风电机组叶片技术升级中性能与载荷评估研究

【摘要】早期安装的一些风电机组因存在叶片及其相关部件性能劣化甚至于损坏等问题，开展叶片技术升级改造工作势在必行。叶片技术改造中涉及到机组本体及机械结构部件受力变化，因此需对改造后的机组做性能与载荷评估。本文基于风力发电机组设计规范和相关的部件设计计算标准，采用Bladed软件进行仿真计算，提出了具体的性能与载荷评估研究内容及方法，以保证机组升级改造后的安全可靠运行。【关键词】风力发电机组

叶片

技术升级

载荷评估引言风电产业实现大规模、高质量发展是落实双碳目标任务的重要抉择。随着中国风电行业的快速发展，到2021年底我国风电累计并网装机容量超过了3亿千瓦。早期安装的风电机组因受当时机组设计、配套部件生产开发条件所限，叶片长度短、扫风面积小，风能利用系数效率较低，随着风电技术进步，针对同等功率条件下的风电机组，增加叶片长度即增大风轮直径成为提升机组发电量不可缺失的必要手段。包括采用长度更长且效率更高的叶片替换，这种方式提升发电量效果明显，一般能在三到五年内收回改造成本。因此，长叶片替换改造已成为近几年风力发电机组技术升级改造的一种重要方式。本文以风电机组长叶片替换原叶片的技改工作为背景，提出来适用于特定风电场多参数的载荷计算模型，以及基本的计算分析方法。通过技改前后机组性能与载荷仿真计算结果全面的对比，研究分析了机组在技改前后的性能变化规律。同时，重点对比分析了技改前后叶片根部、轮毂中心、塔筒顶部以及底部四个关键位置与机组设计有关的极限和疲劳载荷分量，以及受影响的部件及系统。1.载荷评估研究内容1.1性能和载荷仿真模型依据风电机组动力学模型程序进行载荷和性能仿真计算与分析，由此得到各主要零部件的载荷分量。在动力学模型程序中建立技术升级后的机组模型过程中，要与原有设计的机组模型逐一比对，包括但不限于叶片质量与刚度分布、塔筒直径&壁厚及刚度、传动链传动比&效率&转动惯量、控制系统参数等等，同时考虑结合风场调试时的参数实际设置值。确定整机模型后，进行稳态仿真计算，包括：空气动力计算、性能参数计算、功率曲线、稳态运行载荷计算、稳态停机载荷计算等，并且与原模型相对应的计算结果进行参照比对，以防止发生参数设置不当或参数修改不合理问题。风电机组整机动力学模型包括风轮空气动力学模型和传动链及塔筒动力学模型。其中，风轮空气动力学模型为风轮吸收空气动能能力。就风电机组动力学模型而言，将根据风电场特定场址情况，针对风场所处天气资源条件，合理确定空气密度、年平均风速、极限风速、风剪切指数、湍流强度、运行及生存温度等基本参数值。若该风场属于山地型，必须选取该风场内最不利的机组点位作为校核首选机位，将该机位处实际的来流角度、湍流强度等参数实际值作为载荷校核时的实际输入值。最为不利的机位一般可通过风电场微观选址计算分析结果来选取。随着时代发展，机组原设计使用的计算分析软件版本、计算方法和适用的标准版本大多都会有所升级，技术升级改造验证时建议选择采用原版本或原方法做对比性研究，以保持基准统一。1.2计算分析方法在风电机组动力学模型程序中实现技术升级后的机组模型建模后，可按照IEC标准[5]规定的计算工况，包括但不限于发电工况、发电并带有故障工况、正常关机、紧急停机、空转、停机兼故障、维修等工况。同时，在机组技术升级后进行控制参数和控制策略的调优，确保机组安全可靠，保证发电能力。在完成上述工况计算后分析得出该机组的极限载荷与疲劳载荷。其中，疲劳载荷是基于三维湍流模型风的模拟计算结果。气动载荷计算采用叶素理论和动量原理，同时包含叶尖损失模型。最后，根据该计算结果与原有模型的计算结果进行对比分析，其中包括极限载荷和等效疲劳载荷对比分析。在计算载荷时，须同时兼顾考虑的因素：振动、转动、地球引力引起的载荷；空气动力载荷；运行和控制产生的冲击载荷；风轮空气动力学不平衡性；塔影效应；局部安全系数；如必要需考虑适当的冰载等。在做机组稳定性性能分析时，要对机组一些关键参数及变化曲线进行分析，包括对应不同风速下机组发电功率、风能利用系数、推力系数、发电机转速及扭矩变化趋势等。风能利用系数代表风轮风能转换效率，其公式为

