MW级风电机组变桨柜的强度分析研究

杨 扬，何海建，孟令锐，董姝言，晁贯良，苏凤宇

(许昌许继风电科技有限公司，河南 许昌 461000)

0 引 言

风力发电机电动变桨系统作为风机功率控制和安全运行的重要执行结构，在机组运行控制系统中发挥重要作用。目前，国内风机主要采用电动变桨系统，关键的电气控制部分都集成在变桨控制柜体内(简称变桨柜)。变桨柜作为支撑和保护变桨控制元件的重要机械结构，其结构安全性关系着整个风电机组的安全[1-3]。截至目前，风力发电机变桨柜强度分析方面的研究还未见报道。大部分学者的研究主要集中在对风机内部轮毂、主机架、后机架、连接螺栓和塔筒等部件的设计强度进行分析[4-9]。

由于变桨柜一般采用合金钢焊接结构，通过弹性支承安装在轮毂内，随着叶轮的转动承受动态载荷，在该动态载荷长期作用下，变桨柜焊缝极易发生疲劳破坏，而目前风场发现的变桨控制柜体在运行几年后确实出现了柜体焊缝由于疲劳而产生开裂现象。针对该焊缝开裂现象，本研究采用有限元分析方法对改进后的变桨柜进行强度校核，同时通过与现场应力测试结果相对比，来验证有限元分析方法的准确性。

因变桨柜在轮毂转动中内部所受的应力状态比较复杂，往往在结构的几何尖角、孔边及焊趾等处产生应力奇异现象，导致该处应力不准确，因此需依据GL2010和IIW规范，对焊缝采用热点应力法进行应力外推计算，该规范明确规定了热点应力法用于焊缝强度校核的方法与流程[10-11]。

本研究采用动力学分析和有限元分析相结合的方法，对变桨柜进行结构优化和强度评估。

1 变桨柜开裂原因分析与结构优化

1.1 变桨柜开裂原因分析

风力发电机采用3个变桨柜来控制3个叶片的变桨，变桨柜在轮毂内相互成120度均匀分布。每个柜体由上下部两个小柜体焊接而成，再通过柜体底部的4个弹性垫连接到轮毂凸台上，其中弹性垫主要用于吸收轮毂受载变形，防止轮毂变形对柜体产生附加的力。3个变桨控制柜体之间则通过6根可调连杆以铰链形式相互连接，以确保12个弹性垫共同承受3个柜体的重量。变桨柜原始结构总体装配如图(1，2)所示。

图1 变桨柜原始结构总装图

图2 内部变桨柜原始结构图

根据风场统计，变桨柜开裂位置主要集中在柜体弹性支撑安装支座附近的底板边缘，最初表现为焊缝裂纹，裂纹逐渐扩展形成柜体开裂，开裂情形如图3所示。

图3 变桨柜体焊缝裂纹示意

由于变桨柜是合金钢焊接壳体结构，随着叶片转动承受着复杂的动态载荷，易发生疲劳破坏，且统计发现变桨柜体确实是在风场运行几年后才出现开裂，由此可判定此变桨柜体开裂的主要原因为柜体开裂处焊缝发生了疲劳破坏。

1.2 变桨柜结构优化

针对上述变桨柜开裂现象，本研究对变桨柜原始结构进行优化，去掉柜体之间的连杆连接，将柜体通过安装支架连接至轮毂凸台上，变桨柜底部焊缝位置采用多个加强筋板支撑。3个变桨柜在轮毂内相互成120°均匀分布，柜体之间相互独立，互不影响。各变桨柜均通过螺栓与安装支架进行连接，而支架再通过弹性支撑固定于轮毂内部凸台处，其中弹性垫主要用于吸收轮毂受载变形，防止轮毂变形对柜体产生附加的力。改进后的变桨柜总体装配及内部柜体结构如图(4，5)所示。

图4 新变桨柜总装图

图5 内部新变桨柜结构图

由于焊缝的疲劳强度与其内部交变应力幅值密切相关，在相同的循环次数下，应力幅值变化越大，越容易发生疲劳破坏。而在轮毂转动过程中，底部焊缝应力时刻变化，为确定柜体应力出现极值时，即应力幅值变化最大时轮毂的转动位置，本文首先对变桨柜进行基于Simpack软件的多体动力学分析，得到变桨柜底部力的变化，而应力变化与力变化成正比，故可提取底部力载荷代表应力变化，从而确定焊缝应力出现极大值与极小值时的转动位置，再结合有限元方法对该危险位置进行静强度分析，校核变桨柜焊缝强度是否满足要求。

