何俊尉，趙海燕，應華冬，何先照

(浙江運達風電股份有限公司，浙江 杭州310012)

0 引言

傳統(tǒng)的風輪吊裝采取葉片與風輪一體式吊裝方式，如圖1 所示，這種吊裝方式所占用的平臺面積大、吊車噸位高、安全臨界風速小，會大幅延長葉片吊裝作業(yè)的窗口期，增加吊裝成本。隨著風電技術的持續(xù)發(fā)展，風電機組向更高更大的方向發(fā)展，傳統(tǒng)吊裝方式將會逐步被單葉片吊裝方式所取代［1］，如圖2所示。單葉片吊裝方式在拼裝葉片前，需先將風輪單獨吊裝與主機連接。所謂單葉片吊裝方式，就是將風輪部分與葉片部分拆分后單獨吊裝的過程，幾乎所有風輪位于地面上時都是拼接面豎直朝下的放置方式，而運行中的風輪與主機是水平連接的，因此在風輪部分起吊前，需調節(jié)與主機拼接的角度。為了調節(jié)風輪與主機對接前的位置，本文以某款2.5MW 機組風輪為例，設計了一種基于液壓驅動的風輪翻轉工裝，可以快速調節(jié)風輪吊裝前的姿態(tài)，從而更好地與主機進行對接，為單葉片吊裝做好前期工作。

圖1 葉片風輪一體式吊裝

圖2 單葉片吊裝

1 風輪翻轉原理

風輪翻轉過程即將圖3 中工位一所示的豎直放置的風輪調節(jié)成圖3 工位五所示的角度的過程，需要用到兩部分工裝以及一臺主吊，翻轉支架與風輪底部連接，液壓驅動機構與風輪上的變槳軸承連接。主吊連接液壓驅動機構，以處于地面的翻轉支架為旋轉支點，緩慢抬升整個風輪，其原理圖3 所示。

圖3 風輪翻轉原理

如圖3 所示，風輪整體放置于地面上，以A 點為旋轉支撐點，主吊向上拉升；待B 點與地面接觸后，換以B 點為旋轉支撐點，繼續(xù)向上拉升；當?shù)觞c、風輪重心以及點B 接近于一條直線并與地面呈90°時，如工位三所示，吊車緩慢施加拉力，將整個風輪吊起離開地面，此時液壓缸內呈保壓狀態(tài)；最后，釋放液壓缸內油壓，風輪自動調整至與主機對接角度，如工位五所示。本文設計的吊具通過控制液壓缸出油量來實現(xiàn)翻轉角度的精確控制，可應用于不同的機型，只要液壓缸的工作壓力大于風輪偏心引起的翻轉回復力即可。液壓驅動機構示意圖如圖4 所示。

圖4 液壓驅動機構示意圖

2 工裝結構設計

整套工裝包括翻轉支架以及液壓驅動機構，其中風輪豎直放置于翻轉支架上，液壓驅動機構安置于風輪與葉片的拼接面上，兩者與風輪都采用螺栓連接方式，整體工裝結構參見圖5。

圖5 整體工裝結構

2.1 翻轉支架設計

翻轉支架由工字鋼焊接而成，其結構見圖6。受限于液壓缸的行程以及不同機型風輪重心的影響，僅用一個旋轉支撐點會造成翻轉支架過長，從而使支架的應力過大，很難滿足設計要求。分兩次采用不同的旋轉支點，能有效解決以上問題，同時也大大降低材料的成本。

圖6 翻轉支架結構

2.1.1 翻轉過程受力及支架有限元分析

本案例中風輪總重G = 40 000 kg，參照圖3 所示的風輪翻轉原理，根據(jù)力矩平衡定理，計算得到以A 點為旋轉支點時主吊拉力為F1= 19 000 kg；以B點為旋轉支點時主吊拉力為F2= 20 800 kg。建立支架翻轉過程的有限元模型，得到以下兩種工況仿真結果(圖 7、圖8)。

圖7 支點A 工況有限元分析結果

圖8 支點B 工況有限元分析結果

根據(jù)有限元計算結果可得支點A 工況最大Von Mises 應力為 140 MPa，支點 B 工況最大 Von Mises應力為131 MPa，動載影響系數(shù)取1.65，計算安全系數(shù)：

