖

3.2 有限元建模

本研究對簡化后的變槳柜及其支架進行有限元建模。其中變槳柜與安裝支架均采用實體單元建模，變槳柜采用Solid186單元劃分網(wǎng)格；安裝支架則采用Solid187單元劃分網(wǎng)格。為了考慮變槳柜內(nèi)元器件的重量，在柜體重心位置建立一個質(zhì)量點單元(MASS21)，并賦予其一定質(zhì)量，再通過載荷傘(MPC184剛性梁)將此重力載荷傳遞到柜體；變槳柜與安裝底座通過面面綁定接觸方式來模擬螺栓連接；在4個彈性支撐安裝孔中心位置分別建立一個主節(jié)點，并通過MPC184剛性梁其與對應安裝孔內(nèi)表面連接起來，約束各個主節(jié)點3個方向的平動自由度，最終變槳柜及其支架有限元模型如圖9所示。

圖9 變槳柜及其支架有限元模型

整個變槳柜有限元模型有1 777 741個節(jié)點，799 634個單元。有限元模型中坐標系與GL2010規(guī)范中的塔頂坐標系平行，即X軸由風機上風向指向下風向，Y軸水平指向，Z軸豎直向上。

3.3 有限元分析

3.3.1 焊縫的強度計算

由于本研究未對變槳柜焊縫的形態(tài)進行有限元建模，導致焊縫位置產(chǎn)生應力奇異，此處應力不能正確反映焊趾熱點應力，因此需依據(jù)IIW規(guī)范采用熱點應力法進行焊趾應力的外推計算。IIW規(guī)范規(guī)定的焊縫熱點類型有a型和b型，不同類型焊縫定義如圖10所示。

圖10 不同類型焊縫定義

a型焊縫熱點的焊趾位于焊接板的表面，b型焊縫熱點的焊趾位于焊接板的邊緣。

焊縫熱點應力一般采用表面熱點應力外推法進行計算，根據(jù)IIW規(guī)范，焊縫熱點的類型不同，則熱點應力的外推方法也不同(區(qū)別是應力外推所用的參考點位置不同)，具體見IIW規(guī)范。

a型焊縫應力插值公式如下：

σhs=1.67×σ0.4-0.67×σ1t

(1)

b型焊縫應力插值公式如下：

σhs=3×σ4mm-3×σ8mm+σ12mm

(2)

IIW規(guī)范規(guī)定，參考節(jié)點的3個應力分量是基于焊縫熱點處的局部坐標系提取的，即平行于焊縫方向的正應力σ，垂直于焊縫方向的正應力σy和平行于焊縫的剪切應力τxy。

將外推參考點的3個應力分量代入式(1)或式(2)，即可得到不同類型焊縫熱點的3個應力分量。通過此熱點應力法得到的應力才是焊縫熱點的真實應力。

對于焊縫的極限強度評估，只需通過公式(3)得到焊縫熱點的等效應力，再結(jié)合公式(4)計算得到所有焊縫熱點的極限強度安全系數(shù)，排序后即可得到焊縫最小極限安全系數(shù)：

(3)

(4)

式中：SRFext—焊縫的極限強度安全系數(shù)；Re—材料屈服強度；γf—載荷安全系數(shù)，由于載荷中已考慮該系數(shù)，故此處取1；γm—材料安全系數(shù)，依據(jù)GL2010規(guī)范，取1.1。

對于焊縫的疲勞強度評估，首先需要根據(jù)焊接板的結(jié)構(gòu)與焊接形態(tài)，確定變槳柜焊縫等級為100。由于風輪的額定轉(zhuǎn)速為14.7 r/min，20年內(nèi)風輪的轉(zhuǎn)動次數(shù)根據(jù)疲勞設(shè)計工況進行計算，累積次數(shù)9.88×107次；然后根據(jù)變槳柜各計算工況下的結(jié)果選取盡可能多的熱點作為疲勞計算熱點；其次采用熱點應力法提取各個焊縫熱點在各計算工況下外推得到的3個應力分量(Sx、Sy、Sxy)，并保存為Fesafe軟件可識別的格式；再將每一個極限工況作為疲勞載荷工況生成相應LDF文件；最后采用Fesafe軟件中的多軸疲勞Principal Stress(CPA)算法，并結(jié)合材料的S/N曲線，計算變槳柜的疲勞強度安全系數(shù)。

