大兆瓦海上風電機組前機架的設計與仿真分析

司豪鵬

上海電氣風電集團股份有限公司 上海 200235

1 技術背景

風電作為21世紀清潔能源的重要組成部分,既是雙碳目標下實現清潔能源結構優化的重要途徑,又是未來能源系統中的重要基石。我國風電在國家政策的鼓勵和綠色金融的賦能下,正在逐步走向強大和成熟。相比陸上風電,海上風電在節省用地、穩定發電、并網便利性等諸多方面均超過陸上風電,雖然起步較晚,但憑借自身優越條件,近年來正在世界各地飛速發展[1]。在此背景下,大力發展海上風電,對促進我國能源綠色轉型,實現高質量發展具有重要意義。

隨著風電行業的快速發展,海上風電機組呈現大型化、輕量化的發展趨勢,單機規模進入超大型階段。當然,并且海上風電機組在復雜的海洋環境下長期運行,運維難度大,潛在風險高。在這種復雜的條件下,為了確保整機和零部件在設計壽命內穩定安全運行,前機架的結構設計和強度校核尤為重要,必須對極限工況下的強度和疲勞損傷進行仿真和計算,確保處于安全范圍內,由此可能帶來多輪迭代優化,使設計周期延長,復雜度提高[2-3]。

有學者對風電機組的機架進行了研究。陳偉[4]以某大型風電機組前機架為研究對象,綜合應用商用優化軟件和有限元方法,系統對前機架從概念設計到符合規范要求的最終設計構型全過程進行詳細闡述,為后續風電機組相關零部件的優化設計和分析提供了方法。何章濤[5]對某兆瓦級風電機組前機架進行拓撲優化,實現結構優化和輕量化,屬于前機架的自主研發和探索性研究。趙俊達[6]通過拓撲優化設計得到海上風力發電機前機架模型,在滿足強度要求的前提下,使質量減小6.276 t,使減質比達到25.1%。孫紅梅等[7]對某兆瓦級風電機組進行形狀優化,改進前機架的結構,在結構性能不變或有所提升的前提下,達到減小質量、降低制造成本的目的。向琳玲等[8]對3 MW風電機組前機架結構進行單一目標拓撲優化、形狀優化和參數優化,在保證結構性能達標的情況下,獲得輕量化的機架模型。

筆者以大兆瓦半直驅式海上風電機組前機架為基礎,介紹前機架從設計思路、建模到有限元分析的整個設計過程。

2 前機架設計

前機架作為風電機組的大鑄件之一,是機艙的重要組成部件。根據風電機組技術路線的不同,前機架的形式和連接部件有所不同,但是都對風電機組的穩定運行起到重要作用。目前常見的風電機組機型分為直驅式、雙饋式、半直驅式。直驅式風電機組中的發電機采用多極電機與風輪直接連接進行驅動,取消齒輪箱部件,因此前機架一般為彎頭結構形式,彎頭一端直接連接發電機,另一端與偏航系統一起連接至塔筒。雙饋式和半直驅式風電機組的結構都采用包含齒輪箱在內的驅動鏈部件,驅動鏈由前端軸系和后端齒輪箱組成,軸系與風輪連接,驅動鏈與尾部的發電機連接。這兩種風電機組的前機架一般都為方形結構,頂部承載驅動鏈,底部與偏航系統一起連接至塔筒上方,不同的是雙饋式風電機組的齒輪箱采用聯軸器與發電機連接,而半直驅式的齒輪箱與尾部的發電機直連。由此可見,半直驅式風電機組兼顧直驅式和雙饋式兩者的特點。與雙饋式風電機組相比,半直驅式風電機組的齒輪傳動比較低。與直驅式風電機組相比,半直驅式風電機組的發電機轉速較高。由此,半直驅式風電機組能夠提高齒輪箱的可靠性,延長使用壽命,還能夠改善大功率直驅式發電機設計制造困難的狀況。當然,無論何種形式的前機架,在機艙中都起著承載部件,連接風電機組其它部件,保證風電機組順利安裝、穩定運行及可靠維護的作用[9]。

前機架的重要作用決定了必須具有高強度、結構穩定、耐腐蝕、壽命長等特點。目前,國內外大多采用球墨鑄鐵作為前機架的主要材料,其中QT400應用最為廣泛。近年來,隨著風電機組兆瓦級別越來越大,對前機架的強度要求越來越高,不少廠家開始使用QT500作為前機架的材料。筆者以QT400-18AL材料來進行前機架的結構設計。

