大型風力發(fā)電機組彈性元件隔振性能分析和試驗研究

晏紅文, 田紅旗, 歐陽華, 呂杏梅, 楊兆忠, 李曉光

(1.中南大學 交通運輸工程學院，長沙　410075； 2中國中車株洲電力機車研究所有限公司 風電事業(yè)部,湖南 株洲　412001)

大型風力發(fā)電機組彈性元件隔振性能分析和試驗研究

晏紅文1,2, 田紅旗1, 歐陽華2, 呂杏梅2, 楊兆忠2, 李曉光2

(1.中南大學 交通運輸工程學院，長沙410075； 2中國中車株洲電力機車研究所有限公司 風電事業(yè)部,湖南 株洲412001)

摘要：針對兆瓦級風力發(fā)電機組傳動鏈的復雜性，經(jīng)過簡化，分別建立齒輪箱、彈性元件和機架為系統(tǒng)的單自由度和兩自由度振動模型，并根據(jù)風機傳動鏈結(jié)構(gòu)的特點，對齒輪箱和彈性元件系統(tǒng)的固有頻率和剛度等參數(shù)以及傳動鏈結(jié)構(gòu)尺寸和這些參數(shù)的相互影響的關(guān)系進行分析和研究，提出適合于風機傳動鏈中齒輪箱彈性元件相關(guān)參數(shù)的基本設(shè)計方法；并以齒輪箱為對象在現(xiàn)場進行振動測試，根據(jù)齒輪箱結(jié)構(gòu)特點和對應測試數(shù)據(jù)的相關(guān)性兩方面對試驗結(jié)果的合理性進行了詳細分析。根據(jù)測試結(jié)果再分析彈性元件振動特性和隔振效果，驗證彈性元件和傳動鏈結(jié)構(gòu)的合理性，為風機設(shè)計提供參考。

關(guān)鍵詞：風力發(fā)電機組；彈性元件；隔振；齒輪箱；振動試驗

1.葉片　2.輪轂　3.主軸承　4.主軸　5.齒輪箱及彈性元件　6.聯(lián)軸器　7.發(fā)電機圖1　傳動鏈基本結(jié)構(gòu)Fig.1 Drive train structure

近年來我國風電行業(yè)發(fā)展迅猛，每年的裝機容量超過千萬千瓦[1]，單機容量超過1.5 MW的大型機組為主流機型。大型風力發(fā)電機組的傳動鏈一般由葉片、輪轂、主軸及主軸承、齒輪箱及彈性元件、聯(lián)軸器、發(fā)電機組成，其結(jié)構(gòu)復雜而且尺寸較長(見圖1)；大型機組決定其承受載荷很大，而且風力載荷作為輸入的外載荷，其風向、風速不穩(wěn)定，載荷變化的隨機性也較大；再加上不同的工況機組又采取不同的控制策略；這些因素決定了機組為變轉(zhuǎn)速運行[2]，在運行過程中必然產(chǎn)生振動現(xiàn)象。傳動鏈中的關(guān)鍵部件齒輪箱為高傳動比的多級行星齒輪箱傳動，發(fā)電機的轉(zhuǎn)子除高速旋轉(zhuǎn)外，與定子間還產(chǎn)生較大的相互作用的電磁力，這兩個大部件的振動往往最為劇烈，對整個風機穩(wěn)定運行和安全性影響較大。在風機設(shè)計中，一般會考慮通過安裝彈性元件來減小或者隔離這些有害振動，避免發(fā)生傳動鏈系統(tǒng)共振這種最危險的現(xiàn)象，以提高風機的使用壽命和安全性，減少重大經(jīng)濟損失。