3.3.2 焊縫極限強度結(jié)果分析

筆者分析了變槳柜在0°位置和180°位置兩種計算工況下的靜強度，從而得到變槳柜在不同計算工況下的等效應力，如圖(11，12)所示。

圖11 計算工況一變槳柜應力云圖

圖12 計算工況二變槳柜應力云圖

由圖11、圖12知：當變槳柜轉(zhuǎn)動至水平朝下位置(180°)時，變槳柜的等效應力最大。對于變槳柜而言，其整體結(jié)構(gòu)(包括板和焊縫)的最大等效應力為17.155 7 MPa，位于柜體底部焊縫位置。由于建模時未建立焊趾，此時焊縫存在應力奇異，故需要依據(jù)IIW規(guī)范采用熱點應力法對焊趾應力進行外推計算。

首先根據(jù)變槳柜范式應力云圖，找出焊縫危險位置作為熱點，在該熱點處依據(jù)焊縫類型建立局部坐標系；再使用APDL語言編制命令流提取變槳柜焊縫在180°計算工況下的3個應力分量；最后經(jīng)過公式計算得到焊趾的等效應力。

對變槳柜焊縫應力進行外推插值計算后，得到危險焊趾處的等效應力為16.72 MPa，位于底部焊縫處，遠小于該材料的屈服應力205 MPa，對應的最小極限強度安全系數(shù)為11.15，滿足強度設(shè)計要求。綜上，變槳柜的極限強度結(jié)果如表1、圖13所示。

表1 變槳柜焊縫極限強度計算結(jié)果

圖13 變槳柜焊縫極限強度危險位置

3.3.3 焊縫疲勞強度結(jié)果分析

根據(jù)3.3.2章節(jié)兩種計算工況結(jié)果，可得到每種位置工況下危險焊縫熱點經(jīng)過外推計算后的3個應力分量，將每個位置工況下所有熱點所有類型焊縫的應力結(jié)果依次順序?qū)懭?txt文檔，并導入疲勞分析軟件Fe-safe，結(jié)合載荷譜、LDF文件及S/N曲線，并采用多軸疲勞算法對焊縫熱點進行疲勞強度校核，最終得到焊縫的最大疲勞損傷為0.014 377，最小的疲勞強度安全系數(shù)為1.502，部分結(jié)果如圖14所示。

圖14 變槳柜焊縫熱點疲勞計算部分結(jié)果

危險焊縫位置如圖15所示。

圖15 變槳柜焊縫疲勞強度危險位置

4 結(jié)束語

本研究采用Simpack軟件建立了包含輪轂、變槳柜及其支架的動力學模型，并對其進行了動力學仿真分析，確定了變槳柜的危險位置工況；其次采用ANSYS軟件建立了變槳柜及其支架的有限元模型，并依據(jù)GL2010與IIW規(guī)范，采用有限元分析方法對該模型進行了兩種位置工況下的靜強度分析；基于該靜強度計算結(jié)果，采用Fesafe軟件和多軸疲勞CPA算法進行了焊縫的疲勞強度分析。

分析結(jié)果表明：變槳柜最小極限安全系數(shù)大于1，即在輪轂轉(zhuǎn)動過程中不會產(chǎn)生極限斷裂破壞，極限強度滿足設(shè)計要求；變槳柜焊縫最大的疲勞損傷小于1，即在風機壽命期間也不會產(chǎn)生疲勞破壞，滿足GL2010規(guī)范強度設(shè)計要求，即該變槳柜優(yōu)化方案能夠有效解決變槳柜焊縫開裂問題。

參考文獻(References):

[1] 江術(shù)新.MW級風電機組變槳系統(tǒng)動力學及結(jié)構(gòu)仿真分析[D].重慶：重慶大學機械工程學院，2014.

[2] 李興國.風電機組系統(tǒng)分析關(guān)鍵技術(shù)研究及應用[D].重慶：重慶大學機械工程學院，2008.

[3] 蘇鳳宇.基于ANSYS的MW級風電機組運輸支架強度計算[J].機電工程，2017，34(2)：132-135.

[4] 翁海平，陳 琪.兆瓦級風機主軸疲勞分析方法研究[J].太陽能學報，2013，34(10)：1714-1719.

[5] 陳 琪，翁海平，吳 晨.大型風電機組輪轂疲勞分析方法的研究[J].太陽能學報，2015，36(9)：2263-2268.

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

[7] 盧 磊，張禮達，徐志堅.基于ANSYS的1.5MW水平軸風力機輪轂壁厚的優(yōu)化與強度分析[J].西華大學學報:自然科學版，2014，33(5)：109-112.

[8] 起雪艷，張敬東.2.0MW風力發(fā)電機葉片的流固耦合分析[J].機械，2017(4)：56-62.

[9] 黃忠文，王 培，韓海燕.離心通風機葉輪的有限元建模與應力分析[J].流體機械，2015，43(10)：27-30.

[10] LLOYD G. Guideline for the certification of wind turbines[R]. Hamburg: Germanischer Lloyd Industrial Services GmbH,2010.

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