一种风力发电机组塔筒法兰的优化设计方法与流程

本发明涉及风力发电机组
技术领域：
，尤其涉及一种风力发电机组塔筒法兰的优化设计方法。
背景技术：
：目前兆瓦级风力发电机组塔筒多采用圆筒式钢制塔筒。圆筒式钢制塔筒一般分为多段，每段塔筒端部焊接法兰，采用螺栓连接各段法兰将塔筒组合起来。风力发电机的运行环境恶劣，受载复杂，塔筒结构的安全性关系到整机运行的安全性，塔筒法兰的设计因此变得非常重要。对于塔筒法兰来说，弹性设计是非常保守的，而且会增加建造成本。因此GL规范里规定塔筒法兰的设计计算采用塑性铰理论，即Petersens法(失效模式A和失效模式B)和Seidel法(失效模式D和失效模式E)。此方法适用于L型和T型法兰。Petersen法和Seidel法将环形法兰连接简化为单段法兰连接模型，如图1所示，只要单段模型的螺栓和法兰在极限载荷的作用下不失效，则环形法兰连接也将满足强度要求。对单段法兰连接力学模型进行了大胆的简化，如图2所示，其理论计算结果与实验数据基本相符因而得到了广泛的应用。塑性状态下法兰连接共有4种失效模式，如图3所示，塔筒壁处的极限拉力必须小于产生于四种失效模式的抗拉承载力。采用上述方法进行法兰设计，在已知载荷、塔筒壁厚和塔筒外径的情况下，需要不断尝试修改法兰尺寸参数(如图4所示参数a、b、n、t)及螺栓直径d进行试算来满足四种失效模式。这对于设计人员来说计算工作量很大，并且最终的设计结果不能保证法兰连接结构的质量最轻化。技术实现要素：本发明的实施例提供一种风力发电机组塔筒法兰的优化设计方法，以实现塔筒法兰连接结构的质量最轻化，提出了基于数学规划的塔筒法兰设计方法，易于编程实现，可以快速准确得到设计结果。为达到上述目的，本发明的实施例采用如下技术方案予以实现。一种风力发电机组塔筒法兰的优化设计方法，所述塔筒中包含环形法兰，所述环形法兰的横截面为L型，所述环形法兰由多个单段法兰顺序连接而成，所述方法包括如下步骤：步骤1，确定塔筒外径Dt、塔筒筒壁厚度s以及环形法兰截面中心受到的极限弯矩M，并设定螺栓的直径d；步骤2，将环形法兰内边沿到螺栓轴线的距离a、螺栓轴线到筒壁中心的距离b、环形法兰厚度t、螺栓数量n作为设计变量，构建目标函数G：G=π·(Dt2-(Dt-2·a-2·b-s)2)·t4+n·d2]]>其中，目标函数G表示单段法兰和螺栓的总体积，n＞0，t＞0；步骤3，根据所述塔筒外径Dt、塔筒筒壁厚度s、环形法兰截面中心受到的极限弯矩M以及螺栓数量n计算单段法兰受到的拉力；步骤4，设定求解所述目标函数的约束条件，所述约束条件包括：所述单段法兰受到的拉力小于单段法兰的抗拉承载力，装配螺栓时的扳手空间尺寸满足扳手空间设计规范，螺栓孔边距尺寸满足螺栓孔边距设计规范；步骤5，根据所述目标函数以及约束条件，建立数学规划模型，求解所述数学规划模型，得到使得所述目标函数最小的一组设计变量，以及该组设计变量对应的单段法兰和螺栓的总体积；步骤6，重新设定螺栓的直径d，并依次重复步骤2至步骤5，直到得到多组设计变量，以及多组设计变量分别对应的单段法兰和螺栓的总体积；步骤7，在多组设计变量中选取使得单段法兰和螺栓的总体积最小的一组设计变量作为单段法兰连接的结构参数。本发明技术方案的特点和进一步的改进为：(1)步骤3具体包括：根据所述塔筒外径Dt、塔筒筒壁厚度s以及环形法兰截面中心受到的极限弯矩M计算单段法兰受到的拉力Z：Z=4·Mn·Ds]]>其中，n为螺栓数量，Ds为塔筒筒壁中心直径，Ds＝Dt-s。