對于半直驅式風電機組前機架,載荷傳遞路徑為葉片、輪轂、驅動鏈、前機架、偏航齒圈、塔筒。根據載荷傳遞路徑,設計前機架時主要考慮兩種工況。第一,極限載荷工況,承受來自輪轂中心傳遞的極限載荷。第二,疲勞載荷工況。

前機架的設計必須滿足強度、剛度、穩定性、使用壽命等要求,評價標準有兩個:極限評價標準和疲勞評價標準。前者指前機架在各工況下所受的實際最大應力要小于許用應力,對于非疲勞熱點的局部區域,允許超過許用應力,但塑性應變應小于1%。后者指前機架結構的最大損傷值要小于1。

3 前機架建模

前機架在設計前需要根據需求,搜集相關參數,以確定設計邊界。在設計開始階段,需要搜集三個方面的參數:驅動鏈系統的參數、偏航系統的參數、后機架的參數。

近年來,很多學者采用拓撲優化的方法在風電領域進行了研究。潘祖興等[10]對4 MW～5 MW桁架式風力發電機結構過渡段進行拓撲優化設計,重點研究影響過渡段結構性能的拓撲參數,將設定方法和所得到的拓撲結果作為相關設計的參考依據。牛磊[11]基于響應曲面法對風力發電機輪轂優化模型進行尺寸優化,獲得輪轂最佳壁厚的優化方案。

筆者根據驅動鏈系統的參數、偏航系統的參數、后機架的參數,建立前機架拓撲優化模型,如圖1所示。前機架拓撲優化結果如圖2所示。根據拓撲優化結果,提出多種技術方案進行分析比較,確定優選方案,得到初版方案的組成結構、初步外形尺寸、基本特征參數,同時與供應商進行技術交流,確認可優化項和技術要求,綜合建立初版模型,如圖3所示。

圖1 前機架拓撲優化模型

圖2 前機架拓撲優化結果

圖3 前機架初版模型

初版模型確定后,還需要進一步確認與前機架相關的部件詳細參數,如下:

(1) 驅動鏈系統的參數,包括驅動鏈仰角、高度、寬度,以及與前機架連接尺寸;

(2) 偏航系統的參數,主要分為滑動式偏航、滾動式偏航、外偏航、內偏航、偏航中心距、偏航驅動數量及布局要求、偏航制動數量及布局要求、偏航最大內外徑要求、塔筒連接要求等;

(3) 后機架的參數,包括后機架的連接方式和尺寸;

(4) 整機尺寸,以及輪轂中心到塔筒中心的尺寸;

(5) 機艙罩位置尺寸;

(6) 液壓系統位置尺寸;

(7) 電氣參數,包括電氣布線、傳感器等的位置尺寸。

總體方案確定后,還需要綜合考慮前機架的結構合理性、經濟性、可靠性、安裝運維等要求。

4 有限元分析

4.1 仿真模型

所搭建的大兆瓦海上風電機組仿真模型由風輪鎖定盤、主軸、前主軸承、后主軸承、軸承座、前機架、后機架、塔筒、卡鉗、偏航電機、偏航齒圈、齒輪箱連接環、前軸承端蓋、軸端擋圈組成,如圖4所示。載荷坐標系選取為輪轂中心坐標系,如圖5所示。其中,MX、MY、MZ依次為X、Y、Z方向上的扭矩,FX、FY、FZ依次為X、Y、Z方向上的靜載荷。仿真模型邊界條件的設置應盡可能與實際情況相同[12]。

圖4 大兆瓦海上風電機組仿真模型

圖5 載荷坐標系

前機架、后機架與塔筒的連接如圖6所示。其中,紅色為固定連接,黃色為活動接觸。后機架與前機架之間、塔筒與偏航齒圈之間、上摩擦片與前機架之間、上卡鉗與側摩擦片之間、下摩擦片與下卡鉗之間、螺母與墊片之間、墊片與被連接件之間均為固定連接。前機架與軸承座之間、上摩擦片與偏航齒圈之間、上卡鉗與前機架之間、上卡鉗與下卡鉗之間、下摩擦片與偏航齒圈之間、側摩擦片與偏航齒圈之間均為活動接觸,摩擦因數依次為0.3、0.1、0.32、0.32、0.1、0.1。部分連接部位在結構內部,圖中無法顯示。