對于齒輪箱和發(fā)電機往往采用彈性元件與機架聯(lián)接固定，由于這兩個部件是機組中主要的振動和噪聲源，因此起關(guān)鍵的減振和隔振作用的彈性元件的性能對整個傳動鏈動力學特性以及振動能量的傳遞等都有較大的影響。為獲得良好的隔振效果，彈性元件參數(shù)選擇和機組的結(jié)構(gòu)設(shè)計變得非常重要。從查閱的相關(guān)資料來看，對齒輪箱動力學研究較多[3-5]，也有文章單獨對彈性元件本身性能進行研究[6-8]，還有將驅(qū)動鏈的整個系統(tǒng)進行相關(guān)研究的[9]，例如在船舶方面的相關(guān)研究[10-11]。但對風電機組中傳動鏈使用的彈性元件整個系統(tǒng)的研究較少[12-13]，對其結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計只是根據(jù)基本的振動理論方法進行，很少通過試驗來驗證其設(shè)計的合理性。本文將以兆瓦級風力發(fā)電機組最易發(fā)生振動的齒輪箱的彈性元件為例，對其隔振性能進行理論分析，再通過現(xiàn)場試驗獲取相關(guān)試驗數(shù)據(jù)，并完成對試驗數(shù)據(jù)的分析和研究，為整機設(shè)計提供參考。

1基本隔振理論分析

從圖1和圖2可知，齒輪箱的左右兩端分別安裝了為4組瓦式結(jié)構(gòu)的彈性元件，在垂直和水平方向都具有一定的剛度值?？梢赃x擇一個方向來進行理論分析，這里選擇垂直方向。假定機架為完全剛性體，于是齒輪箱、彈性元件與機架可以組成了一個單自由度的系統(tǒng)，見圖3。

圖2 齒輪箱彈性支座Fig.2Gearboxelasticsupport圖3 單自由度振動模型Fig.3SingleDOFvibrationmodel

1.1單自由度隔振分析

根據(jù)單自由度振動原理[14]，系統(tǒng)隔振率為：

(1)

當ζ=0時，K與頻率比λ的關(guān)系為：

(2)

圖4　單自由度傳遞函數(shù)曲線Fig.4 Single DOF transfercurve

由此可見：不論阻尼大小，欲得隔振效果，即K<1，必須

(3)

即

(4)

1.2傳動鏈系統(tǒng)結(jié)構(gòu)與彈性元件剛度的設(shè)計

由1.1節(jié)可知，λ決定了振動效果，但當齒輪箱結(jié)構(gòu)確定了，其嚙合頻率也確定了，也就是說激勵頻率就確定了，很難改變，而彈性元件的剛度可以進行適當調(diào)節(jié)。再從文獻[15]知道，傳動鏈結(jié)構(gòu)尺寸與齒輪箱系統(tǒng)固有頻率密切相關(guān)，將傳動鏈進行模型簡化如圖5，由于軸承為調(diào)心滾子，就可以轉(zhuǎn)化成單自由度的擺振模型，如圖6。

圖5　傳動鏈簡化圖Fig.5 Reduced graph of drive train

圖6　振動模型Fig.6 Vibration model

圖中mg為齒輪箱質(zhì)量，mh為輪轂和葉片質(zhì)量，ms為主軸質(zhì)量并假設(shè)其質(zhì)量分布均勻，l2為齒輪箱重心距主軸承距離，l1為輪轂中心距主軸承距離，l為彈性元件距主軸承距離，若不計阻尼，則有微分方程：

(5)

轉(zhuǎn)動慣量：

(6)

則其固有頻率如下：

(7)

可見，齒輪箱系統(tǒng)頻率不僅與彈性元件剛度有關(guān)，還與機組的結(jié)構(gòu)設(shè)計有關(guān)，也就是說也可以通過微調(diào)傳動鏈結(jié)構(gòu)來調(diào)整固有頻率的大小，因此在設(shè)計彈性元件時必須綜合考慮各種因素才能滿足系統(tǒng)要求。

但是還應注意到以上結(jié)論推導是建立在機架完全剛性的前提下的，并沒有考慮到實際風電機組的機架為鑄件或者焊接件，是一個柔性體部件，因此反應在試驗中會發(fā)現(xiàn)彈性元件的傳遞函數(shù)曲線與圖4并不一致，實際測得主要影響頻率并非只有齒輪箱的第一級最小嚙合頻率，還有其它嚙合頻率影響。