（1）其中，代表为风电机组轴功率，代表空气密度，代表风轮扫风面积，代表风速。推力系数代表风轮所受阻力的特征系数，其公式为（2）其中，代表为风轮所受推力，代表空气密度，代表风轮扫风面积，代表风速。为了保证载荷计算分析的一致性，在载荷计算过程中采用4种坐标系来做载荷对比分析研究，即：叶根坐标系、旋转轮毂坐标系、静止轮毂坐标系、塔筒坐标系。图1：叶根参考坐标系图2：轮毂计算参考坐标系（旋转）图3：轮毂计算参考坐标系（静止）图4：塔筒计算参考坐标系在对技术升级后的机组所受载荷与原有机组所受载荷作对比分析时，需根据以上4种坐标系对叶片根部、轮毂、塔筒顶部和塔筒底部的4处的极限载荷和疲劳载荷分别进行对比得出分析结论，一般以技术升级后机组所受的主要载荷（以叶根极限载荷为例，对比Mxy、Mz、Fxy、Fz四个方向载荷）不超过对应位置处原设计载荷5%较为合适。如超载，则需要考虑与该位置处相关联部件的实际设计载荷后再做进一步定论。对机组进行技术升级后，有些操作（如叶片更换、机组并网转速范围调整等等）可能涉及机组部件固有频率的变化，需通过坎贝尔图对机组整机进行模态分析，检查核对升级后的机组是否存在共振现象；以及为了防止机组运行过程中发生扫塔、飞车等问题发生，还需要校核叶尖与塔筒壁的最小净空以及风轮最大转速。2.技术升级案例分析本文以某风场安装的功率1.5兆瓦风轮直径77米的机组为技术升级改造的对象，该机组叶片长度37.5米（简称为“1577机型”）。经过经济性分析研究，考虑将风电场机组全部替换为长度40.3米的叶片，即升级为风轮直径82米的机组（简称为“1582机型”）。替换后，风轮扫风面积增加近7%，同时风轮风能利用系数在机组功率曲线爬坡阶段有所增加，在中低风速地区年发电量可提升5%到10%左右。2.1技术升级前后机组性能对比分析风电机组安装更换不同规格型号的叶片，都要进一步核算机组的共振情况，图5中以坎贝尔图展示出，在风轮最小转速到最大转速之间，风轮一阶/三阶/六阶固有频率有效避开了塔筒的一阶和二阶固有频率。图5：1582机型坎贝尔图图6为技术升级前后即叶片更换前后机组的功率曲线表现，针对统一风速情况下，可以看出在机组并网发电后1582机型比1577机型发电功率有较为提高；针对同一发电功率情况，前者在较低风速下就可以达到该发电功率。就两条曲线变化趋势整体比较而言，前者比后者有明显向左水平移动趋势。图6：1582机型与1577机型发电功率变化对比图7：1582机型与1577机型参数Cp对比图图7为技术升级前后即叶片更换前后机组风轮能量利用系数表现行为，在低风速下到1582机型额定前（额定风速大致在10.5m/s左右）时，1582机型与1577机型风轮能量系数相比，前者明显高于后者。在额定风速前后，能量利用系数值开始调整有降低趋向。随着风速超过额定风速以后，风速一再增加，即公式1中分母增大；机组因额定功率所限，所吸收风能已为最大定值不再改变，即公式1中分子保持不变、分母增大则风轮能量利用系数逐渐走低。图8为技术升级前后风轮所受到的推力系数表现。图8：1582与1577机型参数CT对比图图9：1582机型与1577机型风轮转速对比图图9为技术升级前后即叶片更换前后机组风轮转速表现行为，从启动风速3m/s到5m/s左右时，1582机型与1577机型风轮转速保持在较低的恒定值，然后因机组控制技术使得机组保持在值为最优即最大的工作状态，这时机组风轮转速呈线性增加，在达到某一风速（如：1582机型为8m/s左右）时，因发电机额定转速一定，对应的风轮转速额定值也将保持一定，即风轮转速在静态计算情况下将保持不变为17.4rpm。对应机组控制技术使得风轮转速线性增加先达到额定值，风轮扭矩继续呈曲线增加，一直到机组满发达到额定功率位置时扭矩不再增加，图10真实反映出这一点升级前后风轮扭矩的变化趋势。图10：1582与1577机型风轮扭矩对比图2.2技术升级前后机组载荷对比分析上面针对1582机型性能与原1577机型的一些性能做了对比，在这里再将两种机型的极限、疲劳载荷做一对比。2.2.1极限载荷对比表1为1582机型与1577机型在叶根、轮毂中心、塔筒顶部和塔筒底部极限载荷主要分量比值，其它极限载荷分量比值将不予考虑。表1：1582与1577机型极限载荷比值叶片根部载荷影响轮毂和变桨系统设计，如表1和图11。在叶片根部极限载荷里，1582机型Mz、Fxy比1577机型小，而Mxy和Fz比后者稍大，在3%以内，其影响很小，不用考虑进一步校核。图11：1582机型与1577机型叶片根部极限载荷比值

