風電葉片模具翻轉機構分析與優化*

石鵬飛

(三一重能有限公司，湖南 長沙 410100)

0 引 言

風電葉片模具是風力發電機組的核心功能部件，風電葉片的翼型精度和制作質量直接取決于風電葉片模具，而風電葉片模具液壓翻轉機構的運行精度和穩定性直接影響葉片模具的制造精度?，F有葉片模具翻轉機構存在翻轉油缸負載偏大或利用率偏低的問題，一方面容易造成成本的增加或浪費，另一方面給翻轉機構的運行帶來安全隱患。同時，由于翻轉機構運動速度不均勻，容易引起翻轉機構甚至葉片模具在慣性沖擊下的結構性破壞。

筆者根據風電葉片模具翻轉機構三個運動階段，建立翻轉過程力矩平衡表征模型，實現翻轉油缸鉸點尺寸的優化設計，同時根據翻轉機構運動角速度同油缸運動速度理論關系優化翻轉油缸運動控制策略，實現平穩翻轉。

1 風電葉片模具翻轉機構概述

風電葉片模具翻轉機構由支撐體、翻轉體、翻轉油缸組成。翻轉油缸數量一般布置為兩個，左右兩側分布。翻轉機構支撐體同殼體下模連接，翻轉體同殼體上模連接。油缸1和油缸2同為翻轉油缸，實現翻轉體180°翻轉。

圖1中1-1為翻轉機構部件中的支撐體，1-2為翻轉體，1-3為翻轉油缸，3為殼體上模，4為殼體下模。其中支撐體和翻轉體鉸接于點O，翻轉油缸1和支撐體鉸接于點A，翻轉油缸1和翻轉體鉸接于點B，翻轉油缸2和支撐體鉸接于點A，翻轉油缸2和翻轉體鉸接于點C。圖中虛線位置為殼體上模開模狀態，實線位置為合模狀態。

圖1 風電葉片模具翻轉機構示意圖

2 翻轉機構運動分析

2.1 翻轉運動過程

以某大型風電葉片模具翻轉系統為例，翻轉體位于圖1中虛線位置，即上模處于開模狀態時，∠AOB初始值為100°，∠AOC初始值為51°。

兩個油缸尺寸型號一致，在翻轉過程中行程伸縮量絕對值保持一致，因此鉸點B和鉸點C到翻轉中心O的距離相等，即繞翻轉中心O的運行軌跡在同一個圓上。開模狀態，鉸點B和翻轉中心O點水平放置，鉸點C位于鉸點B側下方，線段OB與OC的夾角為49°。翻轉180°后，鉸點B運行至翻轉中心O的另一側，位置水平，鉸點C位于鉸點B的側上方。

翻轉體位于圖1中實線位置，即上模處于合模狀態時，∠AOB最大值為280°， ∠AOC最大值為231°。當∠AOB翻轉至180°時，線段AO和OB共線，此時油缸AB對翻轉中心O點的力臂減小至0。∠AOB繼續從180°翻轉至280°，油缸AB對翻轉中心O點的力臂從0逐漸增大。

當∠AOC翻轉至180°時，線段AO和OC共線，此時油缸AC對翻轉中心O點的力臂減小至0?！螦OC繼續從180°翻轉至231°，油缸AC對翻轉中心O點的力臂從0逐漸增大。

由上可知，翻轉過程分為三個階段，如圖2所示。

(1) 翻轉階段一：∠AOB從100°翻轉至180°，∠AOC從51°翻轉至131°，翻轉體相對初始位置翻轉了80°。本階段翻轉油缸1的力臂LOD逐漸減小至0。

(2) 翻轉階段二：∠AOB從180°翻轉至229°，∠AOC從131°翻轉至180°，翻轉體相對初始位置翻轉了129°。本階段翻轉油缸2的力臂LOE逐漸減小至0。

(3) 翻轉階段三：∠AOB從229°翻轉至280°，∠AOC從180°翻轉至231°，翻轉體相對初始位置翻轉了180°。本階段翻轉油缸1的力臂LOD和翻轉油缸2的力臂LOE逐漸增大。

圖2 翻轉機構翻轉階段示意圖

2.2 翻轉過程力矩平衡表征模型

簡化翻轉機構示意圖，如圖3所示。圖3中實線翻轉體為翻轉任意角度時的姿態，直線OD為翻轉中心O到翻轉油缸AB的垂線。設定翻轉油缸1伸出速度為V1，收回速度為V1′， 翻轉油缸2伸出速度為V2，收回速度為V2′。根據不同翻轉階段運動速度方向可以求解油缸伸縮長度，結合圖3可以推導翻轉角度和油缸力臂對油缸運動速度的關系。

