永磁直驅風力發電機組機艙強度及模態分析

李洪濱,王義進,陳朝富,張水龍

(欣達重工股份有限公司 研發部,浙江 寧波 315113)

風電作為清潔能源,近年來發展迅速.風機單機容量逐漸向大型化方向發展,風機的可靠性和穩定性越來越得到企業的重視[1].大型風力發電機主要有永磁直驅風電機組、雙饋風電機組和半直驅風電機組3種機組,主要區別在于不同的傳動、發電機構.永磁直驅風電機組采用的是永磁直驅發電機,風輪直接帶動電機轉子來發電;雙饋機組采用的是雙饋發電機,需要在風輪和發電機之間設置高速齒輪箱來增加轉子轉速帶動雙饋電機發電;半直驅風電機組介于兩者之間,一般采用永磁發電機,并在風輪之間設置中速齒輪箱.永磁直驅風電機組具有傳動鏈短、安全性高、啟動風速低、高功率密度及維護方便等優勢[2-3],占據的市場份額逐步增大.

直驅風電機組的機艙作為連接發電機和塔架的重要部件,還具有支撐偏航驅動電機、固定偏航制動器等作用,承受復雜的隨機氣動載荷,所以對機艙進行準確的強度分析和優化設計非常重要.直驅風電機組的機艙一般為鑄造而成的圓弧形框架結構,而機艙強度分析研究大多集中在雙饋機型的機艙底座結構[4-6],直驅機型機艙的分析研究相對較少.?；塾7]進行直驅機型機艙有限元分析時,只施加了6個方向的極限載荷,忽略了偏航制動器和偏航驅動電機對機艙受力的影響.吳斌等[8]對動量葉素理論進行修正來計算非穩態條件下風力機的氣動載荷.何玉林等[9]基于MSC.MARC有限元軟件對主機架進行校核分析,但邊界條件施加時,只考慮了非偏航狀態下的制動載荷,并沒有涉及偏航驅動電機帶來的載荷.趙海波等[10]基于Samcef軟件確定機艙載荷,在Ansys中進行強度分析,僅提取了10 min仿真模擬的極限載荷,也沒有考慮偏航制動等載荷對機艙受力的影響.孫紅梅等[11]基于Optistruct中的HyperMorph模塊對機艙進行優化改進,減輕了機艙質量.

綜上可知:由于機艙結構不規則且受力復雜,傳統力學方法或類比法,會產生較大的計算誤差和冗余強度,無法計算得到載荷的準確結果,故目前強度計算主要基于數值分析軟件來提取載荷和進行分析;在強度分析時提取的氣動載荷不夠全面,且均未考慮偏航驅動電機和偏航制動器對機艙受力的影響.

本文按照GL規范[12]動態模擬各種工況,在BLADE軟件中提取極限氣動載荷;考慮到網格質量對計算結果精度影響較大,采用強大的前處理軟件HYPERMESH進行網格劃分;結合直驅機組運行過程中機艙的實際受力進行分析和載荷分配,在Ansys中進行結構強度分析和優化設計,并對機艙進行模態分析,判斷機艙固有頻率是否避開風輪的轉動頻率.

1 氣動載荷提取

風力發電機組在復雜多變的自然環境中工作,承受的載荷也比較復雜,載荷提取是風機零部件設計研究的前提,機艙強度分析就是以機組所受外載荷為基礎進行的研究,而BLADE軟件是專門用于水平軸風力發電機組的性能分析和載荷計算軟件.

在BLADE中建立高100 m，功率為2.5 MW風輪模型、葉片及翼型、傳動系統模型、機艙模型、控制系統及風模型,按照GL規范制定的載荷工況進行動態模擬計算,全面模擬風電機組在運行過程中遇到的各種工況,包括啟動、正常運行、停機、緊急停機、維護模式等共46種工況,并提取了輪轂坐標系下輪轂中心處各個工況下的極限載荷,輪轂坐標系XN,YN,ZN方向按照GL規范定義,XN為風輪軸線方向，ZN為向上且垂直于XN，YN為按右手定則確定,如圖1所示.提取的極限氣動載荷如表1所示,其中FXN,FYN,FZN,FYZN,MXN,MYN,MZN,MYZN分別代表輪轂坐標系下輪轂中心處各個方向的力和力矩,單位為kN和kN·m.FYZN表示輪轂坐標系下輪轂中心處FYN和FZN合成的力,同理MYZN表示輪轂坐標系下輪轂中心處MYN和MZN合成的力矩.由于Y,Z方向的載荷數值較大,對強度影響較大,故提取出YZ方向力最大值FYZN和力矩最大值MYZN的載荷數值.

