柳勝舉，趙春雨，鄒荔兵，倪敏

基于ANSYS的風(fēng)電機(jī)組主機(jī)吊具強(qiáng)度分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)

柳勝舉，趙春雨，鄒荔兵，倪敏

（明陽(yáng)智慧能源集團(tuán)股份公司，廣東 中山 528437）

風(fēng)電機(jī)組主機(jī)吊具的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度關(guān)系著吊裝作業(yè)的安全，需要進(jìn)行嚴(yán)格校核。以某MW級(jí)風(fēng)電機(jī)組的主機(jī)吊裝為例設(shè)計(jì)了吊具，采用ANSYS軟件，結(jié)合實(shí)際的吊裝過(guò)程進(jìn)行有限元建模，并計(jì)算吊具的強(qiáng)度；根據(jù)有限元計(jì)算結(jié)果、應(yīng)力分布以及變形情況，對(duì)風(fēng)電機(jī)組主機(jī)吊裝過(guò)程中吊具的受力情況進(jìn)行了分析，優(yōu)化了主機(jī)吊具的結(jié)構(gòu)。優(yōu)化后的風(fēng)電機(jī)組主機(jī)吊具最大von Mises應(yīng)力由733.71 MPa減小到224.86 MPa，應(yīng)力降低了69.4%，滿足強(qiáng)度要求；同時(shí)，主機(jī)吊具的重量由10685.07 kg減小到9587.46 kg，重量減少了約10.3%，降低了吊具的材料成本。

風(fēng)電機(jī)組；吊具；ANSYS；優(yōu)化

隨著風(fēng)電行業(yè)的蓬勃發(fā)展，全球每年新增的裝機(jī)容量逐年增加，以2019年為例，全球新增裝機(jī)容量達(dá)到60.4 GW，作為全球最大的風(fēng)電市場(chǎng)，我國(guó)陸上風(fēng)電新增并網(wǎng)容量達(dá)23.8 GW，海上風(fēng)電新增規(guī)模達(dá)2.3 GW[1]。如此大規(guī)模的新增裝機(jī)容量，如何保證風(fēng)電機(jī)組的吊裝安全，將是一個(gè)非常重要的問(wèn)題，特別是進(jìn)入到2020年，由于國(guó)家對(duì)上網(wǎng)電價(jià)補(bǔ)貼政策的逐步取消[2]，風(fēng)電行業(yè)進(jìn)入了搶裝潮，更是增大了風(fēng)力發(fā)電機(jī)組吊裝安全的風(fēng)險(xiǎn)，導(dǎo)致風(fēng)電安全事故頻發(fā)，截至2020年10月，2020年報(bào)道的風(fēng)電事故有19起[3]，其中4起為吊裝安全事故，造成了重大的經(jīng)濟(jì)損失與多名人員傷亡。

主機(jī)吊具是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組吊裝必備的重要部件，其承載著整個(gè)吊裝主機(jī)的重量，將風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的主機(jī)起吊到幾十米、甚至上百米的高空，一旦發(fā)生問(wèn)題，將直接造成重大的經(jīng)濟(jì)損失，并威脅著吊裝作業(yè)人員的生命安全[4-5]，因此，對(duì)風(fēng)電機(jī)組主機(jī)吊具的強(qiáng)度校核及優(yōu)化分析具有重要意義。本文根據(jù)某MW級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的吊裝方案，設(shè)計(jì)了相應(yīng)的主機(jī)吊裝吊具，根據(jù)吊裝現(xiàn)場(chǎng)的實(shí)際情況，設(shè)置合理的吊裝工況及載荷系數(shù)，采用大型有限元仿真軟件ANSYS對(duì)其吊具進(jìn)行校核分析，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以保證其功能與強(qiáng)度達(dá)到應(yīng)用要求。

