基于BLADED軟件的大型風力機葉片氣動分析

周鵬展 ，曾竟成，肖加余，楊軍

(1. 國防科技大學 航天與材料工程學院，湖南 長沙，410073；2. 株洲時代新材料科技股份有限公司，湖南 株洲，412007；3. 長沙理工大學 能源與動力工程學院，湖南 長沙，410076)

風力機葉片是風力發電機組的關鍵部件之一，其制造成本占風力發電機組總成本的20%～30%，其氣動性能在很大程度上決定了風力發電機組的可靠性和風能利用的經濟性[1-6]。近幾年來，隨著世界范圍內化石能源的逐漸枯竭以及國際社會對于碳排量減排的要求，我國風電作為一種可商業化大規模應用的清潔可再生能源，其裝機容量以連年翻番的趨勢快速增長，并向單機大型化、大功率方向發展，也帶動了兆瓦級大型風力機葉片氣動分析工作的發展[1,3,7]。風力機葉片的氣動性能不僅與其自身翼型結構和風場環境有關，而且與風力發電機組的結構形式和控制方式等因素有關[8-15]。目前，國內外就如何應用國際標準對風力機葉片氣動性能進行系統評估的報道較少，因此，如何應用國際標準對風力機葉片在特定應用環境下的氣動性能進行分析，并保證風力機葉片能夠高效、可靠地運行，是當前風力機葉片工程應用研究急需解決的難題之一。在此，本文作者基于大型通用風力發電機組設計與分析軟件BLADED[13]，根據德國GL2003國際標準[14]，針對應用于GL3A風場的某款1.50 MW大型風力機葉片與某款 1.65 MW 風力發電機組匹配時的氣動性能進行分析。

1 理論基礎

目前，用于大型風力機葉片氣動分析的理論有貝茲理論、動量理論、葉素理論、動量-葉素理論等[2,10-11]，其中動量-葉素理論給出了求解軸向誘導因子和周向誘導因子的方法，并通過普朗特修正、Wilson修正、Glauert修正等方法對葉片模型進行修正，是目前最常用、最成熟的葉片設計方法[8-15]，其基本公式推導如下。

根據動量理論，有

根據葉素理論，有

根據葉素理論，速度矢量可表示為：

令式(1)和式(2)中的 dT與 dM 相等，由式(1)～(3)可得：

式中：v0為相對來流速度；v1為來流風速；a為軸向誘導因子；b為周向誘導因子；ρ為空氣密度；c為葉素剖面弦長；B為葉片數；Cn為法向力系數；Ct為切向力系數；Cd為阻力系數；φ為入流角；F為修正系數。

式中：Cl為升力系數。

若考慮普朗特葉尖損失修正因子：

則控制方程可修正為：

當風輪葉片部分進入渦環狀態時，動量方程不再適用，可用下面的經驗公式對動量-葉素理論進行修正。

(1) 當a＞0.38時，采用Wilson修正方法。

(3) 考慮風輪錐角的修正。在上述軸向誘導因子a和周向誘導因子b的計算中，都假設風輪的錐角χ為0°。當風輪的錐角不為 0°時，將代為：

式中：χ為風輪錐角。

上述動量-葉素理論是進行風力機葉片氣動分析與外形結構設計的理論基礎，但同時考慮到大型風力機葉片的氣動性能不僅與其自身翼型結構和風場有關，而且與風力發電機組的結構形式和控制方式有關，考慮求取以上因素的理論分析方程解析解非常困難，本文采用基于動量-葉素理論的 Bladed軟件[8]進行數值求解與氣動分析。

2 氣動分析模型

2.1 Bladed葉片模型

本文采用的應用于GL3A風場的1.50 MW某款大型風力機葉片屬于變槳控制型葉片，其安裝方式是在每個風輪上安裝3個葉片，其設計長度約為40.3 m，設計額定功率為1.50 MW，其基本參數如表1所示。

表1 風力機葉片基本參數Table 1 Basic parameters of wind turbine blade

該風力機葉片在應用于 1.65 MW 風力發電機組時，其實際運行的額定功率要求達到1.65 MW。實際額定功率增大后，對安全問題需要進行客觀分析與準確判斷。本文采用 BLADED軟件對其氣動性能進行分析，根據表1所示數據，在Bladed軟件中建立風力機葉片模型，如圖1所示。

圖1 基于BLADED的葉片模型Fig.1 Wind turbine blade model based on BLADED software

2.2 Bladed風輪模型

同一款風力機葉片在應用于不同的風力發電機組時，其氣動性能也會產生差異，所以，在對具體的某一款風力機葉片進行氣動分析時，需要把葉片與整機聯系起來考慮。在分析所述風力機葉片的氣動性能時，選配的應用機型是某1.65 MW風力發電機組，其基本參數如表2所示。

表2 風力發電機組基本參數Table 2 Basic parameters of wind turbine

根據表2所示風力發電機組基本參數，在Bladed軟件中建立風輪模型，如圖2所示。圖2中：T為風輪仰角；C為風輪錐角；Ht為輪轂高度；L為葉片橫向偏移；O為風輪懸掛距離。

