文／康濤 李英昌 王海龍

淺析偏航制動間隙對偏航系統(tǒng)運行與維護的影響﹡

文／康濤 李英昌 王海龍

相對于前幾年的快速發(fā)展，最近兩年國內(nèi)的風電行業(yè)逐步進入轉(zhuǎn)型期，最初是由重規(guī)模向重成本轉(zhuǎn)移，目前則開始逐漸向重質(zhì)量、重效益轉(zhuǎn)變。越來越多的整機企業(yè)將目光從降低初次生產(chǎn)安裝成本，轉(zhuǎn)向提高風電機組性能質(zhì)量，從而提高產(chǎn)品（包括零部件）的使用壽命與可利用率，降低風電機組維護成本。

在風電機組零部件故障數(shù)據(jù)統(tǒng)計中，偏航系統(tǒng)的故障在風電機組機械系統(tǒng)中排在第四位（數(shù)據(jù)來源：World Energy Council官網(wǎng)），屬于較為常見的機械故障。其中，對于偏航制動器摩擦片與剎車盤的間隙（以下稱偏航制動間隙）原因引起的故障，通常維修過程復雜耗時，有時甚至需要整體吊裝機艙以便更換剎車盤；并且偏航制動間隙對摩擦片的使用壽命有直接影響。本文將從這兩方面詳細闡述偏航制動間隙對機組偏航系統(tǒng)運行及維護的影響。

對摩擦片使用壽命的影響

風電機組裝配時，初始的單側(cè)偏航制動間隙通常取2mm－3mm，而機組運行起來以后，該間隙不管是偏航工況、制動工況還是解纜工況，基本均為零。那么是否可以在設計風電機組偏航系統(tǒng)時，將偏航制動間隙減小到0.5mm或是1mm呢？答案是否定的。以下從對摩擦片使用壽命的影響與偏航系統(tǒng)機械干涉兩個角度來分析偏航制動間隙設定值不能過小的原因。

（一）磨損壽命影響

單側(cè)偏航制動間隙的理論設計值為2mm－3mm，但風電機組運行時的單側(cè)制動間隙值通常一側(cè)變大，另一側(cè)變小，變化大時一側(cè)間隙會減小到只有0.5mm－1mm，特殊情況下單側(cè)間隙可能減小為0。偏航制動系統(tǒng)的安裝結(jié)構(gòu)如圖1所示，偏航制動器安裝在機架下面的安裝座上，而剎車盤則安裝在機架下面的偏航軸承上。偏航軸承的軸向剛度、偏航制動器安裝座表面/機架底面/剎車盤安裝面的形位公差，以及剎車盤摩擦表面的端面跳動等一系列影響因素，合成的制動盤（剎車盤）安裝后的端面跳動是引起制動力矩波動的一個重要因素，使單側(cè)偏航制動間隙在風電機組吊裝之前，已無法達到理想的設定值；風電機組并網(wǎng)之后的運行過程中，風載對風輪的作用力使機艙出現(xiàn)俯仰（俗稱點頭）現(xiàn)象，在每個俯仰周期，偏航制動間隙發(fā)生周期性變化，偏航制動間隙進一步偏離設計值。

圖1 偏航制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

由于風電機組運行時的單側(cè)偏航制動間隙小于設計值，若將設計值向下修正，則存在偏航工況與解纜工況下，摩擦片與剎車盤之間壓力大于設計要求的風險。該風險主要存在于風電機組并網(wǎng)運行初期摩擦片的摩擦材料還未磨損的階段。由于摩擦片背板被制動器殼體內(nèi)的凸臺或活塞支撐，磨損初始階段摩擦片背板受到的幾乎完全是剛性支撐，單側(cè)制動間隙減小時，剎車盤對摩擦片的壓力急劇增大會加速摩擦材料的磨損。這類風險輕則使摩擦片的磨損速度大幅上升；對于常用的樹脂基摩擦材料（其中只含有少量的金屬組分），嚴重的話甚至會將摩擦材料壓潰，完全失效。根據(jù)摩擦磨損原理，載荷增大會引起摩擦力增大，進而引起溫升；載荷增大還會使輕微磨損變?yōu)閲乐啬p。輕微磨損轉(zhuǎn)化為嚴重磨損是由于彈性接觸轉(zhuǎn)化為塑性接觸的結(jié)果。以上論述還只是對于彈性較好的金屬材料而言，對于彈性差、塑性強的樹脂基摩擦材料，壓力載荷引起的磨損變化更為嚴重。

下面分別利用理論計算和臺架試驗兩種方法，對比摩擦片表面壓力p1（4MPa）與p2（8MPa）條件下，摩擦片的磨損壽命。計算的輸入?yún)?shù)如表1所列，

其中，磨損率是摩擦材料在p1負載條件下的測得的數(shù)據(jù)，計算過程假定p2負載條件下的磨損率數(shù)據(jù)不變，則p1與p2負載條件下的磨損壽命T通過（1）式計算可得：

p1條件下摩擦片的磨損壽命為2.472年；p2條件下摩擦片的磨損壽命為1.236年。

臺架試驗測量磨損壽命的方法是將摩擦片置于試驗臺上，以相同的滑動速度（15mm/s）反復進行摩擦，摩擦總行程5km，測量試驗結(jié)束前后的摩擦片厚度（8個點，如圖二所示），求取差值后再計算每千米行程的磨損厚度，除摩擦材料原始厚度，得出摩擦片使用壽命內(nèi)的可用總里程，最后除以滑動速度，即可得到摩擦片的試驗磨損壽命。

p1條件下與p2條件下測量得到的摩擦片試驗前后的厚度數(shù)據(jù)如表2與表3所示，

p1與p2條件下滑動5km后摩擦片的磨損量Δt分別為0.432mm與1.263mm，據(jù)（2）式可得摩擦片的試驗磨損壽命分別為1.96年與0.67年。

表1 磨損壽命理論計算輸入?yún)?shù)