1 吊裝方案與吊具結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

影響風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的因素很多，其主要因素有四個(gè)，一是吊裝方案。通常，風(fēng)電機(jī)組的主機(jī)吊裝時(shí)，采用一臺(tái)主力吊機(jī)，將吊機(jī)的吊鉤、吊具與風(fēng)電機(jī)組的主機(jī)通過(guò)吊帶進(jìn)行連接，先將主機(jī)起吊一定的高度，通常離地約200 mm左右，然后調(diào)節(jié)主機(jī)的縱向和橫向的水平，待安裝人員撤離到安全位置后，開(kāi)始正式吊裝[6-7]；因?yàn)橹髁Φ鯔C(jī)僅有一個(gè)吊點(diǎn)，風(fēng)電機(jī)組主機(jī)則有多個(gè)吊點(diǎn)，如果將主力吊機(jī)直接通過(guò)吊帶與主機(jī)吊點(diǎn)相連，會(huì)對(duì)主機(jī)吊點(diǎn)產(chǎn)生較大的彎矩，增加了主機(jī)部件設(shè)計(jì)的難度與加工成本，而通過(guò)主機(jī)吊具進(jìn)行轉(zhuǎn)接之后，可以消除或減小主機(jī)吊點(diǎn)承受的彎矩。二是主機(jī)吊點(diǎn)的分布方式。三是主機(jī)的重量，也就是吊具所承受的載荷。四是吊具的加工方式。綜合考慮以上多個(gè)因素，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖1所示，其主結(jié)構(gòu)是由兩個(gè)外徑為610 mm、壁厚為30 mm的圓形鋼管呈T字型焊接而成；風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的主機(jī)吊裝方案示意圖如圖2所示。

圖1 風(fēng)力發(fā)電機(jī)組吊具結(jié)構(gòu)

圖2 風(fēng)力發(fā)電機(jī)組吊裝方案示意圖

2 吊具強(qiáng)度分析

2.1 有限元模型

風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)的吊裝揚(yáng)程高、載荷大[8]，為了能更精確地計(jì)算風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具的強(qiáng)度，確保其安全性，對(duì)主機(jī)剛度影響較大的關(guān)鍵部件以及主機(jī)吊具全部進(jìn)行實(shí)體建模，其中包括對(duì)吊帶的模擬，以使有限元分析的工況更接近于實(shí)際的風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)的吊裝過(guò)程。因?yàn)轱L(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，包括機(jī)艙彎頭、發(fā)電機(jī)、齒輪箱、主軸承、風(fēng)輪鎖定法蘭以及機(jī)頂平臺(tái)等部件，而每一個(gè)部件又包含很多零部件以及附屬結(jié)構(gòu)，如果全部進(jìn)行有限元建模，會(huì)導(dǎo)致有限元模型的建模時(shí)間、網(wǎng)格數(shù)量、節(jié)點(diǎn)數(shù)量大幅增加，計(jì)算效率大幅降低，但對(duì)最終的計(jì)算結(jié)果卻影響不大，因此，為縮短有限元建模時(shí)間、減少有限元模型的網(wǎng)格與節(jié)點(diǎn)數(shù)量、提高計(jì)算效率，對(duì)主機(jī)模型進(jìn)行了大量簡(jiǎn)化，在有限元分析模型中，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)部分只保留傳遞剛度的關(guān)鍵部件，刪除各部件不必要的零部件及附屬結(jié)構(gòu)；風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具作為分析的主體，則保留全部特征；對(duì)于主吊機(jī)部分，僅在吊鉤的吊點(diǎn)位置建立一個(gè)節(jié)點(diǎn)作為約束條件用于計(jì)算。

