楊 揚(yáng)，何海建，孟令銳，董姝言，晁貫良，蘇鳳宇

(許昌許繼風(fēng)電科技有限公司，河南 許昌 461000)

0 引 言

風(fēng)力發(fā)電機(jī)電動(dòng)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)行結(jié)構(gòu)，在機(jī)組運(yùn)行控制系統(tǒng)中發(fā)揮重要作用。目前，國(guó)內(nèi)風(fēng)機(jī)主要采用電動(dòng)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(jiǎn)稱變槳柜)。變槳柜作為支撐和保護(hù)變槳控制元件的重要機(jī)械結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)安全性關(guān)系著整個(gè)風(fēng)電機(jī)組的安全[1-3]。截至目前，風(fēng)力發(fā)電機(jī)變槳柜強(qiáng)度分析方面的研究還未見報(bào)道。大部分學(xué)者的研究主要集中在對(duì)風(fēng)機(jī)內(nèi)部輪轂、主機(jī)架、后機(jī)架、連接螺栓和塔筒等部件的設(shè)計(jì)強(qiáng)度進(jìn)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(dòng)承受動(dòng)態(tài)載荷，在該動(dòng)態(tài)載荷長(zhǎng)期作用下，變槳柜焊縫極易發(fā)生疲勞破壞，而目前風(fēng)場(chǎng)發(fā)現(xiàn)的變槳控制柜體在運(yùn)行幾年后確實(shí)出現(xiàn)了柜體焊縫由于疲勞而產(chǎn)生開裂現(xiàn)象。針對(duì)該焊縫開裂現(xiàn)象，本研究采用有限元分析方法對(duì)改進(jìn)后的變槳柜進(jìn)行強(qiáng)度校核，同時(shí)通過與現(xiàn)場(chǎng)應(yīng)力測(cè)試結(jié)果相對(duì)比，來驗(yàn)證有限元分析方法的準(zhǔn)確性。

因變槳柜在輪轂轉(zhuǎn)動(dòng)中內(nèi)部所受的應(yīng)力狀態(tài)比較復(fù)雜，往往在結(jié)構(gòu)的幾何尖角、孔邊及焊趾等處產(chǎn)生應(yīng)力奇異現(xiàn)象，導(dǎo)致該處應(yīng)力不準(zhǔn)確，因此需依據(jù)GL2010和IIW規(guī)范，對(duì)焊縫采用熱點(diǎn)應(yīng)力法進(jìn)行應(yīng)力外推計(jì)算，該規(guī)范明確規(guī)定了熱點(diǎn)應(yīng)力法用于焊縫強(qiáng)度校核的方法與流程[10-11]。

本研究采用動(dòng)力學(xué)分析和有限元分析相結(jié)合的方法，對(duì)變槳柜進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化和強(qiáng)度評(píng)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(fēng)力發(fā)電機(jī)采用3個(gè)變槳柜來控制3個(gè)葉片的變槳，變槳柜在輪轂內(nèi)相互成120度均勻分布。每個(gè)柜體由上下部?jī)蓚€(gè)小柜體焊接而成，再通過柜體底部的4個(gè)彈性墊連接到輪轂凸臺(tái)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(duì)柜體產(chǎn)生附加的力。3個(gè)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(gè)彈性墊共同承受3個(gè)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(fēng)場(chǎng)統(tǒng)計(jì)，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(kuò)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(dòng)承受著復(fù)雜的動(dòng)態(tài)載荷，易發(fā)生疲勞破壞，且統(tǒng)計(jì)發(fā)現(xiàn)變槳柜體確實(shí)是在風(fēng)場(chǎng)運(yùn)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?yàn)楣耋w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(duì)上述變槳柜開裂現(xiàn)象，本研究對(duì)變槳柜原始結(jié)構(gòu)進(jìn)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(tái)上，變槳柜底部焊縫位置采用多個(gè)加強(qiáng)筋板支撐。3個(gè)變槳柜在輪轂內(nèi)相互成120°均勻分布，柜體之間相互獨(dú)立，互不影響。各變槳柜均通過螺栓與安裝支架進(jìn)行連接，而支架再通過彈性支撐固定于輪轂內(nèi)部凸臺(tái)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(duì)柜體產(chǎn)生附加的力。改進(jìn)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(qiáng)度與其內(nèi)部交變應(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。而在輪轂轉(zhuǎn)動(dòng)過程中，底部焊縫應(yīng)力時(shí)刻變化，為確定柜體應(yīng)力出現(xiàn)極值時(shí)，即應(yīng)力幅值變化最大時(shí)輪轂的轉(zhuǎn)動(dòng)位置，本文首先對(duì)變槳柜進(jìn)行基于Simpack軟件的多體動(dòng)力學(xué)分析，得到變槳柜底部力的變化，而應(yīng)力變化與力變化成正比，故可提取底部力載荷代表應(yīng)力變化，從而確定焊縫應(yīng)力出現(xiàn)極大值與極小值時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)位置，再結(jié)合有限元方法對(duì)該危險(xiǎn)位置進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，校核變槳柜焊縫強(qiáng)度是否滿足要求。

