風力發(fā)電機組變槳柜的彈性支撐選型計算

李紅梅， 王　冰

(上海電氣風電集團有限公司， 上海 200241)

彈性支撐在現(xiàn)代風力發(fā)電機組中應用廣泛，比如用于發(fā)電機和齒輪箱與機架的連接，機艙與機艙支架的連接，以及變槳柜與輪轂的連接等。筆者主要介紹用于變槳柜與輪轂連接的一種小型彈性支撐的選型方法，此彈性支撐的主要作用是減少輪轂因極限和疲勞受載變形對變槳柜的影響，減少變槳柜和柜內零件隨輪轂轉動產生的振動，將變槳柜的機械振動控制在規(guī)定范圍內，以確保變槳柜和柜內零件的安全。

筆者以某風電整機廠大兆瓦級風電機組的變槳柜應用情況為研究對象，根據(jù)實際變槳柜的安裝布置，以及采用有限元分析(FEA)方法對輪轂受載變形情況進行分析，再對三種常用彈性支撐的性能進行對比分析選出合適的型號，最后對此型號彈性支撐進行振動特性分析，以確保選型的準確性。

1　彈性支撐應用情況

電動變槳系統(tǒng)的任務是使風電機組的葉片旋轉到設定的槳距角位置。變槳系統(tǒng)能控制三個葉片的槳距角位置，以此來控制風電機組的功率，或者通過順槳氣動剎車可以達到停機的目的。每個葉片變槳驅動都配備一個軸控制柜以連接電動機和傳感器，對槳葉動作進行精準控制。由于風電機組部分停機程序中變槳驅動需要后備電源供電，所以變槳系統(tǒng)必須包含蓄能裝置，其電量必須確保在最壞情況下槳葉可連續(xù)順槳。因此，每個葉片的變槳驅動都配有單獨的電池組或電容器。電池或電容組都必須安全地安裝并鎖在電池柜體里。由于旋轉，輪轂內的所有組成部件都會受到離心力，且重力的方向也會不斷變化，在風輪加速減速時，部件還會受到慣性力的作用，所有這些力疊加起來會給每個部件造成一個持久的載荷。因此，電池柜和控制柜都必須安全地安裝在輪轂上，以避免輪轂受載和轉動時有變形和損傷出現(xiàn)。應用彈性支撐進行輔助安裝就能起到保護柜體的作用，在以往變槳柜的彈性支撐選型大多僅考慮了變槳柜安裝條件和彈性支撐的性能，沒有考慮輪轂的承載特性和共振特性，常造成彈性支撐選型不當，特別是在極限和疲勞載荷下彈性支撐損壞或者彈性體斷裂，導致變槳柜體變形和變槳柜內零部件的損壞。

2　變槳柜安裝條件

變槳系統(tǒng)的電池柜和控制柜分別有3個，均放置輪轂內，因考慮控制柜的維護工作量大，往往將控制柜放置輪轂內腔(腹板內壁面)，電池柜放置輪轂腹板外壁面。兩種柜體均焊接在安裝支架上，安裝支架設置4個安裝孔，采用4個彈性支撐安裝到輪轂的腹板上。圖1為彈性支撐應用在變槳柜的安裝示意圖。

圖1　彈性支撐應用在變槳柜的安裝示意圖

3　輪轂的承載特性

輪轂是用來將葉片連接到葉輪轉軸上的固定部件，通常由球墨鑄鐵部件組成，將葉片的載荷傳遞到風力機的支撐機構上，即最終傳遞到塔架上[1]。在大型風力發(fā)電機組應用中輪轂承受著復雜的交變載荷，這對輪轂本身結構強度提出很高要求的同時，也對安裝在輪轂的部件提高了安裝要求。

4　彈性支撐的選型計算

4.1 計算輸入

彈性支撐用于輪轂內的變槳控制柜和電池柜的減振支撐，因電池柜安裝在輪轂外壁面離輪轂中心更遠且質量更大，因此其受載條件相對控制柜更苛刻，故彈性支撐的選型以電池柜的受載為輸入即可。彈性支撐選型計算所需的主要輸入?yún)?shù)見表1。

表1　彈性支撐選型計算輸入?yún)?shù)

4.2 彈性支撐參數(shù)

表2中羅列了3個常用型號(A、B和C)彈性支撐的性能參數(shù)。

表2　三種型號彈性支撐參數(shù)

4.3 輪轂受載變形量

使用FEA軟件Ansys對輪轂進行FEA計算，可以得出3個葉根對應的輪轂腹板上4個電池柜安裝點(葉根1見圖2，葉根2見圖3，葉根3見圖4)的極限和等效疲勞的相對位移量結果(葉根1見表3，葉根2見表4，葉根3見表5)，其中ΔUX為受載后兩節(jié)點間X軸方向(垂直于安裝面)的相對位移量，ΔUYZ為受載后兩節(jié)點間YZ合力方向(水平于安裝面)的相對位移量。