圖1 輪轂坐標系Fig.1 Hub coordinate system

+,-分別表示該方向正的最大值和該方向負的最小值,表格斜向數值即為該方向的極值.表1中MX+行各數值表示輪轂坐標下繞X方向正彎矩最大時對應的FXN,FYN,FZN和力矩MXN,MYN,MZN數值,施加載荷時施加這6個數值,不能重復施加FYZN和MYZN;MX-行各數值表示輪轂坐標下繞X方向的負彎矩絕對值最大時對應的FXN,FYN,FZN和力矩MXN,MYN,MZN,其余MY+,MY-等代表的意義同理.

2 強度分析

為計算準確及便于施加載荷,基于圣維南原理,分析機艙強度時,忽略對結構強度影響不大的小孔和圓角,同時建立與機艙連接的零部件模型,包括發電機定子外殼、定子支撐、偏航軸承和塔筒.由于模型復雜,不便于在有限元軟件中直接建立模型,故在三維軟件Solidwork中建立模型.模型以xt格式導入前處理軟件HYPERMESH中進行網格劃分,確定材料屬性、網格單元類型,前處理完成后以cdb格式導入Ansys經典界面,在經典界面中使用文檔模型的導出功能,導入到workbench中進行強度分析.

表1 輪轂中心處極限載荷Tab.1 Ultimate load at hub center

2.1 模型處理

實際結構比較復雜,對實體模型進行適當簡化,去除不影響整體分析的小孔及小圓角.采用solid186單元劃分網格,186單元具有塑性、大變形和大應變的功能,有任意的空間取向,適用于劃分各種CAD系統生成的不規則模型.劃分好的各零部件模型網格如圖2所示.

圖2 風機有限元模型Fig.2 Finite element model of the wind turbine

圖2中，機艙單元尺寸20 mm,單元數量2 521 131,整個裝配體單元數量2 784 266,整體網格質量達到0.86,滿足分析要求.

材料屬性如表2所示,彈性模量、密度單位分別為Pa和kg/m3.在不影響結果精度的前提下,用beam單元模擬軸承內外圈之間的阻尼和力的傳遞,其他零部件之間均通過綁定節點的方式耦合在一起.

表2 材料屬性Tab.2 Material properties

2.2 載荷分析

作用在機艙上的載荷包括從風輪-發電機傳遞過來的氣動載荷、重力載荷,還有偏航制動器及偏航驅動電機作用在機艙上的載荷.其中,極限氣動載荷從BLADE軟件中提取,重力基于結構體積和密度可得,但偏航制動器和偏航驅動電機作用在機艙上的載荷需要基于機艙運行工作原理分析獲得.

機艙在偏航驅動電機和偏航制動器作用下,可以繞塔架中心旋轉進行偏航或剎車靜止,機艙坐標系(也稱為塔筒頂部坐標系)如圖3所示，XK為沿風輪軸的水平方向,ZK為垂直向上,YK為按右手定則確定.

圖3 機艙坐標系Fig.3 Tower top coordinate system

在機艙坐標系K下,考慮FY的影響,機艙受到繞塔架中心ZK旋轉的氣動轉矩為MZK,MZK可由MZN推導，得

(1)

式中:L為輪轂中心到塔架幾何中心的水平距離.

機艙在靜止剎車狀態下,偏航制動器處于閉合工作狀態;當MZK較小時,氣動載荷MZK全部由偏航制動器作用在機艙的制動力矩M_Brake來抵消,從而使機艙能夠剎車制動.

在靜止剎車狀態下,當MZK較大時,偏航制動力矩M_Brake和偏航電機的驅動力矩M_Drive相加來抵消MZK，使機艙能夠穩定制動.即轉矩MZK首先由制動器制動剎車來承擔,如果制動器制動力矩不足,則剩余力矩由偏航驅動電機來承擔,設計時需要保證電機承擔的最大制動力矩小于電機額定制動力矩.

處于偏航狀態時,偏航制動器松開,偏航電機驅動齒輪帶動機艙偏航,偏航驅動力矩克服氣動力矩MZK使機艙偏航.

基于上述載荷分析,氣動載荷使用遠程載荷施加在輪轂中心點上,輪轂中心載荷通過剛性梁單元與定子支撐連接;發電機和風輪的重量通過質量點施加在重心上,質量單元通過剛性梁單元與定子外殼耦合;施加豎直向上的加速度9.8 m/s2考慮自重;偏航制動載荷施加在制動器安裝凸臺面上,偏航驅動電機載荷施加在偏航電機安裝配合面上,MY-工況下機艙極限載荷如圖4所示.圖4中,載荷力FX,FY,FZ和力矩MX,MY,MZ即為施加在輪轂中心處的力FXN,FYN,FZN和力矩MXN,MYN,MZN,且MY-工況下繞Z軸的轉矩MZK全部由偏航制動器承受.