2 變槳柜動(dòng)力學(xué)分析

2.1 動(dòng)力學(xué)建模

首先對(duì)變槳柜進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)建模，由于動(dòng)力學(xué)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(duì)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(shí)不考慮仰角，使輪轂中心沿著水平軸向，初始位置時(shí)其中一個(gè)變槳柜體水平放置，其余2個(gè)柜體分別與之成120°和240°放置。其動(dòng)力學(xué)模型如圖6所示(其中坐標(biāo)系X軸正向是由上風(fēng)向指向下風(fēng)向，Y軸豎直向上，Z軸水平指向)。

圖6 變槳柜總裝動(dòng)力學(xué)模型

2.2 動(dòng)力學(xué)分析

由于風(fēng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為14.7 r/min,在動(dòng)力學(xué)分析時(shí)輪轂轉(zhuǎn)速設(shè)置為1.54 rad/s?？紤]到風(fēng)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(shí)間為30 s，此時(shí)輪轂可達(dá)到穩(wěn)定轉(zhuǎn)動(dòng)。仿真計(jì)算結(jié)束后提取3個(gè)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(gè)柜體底部受力變化

其中，實(shí)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(diǎn)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(gè)柜體底部受力隨輪轂轉(zhuǎn)動(dòng)呈均勻周期變化，且3個(gè)柜體之間受力幅值變化彼此滯后120°，變化趨勢(shì)與大小一致。故為簡(jiǎn)化有限元分析，僅以一個(gè)變槳柜為研究對(duì)象，分析其強(qiáng)度性能。

初始位置時(shí)，水平放置柜體底部受力達(dá)到最大，此時(shí)應(yīng)力也達(dá)到最大值，當(dāng)輪轂轉(zhuǎn)動(dòng)2.04 s時(shí)，水平放置柜體底部受力達(dá)到最小，此時(shí)底部應(yīng)力也達(dá)到最小值。根據(jù)輪轂轉(zhuǎn)速1.54 rad/s與時(shí)間，可知輪轂此時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)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(duì)于安裝支架是朝下放置的。綜上，當(dāng)以初始建模時(shí)的水平放置柜體為研究對(duì)象時(shí)，其應(yīng)力幅值變化最大的危險(xiǎn)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(xiǎn)計(jì)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(jì)算目的是為了精確確定柜體底部焊縫應(yīng)力，從而校核其強(qiáng)度性能。由動(dòng)力學(xué)分析知，變槳柜應(yīng)力幅值變化最大的危險(xiǎn)計(jì)算工況為0°位置和180°位置，接下來即通過有限元分析計(jì)算變槳柜在輪轂轉(zhuǎn)動(dòng)過程中的強(qiáng)度性能。