圖2　葉根1安裝節(jié)點示意圖

表3　葉根1安裝節(jié)點極限相對位移結果表

圖3　葉根2安裝節(jié)點示意圖

圖4　葉根3安裝節(jié)點示意圖

表5(續(xù))

以上結果在極限工況下，輪轂腹板上4個安裝孔間，最大垂直(UX)相對位移為Δha=3.3 mm，最大水平(UYZ)相對位移量為Δhr=4.1 mm。同樣，采用FEA方法，做等效疲勞分析，輪轂腹板上4個安裝孔間，最大垂直(UX)相對位移為Δha′=2.5 mm，最大水平(UYZ)相對位移量為Δhr′=2.8 mm。

4.4 彈性支撐選型計算

4.4.1 軸向極限載荷和疲勞載荷

電池柜所受極限離心力F0=mω2r=1 022.21 N,電池柜所受疲勞離心力F0′=mω′2r=713.1 N。

電池柜自重G=mg=2 156 N。

彈性支撐在變槳柜承受極限載荷和疲勞載荷作用下產生的軸向位移分別為Xa和Xa′：

(1)

(2)

輪轂安裝點最大軸向變形和變槳柜受載后彈性支撐的軸向位移之和為彈性支撐軸向最大變形量，其極限和疲勞軸向最大變形量分別為X1和X1′，結果見表6。

表6　彈性支撐軸向極限和疲勞變形量計算結果　mm

4.4.2 徑向極限載荷和疲勞載荷

電池柜所受極限切向力Fτ=ma=132 N,電池柜所受疲勞切向力Fτ′=ma′=44.4 N。

電池柜自重G=mg=2 156 N。

彈性支撐在徑向極限載荷和疲勞載荷作用下產生的軸向位移分別為Xr和Xr′:

(3)

(4)

輪轂安裝點最大水平變形和變槳柜受載后彈性支撐的徑向位移之和為彈性支撐徑向最大變形量，其極限和疲勞徑向最大變形量分別為X2和X2′，結果見表7。

表7　彈性支撐徑向極限和疲勞變形量計算結果　mm

4.4.3 彈性支撐延伸率

材料產生塑性變形的能力稱為材料的塑性性能。塑性性能是工程中評定材料質量優(yōu)劣的重要方面，而衡量材料塑性的指標有延伸率和斷面收縮率[2]。故彈性支撐的材料斷裂延伸率為判斷彈性支撐是否適用的標準。彈性支撐極限和疲勞延伸度計算結果見表8。

表8　彈性支撐極限和疲勞延伸率計算結果　%

從表8中可以得出，型號A可滿足極限載荷要求，也滿足疲勞載荷要求，可進行長期使用 。

5　變槳柜彈性支撐振動計算

彈性支撐是風機的關鍵部件，如何選擇合適的彈性支撐剛度是非常關鍵的，既要起到減振的效果，還要保證彈性支撐有足夠的強度和壽命。彈性支撐的破壞有多重原因，如振動、強度不夠和安裝工藝影響等，但是彈性支撐廠家不會考慮彈性支撐剛度對整個機組的影響，因此就需要研究彈性支撐對整個機組的影響，需考慮共振[3]，即變槳柜的固有頻率不能與風機的激勵頻率發(fā)生共振。

機組最大激勵頻率f=n′/60=0.234 Hz。

計算得出當選用型號A彈性支撐時，變槳柜固有頻率與機組風輪轉動頻率相差較大，不會引起共振。

6　結語

根據(jù)實際應用要求，此彈性支撐的選型要素：彈性支撐能滿足極限和疲勞載荷的要求，變形量可以完全抵消或者部分抵消輪轂受載后在安裝點的變形量，葉輪旋轉過程中變槳柜因離心力產生的位移量，以及變槳柜自身的質量引起的位移量這三個變形量之和；材料性能滿足要求，保護變槳柜不產生變形或變形量在可允許范圍內，以避免柜體和柜體內部零件受到損傷，并且避免變槳柜減振系統(tǒng)與機組產生共振。

風力發(fā)電機變槳柜采用彈性支撐應用自投入實際運行，至今已經穩(wěn)定運行多年，驗證了彈性支撐的可靠性，計算選型方法是成功的。

參考文獻：

[1] RisΦ國家實驗室, 挪威船級社. 風力發(fā)電機組設計導則[M]. 楊校生, 何家興, 劉東遠, 等譯. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2011: 1.

[2] 金康寧, 謝群丹. 材料力學[M]. 北京: 北京大學出版社, 2006.

[3] 陽小林, 廖暉, 宋聚眾, 等. 齒輪箱彈性支撐對風電機組性能的影響[J]. 東方汽輪機, 2014(4): 47-54.

[4] 倪振華. 振動力學[M]. 西安: 西安交通大學出版社, 1986.