風力發(fā)電機葉片振動的分析與處理

風力發(fā)電機葉片振動的分析與處理

葉片作為風機的重要部件，其短而長的柔性結構與風機的正常運行密切相關。而作用于葉片上的載荷包括離心力、氣動載荷和慣性載荷等都具有隨機性和交變性,必然會引起振動,以至于風力發(fā)電機不能平穩(wěn)運行甚至會發(fā)生斷裂破壞。ZhangJP等用流固耦合方法對葉片在氣動載荷作用下進行了穩(wěn)定性分析,ZhangH等通過理論計算得出了風力機葉片模態(tài)頻率值大小,郭龍、康順等用模態(tài)分析法對風力機葉片進行了動力學分析計算,單光坤等用振動試驗方法對風力機葉片進行疲勞特性分析。由于風力機葉片復雜的結構形式與工作時環(huán)境因素的影響,葉片的研究還有諸多未解決的問題,其中有關來流風速和轉速對葉片振動特性影響的研究相對較少。模擬風力發(fā)電機的實際運行狀況,利用ANSYS有限元分析軟件對葉片進行模態(tài)和諧響應分析,研究葉片的振動頻率和振型的變化規(guī)律;葉片在不同來流風速與轉速的作用下所受的預應力對振動特性的影響規(guī)律,及葉片在最大外載荷作用下的受迫振動規(guī)律。1固有振動特性對葉片振動特性進行有限元求解,首先要對其結構模型進行有限元離散,再對離散了的每個單元節(jié)點求解振動方程。在此基礎上對單元組合進行整體結構計算,加入適當?shù)倪吔鐥l件,采用直接解法或迭代解法進行求解,得到結構振動方程的解?？紤]葉片在沒有預應力作用下的固有振動特性,振動方程為式中:[M]為結構質量矩陣;[K]為結構剛度矩陣;{U″}為節(jié)點加速度矢量;{U}為節(jié)點位移矢量。由于固有頻率和振型是系統(tǒng)的固有屬性,與外部激勵無關,因此式(1)右端的載荷項可以忽略。對于線性多自由度系統(tǒng),自由振動為簡諧振動式中:{Φ}i為第i(i=1,2,…,n)階固有頻率對應的特征向量,即振型;ωi為第i階固有頻率;t為時間。將式(2)代入式(1),得到其特征方程為由式(4)可解得特征值ωi2。將ωi2代入式(3),可求得對應的特征向量{φ}i。當風速引起的氣動力或者轉速引起的的離心力作為穩(wěn)態(tài)載荷作用于葉片上時,此時可以把外載荷對葉片的作用力作為預應力加在葉片上。有預應力的振動方程為2網(wǎng)格劃分模型建立風力發(fā)電機葉片的振動特性分析模型包括:建立葉片三維實體模型,確定葉片所選用的材料和需要劃分網(wǎng)格的單元類型,進行網(wǎng)格劃分以及設置其邊界條件等。1工程軟件geomagic12對某小型風力機葉片實物進行三坐標激光掃描儀掃描,將掃描獲得的葉片勻點圖利用逆向工程軟件GEOMAGIC12進行處理,使其實體化,轉成三維實體模型,如圖1所示。葉片內(nèi)部為實心結構,長度680mm,厚度10mm,寬度最大140mm,寬度最小51mm,攻角最大35°,攻角最小0.07°。2葉片有限元模型風力機葉片材料為GFRP塑料,其材料特性如下:密度為1.95×103kg/m3、展向彈性模量為1.93×104MPa、剪切彈性模量為2.88×104MPa、泊松比為0.15、材料阻尼為0.48,疲勞強度為20MPa?？紤]到葉片復雜的扭曲形狀,網(wǎng)格劃分采用帶中間節(jié)點的四面體單元,單元類型選取SOLID186。網(wǎng)格劃分后,得到8203個網(wǎng)格單元,16647個節(jié)點。