風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊裝的所有部件均采用SolidWorks進(jìn)行幾何建模，并通過(guò)Parasolid格式導(dǎo)入到Workbench中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為提高網(wǎng)格劃分的質(zhì)量，模型中刪除了小的倒角、圓角、螺栓孔、凸臺(tái)等不利于網(wǎng)格劃分的幾何特征[9-10]；有限元模型中主機(jī)各關(guān)鍵部件以及吊具均采用實(shí)體建模，為了進(jìn)一步減少網(wǎng)格、節(jié)點(diǎn)數(shù)量，提高計(jì)算效率，在保證不影響計(jì)算結(jié)果精度的情況下，吊具采用高階六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，而主機(jī)各關(guān)鍵部件則采用低階六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，吊帶采用Link10單元進(jìn)行模擬，Link10單元稱(chēng)為3D僅拉或壓?jiǎn)卧且粋€(gè)軸向僅受拉或僅受壓的桿單元，可模擬纜索或間隙等[11]，通過(guò)設(shè)置Link10單元的實(shí)常數(shù)使其僅受拉。各部件之間根據(jù)實(shí)際的裝配關(guān)系建立相應(yīng)的接觸，最后在ANSYS Classic中進(jìn)行設(shè)置并求解，整體有限元模型如圖3所示，

吊具的有限元模型如圖4所示。

圖3 整體有限元模型

圖4 吊具的有限元模型

2.2 材料參數(shù)

有限元模型各部件的材料參數(shù)如表1所示。吊具材料Q345的性能參數(shù)如表2、表3所示。

表1 各部件的材料參數(shù)

表2 Q345材料屈服強(qiáng)度[12]

表3 Q345鋼材設(shè)計(jì)值[13]

焊縫上的極限應(yīng)力為[14]：

2.3 載荷邊界

通過(guò)對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)的吊裝過(guò)程分析可知，在整個(gè)吊裝過(guò)程中，吊裝動(dòng)作只有上下起吊與平行移動(dòng)，且整個(gè)吊裝過(guò)程的動(dòng)作相對(duì)較為平穩(wěn)，因此，吊具所承受的主要載荷來(lái)自于主機(jī)的重力載荷；同時(shí)，由于主機(jī)在整個(gè)吊裝過(guò)程中，存在不同吊裝動(dòng)作的切換，而主機(jī)的重量很大，因此，需要考慮慣性引起的晃動(dòng)偏移；另外，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)要起吊的高度有數(shù)十米，甚至上百米，通常風(fēng)速隨著高度增加而不斷增大，且主機(jī)的截面積較大，因此，風(fēng)速對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)的吊裝也有很大的影響，需要給予考慮；綜合考慮各種影響風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊裝過(guò)程的因素，吊具的設(shè)計(jì)載荷通過(guò)下式得到[15]：

＝fγGd（2）

式中：為吊具的設(shè)計(jì)載荷，N；f為高空吊裝載荷系數(shù)，本文根據(jù)吊裝環(huán)境取1.5；γ為重力載荷系數(shù)，根據(jù)所提供重量的準(zhǔn)確程度確定，本文取1.35；為起吊的主機(jī)重力載荷，N；d為動(dòng)態(tài)載荷系數(shù)，包括震動(dòng)、晃動(dòng)、陣風(fēng)等，通常取1.1。

根據(jù)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組總體設(shè)計(jì)參數(shù)得到主機(jī)的重心位置以及重量為250 t，在有限元模型建模時(shí)，在主機(jī)重心位置建立一個(gè)質(zhì)量點(diǎn)，通過(guò)施加重力加速度的方式來(lái)達(dá)到加載的目的，而質(zhì)量點(diǎn)則通過(guò)MPC接觸與主機(jī)部件進(jìn)行連接，并通過(guò)主機(jī)吊點(diǎn)將載荷傳遞至吊具上；在主吊鉤處建立節(jié)點(diǎn)，約束該節(jié)點(diǎn)的所有自由度。