2 变桨柜动力学分析

2.1 动力学建模

首先对变桨柜进行多体动力学建模，由于动力学分析目的是为确定变桨柜底部受力变化，而轮毂和变桨柜柔性变形对底部力结果影响较小，故轮毂、变桨柜及其安装支架均采用刚体建模，柜体与支架以及支架与轮毂均采用固定铰接连接，而轮毂与大地采用旋转铰接连接。初始建模时不考虑仰角，使轮毂中心沿着水平轴向，初始位置时其中一个变桨柜体水平放置，其余2个柜体分别与之成120°和240°放置。其动力学模型如图6所示(其中坐标系X轴正向是由上风向指向下风向，Y轴竖直向上，Z轴水平指向)。

图6 变桨柜总装动力学模型

2.2 动力学分析

由于风机额定转速为14.7 r/min,在动力学分析时轮毂转速设置为1.54 rad/s。考虑到风轮仰角为4.5°，故将重力加速度分解为要X向和Y向施加。设置仿真时间为30 s，此时轮毂可达到稳定转动。仿真计算结束后提取3个柜体底部铰接处的反作用力F，结果如图7所示。

图7 3个柜体底部受力变化

其中，实线表示平放柜体底部受力变化，虚线表示与水平柜体成120°放置柜体底部受力变化，点划线表示与水平柜体成240°放置柜体底部受力变化。

由图7知：3个柜体底部受力随轮毂转动呈均匀周期变化，且3个柜体之间受力幅值变化彼此滞后120°，变化趋势与大小一致。故为简化有限元分析，仅以一个变桨柜为研究对象，分析其强度性能。

初始位置时，水平放置柜体底部受力达到最大，此时应力也达到最大值，当轮毂转动2.04 s时，水平放置柜体底部受力达到最小，此时底部应力也达到最小值。根据轮毂转速1.54 rad/s与时间，可知轮毂此时转动到180°位置，而此刻原来水平放置柜体的位置仍为水平放置，但柜体相对于安装支架是朝下放置的。综上，当以初始建模时的水平放置柜体为研究对象时，其应力幅值变化最大的危险位置为0°位置(柜体水平朝上)和180°位置(柜体水平朝下)，则有限元分析的危险计算工况即为变桨柜0°位置和180°位置工况。

3 变桨柜有限元分析

变桨柜有限元计算目的是为了精确确定柜体底部焊缝应力，从而校核其强度性能。由动力学分析知，变桨柜应力幅值变化最大的危险计算工况为0°位置和180°位置，接下来即通过有限元分析计算变桨柜在轮毂转动过程中的强度性能。

3.1 模型简化与计算工况

有限元分析之前需对变桨柜几何模型进行简化处理，删除模型中的小倒角、小倒圆、螺栓孔等小特征，因其对网格划分不利且对变桨柜焊缝强度分析影响很小。由经验知，连接螺栓的强度足够，在寿命期间不会产生疲劳破坏，故本研究不包含螺栓的建模分析，而采用面面绑定接触来模拟螺栓连接。

对简化模型进行有限元分析所需计算工况如图8所示。

图8 计算工况示意图

3.2 有限元建模

本研究对简化后的变桨柜及其支架进行有限元建模。其中变桨柜与安装支架均采用实体单元建模，变桨柜采用Solid186单元划分网格；安装支架则采用Solid187单元划分网格。为了考虑变桨柜内元器件的重量，在柜体重心位置建立一个质量点单元(MASS21)，并赋予其一定质量，再通过载荷伞(MPC184刚性梁)将此重力载荷传递到柜体；变桨柜与安装底座通过面面绑定接触方式来模拟螺栓连接；在4个弹性支撑安装孔中心位置分别建立一个主节点，并通过MPC184刚性梁其与对应安装孔内表面连接起来，约束各个主节点3个方向的平动自由度，最终变桨柜及其支架有限元模型如图9所示。

图9 变桨柜及其支架有限元模型

整个变桨柜有限元模型有1 777 741个节点，799 634个单元。有限元模型中坐标系与GL2010规范中的塔顶坐标系平行，即X轴由风机上风向指向下风向，Y轴水平指向，Z轴竖直向上。

3.3 有限元分析

3.3.1 焊缝的强度计算

由于本研究未对变桨柜焊缝的形态进行有限元建模，导致焊缝位置产生应力奇异，此处应力不能正确反映焊趾热点应力，因此需依据IIW规范采用热点应力法进行焊趾应力的外推计算。IIW规范规定的焊缝热点类型有a型和b型，不同类型焊缝定义如图10所示。

图10 不同类型焊缝定义

a型焊缝热点的焊趾位于焊接板的表面，b型焊缝热点的焊趾位于焊接板的边缘。

焊缝热点应力一般采用表面热点应力外推法进行计算，根据IIW规范，焊缝热点的类型不同，则热点应力的外推方法也不同(区别是应力外推所用的参考点位置不同)，具体见IIW规范。

a型焊缝应力插值公式如下：

σhs=1.67×σ0.4-0.67×σ1t

(1)

b型焊缝应力插值公式如下：

σhs=3×σ4mm-3×σ8mm+σ12mm

(2)