2.1.2 連接螺栓強度校核

設計采用16 顆M42 高強度連接螺栓，螺栓擰緊力矩為 700 N·m，螺栓屈服強度［σ］ = 940 MPa，單顆螺栓預緊力為F1= 127 400 N，摩擦系數(shù)取0.22，根據(jù)作圖法求得此時的切向力Fτ= 352 800 N。

抗滑移校核：

螺栓法向力Fn計算［2］，螺栓連接受力簡圖如圖9：

圖9 螺栓連接受力簡圖

根據(jù)力矩守恒定理聯(lián)立方程組求得最大螺栓預緊力Fn= 80 063 N。

螺栓扭矩為700 N·m，擰緊系數(shù)取1.45，扭矩系數(shù)為0.13。M42 螺栓有效截面積為S = 1 121 mm2。

螺栓應力增量為：

螺栓預緊時的最大應力：

螺栓最大應力：

螺栓安全系數(shù)：

根據(jù)對翻轉支架不同工況下載荷以及連接螺栓的受力分析，可知設計滿足使用條件。

2.2 液壓驅動機構設計

液壓驅動機構由主板、吊裝板以及液壓缸構成，各部分之間通過銷軸連接，其結構可參見圖4 中的液壓驅動機構示意圖。吊具主體采用Q460E 材料，銷軸采用42CrMo 材料。根據(jù)圖3 所示的風輪翻轉原理，主要受力發(fā)生在工位四以及工位五。當處于工位四時，液壓缸內呈保壓狀態(tài)，液壓驅動機構承受油壓產(chǎn)生的反作用力；當處于工位五時，液壓缸已完成泄壓，此時液壓缸內無壓力，驅動機構僅承受風輪重力作用。

采用有限元分析軟件Workbench 建立驅動機構有限元模型［3］，分別對兩種工位下的驅動機構進行強度分析，仿真結果圖10、圖11 所示。

圖10 工位四有限元分析結果

圖11 工位五有限元分析結果

根據(jù)有限元計算結果可知液壓驅動機構最大Von Mises 應力為 113 MPa，許用拉應力為 ［σ］ =382 MPa，動載影響系數(shù)取1.65，計算安全系數(shù)：

液壓驅動機構上的吊耳、 銷軸以及液壓缸耳環(huán)處的強度可以通過工程計算方法得到，計算結果表明各部件的強度滿足使用要求(液壓驅動機構及翻轉支架實物如圖14 所示)。

3 液壓缸參數(shù)選擇

首先需要確定液壓缸的行程，根據(jù)液壓驅動機構的整體設計尺寸［4］，選擇液壓缸行程為570 mm，參照液壓缸相關選型標準，選擇液壓缸缸徑φ160 mm，桿徑φ90 mm；液壓缸工作壓力為25 MPa，液壓站工作壓力為5 MPa；最大外負載為33 000 kg，計算方法見圖12；液壓油流量為8.4 L/min，其控制原理見圖13。

圖12 液壓缸外負載

圖13 液壓控制原理

吊裝前將換向閥置于左位，液壓缸頂?shù)胶线m位置，此時外負載為0；調節(jié)換向閥處于中位，液壓缸位置鎖死，此時液壓缸承受的最大外負載為33 000 kg；最后調節(jié)換向閥處于右位，通過控制節(jié)流閥，緩慢釋放缸內油壓，風輪自動調節(jié)到對接角度位置［5］。

4 結束語

隨著單槳葉吊裝技術廣泛應用于風力發(fā)電機組的葉片組裝，如何將風輪調整成合適的角度與主機對接成為單槳葉吊裝技術所要解決的首要問題。本文設計的基于液壓驅動的風輪翻轉吊具，主要包括翻轉支架與液壓驅動機構，根據(jù)不同的載荷工況對工裝各部分進行了強度分析，計算結果表明設計的風輪翻轉工裝滿足使用要求，其實物如圖14 所示，通過現(xiàn)場的應用情況，證明該工裝能快速有效地對風輪進行翻轉，同時利用液壓機構也能對拼接角度進行調整，從而極大的縮減了吊裝作業(yè)工時。

圖14 吊具實物圖