2.4 結(jié)果分析

按照上述的加載方法及載荷大小，對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具的強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，其應(yīng)力分布云圖如圖5所示，根據(jù)吊具鋼管的壁厚、加強(qiáng)筋板厚度、焊接型式等確定焊縫處的許用應(yīng)力[]＝236.36 MPa，為了更清晰的顯示出吊具超出許用應(yīng)力的位置，將應(yīng)力分布云圖下方彩色條的最大值設(shè)置為236.36 MPa，則超出許用應(yīng)力的位置顯示為灰色。根據(jù)應(yīng)力云圖顯示的結(jié)果可知，最大von Mises應(yīng)力約為733.71 MPa，位于吊具橫梁鋼管與其加強(qiáng)筋板的焊縫處；同時(shí)，吊具橫梁與縱梁在T型交匯焊接處的最大von Mises應(yīng)力為353.09MPa；由此可知，主機(jī)吊具多個(gè)位置的強(qiáng)度不滿足要求，需要進(jìn)行優(yōu)化。

圖5 吊具應(yīng)力分布云圖

由于主機(jī)吊具的吊耳與吊帶的連接在有限元模型中是通過(guò)如下方式進(jìn)行模擬的，即在吊耳孔中心建立一個(gè)節(jié)點(diǎn)，該節(jié)點(diǎn)與吊耳孔表面通過(guò)BEAM4單元進(jìn)行連接，與其他吊點(diǎn)則通過(guò)Link10單元進(jìn)行連接，這種連接模擬的方式與實(shí)際有一定的差異，導(dǎo)致有限元分析的結(jié)果不夠精確，基于此，主機(jī)吊具的吊耳則采用工程算法進(jìn)行重新校核。提取有限元計(jì)算中主機(jī)吊具的吊耳承受的最大拉力為＝1.92E6 N，采用該拉力對(duì)吊耳的拉應(yīng)力、剪切應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核：

（1）吊耳吊繩方向的最大拉應(yīng)力

根據(jù)吊耳承受的拉力以及剪切面積得：

根據(jù)Q345鋼材設(shè)計(jì)值[13]及吊耳壁厚，確定許用剪切強(qiáng)度[]＝141 MPa。

＜[]，滿足要求。

綜合以上分析結(jié)果，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具的焊縫強(qiáng)度不滿足要求，吊具吊耳與鋼管本體可以滿足強(qiáng)度要求。

3 吊具結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

為了更清晰的顯示風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具在載荷作用下的變形情況，以方便對(duì)其進(jìn)行受力分析，將變形顯示比例放大了100倍，同時(shí)將應(yīng)力分布云圖下方彩色條的最大值設(shè)置為焊縫許用應(yīng)力值236.36 MPa，如圖6所示。通過(guò)對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具的受力分析以及變形放大云圖可知，主機(jī)的重力載荷通過(guò)吊帶傳遞至吊具下方的吊耳上，而吊具上方的吊耳則由與主機(jī)吊鉤相連的吊帶進(jìn)行約束，因此，主機(jī)的重力載荷使得吊具發(fā)生了彎曲；同時(shí)，由于吊具縱梁的長(zhǎng)度較長(zhǎng)，達(dá)到了5100 mm，因此，吊具縱梁在長(zhǎng)度方向上的剛度相對(duì)較低；另外，在吊具橫梁與縱梁的交會(huì)焊接處、鋼管與加強(qiáng)筋板的焊接處應(yīng)力集中較為嚴(yán)重；這些原因都將導(dǎo)致風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具的應(yīng)力較大。

基于上述對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具的受力分析，可以采用以下優(yōu)化方案：

（1）將吊具橫梁上方的吊耳盡量外移，以縮短吊具橫梁上下吊耳懸臂的長(zhǎng)度，以減小吊具橫梁所承受的彎矩；

（2）在吊具橫梁上增加加強(qiáng)筋板，以增大吊具橫梁的抗彎剛度，減少吊具橫梁的彎曲變形；

（3）在吊具橫梁與吊具縱梁T型交匯焊接處增加加強(qiáng)筋板，以降低該區(qū)域焊縫所承受的載荷；

（4）沿著吊具縱梁方向增加加強(qiáng)筋板，提高吊具縱梁的抗彎剛度，以減小吊具縱梁的彎曲變形。

另外，通過(guò)對(duì)主機(jī)吊具的應(yīng)力分布云圖分析可知，吊具縱梁與吊具橫梁鋼管本體的應(yīng)力較小，可以適當(dāng)減小鋼管的壁厚，在滿足強(qiáng)度要求的情況下，可以達(dá)到減重的目的。綜合以上分析，優(yōu)化后的風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具三維模型如圖7所示。