IIW规范规定，参考节点的3个应力分量是基于焊缝热点处的局部坐标系提取的，即平行于焊缝方向的正应力σ，垂直于焊缝方向的正应力σy和平行于焊缝的剪切应力τxy。

将外推参考点的3个应力分量代入式(1)或式(2)，即可得到不同类型焊缝热点的3个应力分量。通过此热点应力法得到的应力才是焊缝热点的真实应力。

对于焊缝的极限强度评估，只需通过公式(3)得到焊缝热点的等效应力，再结合公式(4)计算得到所有焊缝热点的极限强度安全系数，排序后即可得到焊缝最小极限安全系数：

(3)

(4)

式中：SRFext—焊缝的极限强度安全系数；Re—材料屈服强度；γf—载荷安全系数，由于载荷中已考虑该系数，故此处取1；γm—材料安全系数，依据GL2010规范，取1.1。

对于焊缝的疲劳强度评估，首先需要根据焊接板的结构与焊接形态，确定变桨柜焊缝等级为100。由于风轮的额定转速为14.7 r/min，20年内风轮的转动次数根据疲劳设计工况进行计算，累积次数9.88×107次；然后根据变桨柜各计算工况下的结果选取尽可能多的热点作为疲劳计算热点；其次采用热点应力法提取各个焊缝热点在各计算工况下外推得到的3个应力分量(Sx、Sy、Sxy)，并保存为Fesafe软件可识别的格式；再将每一个极限工况作为疲劳载荷工况生成相应LDF文件；最后采用Fesafe软件中的多轴疲劳Principal Stress(CPA)算法，并结合材料的S/N曲线，计算变桨柜的疲劳强度安全系数。

3.3.2 焊缝极限强度结果分析

笔者分析了变桨柜在0°位置和180°位置两种计算工况下的静强度，从而得到变桨柜在不同计算工况下的等效应力，如图(11，12)所示。

图11 计算工况一变桨柜应力云图

图12 计算工况二变桨柜应力云图

由图11、图12知：当变桨柜转动至水平朝下位置(180°)时，变桨柜的等效应力最大。对于变桨柜而言，其整体结构(包括板和焊缝)的最大等效应力为17.155 7 MPa，位于柜体底部焊缝位置。由于建模时未建立焊趾，此时焊缝存在应力奇异，故需要依据IIW规范采用热点应力法对焊趾应力进行外推计算。

首先根据变桨柜范式应力云图，找出焊缝危险位置作为热点，在该热点处依据焊缝类型建立局部坐标系；再使用APDL语言编制命令流提取变桨柜焊缝在180°计算工况下的3个应力分量；最后经过公式计算得到焊趾的等效应力。

对变桨柜焊缝应力进行外推插值计算后，得到危险焊趾处的等效应力为16.72 MPa，位于底部焊缝处，远小于该材料的屈服应力205 MPa，对应的最小极限强度安全系数为11.15，满足强度设计要求。综上，变桨柜的极限强度结果如表1、图13所示。

表1 变桨柜焊缝极限强度计算结果

图13 变桨柜焊缝极限强度危险位置

3.3.3 焊缝疲劳强度结果分析

根据3.3.2章节两种计算工况结果，可得到每种位置工况下危险焊缝热点经过外推计算后的3个应力分量，将每个位置工况下所有热点所有类型焊缝的应力结果依次顺序写入.txt文档，并导入疲劳分析软件Fe-safe，结合载荷谱、LDF文件及S/N曲线，并采用多轴疲劳算法对焊缝热点进行疲劳强度校核，最终得到焊缝的最大疲劳损伤为0.014 377，最小的疲劳强度安全系数为1.502，部分结果如图14所示。

图14 变桨柜焊缝热点疲劳计算部分结果

危险焊缝位置如图15所示。

图15 变桨柜焊缝疲劳强度危险位置

4 结束语

本研究采用Simpack软件建立了包含轮毂、变桨柜及其支架的动力学模型，并对其进行了动力学仿真分析，确定了变桨柜的危险位置工况；其次采用ANSYS软件建立了变桨柜及其支架的有限元模型，并依据GL2010与IIW规范，采用有限元分析方法对该模型进行了两种位置工况下的静强度分析；基于该静强度计算结果，采用Fesafe软件和多轴疲劳CPA算法进行了焊缝的疲劳强度分析。

分析结果表明：变桨柜最小极限安全系数大于1，即在轮毂转动过程中不会产生极限断裂破坏，极限强度满足设计要求；变桨柜焊缝最大的疲劳损伤小于1，即在风机寿命期间也不会产生疲劳破坏，满足GL2010规范强度设计要求，即该变桨柜优化方案能够有效解决变桨柜焊缝开裂问题。

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