3 計算結果與分析

3.1 安裝角選擇

安裝角在-2°～2°之間變化時，會引起風力機葉片最大風能利用系數發生變化，如圖3所示。從圖3可見：當安裝角從-2°逐漸向 2°變化時，風力機葉片的最大風能利用系數呈現了先增大后下降的變化特征，并且在安裝角為 0°時最大風能利用系數最高，達到0.486。安裝角的正偏或負偏都會引起風力機葉片最大風能利用系數下降，為了使風力機葉片盡可能多發電，選擇本款風力機葉片安裝角為0°進行分析。

圖2 基于BLADED的風輪模型Fig.2 Rotor model based on BLADED

圖3 安裝角對最大風能利用系數的影響Fig.3 Effect of set angle on the maximum power coefficient

3.2 氣動功率

風力機葉片在上述應用條件下的氣動功率計算結果如圖4所示，圖中實線表示風輪輸入的軸功率，虛線表示風力發電機組輸出的電功率。風力發電機組在滿功率時的功率傳遞效率取93%。從圖4可見：當該款風力機葉片在風速為11.0 m/s時，可達到風力發電機組氣動額定功率1.65 MW，滿足設計要求。

3.3 風能利用系數

由該款風力機葉片計算得到的風能利用系數與葉尖速比的關系曲線如圖5所示。從圖5可見：該款葉片在葉尖速比為 9.5時，其最大風能利用系數可達0.486；而且該款葉片在葉尖速比為7.8～11.4之間變化時，都能保證其最大風能利用系數大于0.46，這說明該款葉片的氣動設計比較好，適用風速范圍較寬，氣動效率較高。

圖4 風力機葉片功率曲線Fig.4 Powers curves of wind turbine blade

圖5 風能利用系數與葉尖速比關系Fig.5 Relationship between power coefficient and tip speed ratio

3.4 葉根疲勞載荷

該款風力機葉片在GL3A風場下，按使用壽命為20 a、循環數為107次計算，根據德國GL2003國際標準[9]，用BLADED軟件計算得到的葉根等效疲勞載荷的計算值與原有設計值的對比結果如表3所示。表3中，m為葉根等效疲勞載荷對應的材料系數，對于復合材料風力機葉片，取m=10。

表3 葉根等效疲勞載荷對比Table 3 Comparison of blade root’s equivalent fatigue loads MN·m

由于x方向與葉片的揮舞方向一致，y方向與葉片的擺振方向一致，而葉片揮舞方向的強度和剛度都要弱于擺振方向的強度和剛度，所以，葉根等效疲勞載荷主要參考x方向的疲勞載荷。從表3可見：該1.50 MW風力機葉片在應用于1.65 MW風力發電機組時，計算得到的x方向的葉根等效疲勞載荷Mx為2.107 7 MN·m，比原設計值小4.8%，而y方向的葉根等效疲勞載荷My為2.027 2 MN·m，比原設計值小3.5%。由此可見：該葉片在應用于1.65 MW風力發電機組時，由葉片等效疲勞載荷來判斷，其應用是安全的。

3.5 葉根極限載荷

該款風力機葉片在應用于GL3A風場時，根據德國 GL2003國際標準[9]，在考慮安全系數時，按極限風況計算得到的葉根極限載荷的計算值與原有設計值的對比結果如表4所示。

表4 葉根極限載荷對比Table 4 Comparison of blade root’s extreme loads MN·m

由于葉片揮舞方向的強度和剛度都比擺振方向的弱，而且葉根處的極限載荷最大，所以，葉片極限載荷也主要參考葉根極限揮舞載荷。從表4可見：該風力機葉片應用于該款1.65 MW風力發電機組時，其葉根極限揮舞載荷為 4.614 6 MN·m，比原設計值小1.6%；其葉根極限擺振載荷為2.369 8 MN·m，比原設計值小0.6%。由此可見：該葉片應用于1.65 MW風力發電機組時，由葉根極限載荷來判斷，其應用也是安全的。

4 結論

(1) 本款1.50 MW大型風力機葉片在與目標機型匹配時，當安裝角為0°時具有最大風能利用系數，并且該葉片在風速為 11.0 m/s時的額定功率能達到1.65 MW；在葉尖速比為7.8～11.4時，其風能利用系數均在0.460以上，而且在葉尖速比為9.5時，其最大風能利用系數可達0.486，顯示該葉片具有較好的氣動性能和較寬的風速適應范圍，可以滿足該風力發電機組氣動功率和效率的使用要求。

(2) 該風力機葉片在應用于1.65 MW風力發電機組時，計算得到的 x方向的葉根等效疲勞載荷 Mx為2.107 7 MN·m，比原設計值小4.8%，而y方向的葉根等效疲勞載荷 My為 2.027 2 MN·m，比原設計值小3.5%，由葉片等效疲勞載荷來判斷，其應用是安全的。

(3) 該風力機葉片應用于1.65 MW風力發電機組時，其極限揮舞載荷為4.614 6 MN·m，比原設計值小1.6%；其極限擺振載荷為2.369 8 MN·m，比原設計值小0.6%，由葉根極限載荷來判斷，其應用也是安全的。

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