(2)步骤4中，单段法兰受到的拉力小于单段法兰的抗拉承载力具体包括：(4a)在失效模式A下，单段法兰的抗拉承载力ZA＝Ft，Rd，Ft，Rd为单个螺栓的抗拉承载力：Ft,Rd=K·AS·fubγM]]>其中，K为分项系数，As为螺栓应力面积，γM为材料安全系数，fub为螺栓抗拉极限；要满足失效模式A，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式A下单段法兰的抗拉承载力，即满足ZA·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1；(4b)在失效模式B下，单段法兰的抗拉承载力其中，在失效模式B下筒壁的弯曲抗力Mpl，3b：Mpl,3b=min[1-(ZBc·s·fys)2]·c·s2·fys4[1-(ZBc·t·fyd/3)2]·c·t2·fyd4]]>其中，c为单段法兰模型的近似宽度，fys为塔筒筒壁的许用屈服强度，fyd为环形法兰的许用屈服强度；要满足失效模式B，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式B下单段法兰的抗拉承载力，即满足ZB·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1；(4c)在失效模式D下，单段法兰的抗拉承载力其中，螺栓孔处单段法兰弯曲抗力及螺栓偏心产生的附加弯曲抗力M′pl，2：M′pl,2=c′·t2·fyd4+Ft,Rd2·dS+dB4]]>在失效模式D下筒壁的弯曲抗力Mpl，3d：Mpl,3d=min[1-(ZDc·s·fys)2]·c·s2·fys4[1-(ZDc·t·fyd/3)2]·c·t2·fyd4]]>c′＝c-dBbD＝b其中，c′为螺栓孔处折减后的单段法兰模型的近似宽度，dB为螺栓孔的直径，dS为垫圈外径，bD为螺栓轴线到筒壁塑性铰的距离；要满足失效模式D，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式D下单段法兰的抗拉承载力，即满足ZD·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1；(4d)在失效模式E下，单段法兰的抗拉承载力其中，在失效模式E下筒壁的弯曲抗力Mpl，3e：Mpl,3e=min[1-(ZEc·s·fys)2]·c·s2·fys4[1-(ZEc·t·fyd/3)2]·c·t2·fyd4]]>bE=b-dS+dB4]]>Mpl,2=c·t2·fyd4]]>Mpl，2为单段法兰弯曲抗力，bE为垫圈宽度中心到塑性铰的距离；要满足失效模式E，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式E下单段法兰的抗拉承载力，即满足ZE·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1。(3)步骤4中，装配螺栓时的扳手空间尺寸满足扳手空间设计规范，具体为：根据JB/ZQ4005-2006规定的设计规范得到：塔筒环形法兰连接螺栓之间最小的周向距离A2和螺栓距离筒壁的最小间距E1，从而得到以下约束条件：(Dt-2·b-s)·π/n≥0b-s/2-E1≥0其中，Dt表示塔筒外径，s表示塔筒筒壁厚度，b表示螺栓轴线到筒壁中心的距离，n表示螺栓数量，E1表示螺栓距离筒壁的最小间距。(4)步骤4中，螺栓孔边距尺寸满足螺栓孔边距设计规范，具体为：根据EN1993-1-8[4]的规定，螺栓孔中心到结构边沿距离大于等于螺栓孔径的1.2倍，从而得到以下约束条件：a-1.2·dB≥0其中，a表示环形法兰内边沿到螺栓轴线的距离，dB表示螺栓孔的直径。(5)步骤5中，根据所述目标函数以及约束条件，建立数学规划模型如下：目标函数：约束条件：Zi·v-Z＞0(i＝A，B，D，E)(Dt-2·b-s)·π/n≥0b-s/2-E1≥0a-1.2·dB≥0n＞0t＞0其中，Dt表示塔筒外径，s表示塔筒筒壁厚度，M表示环形法兰截面中心受到的极限弯矩，d表示螺栓的直径，a表示环形法兰内边沿到螺栓轴线的距离，b表示螺栓轴线到筒壁中心的距离，t表示环形法兰厚度，n表示螺栓数量，Zi(i＝A，B，C，D)表示在失效模式A、B、C或D下单段法兰的抗拉承载力，Z表示单段法兰受到的拉力，v为折减系数，E1表示螺栓距离筒壁的最小间距，dB表示螺栓孔直径。