設定翻轉機構載荷為G，包括上模重量、葉片PS面重量、翻轉體自重。開模狀態載荷位置N0同翻轉中心距離為lON0，此時直線ON0同水平線夾角α為37°，如圖4所示。

圖3 任意姿態翻轉機構鉸點位置示意圖

圖4 開合模狀態翻轉機構受力分析示意圖

圖4中虛線翻轉體為開模狀態，實線翻轉體為運動過程中的狀態。直線OM為翻轉過程中翻轉中心O點到翻轉載荷G之間的力臂，結合圖4可以推導翻轉載荷力臂同各鉸點和油缸運動速度之間的關系。

根據翻轉過程力矩平衡，油缸提供的翻轉力矩應等于翻轉載荷所需的力矩。

F1×lOD+F2×lOE=G×lOM

(1)

式中：F1、F2分別為油缸1、油缸2支撐力。

根據三個翻轉階段，結合式(1)分析力矩平衡。

(1) 翻轉階段一：翻轉體從開模狀態(0°)翻轉至80°。

此階段兩個翻轉油缸均為伸出運動，均提供推力。根據力矩平衡：

(2)

式中:l0為翻轉油缸1收回初始位置的長度值；t為從開模狀態計時的運動時刻；l0′為翻轉油缸2收回初始位置的長度值，

(2) 翻轉階段二：翻轉體從80°翻轉至129°。

此階段分為兩個小階段。階段一：翻轉體從80°翻轉至127°。此階段油缸1變為縮回行程，提供拉力。油缸2仍為伸出運動，提供推力。階段二：翻轉體從127°翻轉至129°。此階段翻轉載荷重心已經繞過翻轉中心，力矩方向反向。油缸1仍為縮回行程，但是提供推力。油缸2仍為伸出運動，提供拉力。根據力矩平衡有：

(3)

式中：l0max為翻轉油缸1最大伸出長度值；t′為油缸達到最大伸出長度后開始縮回行程計時的運動時刻。

(3) 翻轉階段三：翻轉體從129°翻轉至180°。

此階段兩個油缸均為縮回行程，提供推力。根據力矩平衡有：

婦科護理工作具有風險高、責任性強的特點。伴隨著醫療事業的發展,患者維權意識也有了明顯的增強,由于患者對護理人員有著較高的要求,導致婦科護理人員在進行護理工作時存在安全隱患。本研究中,我們對婦科護理人員工作中存在的安全隱患進行了分析,提出了相應的措施,在實施相關對策以后,護理人員的護理質量以及患者的滿意度有了明顯的上升,并對護理工作中出現的安全隱患給予相應的解決,不僅提高了患者滿意度,也極大地降低了婦科安全隱患的發生,值得在臨床中推廣。

(4)

式中：l0max′為翻轉油缸2最大伸出長度值。

2.3 翻轉角速度同油缸運動速度表征模型

計算可得到翻轉階段一過程中，翻轉體翻轉角速度ω同油缸運動速度V1的關系：

100}/t

(5)

同理可得到翻轉階段二、三過程中，翻轉體翻轉角速度ω同油缸運動速度V1′的關系：

100}/t

(6)

3 翻轉機構設計優化

3.1 翻轉體運動過程油缸力

上述大型風電葉片模具翻轉系統翻轉油缸初步選型為：缸徑200 mm×桿徑110 mm×行程670 mm。翻轉機構原始結構參數：lOA=3 000 mm，lOB=1 000 mm，lOC=1 000 mm，l0=2 760 mm，l0 max=4 000 mm，l1=2520 mm，l0′=2 190 mm，l0 max′=4 000 mm，l1′=3 090 mm，lON=3 000 mm。翻轉機構載荷G為40 t。上式中，l0為開模狀態油缸AB初始長度值，l0 max為油缸AB最大伸出時長度值，l1為翻轉體翻轉至合模狀態時油缸AB長度值。l0′為開模狀態油缸AC初始長度值，l0 max′為油缸AC最大伸出時長度值，l1′為翻轉體翻轉至合模狀態時油缸AC長度值。

翻轉油缸1長度AB從開模初始狀態，運行至最大伸出長度，再運行至合模狀態，油缸伸出行程為l0 max-l0=1 240 mm，油缸縮回行程為l1-l0 max=-1 480 mm，共計運行行程長度為2 720 mm。根據合模時間7 min計算，則翻轉油缸1運行速度V1=-V1′=6.476 mm/s。

同理，翻轉油缸2長度AC從開模初始狀態，運行至最大伸出長度，再運行至合模狀態，油缸運行行程長度為2 720 mm，翻轉油缸2運行速度V2=-V2′=6.476 mm/s。