3風輪齒輪中心平面位置依據(jù)風力發(fā)電機葉片在工作中的安裝情況,在有限元分析、簡化時,依據(jù)右手笛卡爾直角坐標系定則,把坐標原點O設置在風輪輪轂中心,X軸方向與風輪旋轉周向一致,Y軸方向與風輪半徑方向一致,Z軸方向與風輪旋轉平面垂直。為了與風力機實際運行情況接近,在邊界條件設置時,對葉片的葉根部分進行約束,葉根部分的迎風面和背風面限制其Y和Z方向的平動自由度,葉根部分的其余兩側面限制X方向的平動自由度。圖2為建立的葉片有限元分析模型。3葉片振動特性分析對風力發(fā)電機葉片的模態(tài)分析包括靜頻特性與動頻特性分析,研究葉片的固有振動頻率和振型的變化規(guī)律,以及在預應力的作用下葉片的振動頻率的變化規(guī)律。3.1振動方式與振型的關系靜頻特性分析是對振動系統(tǒng)在不受外力作用下的振動特性分析。在葉片的葉根部分施加約束后,通過ANSYS有限元仿真計算出葉片的固有頻率和振型,提取前6階模態(tài)響應,其各階頻率和相應的葉片最大變形值如表1所示。仿真結果表明:葉片的振動形式主要有3種:揮舞、擺振和扭振。其中,揮舞是葉片在垂直于旋轉平面方向上的彎曲振動,擺振是葉片在旋轉平面內(nèi)的彎曲振動,扭振是繞葉片徑向的扭轉振動。圖3為葉片發(fā)生振動時前6階頻率下的振型變化情況。從圖3可以看出:葉片的第1階振型以揮舞振動為主,葉片的2階、5階振型以擺陣振動為主,葉片的3階振型為扭振與擺陣的耦合振動,葉片的第4階、6階振型主要是扭轉振動。依據(jù)振動理論,葉片振動過程的能量主要集中于1、2階頻率處,而1、2階振型為揮舞和擺陣振動,扭轉振動發(fā)生在高階振型處,因此揮舞和擺陣為葉片的主要振動形式,是引起葉片疲勞破壞的主要原因。3.2轉速對葉片振動頻率的影響葉片在工作過程中受到的外載荷主要是縱向載荷,包括來流風速對葉片產(chǎn)生的氣動壓力和葉片在旋轉過程中產(chǎn)生的離心力等載荷。如果穿過風力發(fā)電機的來流風速均勻且恒定,則可認為葉片所受的風壓為恒定載荷,因此,可把風壓對葉片的作用力作為預應力加在葉片上,來研究不同來流風速時的葉片振動特性。如果風力發(fā)電機葉片轉速恒定,則可認為葉片所受的離心力為恒定載荷,在模擬時可把葉片所受的離心力作為預應力施加在葉片上,來研究不同轉速時的葉片振動特性。利用Fluent流體軟件在風速v分別為4m/s、8m/s和12m/s時,對葉片所受到的氣動壓力進行數(shù)值模擬,獲得的葉片表面風壓值p如表2所示,其中,葉片表面風壓是指葉片在迎風面和背風面上的壓強差。將表2中的不同風速v時的風壓載荷p施加在葉片表面上,對葉片進行有預應力的模態(tài)分析,獲得不同風速下葉片前6階振動頻率如表3所示?？梢钥闯?在風速v為4m/s時,葉片的各階振動頻率與固有振動頻率大小一致;在風速v為8m/s時,葉片在第4階和第6階的振動頻率比固有頻率大0.01Hz;而在風速v為12m/s時,葉片在第3階的振動頻率比固有頻率大0.001Hz,第4階頻率大0.01Hz,第6階頻率大0.02Hz。風速在4m/s或者更小時,作用于葉片上的氣動壓力較小,即使把風壓載荷加在葉片上,對葉片的固有頻率也沒有影響;而風速在8~12m/s時,作用于葉片上的氣動壓力值有所增大,把此范圍內(nèi)的風速對應的風壓載荷加在葉片上,對葉片的振動頻率影響也不大,只是在高階次的振動頻率有微小的增加;而葉片的振動主要發(fā)生在1階和2階頻率上,此時風速對低階頻率并無影響,因此,來流風速的變化對葉片振動頻率的影響很小。在轉速n分別為100r/min、150r/min和300r/min時,對葉片施加由于轉速引起的離心力載荷后,進行有預應力模態(tài)分析,獲得不同轉速下葉片前6階振動頻率f,如表4所示?？