本发明基于数学规划的基本理论，将环形法兰连接的力学模型简化为单段法兰连接，以塔筒法兰的结构参数为设计变量，四种塑性理论的失效模式、螺栓的扳手空间和螺栓孔边距尺寸为约束条件，建立以法兰和螺栓的总体积作为目标函数的数学规划模型，最后使用优化算法求解得到使法兰及螺栓的总体积最小的法兰连接结构。应用该方法得到质量最轻且满足法兰塑性设计四种失效模式的最优化的法兰连接结构。本方法易于编程实现，可以减少设计人员的计算量，提高设计的快速性和准确性。附图说明为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。图1为本发明实施例提供的环形法兰模型简化示意图；图2为本发明实施例提供的法兰连接的简化力学模型示意图；图3为本发明实施例提供的塑性铰理论四种失效模式力学模型示意图；图4为本发明实施例提供的法兰连接结构参数示意图；图5为本发明实施例提供的风力发电机组塔筒法兰的优化设计方法的流程示意图。具体实施方式下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。本发明实施例提供一种风力发电机组塔筒法兰的优化设计方法，所述塔筒中包含环形法兰，所述环形法兰横截面为L型，所述环形法兰由多个单段法兰顺序连接而成，如图5所示，所述方法包括如下步骤：步骤1，确定塔筒外径Dt、塔筒筒壁厚度s以及环形法兰截面中心受到的极限弯矩M，并设定螺栓的直径d。步骤2，将环形法兰内边沿到螺栓轴线的距离a、螺栓轴线到筒壁中心的距离b、环形法兰厚度t、螺栓数量n作为设计变量，构建目标函数G：G=π·(Dt2-(Dt-2·a-2·b-s)2)·t4+n·d2]]>其中，目标函数G表示单段法兰和螺栓的总体积，n＞0，t＞0。步骤3，根据所述塔筒外径Dt、塔筒筒壁厚度s、环形法兰截面中心受到的极限弯矩M以及螺栓数量n计算单段法兰受到的拉力。步骤3具体包括：根据所述塔筒外径Dt、塔筒筒壁厚度s以及环形法兰截面中心受到的极限弯矩M计算单段法兰受到的拉力Z：Z=4·Mn·Ds]]>其中，n为螺栓数量，Ds为塔筒筒壁中心直径，Ds＝Dt-s。步骤4，设定求解所述目标函数的约束条件，所述约束条件包括：所述单段法兰受到的拉力小于单段法兰的抗拉承载力，装配螺栓时的扳手空间尺寸满足扳手空间设计规范，螺栓孔边距尺寸满足螺栓孔边距设计规范。步骤4中，单段法兰受到的拉力小于单段法兰的抗拉承载力具体包括：(4a)在失效模式A下，当L型法兰较厚时，在外加拉力的作用下，L型法兰几乎不发生变形，而高强螺栓受到较大的拉力，出现较大伸长量后，达到高强螺栓抗拉极限承载力，最终螺栓拉断而L型法兰仍处于弹性阶段，如图3所示。此时单段法兰的抗拉承载力ZA＝Ft，Rd，Ft，Rd为单个螺栓的抗拉承载力：Ft,Rd=K·AS·fubγM]]>其中，K为分项系数，AS为螺栓应力面积，γM为材料安全系数，fub为螺栓抗拉极限；要满足失效模式A，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式A下单段法兰的抗拉承载力，由于实际法兰设计中会对求解数学规划模型得到的设计变量的值进行圆整，为确保圆整后的设计变量满足所有约束条件，对抗拉承载力进行适当折减，即满足ZA·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1；(4b)在失效模式B下，失效模式B的失效形式为L型法兰在根部形成塑性铰且螺栓破坏失效。这种失效模式出现在L型法兰的刚度和高强螺栓相近时，在外加拉力的作用下，L型法兰的变形与高强螺栓受拉后伸长量相近。法兰和螺栓几乎都能达到极限承载力状态，最终螺栓被拉断，法兰根部形成塑性铰，如图3所示。此时单段法兰的抗拉承载力其中，在失效模式B下筒壁的弯曲抗力Mpl，3b：Mpl,3b=min[1-(ZBc·s·fys)2]·c·s2·fys4[1-(ZBc·t·fyd/3)2]·c·t2·fyd4]]>其中，c为单段法兰模型的近似宽度，fys为塔筒筒壁的许用屈服强度，fyd为环形法兰的许用屈服强度；需要说明的是，Mpl，3b为法兰或筒壁的弯曲抗力，取二者较小值。