兆瓦级风电机组抗台风塔架设计的初步研究

34机械设计与制造MACHINERYDESIGNMANUFACTURE第2期2011年2月文章编号100L一3997201102003402兆瓦级风电机组抗台风塔架设计的初步研究晏红文蔡全田红旗南车株洲电力机车研究所有限公司风电事业部，株洲412001中南大学交通运输工程学院，长沙410075PILOTSTUDYONANTITYPHOONOFTOWERDESIGNYANHONGWEN，CAIQUAN，TIANHONGQICSRZHUZHOUELECTRICLOCOMOTIVERESEARCHINSTITUTE，LTDWINDPOWERBUSINESSUNIT，ZHUZHOU412001，CHINA2SCHOOLOFTRAFFICTRANSPORTATIONENGINEERINGOFCSU，CHANGSHA410075，CHINA中图分类号TH16文献标识码A一JLHLJ舌塔架是风电机组载荷计算和整机设计的基础，作为风力发电机组的主要承载部件，其关键作用是不容忽视的；尤其是在沿海地区，台风频繁发生，风力发电机组设计必需考虑台风的影响。风力发电机组要承受台风的袭击，塔架的抗台风能力关系到整个风力发电机组的安全。本文基于沿海某风电场、依据相关基本理论对其所需抗台风的塔架做出了初步分析。某风电场位于我国沿海地区，境内低岗丘陵较多，风速的季节性变化比较明显。风电场预装轮毂高度处代表年平均风速为637RRDS，风功率密度为2622W，250M高度处年平均风速为631MS，风功率密度为211WM；风电场代表年空气密度为1168KM3，年有效风速3520MS小时数为8150H，占全年的939；风电场风机轮毂75M高度50午遇最大风速和极大风速分别为458MS和634MS。根据国际电工协会IEC6140012005标准判定该风电场属I安全等级风电场，在风机的选型需选择适合I类风电场风况的风力发电机组。以某15MW风机的机舱、轮毂和待研究的塔架来对抗台风塔架的初步研究，以期对塔架的后续详细设计提供有力的帮助。2塔筒的坐标系表征的载荷数据符合如图1所示的塔架坐标系。如图1所示，塔架坐标系是GL标准中通用的塔架坐标系。塔架载荷数据，如表1所示。来稿日期20100404表1塔架载荷数据XTZTYT原点平行于风轮轴，沿风轮轴方向固定垂直向上水平向外，XT、YT和ZT符合右手规则在塔架顶部横截面的中心图L塔架坐标系3塔筒的模型31物理模型塔筒结构为圆锥筒形式，总高70M，为方便运输分三段。塔筒壁厚分布从2045MM，其中，联结法兰采用L形。塔筒材料属性名称Q345，密度785GERA，弹性模量E2E5，泊松比03。屈服强度345MPA。3_2有限元模型依据初步给定的塔筒截面信息，建立了塔筒的有限元模型，如图2所示。第2期晏红文等兆瓦级风电机组抗台风塔架设计的初步研究35图2塔筒有限元模型4塔架的固有频率计算以塔筒几何信息为基础，建立了塔简的有限元模型，模态分析结果如下一阶弯曲频率是0490HZ；二阶弯曲频率是3523HZ风力机其他涉及频率的参数如下传动比9874风轮转速最小113RPM；额定182RPM；最大194RPM风轮叶片数量3风轮旋转频率最小01946HZ；额定03038HZ；最大03246HZ叶片通过频率最小05838HZ；额定09115HZ；最大09738HZ频率对比如表2所示。表2频率对比表5塔架的极限强度计算51塔架载荷塔筒各段所承受的极限载荷并不是在同一工况下达到的。因此，我们选取塔筒各段承受极限载荷的工况来初步验证塔架的应力大致分布，根据风力发电机组塔基载荷的计算的相关规范和标准，我们得到的应该予以考虑的各工况载荷数值，如表3所示。塔筒在运行工况时，风速引起的对塔架表面的风载对塔简应力影响较小，可以不予考虑。但是在停机工况，风速非常大比如台风，这种情况下风速引起的风载对塔筒强度的影响应该给予考虑。52极限强度计算结果521塔架总体塔筒的简化模型有限元模型，如图2所示。如图3所示，塔简在四种工况下的应力分布云纹图。表3各工况下的塔筒顶部载荷风速MXMYMXYMZFXFYFXYFZ上扰MSKNMKN，NLKNLKNMKNHLKNMKMKNMDLC13E6026131301014139192141414323328323312044DLC13F602514603562957632467450276595529251L552DLE61A7173860234959285一L7523173737973819734DLE61C4308148302547129474L18108O3697570211132O考虑不同载荷工况材料安全系数后，如表4所示，塔筒壁厚设计的厚度是足够的。