梢钥闯?在轉速n為100r/min時,葉片的各階振動頻率比固有頻率都有所增大,而在轉速n為150r/min和300r/min時,葉片各階振動頻率增加的更多。這是因為,隨著葉片轉速的增加,葉片所受的離心力越大,從而引起葉片動力剛化效應的增強,使得風力機葉片的各階振動頻率隨著轉速的增加而增大。由于轉速對葉片振動頻率影響較大,引用模態(tài)頻率偏差系數(shù)ηm來分析轉速對葉片振動頻率的影響程度。模態(tài)頻率偏差系數(shù)ηm式中:fdm為考慮轉速的第m階動模態(tài)頻率;fjm為不考慮轉速的第m階靜模態(tài)頻率。圖4為葉片轉速n分別為100r/min、150r/min和300r/min時,不同的頻率階次m與模態(tài)頻率偏差系數(shù)ηm的關系曲線。由圖4知,葉片轉速n對葉片固有頻率的1階頻率影響最大,其次是3階頻率,而對第2、4、5、6階的頻率影響較小;隨著轉速n的增加,葉片的各階模態(tài)頻率偏差系數(shù)ηm也相應的增大,如n為100r/min時,1階的ηm頻率偏差系數(shù)為0.56%,當n為300r/min時,1階頻率偏差系數(shù)ηm增加到4.9%。4振動頻率對葉片響應的影響對葉片進行諧響應分析是在模態(tài)分析的基礎上,計算出葉片的固有頻率后,確定其頻率范圍,再把旋轉葉片所受到的離心力和風壓加在葉片上,通過計算葉片在周期載荷作用下,不同頻率時的頻率響應值,找出葉片在受迫載荷作用下的最大位移和對應的應力。在進行葉片諧響應分析時,葉片所施加的最大受迫載荷為來流風速為12m/s的風壓值和轉速為300r/min的慣性載荷。由于葉尖處的位移是葉片上位移響應最大處,因此,在葉尖處取一個節(jié)點(節(jié)點號4371),研究其在振動頻率范圍內(nèi)因受迫載荷產(chǎn)生的位移響應值。圖5給出了該節(jié)點處的X、Y、Z這3個方向的響應位移s與頻率f的關系曲線,從圖中可以看出,葉片在最大受迫載荷作用下,振動頻率f從4Hz增加到20Hz時,該節(jié)點處的3個方向的響應位移s都增加;頻率f再增加到60Hz時,該節(jié)點處的X與Z向的響應位移s急劇下降,而Y向的響應位移s逐步降低;因此可以進一步確定,葉片在最大受迫載荷作用下能夠激發(fā)起的振動頻率為20Hz,接近葉片固有頻率中的1階頻率(18.639Hz),此時該節(jié)點處的X、Y、Z這3向的響應位移s分別為2.54mm、0.14mm、0.63mm。表明位移響應s最大發(fā)生在X方向,其次發(fā)生在Z向,而Y向的位移響應較小。在葉片振動頻率為20Hz時,對其施加最大受迫載荷,進行葉片整體位移和應力的諧響應分析,獲得的葉片振動響應結果如圖6所示。從圖6a)的位移響應云圖可知,葉片的響應位移沿著葉根到葉尖的徑向方向逐漸增加,在葉尖處的位移最大,其值為2.605mm,在葉根處位移很小。從圖6b)的應力響應云圖可知,葉片在靠近葉根處的應力最大,最大值為4.711MPa,而在葉片中間區(qū)域應力值都在1.57MPa以下,遠低于葉片的疲勞強度(20MPa)。因此,葉片在風速小于12m/s、轉速低于300r/min運行時,葉片的響應位移和應力都較小,不易發(fā)生疲勞破壞。5來流風速對振動頻率的影響1)對葉片進行靜頻特性分析,得到了葉片的前6階固有頻率和振型,表明揮舞和擺陣振動為葉片的主要振動形式,是引起葉片疲勞破壞的主要原因。2)動頻特性分析結果表明:在0~12m/s范圍內(nèi)的來流風速對葉片的振動頻率的影響很小;而葉片轉速在0~