表2 p1條件下試驗前后摩擦片厚度（單位：mm）

表3 p2條件下試驗前后摩擦片厚度（單位：mm）

圖2 磨損厚度測量點

對比計算數(shù)據(jù)與試驗結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，p1條件下試驗得到的磨損壽命比計算結(jié)果要小20%多，這是由于理論計算數(shù)據(jù)是在壓力平穩(wěn)均勻的理想條件下得到的，而臺架試驗過程中換向時的壓力沖擊與油溫升高造成的壓力變化會使實際的磨損條件比理論計算時更加苛刻；p2條件下試驗得到的磨損壽命比計算結(jié)果要小46%，比p1條件下臺架試驗結(jié)果對理論計算下降的幅度大1倍多，引起該變化的原因主要是摩擦材料的磨損率受載荷的影響，載荷加大使臺架試驗過程中的剎車盤表面溫度上升，摩擦材料的磨損率相應增大，故而磨損速度明顯加快。因此，偏航制動間隙過小會對摩擦片的磨損壽命造成嚴重影響。

（二）機械干涉影響

在偏航制動器的設計中，摩擦片背板靠制動器殼體內(nèi)部凸臺或活塞端面支撐，新的摩擦片上表面通常比制動器殼體邊緣高一點（如0.5mm），如圖3所示。

在風電機組的運行中，隨著摩擦材料的不斷磨損，摩擦片厚度減小，解纜工況下，活塞端面對摩擦片背板不再有壓力作用，偏航制動器的下殼體邊緣可能會高出摩擦片上表面。偏航制動器的安裝尺寸公差與機艙的俯仰效應會使單側(cè)偏航制動間隙減小，如果制動間隙被安裝公差與俯仰效應抵消，此時偏航制動器的下殼體邊緣就會與剎車盤發(fā)生干涉。因此，偏航制動間隙如果設定值過小，也是偏航系統(tǒng)自身干涉的一個隱患，可能會造成制動器殼體磨損剎車盤。

偏航制動間隙過大的影響

過小的偏航制動間隙會造成摩擦片的過度磨損，那么為了確保摩擦片的使用壽命達到設計預期，是否可以在設定值基礎上加大偏航制動間隙，降低摩擦片過快磨損的風險呢？間隙變大，確實能夠?qū)惭b尺寸公差與俯仰效應造成的兩側(cè)制動間隙不均引起的異常磨損風險降低；但由于受到活塞許用行程限制，以及摩擦片厚度的影響，過大的偏航制動間隙帶來的風險將遠遠大于提升摩擦片使用壽命帶來的效益。

圖3 偏航制動器簡圖剖面

摩擦片在制動器中受到活塞的壓力，而被壓緊在剎車盤上，如圖4所示。為避免活塞運動時出現(xiàn)漏油問題，以及活塞傾斜使摩擦片受力不均造成異常振動噪聲與磨損等故障，在活塞圓周與油缸之間加入密封圈與導向環(huán)。這樣既實現(xiàn)了防止上側(cè)偏航鉗體漏油造成剎車盤被污染，又有效約束了活塞沿油缸軸向運動。

基于圖4中的結(jié)構(gòu)，增大偏航制動間隙設定值的條件下——假定設定值為5mm，單側(cè)偏航制動間隙增大（如圖4所示的極限狀態(tài)），摩擦材料磨損殆盡時，偏航工況或制動工況下，活塞行程比設定值為3mm時增大了4mm。此時如果活塞滑出底側(cè)的高壓密封圈，會造成液壓油大量泄露，引發(fā)液壓系統(tǒng)的故障；同時上側(cè)鉗體中的液壓油會對剎車盤上表面造成嚴重污染，引起偏航系統(tǒng)的振動與噪聲。活塞行程過大還會削弱導向環(huán)對活塞滑動的導向作用，使摩擦片背板所受壓力不均，造成摩擦材料過度磨損等問題。

如果摩擦片的總厚度為18mm，其中摩擦材料厚度為8mm。如圖4所示的極限條件下，當摩擦材料磨損殆盡時，一旦主控系統(tǒng)發(fā)出偏航指令，摩擦材料與剎車盤之間巨大的摩擦力會使摩擦片完全脫離制動器殼體。摩擦片脫落后，活塞直接與剎車盤接觸，上側(cè)鉗體中的活塞（活塞材質(zhì)的硬度通常接近甚至高于剎車盤）將對剎車盤造成磨損，同時液壓油大量泄露，引發(fā)液壓系統(tǒng)故障。

由此可見，增大偏航制動間隙設定值，會引發(fā)一系列的液壓系統(tǒng)故障，極限情況下甚至會造成剎車盤磨損事故。

圖4 偏航制動器結(jié)構(gòu)詳圖剖面

結(jié)論

綜上所述，偏航制動間隙設定有其理論與應用的客觀依據(jù)，并非隨意設置的。通過理論結(jié)合實際分析得出偏航制動間隙對風電機組偏航系統(tǒng)運行維護的影響，其影響并不局限于偏航系統(tǒng)，同時還會造成液壓系統(tǒng)的故障，甚至引起機艙與塔筒的振動超限問題。因此，偏航制動間隙的合理設定，對于提升風電機組的可利用率，降低運營維護成本，具有一定的積極意義。

（作者單位：國電聯(lián)合動力技術有限公司風電技術中心）

國家863計劃項目——超大型超導式海上風電機組設計技術研究，（編號：2012AA052302）