该机型传动链结构属于主轴内置于齿轮箱结构形式，即轮毂与齿轮箱直接通过螺栓来连接。轮毂中心处载荷将影响齿轮箱、主机架及连接螺栓等相关件的设计，载荷比值如表1和图12。

图12：1582与1577机型轮毂中心极限载荷比值无论是在旋转还是静止坐标系下，在轮毂中心处，1582机型Mx载荷比1577机型Mx载荷大6%，载荷（Mxy、Fx、Fyz）两者比值不超过5%要求，可不考虑进一步校核。在旋转坐标系下，该位置处极限载荷将影响轮毂与齿轮箱之间的连接螺栓以及齿轮箱本体，因齿轮箱设计载荷都要大于1577机型对应方向上载荷，且使得1582机型对应方向上载荷与齿轮箱对应方向上载荷设计值比较接近1，所以，1582机型的齿轮箱以及轮毂与齿轮箱之间的连接螺栓是安全的。在静止坐标系下，该位置处极限载荷将影响影响主机架，以及齿轮箱与主机架之间的连接螺栓。通过对1582机型主机架及与主机架之间的连接螺栓的计算报告得出，各个部件的极限应力都在允许的范围之内。图13：1582与1577机型塔筒顶部极限载荷比值塔筒顶部载荷影响偏航系统设计，载荷比值如表1和图13。在塔筒顶部极限载荷里，1582机型主要载荷分量Mxy、Mz和Fxy比1577的小，而主要载荷分量Fz比1577机型稍大，但影响很小，可以忽略不计。塔筒底部载荷影响基础部分设计，载荷比值如表1和图14，1582机型主要载荷比1577机型对应载荷分量要小。图14：1582与1577机型塔筒底部极限载荷比值2.2.2疲劳载荷对比表2为1582机型与1577机型在叶根疲劳载荷比值。叶片根部疲劳载荷影响轮毂和变桨系统。1582机型的Mx、Mz，Fy和Fz比1577机型的大，但是通过对1582机型轮毂疲劳计算分析，其疲劳损伤值在允许范围内（详见1582机型轮毂强度分析报告）。Mz影响变桨驱动，通过对1582机型和1577机型变桨驱动力矩分布图对比分析，1582机型变桨驱动力矩分布与1577机型变桨驱动力矩分布趋势一致。表2：1582与1577机型叶根疲劳载荷比值表3：1582与1577机型旋转坐标系下轮毂中心疲劳载荷比值无论是旋转坐标系还是静止坐标系，轮毂中心疲劳载荷将影响对主轴、齿轮箱、主机架、连接螺栓以及相关部件，影响最大的载荷分量是Mx、My和Mz。1582机型的Mx、My和Mz和Fx都比1577机型的小，Fy和Fz增加量对这些部件的设计影响基本忽略。表4：1582与1577机型静止坐标系下轮毂中心疲劳载荷比值塔筒顶部疲劳载荷影响偏航系统设计，其中影响最大的载荷分量是Mx，My和Mz，而Fz（向上的拉力）只影响塔筒顶部的螺栓以及滑动轴承的垫片受力情况。表5中，对于1582机型载荷分量Fz比1577机型对应载荷分量大，但是由于Fz的影响非常小，不会影响机组的正常运行，可忽略不计。塔筒底部疲劳载荷影响基础的设计，表6中1582机型所有疲劳载荷分量都小于1577机型对应载荷分量。表5：1582与1577机型塔筒顶部疲劳载荷比值表6：1582与1577机型塔筒底部疲劳载荷比值3.结论本文尽管仅是针对叶片替换升级过程中涉及的技术问题，但是本文所涉及的研究方法和内容是在基于适用于特定风电场的多参数、多工况及约束条件的计算模型基础上，提出来