水電站生態調度操作門機動力學分析與安全性評價

方子帆 趙 爽 邱名岱 周 益 周 宇 張 宇

(1.三峽大學 機械與動力學院, 湖北 宜昌 443002;2.中國長江電力股份有限公司 溪洛渡水力發電廠, 云南昭通 657300;3.水電機械設備設計與維護湖北省重點實驗室(三峽大學), 湖北 宜昌 443002)

生態調度是兼顧河流生態需求,與水電站的防洪、發電等社會服務功能統籌協調來優化水電站的運行調度方式.考慮生態因素約束條件下的水電站生態調度,對維護河流生態健康、促進人水和諧與取得社會經濟效益,具有十分重要的意義.目前,水電站的生態調度分層取水,主要是通過操作門機提落疊梁門取上中層水,以調節出庫水溫.操作門機是一類門式起重機,也是典型的非線性欠驅動系統,小車的運行過程會引起柔性結構振動和負載擺動,影響作業定位精度并帶來安全隱患,降低門機運行性能[1-2].因此,有必要對操作門機結構振動和負載擺動的動力學特性和影響因素進行深入研究.

目前,國外學者采用有限元直接積分法對結構動力學進行求解.Younesian等[3]研究移動門式起重機的非線性振動,通過有限元法求解結構的非線性耦合控制方程,得到小車和吊重質量對結構線性和非線性響應的影響.Gasic等[4-5]采用有限元法和解析法建立起重機的多種移動荷載模型,通過計算各模型在等效移動荷載作用下的受迫振動響應,對比分析各模型計算結果.Zrnic等[6]采用有限元法和解析法建立含移動荷載二維慣性效應的系統運動微分方程,研究小車速度、加速度和結構阻尼對結構振動響應的影響.

國內學者對移動質量作用下梁的動力學響應展開了研究.劉華森等[7]建立柔性梁、移動小車以及欠驅動荷載共同組成的多體剛柔耦合動力學系統,研究荷載質量與小車運行速度對起重小車驅動力和驅動功率的影響.Liu等[8]將橋式起重機的耦合系統簡化為柔性梁-移動小車-擺動物體過橋梁的耦合動力學模型,分析小車加速度和荷載參數對梁的撓度和荷載擺動的影響.

起重機在多種工況下的不同載荷組合的安全評價缺少研究.于燕南等[9]對起重機主梁的強度、剛度和穩定性進行有限元分析,驗證結構是否滿足設計規范要求.熊楚宸等[10]構建150 t造船起重機結構評價指標體系,驗證了改進博弈論組合賦權TOPSIS模型用于起重機安全性評價的有效性.以上起重機的安全評價研究主要集中在結構分析上,依然缺乏完整科學的評價體系.因此,對操作門機的安全評估進行定量、定性研究對于生態調度具有重要意義.綜上所述,利用直接積分法求解結構動力學和移動質量通對橋梁的耦合振動都已被深入地研究.本文在此基礎上,基于模態綜合法和有限元法構建某水電站生態調度操作門機剛柔耦合動力學仿真模型,通過小車作業可視化仿真得到系統的動態響應,研究小車運行的速度和加速度、起升重量和繩索擺長對系統動力學特性的影響,最后構建操作門機安全評價體系,以安全指標雷達圖的形式,可視化地評價不同工況下的安全性.

1 操作門機虛擬樣機模型

以某水電站生態調度操作門機為研究對象,建立其虛擬樣機仿真模型,主要由門架金屬結構、軌道、起重小車、起升機構、行走機構、電氣設備等組成.

1.1 帶軌道的門架結構動力學模型

對帶軌道的門架結構進行ANSYS模態分析后基于模態綜合法建立降階模型,建模過程如圖1 所示.降階模型是結構動力學分析的關鍵之一,主要包括結構的動力學特性參數如振型、頻率和阻尼比.降階模型的結構組成如圖2所示.

圖1 帶軌道的門架結構降階模型建模流程

圖2 帶軌道的門架結構降階模型

取帶軌道的門架結構降階模型的前6階模態進行分析,其模態分析結果見表1.采用振型分析法,考慮結構前幾階振型可滿足仿真需求和求解精度.帶軌道的門架結構的振動位移主要受前6階振動模態的影響.其中,第1階模態主要表現為水平振動形態,第5階和第6階模態主要表現為垂直振動形態.因此,取前6階模態疊加得到振動位移,能夠確保帶軌道的門架結構動力學計算模型的高保真度,提高仿真求解效率.

表1 帶軌道的門架結構模態參數

1.2 繩索結構動力學模型

繩索、起重小車、卷筒、吊具、抓梁、疊梁門等結構件連接構成欠驅動系統,此系統屬于帶擺移動荷載模型,如圖3所示,具有強耦合、高度非線性等特點.