3.2 翻轉體運動仿真及優化

徐海涵[1]等通過推導開合模過程力矩平衡方程，計算翻轉油缸力值，并基于Matlab對油缸支點位置進行優化。樂韻斐[2]等以奇異點位置處主動力矩與負載力矩差值的最大值為目標函數，通過Matlab優化工具箱對風電葉片模具液壓翻轉機構進行優化設計。王宗偉[3]對翻轉機構進行動力學分析，基于Matlab對液壓缸鉸點進行優化設計。均為此文翻轉體運動仿真及優化提供了理論參考。

基于ADAMS進行優化仿真分析。實例中翻轉機構為雙油缸驅動，為簡化分析，翻轉體從0°翻轉至油缸2死點位置過程內設定油缸2驅動，油缸1隨動。翻轉體從油缸2死點位置翻轉至180°過程內，油缸1驅動，油缸2隨動。測量油缸1和油缸2支撐力如圖5所示。

圖5 翻轉運動過程油缸支撐力測量值

根據圖5可知，翻轉體從0°翻轉至油缸2死點位置運動過程內，油缸2驅動，油缸1隨動，由于翻轉載荷力臂同油缸2支撐力臂比值逐漸增大，油缸2支撐力逐漸增大，接近死點位置時達到最大值Fmax=1.46E+006 N。翻轉體位于油缸2死點位置時，油缸1力臂減小至0后，又逐漸增大至一定值，因此驅動油缸更換后，由于油缸1力臂大于油缸2力臂，此時油缸支撐力出現一個突然減小。從此點翻轉至180°運動過程內，翻轉載荷越過旋轉中心，翻轉載荷力臂同油缸1支撐力臂比值逐漸增大，油缸1支撐力也逐漸增大。

根據上述簡化分析可知，從油缸2死點位置翻轉至180°運動過程內，油缸1支撐力遠小于前一運動階段的油缸2支撐力。為便于計算，只取第一個運動階段作為優化對象，即翻轉體從0°翻轉至油缸2死點位置運動過程內，設定優化目標為油缸支撐力最大值最小。取鉸點C坐標值作為設計變量，在平面內原始坐標值為：X=850 mm，Y=1 575 mm，其中X為水平方向，向右為正，Y為豎直方向，向上為正，變量相對值變化范圍均為[-50,+50]，進行優化計算，如圖6所示。

圖6 油缸支撐力優化計算測量曲線

根據圖6可知，優化后油缸力最大值為Fmax=1.2981E+006 N。此時鉸點C在平面內坐標值為：X=900 mm，Y=1 550 mm。以此坐標值建立點C′，繞翻轉中心O，以OC為半徑畫圓，OC逆時針旋轉49°即可得到新的鉸點B′。

3.3 翻轉速度控制優化

馮消冰[4]等通過優化翻轉油缸運動速度，有效改善了翻轉體角速度和角加速度的峰值以及油缸變幅時的峰值突變量，可提高翻轉的平穩性，減小沖擊影響。孫后環[5]等設計了翻轉架同步控制系統和算法，實現液壓控制系統的平穩性控制和兩個翻轉支架的同步翻轉。本文考慮通過控制翻轉油缸的實時運動速度，實現翻轉體的勻速翻轉。

翻轉體翻轉角度共計180°，按照翻轉單程7 min時間計算，為保證翻轉體勻速翻轉，則翻轉體角速度為ω=0.43°/s。

根據式(5)及翻轉體結構尺寸，計算得到翻轉階段一過程油缸速度和時間t、翻轉角速度之間的關系如下：

V1={103[10-6cos(0.43t+

100)]1/2-2760}/t

(7)

根據式(6)及翻轉體結構尺寸，計算得到翻轉階段二、三過程油缸速度和時間t、翻轉角速度之間的關系如下：

|V1′|={4000-103[10-6cos(0.43t+100)]1/2}/t′

(8)

上述可知，翻轉階段一油缸伸出速度按照式(7)控制，翻轉階段二、三油缸縮回速度按照式(8)控制，實現翻轉體勻速翻轉。

4 結 論

詳細分析了風電葉片模具翻轉機構運動過程，通過優化翻轉油缸鉸點尺寸實現油缸的承載優化，降低設計制造成本。同時提出翻轉油缸運動速度控制策略，提高翻轉機構運行的穩定性，減小安全風險，提高翻轉機構及葉片模具使用壽命。

(1) 根據翻轉機構運動過程，推導力矩平衡表征模型，得到翻轉角速度同油缸運動速度理論關系式，為翻轉機構鉸點及油缸速度控制優化提供理論基礎。

(2) 基于此文實例優化翻轉油缸支撐鉸點，可知在結構尺寸允許條件下，擴大鉸點B和C繞翻轉中心O的尺寸圓半徑，可有效降低油缸支撐力。

(3) 通過優化控制油缸運動速度，可有效提高翻轉過程的平穩性，減少沖擊影響。