1.3機架柔性時的隔振原理

設(shè)機架為柔性體，可以將主機架模擬為一個有剛度的彈簧和質(zhì)量塊的系統(tǒng)，再將塔架作為剛性基礎(chǔ)，這樣就將前面的單自由度系統(tǒng)變成兩自由度的振動系統(tǒng)，模型如圖7所示，圖中M1、K1和C1為齒輪箱彈性元件系統(tǒng)的等效質(zhì)量，等效剛度和阻尼，M2、K2和C2為柔性機架的等效質(zhì)量、等效剛度和阻尼。

圖7　兩自由度隔振系統(tǒng)Fig.7 Two DOF vibration system

則系統(tǒng)的運動微分方程如下[14]：

(8)

當不考慮阻尼時，力和位移的傳遞函數(shù)為：

圖8　兩自由度傳遞函數(shù)曲線Fig.8 Two DOF transfer function curve

2現(xiàn)場試驗和分析

現(xiàn)場試驗主要目的是兩方面：① 是從獲得的試驗數(shù)據(jù)來分析彈性元件的隔振效果；② 是從試驗數(shù)據(jù)中提取傳遞函數(shù)，從而驗證齒輪箱系統(tǒng)振動模型簡化為兩自由度的合理性。齒輪箱彈性元件一般是軸瓦式結(jié)構(gòu)，見圖2和圖9。選擇某大型機組進行試驗，試驗時在齒輪箱彈性元件安裝座、齒輪箱箱體上以及機架上選擇合適位置布置三個方向的加速度傳感器，并針對發(fā)電機在不同的轉(zhuǎn)速工況下進行試驗[16-17]，對比齒輪箱和機架在相同方向上振動加速度的差異性，分析判斷彈性元件設(shè)計的合理性。該機型轉(zhuǎn)速范圍為700～1 200 r/min，因此選擇800 r/min、900 r/min、1 000 r/min、1 100 r/min和1 200 r/min，共5個轉(zhuǎn)速工況進行試驗。

圖9　加速度傳感器齒輪箱和機架布點示意圖Fig.9 Acceration sensors on gearbox and mainframe

2.1齒輪箱振動分析

首先將從齒輪箱箱體上采集的數(shù)據(jù)進行頻率特性分析，來判斷齒輪箱振動激勵情況，找出主要激勵源的頻率。圖10為900 r/min和1 100 r/min工況時箱體三個方向的振動幅值譜圖，其中上面三條譜線對應900 r/min工況，下面三條譜線對應1 100 r/min工況，其主要激勵頻率都用箭頭和阿拉伯數(shù)字標出，將此譜線圖中各級波峰頻率的具體值轉(zhuǎn)換為表1。

表1　齒輪箱頻率波峰值

圖10　工況900 r/min和1 100 r/min頻率幅值譜Fig.10 Frequency amplitudes in 900 r/min and 1 100 r/min cases

根據(jù)齒輪箱的參數(shù)，900 r/min和1 100 r/min轉(zhuǎn)速下的最小嚙合頻率(亦即第一級齒輪嚙合頻率)分別為16.2 Hz和19.9 Hz，因此表1中頻率有明顯的倍頻特征，其中前4階分別是以兩種轉(zhuǎn)速下的最小嚙合頻率為基頻的四倍頻，與齒輪箱在兩個轉(zhuǎn)速下的第一級嚙合頻率一致；5～8階分別是以81.4 Hz和99 Hz為基頻的四倍頻，根據(jù)齒輪箱參數(shù)與第二級嚙合頻率一致；最后面4階分別是以403 Hz和494 Hz為基頻的四倍頻，同樣根據(jù)齒輪箱參數(shù)可知與第三級嚙合頻率一致。因此齒輪箱箱體振動源主要來自于其內(nèi)部的齒輪嚙合激勵。再看看三個方向的功率譜值，將表1中1 100 r/min轉(zhuǎn)速下的12階頻率對應的三個方向功率譜值用圖11來表示，從圖中可以很明顯的特點：齒輪箱箱體振動能量主要在Z方向，這一點從齒輪箱安裝結(jié)構(gòu)也可以分析得到：由于齒輪箱激勵主要來自垂直于軸向的旋轉(zhuǎn)運動，所以在X方向(軸向)振動能量較小；在橫向雖然會接受到嚙合激勵，但是并沒有象垂向那樣還會疊加齒輪箱重力方向的振動能量，所以圖中較真實反應了三個方向的振動能量分布。從振動能量集中的頻率來看，齒輪箱的振動能量主要是較高的頻率段，而且對應于齒輪箱的第二級和第三級嚙合頻率，比第一級嚙合頻率對應的能量要大很多。這方面的原因也可以從齒輪箱結(jié)構(gòu)來進行分析，第一級齒輪轉(zhuǎn)速相對于第二、三級的轉(zhuǎn)速很低，如果齒輪等相關(guān)零件加工精度相當?shù)那闆r下，轉(zhuǎn)速越高，振動會越劇烈，振動能量相應更高。因此在彈性元件設(shè)計時需要考慮具體的情況。