由于法兰厚度一般大于筒壁厚度，此处简化处理取筒壁弯曲抗力。要满足失效模式B，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式B下单段法兰的抗拉承载力，即满足ZB·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1；(4c)在失效模式D下，L型法兰的根部和螺栓位置处屈服。当连接的螺栓刚度大于L型法兰或塔筒筒壁的刚度时，L型法兰的变形大于高强螺栓伸长量，法兰边缘较早的形成杠杆力，破坏时塑性铰的位置和分布如图3所示。此时单段法兰的抗拉承载力其中，螺栓孔处单段法兰弯曲抗力及螺栓偏心产生的附加弯曲抗力M′pl，2：M′pl,2=c′·t2·fyd4+Ft,Rd2·dS+dB4]]>在失效模式D下筒壁的弯曲抗力Mpl，3d：Mpl,3d=min[1-(ZDc·s·fys)2]·c·s2·fys4[1-(ZDc·t·fyd/3)2]·c·t2·fyd4]]>c′＝c-dBbD＝b其中，c′为螺栓孔处折减后的单段法兰模型的近似宽度，dB为螺栓孔直径，dS为垫圈外径，bD为螺栓轴线到筒壁塑性铰的距离；要满足失效模式D，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式D下单段法兰的抗拉承载力，即满足ZD·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1；(4d)在失效模式E下，失效模式E为L型法兰的根部和垫圈根部位置屈服。当连接的垫圈刚度大于L型法兰或塔筒筒壁的刚度时，L型法兰的变形大于高强螺栓伸长量，法兰边缘较早的形成杠杆力，破坏时塑性铰的位置和分布如图3所示。此时单段法兰的抗拉承载力其中，在失效模式E下筒壁的弯曲抗力Mpl，3e：Mpl,3e=min[1-(ZEc·s·fys)2]·c·s2·fys4[1-(ZEc·t·fyd/3)2]·c·t2·fyd4]]>bE=b-dS+dB4]]>Mpl,2=c·t2·fyd4]]>Mpl，2为单段法兰弯曲抗力，bE为垫圈宽度中心到塑性铰的距离；要满足失效模式E，单段法兰受到的拉力Z必须小于在失效模式E下单段法兰的抗拉承载力，即满足ZE·v-Z＞0，v为折减系数，v＜1。步骤4中，装配螺栓时的扳手空间尺寸满足扳手空间设计规范，具体为：根据JB/ZQ4005-2006规定的设计规范得到：塔筒单段法兰连接螺栓之间最小的周向距离A2和螺栓距离筒壁的最小间距E1，从而得到以下约束条件；(Dt-2·b-s)·π/n≥0b-s/2-E1≥0其中，Dt表示塔筒外径，s表示塔筒筒壁厚度，b表示螺栓轴线到筒壁中心的距离，n表示螺栓数量，E1表示螺栓距离筒壁的最小间距。步骤4中，螺栓孔边距尺寸满足螺栓孔边距设计规范，具体为：根据EN1993-1-8的规定，螺栓孔中心到结构边沿距离大于等于螺栓孔径的1.2倍，从而得到以下约束条件：a-1.2·dB≥0其中，a表示环形法兰内边沿到螺栓轴线的距离，dB表示螺栓孔的直径。步骤5，根据所述目标函数以及约束条件，建立数学规划模型，求解所述数学规划模型，得到使得所述目标函数最小的一组设计变量，以及该组设计变量对应的单段法兰和螺栓的总体积。步骤5中，根据所述目标函数以及约束条件，建立数学规划模型如下：目标函数：约束条件：Zi·v-Z＞0(i＝A，B，D，E)(Dt-2·b-s)·π/n≥0b-s/2-E1≥0a-1.2·dB≥0n＞0t＞0其中，Dt表示塔筒外径，s表示塔筒筒壁厚度，M表示环形法兰截面中心受到的极限弯矩，d表示螺栓的直径，a表示环形法兰内边沿到螺栓轴线的距离，b表示螺栓轴线到筒壁中心的距离，t表示环形法兰厚度，n表示螺栓数量，Zi(i＝A，B，C，D)表示在失效模式A、B、C或D下单段法兰的抗拉承载力，Z表示单段法兰受到的拉力，v为折减系数，E1表示螺栓距离筒壁的最小间距，dB表示螺栓孔直径。