圖6 前機架、后機架與塔筒連接

輪轂中心節點通過點面接觸連接至輪轂與主軸連接端面上,齒輪箱等效質量點通過點面接觸連接至齒輪箱齒圈上,發電機等效質量點通過多節點約束連接至齒輪箱等效質量點上,變流器、變壓器、后機架、配電柜、控制柜、機艙罩等效質量點通過點面接觸連接至后機架連接面上。偏航電機與偏航齒圈之間通過多節點約束連接,使偏航電機的切向位移等于偏航齒圈的切向位移。

4.2 材料屬性

分析的主要對象是大兆瓦海上風電機組前機架,對應材料QT400-18AL的屈服強度為220 MPa,考慮安全因數為1.1,則用于極限校核的屈服強度為200 MPa。部件材料參數見表1。

表1 部件材料參數

4.3 極限強度計算條件

根據風電機組的實際運行情況,所需計算的工況有七個。工況1為X向最大扭矩工況,工況2為X向最小扭矩工況,工況3為Y向最大扭矩工況,工況4為Y向最小扭矩工況,工況5為Z向最大扭矩工況,工況6為Z向最小扭矩工況,工況7為Y向和Z向最大合扭矩工況。

加載七個工況下輪轂中心坐標系的極限靜載荷FX、FY、FZ、MX、MY、MZ及機艙各部件的重力載荷,極限靜載荷安全因數與重力安全因數應保持一致,并加載全部螺栓預緊力。

4.4 極限強度計算結果

經仿真計算,得到前機架七個工況極限靜載荷下的應力云圖,如圖7～圖13所示。

圖7 工況1應力云圖

圖8 工況2應力云圖

圖9 工況3應力云圖

圖10 工況4應力云圖

圖11 工況5應力云圖

圖13 工況7應力云圖

極限強度計算結果統計見表2 。

由表2可知,前機架七個工況極限靜載荷下的極限應力均小于200 MPa,因此前機架的結構滿足極限強度要求。

4.5 疲勞強度計算條件

疲勞壽命曲線是用于評估材料耐久性和壽命的重要基礎,一般通過疲勞試驗方法來確定材料的疲勞壽命曲線。根據相關規范,在不進行疲勞試驗的情況下,可以根據材料的極限抗拉強度、屈服強度、彈性模量等合成一條近似的疲勞壽命曲線。通過以上方法,可以得到QT400-18AL的疲勞壽命曲線。根據QT400-18AL的材料特性,以及由規范擬合出的疲勞壽命曲線來分析前機架的疲勞強度。

仿真模型中應用的主軸承、偏航軸承結構、活動接觸連接會使輪轂中心載荷與前機架之間的應力變為非線性關系,為使仿真更加符合實際情況,運用馬爾科夫矩陣來統計所得到的輪轂中心載荷各變量的均值與幅值。在加載單位疲勞載荷時,仿真模型中分別施加輪轂中心載荷各分量的正負幅值載荷,得到前機架的應力結果后,再與時序疲勞載荷耦合,計算前機架的疲勞損傷值。若疲勞損傷值小于1,則認為前機架滿足疲勞強度要求。

4.6 疲勞強度計算結果

前機架的疲勞損傷云圖如圖14所示,疲勞損傷最大區域如圖15所示。

圖14 前機架疲勞損傷云圖

圖15 前機架疲勞損傷最大區域

根據計算結果,可得前機架疲勞損傷值最大為 0.299 4,小于1,因此滿足疲勞強度要求。

5 總結與展望

筆者通過實際案例對大兆瓦海上風電機組前機架的設計、建模、計算做了介紹與說明,提出的拓撲計算、迭代設計思路能在較大程度上減小鑄件自身質量,提高設計效率。當然大兆瓦風電機組前機架的設計還存在一些困難,比如整體尺寸較大,鑄造、加工、運輸困難,國內可制造的供應商有限等。在未來,風電機組前機架的設計還需不斷創新,提出方便運輸的結構形式,實現新材料發展帶來的質量減小。

隨著時間的推移,傳統化石能源必將被可持續的清潔能源所代替。根據國家能源局發布的風電發展十四五規劃,到2025年可再生能源年發電量達到3.3萬億kW·h左右。十四五期間,可再生能源發電量增量在全社會用電量增量中的占比超過50%,風電和太陽能發電量實現翻倍。未來,風電行業仍將持續快速發展。