2.3 結果分析

機艙材料選用QT400-18,為鐵素體球墨鑄鐵,延伸率大于18%,具有較高的韌性和塑性.球墨鑄鐵含碳量較高,兼具脆性材料的性質,可以認為是半塑性材料.第四強度理論認為材料屈服的主要原因是畸變能密度達到材料拉伸狀態下的極限值,考慮了3個主應力的影響.球墨鑄鐵受力較大發生塑性變形后再出現撕裂或斷裂破壞現象,通常按照第四強度理論進行校核分析,極限載荷下的等效應力根據第四強度理論得出.

圖4 MY-工況下載荷施加圖Fig.4 The loading diagram under the MY- condition

根據GL準則,載荷計算提取時已考慮載荷局部安全系數,且材料安全系數γ取1.1,機艙各部分的屈服極限σs與其厚度相關,厚度小于30 mm的區域,屈服極限σs=240 MPa;厚度在30～60 mm區域,屈服強度為230 MPa;厚度在60～200 mm區域,屈服強度為220 MPa.各部分對應的許用應力根據σs/γ分別為218,209,200 MPa.

機艙在MY-極限載荷下的等效應力與變形如圖5和圖6所示,最大等效應力為1.17×108Pa,即117 MPa,出現在與發電機接觸的邊緣上;機艙頂端最大變形為6.8 mm,機艙前后晃動造成機艙頂端位移最大符合實際情況.基于上述分析說明,該工況下最大等效應力小于對應的許用應力200 MPa,且安全系數為1.7,滿足強度要求,其余各工況極限載荷下的等效應力也均小于對應部位的極限應力,運行過程不會發生塑性變形或破壞.

圖5 等效應力云圖(單位：Pa)Fig.5 The equivalent stress diagram(unit:Pa)

圖6 變形結果云圖(單位：m)Fig.6 The displacement diagram(unit:m)

3 優化改進

綜合各種工況下應力云圖分析得出,機艙底部中心區域應力均較小,安全系數較高,故去除機艙底部中心區域的材料,且底部兩側厚度各減少30 mm,在適當減少質量的同時使各部分受力相對均勻.

在MZ+,MZ-,MY-工況下,制動器安裝凸臺根部應力較大,故凸臺側面增加3°的斜度,在保證強度的同時,便于鑄造脫模.

優化后機艙在MY-極限載荷下的等效應力與變形如圖7和圖8所示,最大應力和變形有所增大,最大應力出現的位置為制動器安裝凸臺根部,安全系數為1.5,滿足使用要求,且質量減少1.41 t.優化改進后的機艙在其他各工況下,安全系數大于1,均滿足要求.

圖7 優化后等效應力云圖Fig.7 The equivalent stress diagram after optimization

4 模態分析

影響機艙模態分析的主要因素是結構的質量和剛度,分析時需要考慮各零部件質量,為便于施加質量屬性,增加與機艙連接的定子外殼、定子支架;且為減少直接約束機艙底部對機艙模態分析的影響,增加與機艙連接的軸承、塔筒模型.

圖8 優化后變形結果云圖Fig.8 The displacement diagram after optimization

在輪轂中心處建立集中質量單元,集中質量單元與定子支撐通過剛性梁單元連接模擬風輪質量,分別在發電機、偏航電機、控制柜等各零部件質心處建立質量單元模擬各自質量.

固定約束塔架底部平面的6個自由度,分析結果顯示機艙1階頻率14.099 Hz,2階頻率14.230 Hz,3階頻率37.534 Hz,1階振型如圖9所示.而風輪轉速為9～20 r/min,風輪轉動的1P頻率為0.15～0.34 Hz,3P頻率為0.45～0.92 Hz,可知機艙頻率遠離風輪的1P,3P頻率,不會與風輪出現共振現象.

圖9 機艙1階模態振型Fig.9 The first modal shape of nacelle

5 結論

在BLADE軟件中提取各個工況下的氣動載荷,并充分利用HYPERMESH強大的前處理功能和Ansys中方便操作的優勢,可以方便準確地將輪轂中心的氣動載荷傳遞給機艙,提高了計算精度和效率,對2.5 MW永磁直驅風力發電機組機艙進行優化分析和模態分析,得到如下結論:

(1) 載荷分析得出氣動轉矩MZK的大小影響偏航電機和偏航制動器對機艙的作用力,并得到偏航電機和偏航制動器作用在機艙上的具體載荷,施加其他載荷后強度分析結果顯示機艙整體安全余量較大,機艙底部中間區域應力較小,制動器安裝凸臺根部應力略大.

(2) 優化結果:去除機艙底部中間區域的材料,剩余底面兩側厚度各減少30 mm,制動器安裝凸臺增加3°的斜度,在減輕質量、優化結構受力的同時便于零件的鑄造成形.優化后的機艙質量減輕7.46%,安全系數為1.5,滿足使用要求.

(3) 機艙前3階固有頻率,避開了風輪的基頻和三倍基頻,機艙與風輪不會發生共振,滿足風機運行的動態特性.