15mw直驱风力机多体系统动力学分析

15mw直驱风力机多体系统动力学分析

水平轴风力机是刚柔组合的多体系统。主要的弹性振动器是叶片和塔架。发动机的刚性非常好，主要由质量惯性主导振动。风动机工作时，叶片的旋转变形改变了旋转习惯和质量分布，叶片的旋转变形和弹性变形是相互结合的。此外，大型水平轴风力机系统是非线性流-柔组合的多体系统，结构和运动非常复杂。在力学建模中，应考虑叶片的几何非线性和大变动力、电机的初体运动、塔架的弹性变形和动能负荷等因素。因此，很难计算理论上的计算值。Zhao等基于以上研究基础,文中建立了1.5MW直驱风力机系统仿真模型,验证了系统的动态响应,并对棕榈树干柔性结构与风力机的塔架结构设计进行对比,验证了仿生设计的可行性.1风力机多体系统的动态分析1.1塔架模型的建立风力机多体系统主要包括风轮、机舱和塔架,机舱内又以传动系统为主.为了对整机进行动力学分析,采用ANSYS的APDL建立了1.5MW的三叶片直驱风力机系统模型,如图1所示.叶片全长40.25m,翼型采用Aerodyn系列,叶片采用预弯曲技术,叶尖预置弯度为1.63m,以防止叶片在运转过程中朝向塔架变形,叶片模型采用SHELL91壳单元.轮毂半径1.25m,忽略变浆距机构的影响,轮毂和叶片呈刚性连接,轮毂采用SHELL93壳单元建模.传动系统主要由主轴和电机组成,此处忽略螺栓和轴承的影响;传动系统和轮毂采用无质量刚性梁MPC184单元进行刚性连接,与机舱底板采用耦合(CP)连接处理;机舱与传动系统分别采用SHELL93和BEAM188建模.塔架呈锥筒型,全长66m,有7节塔筒,底部外径为4.20m,底部内径为4.17m,顶部外径为2.380m,顶部内径为2.362m;机舱塔架也采用刚性连接,塔架模型采用SHELL63单元.风力机系统各部件属性如表1所示.1.2风力机系统动态特性风力机系统动力学主要是研究共振和稳定性问题从表2中可以看出,考虑风轮机舱质量约束的塔架与整机的一、二阶固有频率相差不大,而三、四阶固有频率却有较大差异,这主要是因为对于整机系统而言,叶片的刚度小于其它部件,三、四阶主要是柔性叶片在面内和面外的振动,而塔架的振动相对较小.由于风轮的额定转速为18.5r/min,工作转速一般为12～21.5r/min由表2可知,该系统的三阶固有频率为0.79653Hz,介于风轮旋转的3倍频率0.600～1.074Hz之间,此时风轮的转速达到47.792r/min,因此,风力机在高阶频率处可能发生共振.由于风力机的工作转速一般在额定转速或以下,而且风力机工作的最大转速为21.5r/min,因此风力机考虑的都是系统的低阶固有频率.风力机系统振动的坎贝尔图如图2所示.从图中可以看出,系统的一、二阶固有频率没有与风轮旋转频率的两个区间重合,并且距离0.358Hz和0.600Hz较远,一阶频率与0.358Hz和0.600Hz相比,分别相差18.6%和26.5%,而工程上一般要求相关在±10%以上,因此该系统是稳定的,符合工程要求.风力机为多体系统结构,当叶片处于不同方位角时会对系统的质量和刚度特性产生影响,而且具有一定的周期性.由于风力机的三叶片均匀分布,因此叶片的周期为120°,在一个周期内按叶片顺时针旋转方向(见图1)对不同方位角下的整机进行了模态分析,结果如表3所示.由表3可见,叶片方位角变化对风力机系统的各阶振型影响较小,各阶固有频率相差不大,因此在进行风力机动态性能设计和校核时可以忽略.1.3载荷和振动的影响大气中普遍存在着阵风,阵风包括离散阵风和连续阵风两类.风力机的设计必须能抵抗极端阵风.由于风力机设计的运行条件为IECⅢA类风场,参考风速按如图1所示的叶片方位角对风力机系统进行了结构瞬态动力学响应分析.依据轮毂处风速,采用正常风廓线模型来计算叶片承受的气动力和气动力矩;塔架承受倒梯形非均布载荷,承载面随高度增加而减小,故将塔架载荷近似作均布载荷处理,并考虑了系统的重力作用.由于系统的由图4可见,叶片位于不同位置时各叶尖处的位移幅值相差较大,叶片1、3叶尖的幅值为1.05m,叶片2叶尖的幅值为1.55m,轮毂和机舱的位移几乎一致,塔架中段和塔架底段的位移幅值变化较小.由于叶片采用预弯曲技术,能够有效避免叶片叶尖打塔.在实际工况下,随着塔架高度方向上载荷的不断变化,三叶片的弹性变形不完全相同,叶尖的变形是三叶片受风载作用和塔架弹性变形相互耦合作用的结果.由于轮毂与机舱通过刚性轴连接,而机舱和传动轴的刚度较大,因而两者位移相近,而塔架本身为柔塔,因此其位移相对三叶片来说是很小的.