表4各工况下塔简最大应力值与许用应力比较最大应筒壁许用焊缝许用应力安全系数S工况力值MPA应力MPAMPA，叱；O8筒壁焊缝处A工况DLE13E60一B工况DLE13F60一C工况DLE61AD工况DLE61E图3塔筒在各种工况下的应力分布示意图522塔筒门开口分析如图4所示，是塔筒门框处在工况DLC61A应力分布云纹图。最大载荷1819MPA，与工况61A塔简总体应力分布此段的最大载荷9610MPA相比，放大189倍。与钢材的许用应力3045MPA考虑焊接因素25088MPA相比，安全系数约在16714左右，这是没有门框焊接支撑的情况下得到的，因此，该塔筒在门框处的应力是符合要求的。图4工况DLE61A下塔简门框应力分布云纹图6结论通过对塔架固有频率和对塔简强度分析，可以得出一些结论1该塔架模型的固有频率是符合要求的，不会引起塔筒与叶轮共振。塔筒一、二阶固有频率比相应的激振频率叶片通过塔筒的频率，也就是叶轮频率的三倍分别高出51、262，GL规36机械设计与制造MACHINERYDESIGNMANUFACTURE第2期2011年2月文章编号LO013997201102003602154吨电动轮自卸车轮边减速器的设计与分析刘R千法连莹1西京学院机电工程系，西安710123辽宁省机械研究院有限公司，沈阳110032DESIGNANDANALYSISOFWHEELSIDEREDUCERFOR154TMOTORDUMPTRUCKSLIUSHOUFA,LIANYINGELECTRICALENGINEERING，XIJINGUNIVERSITY，XIAN710123，CHINALIAONINGPROVINCIALMACHINERYRESEARCHINSTITUTECO，LTD，SHENYANG110032，CHINA中图分类号TH16文献标识码A1引言电动轮自卸车是一种用于开发大型露天矿的高效率大型运输设备，在现代化特大型煤矿、矿山的生产中，重型矿用电动轮自卸车日益发挥着越来越重要的作用，已成为生产方面的生力翠。大型矿用电动轮自卸车般采用电动机为基本的动力来源，由电动机输出的动力由行星齿轮减速器传递给车轮，该减速器称为轮边减速器，由于矿用自卸车自重大，加之矿区路况复杂，且齿轮机构常处在高温、高脉动裁荷及润滑较差的工作环境，因而它是机器主要易损件之一，拒统计，在齿轮传动机构中，80的故障是齿轮故，因此，对轮边减速器的设计质量栅幽鼍提出了严格的要求，合理设计齿轮结构、规划应力分布是减少齿轮故障的重要途径。传统的齿轮理论分析是建立在弹生力学基础上，在计算过程中存在许多假设，不能准确反应齿轮啮合过程中的应力以及应变，相对于解析法，有限元法对于复杂的结构问题，具有快速、准确和可靠等优点，因此，采用有限元法对于研究意义，目前还没有对电动轮自卸车轮边减速器的J亍星齿轮进行疲劳强度分析的研究报道。本文利用PRDE建立行星齿轮的模型，并利用ANSYS分析了太阳轮与行星轮的应力分布，通过与理十算结果对比，验证了有限元仿真的正确性，为轮边减速器中行星轮系的动态设计和可靠打下新的基础。2154吨电动轮自卸车轮边减速器减速机构154吨电动轮自卸车轮边减速器由1个太阳轮、3个大行星轮、3个小行星轮、1个内齿圈组成，是典型的具有1个内啮合和1个外啮合的NW型行星齿轮传动减速机构，如图1所示。其中太阳轮本身浮动，太阳轮的一端通过联轴器与电枢轴连接，另一端依靠与3个沿圆周均布的大行星轮啮合自动定位，同时保证适当的啮合侧隙及齿顶间隙。大、小行星齿轮通联轴器相连。3个大行星轮由太阳轮驱动，大行星轮安装在机架的轴承上，3个小行星轮与内齿圈相啮合，并在两个大型向心推力轴承上绕机架转动。来稿日期20100410【T】一一一】H】，】H范约定当塔筒一阶固有频率比相应的激振频率高出20很大时，二阶固有频率计算不是必需的。这是符合计算的最高固有频率比叶片的通过频率至少高出20的要求的。在详细设计时，应当考虑基础的影响。2塔筒载荷是在没有控制方案情况下给出的，作为塔筒的初步研究，这些载荷是可以采用的。这里仅仅做出塔筒的强度分析，粗略预估塔筒的强度，实际上，由于塔筒涉及的外部影响较多，塔筒详细设计以简化的工程算法为主。塔筒的有限元分析结果显示，塔筒的结构强度余量是比较富裕的。3在初步设计、校核完成之后，做塔筒的详细设计则应当进一步汁算塔筒的疲劳强度以及塔架设计相关的螺栓、焊缝的极限强度与疲，对假定塔架尺寸进行多次优化十，降低成本。参考文献1IEC6140012OOSES，20052GUIDELINEFORTHECERTIFICATIONOFWINDTURBINESEDITION2003WITHSUPP20043CHIIRONGYANG，YUANGCHERNGCBIOU，RONGTSONGLEETRIBOLOGIEALBEHAVIOROFRECIPROCATINGFRICTIONDR