以上得到的数学规划模型为一个非线性数学规划模型，对其进行求解，得到设计变量(示例性的，可以为L型法兰结构参数a，b，n，t)的数值，以及相应的单段法兰和螺栓的总体积。进一步的，采用直接搜索算法(Directsearchalgorithms)对非线性数学规划模型进行求解。步骤6，重新设定螺栓的直径d，并依次重复步骤2至步骤5，直到得到多组设计变量，以及多组设计变量分别对应的单段法兰和螺栓的总体积。步骤7，在多组设计变量中选取使得单段法兰和螺栓的总体积最小的一组设计变量作为单段法兰连接的结构参数。根据已有实例和经验，经过多次改变螺栓的直径及相关参数后，可以得到几组L型法兰结构参数值，以及相应的法兰和螺栓的总体积。经过对比，体积最小的一组数值即为最优解。求解数学规划模型得到的设计变量值一般为浮点数，有一定小数位数，对于螺栓数量n这样的参数显然需要圆整为整数，其余法兰参数在实际设计中一般也需要圆整取整数或优先数。将圆整后的设计变量针对四个失效模式进行设计验证，若通过则得到最优解，若不通过则修改折减系数v，重新设计。本发明描述的设计方法适用于横截面为L型的法兰，本方法进行修改后同样适用于设计横截面为T型的法兰。示例性的，实际工程实现可参照以下过程：1.拟定已知条件根据某风机塔筒的已有参数，拟设计法兰位置塔筒外径Dt为3940mm，塔筒筒壁厚度s为22mm，法兰和筒壁材料均为Q345，取法兰许用屈服强度fyd为304.5MPa，取筒壁许用屈服强度fys为313.6MPa，法兰截面中心处的极限弯矩M为53000kNm。选择四种螺栓(不限于这四种)的公称直径分别进行设计。螺栓参数如下：建立求解法兰结构参数的数学规划模型：将四种螺栓的参数及法兰已知条件带入下列公式建立非线性数学规划模型。取v为0.99。MinimizeG(a，b，n，t)G=π·(Dt2-(Dt-2·a-2·b-s)2)·t4+n·d2·t]]>约束条件：Zi·v-Z(i＝A，B，D，E)(Dt-2·b-s)·π/n≥0b-s/2-E1≥0a-1.2·db≥0n＞0t＞0求解法数学规划模型，并找出最优方案：采用直接搜索算法(Directsearchalgorithms)求解上述非线性数学规划模型，得到四组法兰参数及总重如下：从上表可以看出，体积最小的方案为采用M42螺栓的一组数据。对最优方案的法兰参数进行圆整并验证根据实际设计需要，对最优设计方案进行圆整，圆整后的法兰参数为：将圆整后的参数带入L型法兰塑性理论的四种失效模式的抗拉承载力的计算公式，可以得到：ZA=K·AS·fubγM=807068.7N]]>ZB=Ft,Rd·a+Mpl,3a+b=443497.4N]]>ZD=M′pl,2+Mpl,3bD=443895.9N]]>ZE=Mpl,2+Mpl,3bE=762180.5N]]>此时法兰筒壁处的极限拉力为：Z=4·Mn·ds=436364.8N]]>极限拉力小于所有抗拉承载力，校核通过。本发明基于数学规划的基本理论，将环形法兰连接的力学模型简化为单段法兰连接，以塔筒法兰的结构参数为设计变量，四种塑性理论的失效模式、螺栓的扳手空间和螺栓孔边距尺寸为约束条件，建立以法兰和螺栓的总体积作为目标函数的数学规划模型，最后使用优化算法求解得到使法兰及螺栓的总体积最小的法兰连接结构。应用该方法得到质量最轻且满足法兰塑性设计四种失效模式的最优化的法兰连接结构。本方法易于编程实现，可以减少设计人员的计算量，提高设计的快速性和准确性。以上所述，仅为本发明的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本
技术领域：
的技术人员在本发明揭露的技术范围内，可轻易想到变化或替换，都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应以所述权利要求的保护范围为准。当前第1页1 2 3