圖11　工況1 100 r/min箱體三個方向功率譜值Fig.11 Power spctrum of 1 100 r/min case in three directions on gearbox

2.2彈性元件隔振性能分析

(10)

式中,XRMS和X′RMS分別是與彈性元件聯(lián)接的齒輪箱和機架振動信號的有效值。

圖12　不同轉(zhuǎn)速下箱體、主機架XYZ方向振級落差柱狀圖 Fig.12 Vibration level difference histogram between gearbox and mainframe

由該圖可知，平均值達到15 dB，彈性元件隔振效果明顯，其中Z方向隔振性能優(yōu)于XY方向，轉(zhuǎn)速影響較小。

2.3試驗分析

從圖1可知，風電機組傳動鏈較復雜，與齒輪箱聯(lián)接的部件較多，機架上除安裝了齒輪箱外，還有其它運動部件，這些振動能量會相互傳遞，再加上一些干擾因素等，會導致測量的數(shù)據(jù)會存在偏差，這一問題可以從試驗得到的傳遞函數(shù)曲線對應的數(shù)據(jù)相干性分析中看到。圖13的上圖為1 100 r/min轉(zhuǎn)速下的傳遞函數(shù)曲線，下圖為對應的相干系數(shù)曲線?？梢娤喔上禂?shù)多數(shù)都遠小于1，數(shù)據(jù)的相干性小，傳遞函數(shù)曲線不真，數(shù)據(jù)需重新處理?？梢圆扇〉姆椒ㄊ峭ㄟ^對數(shù)據(jù)分析，選取那些真實可靠的數(shù)據(jù)，例如可以選擇相干系數(shù)較高的點值繪制傳函曲線。從圖13中選取15個點值繪制的傳函曲線如圖14。在10 Hz附近傳函曲線有一個大于0的波峰，這應該是傳函曲線的第1個波峰，即系統(tǒng)固有頻率11.5 Hz處，在一個較大的頻率處還有一個波峰值，應該是機架的柔性所致，兩自由度傳遞函數(shù)曲線比較吻合，這也驗證了前面的理論分析。

圖13　1 100 r/min工況Z向傳遞函數(shù)及相干系數(shù)Fig.13 Transfer function and coherent coefficient in Z direction 1 100 r/min