圖3 帶擺移動荷載模型

由于降階模型無法分析非線性、大變形等問題,因此,將繩索處理為有限元柔性體模型.在ANSYS中利用梁單元BEAM4對三維線體進行單元劃分,寫出*CBD 文件,導入Recur Dyn中,設置材料屬性和定義截面屬性,得到三維空間纏繞的繩索有限元柔性體仿真模型[11].繩索有限元模型的仿真參數見表2.

表2 繩索結構有限元模型參數

1.3 操作門機剛柔耦合動力學仿真模型

對帶軌道的門架結構和繩索進行柔性化處理,其余均作為剛性體.將帶軌道的門架結構降階模型、繩索有限元模型和剛性體模型通過添加約束、添加運動副、創建接觸得到操作門機剛柔耦合動力學仿真模型,建模過程如圖4所示.操作門機虛擬模型包括幾何模型、虛擬樣機模型、運動學/力學模型的高保真模型,能準確映射物理起重機實體的運動狀態和動力學響應.

圖4 操作門機剛柔耦合模型建模流程

2 基于虛擬樣機模型的仿真分析

基于操作門機虛擬樣機模型的動力學仿真,研究小車運行的速度和加速度、起升重量和繩索擺長對系統動力學特性的影響.操作門機的主要參數見表3.

表3 操作門機主要參數

2.1 小車速度和加速度與起升重量對系統動態特性的影響

小車正常運行速度范圍:0.10～0.25 m/s.因此,在工程實例中,提出模擬小車運行加速-勻速-減速的實際工況,V1和V2兩種驅動模式如圖5所示,小車加速和減速的時間均設置為10 s,小車運行軌跡是從左側極限位置運行至右側極限位置,小車的期望位移為12.2 m.

圖5 小車的兩種運行速度模式

圖6是在小車不同運行速度模式的情況下,有效載荷在Y方向運行時擺角的時域響應.V1速度模式下,10～61 s為勻速運行階段,擺角呈往復周期擺動.有效載荷的擺動周期為:

圖6 有效載荷在Y 方向的擺動特性

式中:初始繩長l=7.5 m,計算周期為5.494 8 s,與圖6勻速運行階段的擺動周期吻合,證明仿真結果正確.

71～80 s為小車停機制動狀態,有效載荷仍有殘余擺動,殘余擺動的大小直接影響吊重的精確定位并威脅到起重機裝卸作業的安全.

根據兩種速度模式下的擺角響應,勻速階段的速度越大,有效載荷的擺動角度越大.同時加速階段最大擺角分別為-0.005 2 rad、-0.010 1 rad,減速階段最大擺角分別為0.006 9 rad、0.012 0 rad.在相同的加速和減速時間(10 s)內,加速度越大有效載荷的擺動角度越大.由于V2的加速度大于V1的加速度,使有效載荷受到的慣性力增大,因此擺動的角度增大.減速階段的擺動幅度略大于加速階段的擺動幅度.這是由于有效載荷在勻速運動結束時仍有擺動速度,且速度方向與減速運行方向重合.

圖7～8是在不同起升重量以及不同小車運行速度的情況下,主梁與支腿在垂直方向和水平方向上的振動位移響應.當小車運行至軌道中心位置附近時,主梁跨中的撓度達到最大值.主梁撓度的變化基本不受小車運行速度和加速度的影響,但隨著小車運行速度增大,主梁的垂直振動頻率減小.有效載荷的質量會影響主梁與支腿在垂直方向和水平方向上的動態位移幅值.當小車運行速度相同時,不同的起升重量下主梁的變化趨勢和振動頻率相同.由圖8(a)可以看出,有效載荷的擺動導致主梁水平位移在加速和減速階段出現明顯的波峰變化.小車加減速引起的水平慣性力對主梁水平位移的影響尤其突出.

圖7 門架垂直位移響應

圖9是不同起升重量作用下主梁的三維應力變化規律.小車運行速度和加速度對主梁應力影響不顯著,但起升重量與主梁的應力幅值成正比.其中,主梁的中心位置對質量最為敏感.

圖9 起升重量對主梁應力的影響

2.2 繩索擺長對系統動態特性的影響

操作門機在進行吊裝作業時,首先要進行有效載荷的起升操作,而對有效載荷的起升高度并沒有一個標準,那么繩索擺長的差異將會對有效載荷的搖擺偏移產生影響,從而影響結構動力學特性.

圖10是在不同繩索擺長情況下有效載荷的擺動特性.有效載荷殘余擺動的最大擺幅與擺長成正比.殘余擺動對主梁水平位移的影響如圖11所示.

圖10 繩索擺長對有效載荷擺角的影響

圖11 殘余擺動對主梁水平位移的影響

繩索擺長越長,有效載荷殘余擺動越大,主梁水平振動位移的波動幅值也越大.有效載荷的慣性力對主梁產生較大的沖擊.特別是繩索擺長較長時,這種影響尤為突出.