从图5和6可以看出,由于叶片是一个柔性体,而其它部件刚度都较大,因此风力机在极端风速时叶尖处的速度、加速度都比其它位置大,振动也最剧烈.由于风力机三叶片的旋转和方位角的变化会引起整体刚度矩阵和结构阻尼矩阵发生变化,使叶片在不同位置时的振动响应不同,而风轮和塔架间联接轴刚度对叶片轮毂和塔顶附近的动态响应也产生了较大影响,因此当外界激励达到叶片的固有频率时,会使叶片的振动不断增大,叶片发生颤振,对叶片产生严重的破坏,因此对整机的动力响应分析能够提高风力机动力学的可靠性.2树干和塔架的弹性模量和材料属性生长在沿海一带的一类棕榈科植物叶片柄部较长,与粗大的树干相比,为典型的柔性臂.在承受飓风时,其叶片所在的平面会在顺风方向围绕几何对称轴伸缩摆动以减小叶片的承载面积或悬臂长度,从而增强其抗风性.树干和叶片的刚度分级结构以及二者之间的连接能够很好地抵御台风等强风天气,这与风力机的工作环境相同,研究这类植物的抗风性机理,为采用仿生方法实现风力机系统的动力学设计提供了依据.实验选取4棵长年承受风载的棕榈科大王椰作为样本,每个样本高度均为4m.根部最大截面直径为0.62m,沿着高度方向0～1m内,截面直径迅速减小;在高度1.0～2.5m内,截面几乎保持不变;在2.5～3.5m内,截面直径再次增大;超过3.5m后,直径减小直到树干顶端.树干主要由植物纤维和软组织机体组成,为典型的复合材料.主要分为两层,外层较薄,厚度为0.5mm;内层为疏松结构,类似于泡沫.采用电子万能试验机测得树干外层和内层平均弹性模量分别为1395、12.821MPa;采样计算出树干外层和内层密度分别为1129.92、730kg/m根据实验所测的几何数据在ANSYS里建立了树干的有限元模型,如图7(a)所示.由于树干是实体分层结构,外层为厚度仅有0.5mm的薄壁结构,远远小于截面直径尺寸,因此采用实体结构分层SOLID186单元.在柱坐标下通过该单元的截面参数来分别定义树干外层和内层的厚度和材料属性.为了与风力机塔架模型作对比,取所测棕榈树干截面直径的平均值作为塔筒直径,按照等高度和等厚度(与树干外层厚度相同)的原则建立了塔架的有限元模型,如图7(b)所示,塔架材料属性如表1所示.树干和塔架的固有频率如表4所示.从表中可知,两种模型的固有频率存在较大的差异,这与以下两个因素有关:一是材料的力学性质,塔架的弹性模量远远大于树干弹性模量;二是材料的密度,棕榈树干内层为疏松结构,富含水分,影响了树干的质量分布.在模态振型方面,棕榈树干和塔架振型具有相似性,作为空心圆柱和实心圆柱结构,其力学性质的差异没有导致其模态振型的变化.考虑额定风速为10.5m/s的树干和塔架的受力情况如图8、9所示.从图8中可以看出,树干沿高度方向的变形远远大于塔架的变形.由于塔架的刚度远大于树干,所以树干在抵御外载荷方面表现出了很强的柔性,这与其内部结构和材料特性密切相关.从图9可以看出,树干的最大应力位于高度0.9m的位置,大小为0.22MPa;而塔架的最大应力位于根部,大小为0.84MPa;这种特征与其截面直径随高度变化的不均匀性有关在植物的长期演化过程中,根部不但作为植物结构体的基础承载树干和枝叶及外载重量,而且还是吸收营养和水分的主要器官,因此,根部的应力不是最大,这一特点能够提高树干结构的可靠性,包括长期生长在多风环境中的结构的抗疲劳损伤能力.而在相同风压作用下,树干沿高度方向的应力远小于塔架.在风载作用下,植物多体系统以其自身结构的相互作用产生变形,来抵御风载的作用,以达到良好的抗风目的,这与风力机整机系统有着较高的相似性.由数值模拟可知,棕榈树干具有较好的柔性,在风载作用下,应力小、变形大.传统塔架多为刚性结构,叶片在吸收外界风能时,风载荷产生的应力和变形都集中在叶片上,这样将使叶片的寿命和可靠性大幅降低;若采用柔性结构,在风轮转动过程中,塔架将会分担一部分叶片所承受的位移和应力,提高叶片与塔架的耦合作用,减少叶片内部的振动应力幅值,从而提高风力机的寿命.因此,在结构和功率的限制下,当风力机系统像植物系统一样具有“避风”的性质时,会明显提高风力机的功率运行范围和高风速下的稳定性.3极端工作阵风下的动态特性文中采用ANSYS建立了1.5MW三叶片直驱风力机系统模型,并对轮毂机舱连接处作了合理的简化,分析结果表明塔架属于柔塔;系统的一阶固有频率没有与叶片旋转的1倍频率和3倍频率重合;叶片的旋转方位角对系统的固有频率变化影响不大,在进行风力机动态性能设计和校核时可以忽略不计.考虑极端工作阵风条件下风力机系统的动态响应,发现在极端阵风载荷作用下,叶片振动特性比其它部件复杂.由于叶片是一