3.1 模型簡(jiǎn)化與計(jì)算工況

有限元分析之前需對(duì)變槳柜幾何模型進(jìn)行簡(jiǎn)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(duì)網(wǎng)格劃分不利且對(duì)變槳柜焊縫強(qiáng)度分析影響很小。由經(jīng)驗(yàn)知，連接螺栓的強(qiáng)度足夠，在壽命期間不會(huì)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(duì)簡(jiǎn)化模型進(jìn)行有限元分析所需計(jì)算工況如圖8所示。

圖8 計(jì)算工況示意圖

3.2 有限元建模

本研究對(duì)簡(jiǎn)化后的變槳柜及其支架進(jìn)行有限元建模。其中變槳柜與安裝支架均采用實(shí)體單元建模，變槳柜采用Solid186單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格；安裝支架則采用Solid187單元?jiǎng)澐志W(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(gè)質(zhì)量點(diǎn)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(gè)彈性支撐安裝孔中心位置分別建立一個(gè)主節(jié)點(diǎn)，并通過MPC184剛性梁其與對(duì)應(yīng)安裝孔內(nèi)表面連接起來，約束各個(gè)主節(jié)點(diǎn)3個(gè)方向的平動(dòng)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(gè)變槳柜有限元模型有1 777 741個(gè)節(jié)點(diǎn)，799 634個(gè)單元。有限元模型中坐標(biāo)系與GL2010規(guī)范中的塔頂坐標(biāo)系平行，即X軸由風(fēng)機(jī)上風(fēng)向指向下風(fēng)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(qiáng)度計(jì)算

由于本研究未對(duì)變槳柜焊縫的形態(tài)進(jìn)行有限元建模，導(dǎo)致焊縫位置產(chǎn)生應(yīng)力奇異，此處應(yīng)力不能正確反映焊趾熱點(diǎn)應(yīng)力，因此需依據(jù)IIW規(guī)范采用熱點(diǎn)應(yīng)力法進(jìn)行焊趾應(yīng)力的外推計(jì)算。IIW規(guī)范規(guī)定的焊縫熱點(diǎn)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(diǎn)的焊趾位于焊接板的表面，b型焊縫熱點(diǎn)的焊趾位于焊接板的邊緣。

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

a型焊縫應(yīng)力插值公式如下：

σhs=1.67×σ0.4-0.67×σ1t

(1)

b型焊縫應(yīng)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(diǎn)的3個(gè)應(yīng)力分量是基于焊縫熱點(diǎn)處的局部坐標(biāo)系提取的，即平行于焊縫方向的正應(yīng)力σ，垂直于焊縫方向的正應(yīng)力σy和平行于焊縫的剪切應(yīng)力τxy。

將外推參考點(diǎn)的3個(gè)應(yīng)力分量代入式(1)或式(2)，即可得到不同類型焊縫熱點(diǎn)的3個(gè)應(yīng)力分量。通過此熱點(diǎn)應(yīng)力法得到的應(yīng)力才是焊縫熱點(diǎn)的真實(shí)應(yīng)力。

對(duì)于焊縫的極限強(qiáng)度評(píng)估，只需通過公式(3)得到焊縫熱點(diǎn)的等效應(yīng)力，再結(jié)合公式(4)計(jì)算得到所有焊縫熱點(diǎn)的極限強(qiáng)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(qiáng)度安全系數(shù)；Re—材料屈服強(qiáng)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(duì)于焊縫的疲勞強(qiáng)度評(píng)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(jí)為100。由于風(fēng)輪的額定轉(zhuǎn)速為14.7 r/min，20年內(nèi)風(fēng)輪的轉(zhuǎn)動(dòng)次數(shù)根據(jù)疲勞設(shè)計(jì)工況進(jìn)行計(jì)算，累積次數(shù)9.88×107次；然后根據(jù)變槳柜各計(jì)算工況下的結(jié)果選取盡可能多的熱點(diǎn)作為疲勞計(jì)算熱點(diǎn)；其次采用熱點(diǎn)應(yīng)力法提取各個(gè)焊縫熱點(diǎn)在各計(jì)算工況下外推得到的3個(gè)應(yīng)力分量(Sx、Sy、Sxy)，并保存為Fesafe軟件可識(shí)別的格式；再將每一個(gè)極限工況作為疲勞載荷工況生成相應(yīng)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(jì)算變槳柜的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。