圖6 吊具變形放大云圖

圖7 優(yōu)化后的吊具結(jié)構(gòu)

按照上述的加載方法及載荷大小，對(duì)優(yōu)化后的風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具的強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，其應(yīng)力分布如圖8所示，由分析結(jié)果來(lái)看，主機(jī)吊具焊縫的最大von Mises應(yīng)力由優(yōu)化前的733.71 MPa減小到優(yōu)化后的224.86 MPa，最大von Mises應(yīng)力降低了69.4%，滿足強(qiáng)度要求；主機(jī)吊具的重量由優(yōu)化前的10685.07 kg減小到優(yōu)化后的9587.46 kg，重量減了約1.1 t，降低約10.3%。

圖8 優(yōu)化后吊具的應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

結(jié)合風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)的實(shí)際吊裝過(guò)程，采用大型商用有限元仿真軟件ANSYS對(duì)其吊裝吊具進(jìn)行計(jì)算分析，并根據(jù)有限元分析計(jì)算的結(jié)果、應(yīng)力變形情況以及吊具的受力分析，對(duì)應(yīng)力較大的區(qū)域進(jìn)行加強(qiáng)，而應(yīng)力較小的區(qū)域則進(jìn)行減薄。通過(guò)優(yōu)化，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主機(jī)吊具焊縫的最大von Mises應(yīng)力有了大幅的減小，從優(yōu)化前的733.71MPa減小到優(yōu)化后的224.86 MPa，最大von Mises應(yīng)力降低了69.4%，滿足了強(qiáng)度要求；同時(shí)，主機(jī)吊具的重量由優(yōu)化前的10685.07 kg減小到優(yōu)化后的9587.46 kg，重量減少了約10.3%，降低了吊具的材料成本。目前，該吊具已廣泛應(yīng)用于實(shí)際項(xiàng)目的風(fēng)力發(fā)電機(jī)組吊裝。

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Strength Analysis and Optimization Design of the Wind Turbine Lifting Appliance Based on ANSYS

LIU Shengju，ZHAO Chunyu，ZOU Libing，NI Min

(Ming Yang Smart Energy Group Limited, Zhongshan 528437, China)

The structural strength of the wind turbine lifting appliance is related to the safety of hoisting operation, and needs to be checked strictly. Taking the hoisting of a MW wind turbine as an example, the lifting appliance is designed. ANSYS software is used to carry out finite element modeling combined with the actual hoisting process, and the strength of the lifting appliance is calculated. According to the results of finite element calculation, stress distribution and deformation, the force condition of the lifting appliance in the hoisting process of wind turbine is analyzed, and the structure of the lifting appliance is optimized. After optimization, the maximum von Mises stress of the wind turbine lifting appliance is reduced from 733.71 MPa to 224.86 MPa, and the stress is reduced by 69.4%, meeting the strength requirements. The weight of the lifting appliance is reduced from 10685.07 kg to 9587.46 kg at the same time, and the weight is reduced by 10.3% and reduces the material cost of the lifting appliance.

The Wind Turbine；Lifting Appliance；ANSYS；Optimization

TH133.4

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2021.08.009

1006-0316 (2021) 08-0059-06

2020-11-03

柳勝舉（1986－），男，河南周口人，碩士研究生，工程師，主要研究方向?yàn)轱L(fēng)力發(fā)電機(jī)組結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及有限元分析，E-mail：liushengju@mywind.com.cn。