圖14　1 100 r/min工況Z向傳遞函數(shù)Fig.14 Transfer function in Z direction 1100 r/min

3結(jié)論

通過將復雜的風電機組傳動鏈系統(tǒng)模擬成兩自由度系統(tǒng)的理論分析和試驗驗證可知，齒輪箱彈性元件系統(tǒng)并不是簡單的單自由度系統(tǒng)，進行分析時還應該考慮機架的彈性，將機架納入到系統(tǒng)中并模擬成兩自由度系統(tǒng)更加合理；在進行機組傳動鏈系統(tǒng)及部件設(shè)計時，必須要綜合考慮各部件的振動特性，特別要注意傳動鏈系統(tǒng)頻率與彈性元件性能和傳動鏈系統(tǒng)結(jié)構(gòu)是密切關(guān)聯(lián)的；另外，彈性元件的剛度值并非越小越好，太小的剛度會使其變形量大，系統(tǒng)可能出現(xiàn)不穩(wěn)定；相反太大的剛度值又會使機組主要運行轉(zhuǎn)速區(qū)隔振效果差，產(chǎn)生較大沖擊，影響機組壽命和安全性。要確保傳動鏈系統(tǒng)和彈性元件設(shè)計合理，除理論分析外，必須經(jīng)過相關(guān)試驗來進行驗證；最后，針對復雜振動系統(tǒng)，提出一種提取信號峰值來繪制傳函曲線的方法，這種方法是否準確需要進行大量的試驗進行更充分的驗證。彈性元件在大型風力機組中應用較廣，除了齒輪箱外，還有發(fā)電機以及經(jīng)常處于旋轉(zhuǎn)運動狀態(tài)的輪轂控制柜等部件，相應的彈性元件參數(shù)設(shè)計可以采用類似的方法確定。

參 考 文 獻

[1] 楊校生,祁和生,徐濤.風電產(chǎn)業(yè)發(fā)展展望[C]// 風能產(chǎn)業(yè) 2013 中國農(nóng)業(yè)機械工業(yè)協(xié)會風能設(shè)備分會2013年度論文集.

[2] Licari J, Ugalde-Loo C E,Ekanayake J B. Damping of torsional vibrations in a variable-speed wind turbine[J]. Energy Conversion, IEEE Transactions on,2012, 28(1):172-180.

[3] 李宏坤，郭騁，房世利，等.齒輪箱減振降噪優(yōu)化設(shè)計方法研究[J]. 振動與沖擊，2013,32(17)：150-182.

LI Hong-kun,GUO Cheng,FANG Shi-li，et al. Optimization design method for gearbox’s vibration and noise reduction[J]. Journal of Vibration and Shock, 2013,32(17)：150-182.

[4] 張慶偉,張博,王建宏，等. 風力發(fā)電機齒輪傳動系統(tǒng)的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計[J]. 重慶大學學報,2010,33(3):30-35

ZHANG Qing-wei, ZHONG Bo, WANG Jian-hong，et al. Analysis on torsional vibration of transmission system in wind generators gearbox[J]. Journal of Chongqing University,2010,33(3)：30-35.

[5] Kahraman A, Vijayakar S M. Effect of internal gear flexibility on the quasistatic behavior of a planetary gear set[J]. Mech Des,2001,123(3):408-415.

[6] 周宏慧,張亞新,黃友劍,等.橡膠制品的組合靜態(tài)性能分析及計算[J].機械工程師,2009(6): 64-66.

ZHOU Hong-hui, ZHANG Ya-xin, HUANG You-jian,et al. Analysis and calculation of static characteristics of rubber-rubber complex[J].Mechanical Engineer,2009(6):64-66.

[7] 潘孝勇,上官文斌,柴國鐘,等.橡膠隔振器動態(tài)特性計算方法的研究[J].振動工程學報,2009,22(4)：345-351.

PAN Xiao-yong, SHANGGUAN Wen-bin, CHAI Guo-zhong, et al. An investigation of calculation methods for the dynamic characteristics of rubber isolator[J]. Journal of Vibration Engineering,2009,22(4)：345-351.

[8] Sciulli D，Inman D J. Isolation design for a flexible system[J]. Journal of Sound and Vibration, 1998,216(2):251-267.

[9] Peeters J. Simulation of dynamic drive train loads in a wind turbine[D]. Leuven, Belgium:Katholieke Universities Leuven, 2006.

[10] 張懿時, 童宗鵬,周炎,等. 船舶齒輪箱硬彈性隔振技術(shù)研究[J].噪聲與振動控制，2013，33(3):153-155.

ZHANG Yi-shi, TONG Zong-peng, ZHOU Yan, et al. Research of hard elastic isolation technology of marine gearboxes[J] .Noise and Vibration Control,2013，33(3):153-155.

[11] 戴光昊，高長偉，劉永恒,等.彈性安裝齒輪箱抗沖擊特性時域計算分析[J].噪聲與振動控制,2012(6):62-65.