3.3.2 焊縫極限強(qiáng)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(jì)算工況下的靜強(qiáng)度，從而得到變槳柜在不同計(jì)算工況下的等效應(yīng)力，如圖(11，12)所示。

圖11 計(jì)算工況一變槳柜應(yīng)力云圖

圖12 計(jì)算工況二變槳柜應(yīng)力云圖

由圖11、圖12知：當(dāng)變槳柜轉(zhuǎn)動(dòng)至水平朝下位置(180°)時(shí)，變槳柜的等效應(yīng)力最大。對(duì)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(yīng)力為17.155 7 MPa，位于柜體底部焊縫位置。由于建模時(shí)未建立焊趾，此時(shí)焊縫存在應(yīng)力奇異，故需要依據(jù)IIW規(guī)范采用熱點(diǎn)應(yīng)力法對(duì)焊趾應(yīng)力進(jìn)行外推計(jì)算。

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

對(duì)變槳柜焊縫應(yīng)力進(jìn)行外推插值計(jì)算后，得到危險(xiǎn)焊趾處的等效應(yīng)力為16.72 MPa，位于底部焊縫處，遠(yuǎn)小于該材料的屈服應(yīng)力205 MPa，對(duì)應(yīng)的最小極限強(qiáng)度安全系數(shù)為11.15，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。綜上，變槳柜的極限強(qiáng)度結(jié)果如表1、圖13所示。

表1 變槳柜焊縫極限強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

圖13 變槳柜焊縫極限強(qiáng)度危險(xiǎn)位置

3.3.3 焊縫疲勞強(qiáng)度結(jié)果分析

根據(jù)3.3.2章節(jié)兩種計(jì)算工況結(jié)果，可得到每種位置工況下危險(xiǎn)焊縫熱點(diǎn)經(jīng)過外推計(jì)算后的3個(gè)應(yīng)力分量，將每個(gè)位置工況下所有熱點(diǎn)所有類型焊縫的應(yīng)力結(jié)果依次順序?qū)懭?txt文檔，并導(dǎo)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(duì)焊縫熱點(diǎn)進(jìn)行疲勞強(qiáng)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(qiáng)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(diǎn)疲勞計(jì)算部分結(jié)果

危險(xiǎn)焊縫位置如圖15所示。

圖15 變槳柜焊縫疲勞強(qiáng)度危險(xiǎn)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(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)其進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真分析，確定了變槳柜的危險(xiǎn)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(duì)該模型進(jìn)行了兩種位置工況下的靜強(qiáng)度分析；基于該靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，采用Fesafe軟件和多軸疲勞CPA算法進(jìn)行了焊縫的疲勞強(qiáng)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(dòng)過程中不會(huì)產(chǎn)生極限斷裂破壞，極限強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求；變槳柜焊縫最大的疲勞損傷小于1，即在風(fēng)機(jī)壽命期間也不會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞，滿足GL2010規(guī)范強(qiáng)度設(shè)計(jì)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(xiàn)(References):

[1] 江術(shù)新.MW級(jí)風(fēng)電機(jī)組變槳系統(tǒng)動(dòng)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.

[2] 李興國(guó).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.

[3] 蘇鳳宇.基于ANSYS的MW級(jí)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)：132-135.

[4] 翁海平，陳 琪.兆瓦級(jí)風(fēng)機(jī)主軸疲勞分析方法研究[J].太陽能學(xué)報(bào)，2013，34(10)：1714-1719.

[5] 陳 琪，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(bào)，2015，36(9)：2263-2268.

[6] 何玉林，王秀文，丁帥銘，等.MW級(jí)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.

[7] 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(bào):自然科學(xué)版，2014，33(5)：109-112.

[8] 起雪艷，張敬東.2.0MW風(fēng)力發(fā)電機(jī)葉片的流固耦合分析[J].機(jī)械，2017(4)：56-62.

[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] 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.