3 操作門機安全性評價

3.1 安全評價指標

根據操作門機的實際情況將評價指標劃分為正指標與逆指標.狀態值與構件安全性高低保持一致的評價指標為正指標;相反的為逆指標.考慮到指標間的量綱差異及公度性原則,在不改變指標性質的前提下將評價值值域統一到[0,1],對原始數據進行無量綱化及規格化[12].

正指標:

逆指標:

針對某水電站生態調度操作門機調度過程中的安全狀況,選取結構強度、剛度評價指標和動力學性能評價指標,建立操作門機安全評價指標體系[13-14],見表4.

表4 操作門機安全評價指標體系

通過參考材料力學和起重機設計規范,列出5個評價指標對應的比較基數的計算,如下所示.

1)按照GB/T3811—2008起重機設計規范的相關規定,對于σs/σb＜0.7的鋼材,基本許用應力須滿足:

式中:σs為鋼材的屈服點;n為強度安全系數;σb為鋼材抗拉強度.

強度安全系數n取1.34,Q235屈服點σs為235 N/mm2,[σ]=175.37 N/mm2.

2)雙主梁小車以兩輪作用于一根主梁上,兩個車輪在跨中引起的撓度,按莫爾公式計算:

式中:P為起升載荷與小車自重之和,不計沖擊系數、動力系數、主梁自重;L為主梁跨度;E為主梁鋼材的彈性模量;I為主梁豎直方向慣性矩.

式中:C為小車輪壓用它們作用于跨中的合力計算撓度的換算系數;b為小車基距.

對于操作門機,為了降低小車運行坡度,門架結構滿足控制系統高精度定位的剛度要求為f L≤L/1 000,帶入主梁跨度,L=17000 mm,f L≤17 mm.

3)根據鋼絲繩安全系數法,當小車運行時,鋼絲繩最大工作應力需滿足下式:

式中:n為安全系數;σ1為鋼絲的公稱抗拉強度;σ為鋼絲繩的最大工作應力.

鋼絲繩所在起升機構的工作級別為M3,故鋼絲繩的允許安全系數[n]=3.55.

4)小車運行時,不同起升質量和不同小車運行速度的組合可能導致輪軌出現卡軌或脫軌的現象.輪軌運行的安全性和穩定性,由脫軌系數Q/P≤1 來評價.Q為作用在車輪上的橫向力,P為作用在車輪上的垂向力.車輪與軌道的接觸印跡如圖12所示.

圖12 車輪與軌道接觸印跡

5)小車停機制動后,疊梁門存在殘余擺角,為滿足疊梁門生態調度的入槽定位要求,避免入槽卡阻現象發生,在設計門機的起升機構時,提出擺角θ的安全范圍需滿足-0.017 5 rad≤θ≤0.017 5 rad.

3.2 安全性評價

基于操作門機剛柔耦合動力學仿真模型計算出4種工況下安全評價指標的狀態值,對其進行無量綱化得到對應的評價值見表5,安全評價雷達圖如圖13所示.

表5 操作門機不同工況下評價指標的評價值

從表5和圖13可以看出,工況1的綜合評價值的面積最大,說明整機安全狀態較好.起升重量是強度指標和剛度指標的重要影響參數.同一起升重量下,脫軌系數的評價值隨小車速度的增大而減小,輪軌穩定性變差;同一小車速度下,脫軌系數的評價值隨起升重量的增加而增加,輪軌穩定性變好.此外,疊梁門殘余擺動的評價值與其質量和小車速度成反比,小車具有較大速度和加速度的情況下,不能忽略疊梁門慣性力的影響.

4 結 論

以某水電站生態調度操作門機為研究對象,基于ANSYS和Recur Dyn 建立整機剛柔動力學仿真模型,研究小車運行速度和加速度、起升重量、繩索擺長等參數對有效載荷擺動以及門架結構振動的影響;通過構建操作門機安全評價指標體系,評價不同工況下的安全性.得到以下結論:

1)帶軌道的門架結構的振型主要受到前6階低級模態的影響,其中,第1階模態對結構的水平振動貢獻最大,第5和第6階模態對結構的垂直振動貢獻最大.

2)在相同的加速和減速時間內,有效載荷擺角隨小車速度增大而增大,由于繩索擺長影響有效載荷的擺動周期,加減速時間對有效載荷擺角的影響較為復雜,需要進一步研究.

3)主梁在垂直方向上的動態位移和動態應力變化基本不受小車運行速度和加速度的影響.小車運行速度和加速度對主梁水平位移的影響明顯大于對垂直位移的影響.繩索擺長越長,有效載荷殘余擺動越大,主梁水平振動位移的波動幅值也越大.

4)基于某水電站生態調度操作門機剛柔耦合動力學仿真模型計算出評價指標的評價值,以雷達圖的形式可視化地判定起重機的運行狀態,為起重機的安全性評價與使用維護提供一定的理論依據.