DAI Guang-hao, GAO Chang-wei, LIU Yong-heng, et al. Computation and analysis of shock characteristics of elastically supported gearbox in time domain[J]. Noise and Vibration Control,2012(6):62-65.

[12] 胡偉輝,林 勝,秦中正,等.大功率風力發(fā)電機組齒輪箱減振支撐的結(jié)構(gòu)特點與應用[J].機械,2010，36(4):74-77.

HU Wei-hui, LIN Sheng, QIN Zhong-zheng, et al. The structure and application of gearbox suspension in high-power wind turbine[J]. Machinery,2010，36(4):74-77.

[13] Haastrup M，Hansen M R，Ebbesen M K. Modeling of wind turbine gearbox mounting[J]. Modeling, Identification and Control, 2011, 32(4):141-149.

[14] 朱堅石，樓京俊，何奇?zhèn)?等. 隔振理論與隔振技術(shù)[M]. 北京:國防工業(yè)出版社,2008.

[15] 屈維德，唐恒齡. 機械振動手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2000.

[16] 王峰,方宗德,李聲晉,等.多工況下人字齒輪傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)減振分析與優(yōu)化[J].振動與沖擊,2014,33(22):127-130.

WANG Feng,FANG Zong-de,LI Sheng-jin,et al.Structural vibration analysis and optimization of herringbone gear transmission system under multiple loads[J].Journal of Vibration and Shock,2014,33(22):127-130.

[17] 朱才朝，胥良，馬飛，等.兆瓦級風電齒輪箱遠程實時在線測試及評價[J]. 振動與沖擊,2012,31(20)：18-22.

ZHU Cai-chao, XU Liang, MA Fei, et al. Remote real-time online testing and evaluation for a megawatt wind turbine gearbox[J]. Journal of Vibration and Shock, 2012,31(20)：18-22.

[18] 嚴濟寬，柴敏，陳小琳.振動隔離效果的評定[J].噪聲與振動控制，1997,6:22-30.

YAN Ji-kuan, CHAI Min, CHEN Xiao-lin. Evaluation of vibration isolation effect[J]. Noise and Vibration Control，1997,6:22-30.

[19] 程廣利,朱石堅,伍先俊.齒輪箱減振效果評估測試研究[J].噪聲與振動控制，2004(2):22-24.

CHENG Guang-li, ZHU Shi-jian, WU Xian-jun. Experimental research on the evaluation of the ship gearbox vibration reduction effect[J]. Noise and Vibration Control, 2004(2):22-24.

Vibration isolation performance analysis of the elastic element of large-scale wind turbine and its experimental study

YAN Hong-wen1,2, TIAN Hong-qi1, OUYANG Hua2, Lü Xing-mei2, YANG Zhao-zhong2, LI Xiao-guang2

(1. School of Traffic & Transportation Engineering, Central South University, Changsha 410075, China; 2. Wind Power Business Unit, CRRC Zhuzhou Electric Locomotive Research Institute Co., Ltd., Zhuzhou 421000, China)

Abstract:Considering the complexity of MW wind turbine drive chain, with simplification, the vibration models of single degree of freedom and two degrees of freedom were established respectively for the gear box, elastic element and frame of the drive train. Through analysis on the structural characteristics of the wind turbine drive chain, and the mutual influences between the dimension of structure and the characteristics of gearbox system, a design method suitable for the elastic element of wind turbine gearbox transmission chain with proper parameters was put forward. The test data of gear box vibration tests at the site were confirmed in accordance with the structural features of the gearbox and the correlation between the related test data. The vibration characteristics and the effect of vibration isolation of the elastic element were analyzed and the reasonability of the elastic element and the drive chain structure was verified. The method could be a reference to the design of wind turbines.

Key words:wind turbine; flexible element; vibration isolation; gearbox; vibration test

收稿日期：2015-02-04修改稿收到日期：2015-06-07

中圖分類號:TH113

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.10.034

第一作者 晏紅文 男，教授級高級工程師，1968年生

E-mail：yanhw@csrzic.com