晏紅文, 田紅旗, 歐陽華, 呂杏梅, 楊兆忠, 李曉光

(1.中南大學(xué) 交通運(yùn)輸工程學(xué)院，長(zhǎng)沙　410075； 2中國(guó)中車株洲電力機(jī)車研究所有限公司 風(fēng)電事業(yè)部,湖南 株洲　412001)

大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組彈性元件隔振性能分析和試驗(yàn)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(xué) 交通運(yùn)輸工程學(xué)院，長(zhǎng)沙410075； 2中國(guó)中車株洲電力機(jī)車研究所有限公司 風(fēng)電事業(yè)部,湖南 株洲412001)

摘要：針對(duì)兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組傳動(dòng)鏈的復(fù)雜性，經(jīng)過簡(jiǎn)化，分別建立齒輪箱、彈性元件和機(jī)架為系統(tǒng)的單自由度和兩自由度振動(dòng)模型，并根據(jù)風(fēng)機(jī)傳動(dòng)鏈結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，對(duì)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(dòng)鏈結(jié)構(gòu)尺寸和這些參數(shù)的相互影響的關(guān)系進(jìn)行分析和研究，提出適合于風(fēng)機(jī)傳動(dòng)鏈中齒輪箱彈性元件相關(guān)參數(shù)的基本設(shè)計(jì)方法；并以齒輪箱為對(duì)象在現(xiàn)場(chǎng)進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試，根據(jù)齒輪箱結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和對(duì)應(yīng)測(cè)試數(shù)據(jù)的相關(guān)性兩方面對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的合理性進(jìn)行了詳細(xì)分析。根據(jù)測(cè)試結(jié)果再分析彈性元件振動(dòng)特性和隔振效果，驗(yàn)證彈性元件和傳動(dòng)鏈結(jié)構(gòu)的合理性，為風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)提供參考。

關(guān)鍵詞：風(fēng)力發(fā)電機(jī)組；彈性元件；隔振；齒輪箱；振動(dòng)試驗(yàn)

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(jī)圖1　傳動(dòng)鏈基本結(jié)構(gòu)Fig.1 Drive train structure

近年來我國(guó)風(fēng)電行業(yè)發(fā)展迅猛，每年的裝機(jī)容量超過千萬千瓦[1]，單機(jī)容量超過1.5 MW的大型機(jī)組為主流機(jī)型。大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的傳動(dòng)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(jī)組成，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜而且尺寸較長(zhǎng)(見圖1)；大型機(jī)組決定其承受載荷很大，而且風(fēng)力載荷作為輸入的外載荷，其風(fēng)向、風(fēng)速不穩(wěn)定，載荷變化的隨機(jī)性也較大；再加上不同的工況機(jī)組又采取不同的控制策略；這些因素決定了機(jī)組為變轉(zhuǎn)速運(yùn)行[2]，在運(yùn)行過程中必然產(chǎn)生振動(dòng)現(xiàn)象。傳動(dòng)鏈中的關(guān)鍵部件齒輪箱為高傳動(dòng)比的多級(jí)行星齒輪箱傳動(dòng)，發(fā)電機(jī)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(gè)大部件的振動(dòng)往往最為劇烈，對(duì)整個(gè)風(fēng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行和安全性影響較大。在風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)中，一般會(huì)考慮通過安裝彈性元件來減小或者隔離這些有害振動(dòng)，避免發(fā)生傳動(dòng)鏈系統(tǒng)共振這種最危險(xiǎn)的現(xiàn)象，以提高風(fēng)機(jī)的使用壽命和安全性，減少重大經(jīng)濟(jì)損失。

對(duì)于齒輪箱和發(fā)電機(jī)往往采用彈性元件與機(jī)架聯(lián)接固定，由于這兩個(gè)部件是機(jī)組中主要的振動(dòng)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(duì)整個(gè)傳動(dòng)鏈動(dòng)力學(xué)特性以及振動(dòng)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(jī)組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)變得非常重要。從查閱的相關(guān)資料來看，對(duì)齒輪箱動(dòng)力學(xué)研究較多[3-5]，也有文章單獨(dú)對(duì)彈性元件本身性能進(jìn)行研究[6-8]，還有將驅(qū)動(dòng)鏈的整個(gè)系統(tǒng)進(jìn)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(duì)風(fēng)電機(jī)組中傳動(dòng)鏈?zhǔn)褂玫膹椥栽麄€(gè)系統(tǒng)的研究較少[12-13]，對(duì)其結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)只是根據(jù)基本的振動(dòng)理論方法進(jìn)行，很少通過試驗(yàn)來驗(yàn)證其設(shè)計(jì)的合理性。本文將以兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組最易發(fā)生振動(dòng)的齒輪箱的彈性元件為例，對(duì)其隔振性能進(jìn)行理論分析，再通過現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)獲取相關(guān)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，并完成對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析和研究，為整機(jī)設(shè)計(jì)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(gè)方向來進(jìn)行理論分析，這里選擇垂直方向。假定機(jī)架為完全剛性體，于是齒輪箱、彈性元件與機(jī)架可以組成了一個(gè)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(dòng)模型Fig.3SingleDOFvibrationmodel

1.1單自由度隔振分析

根據(jù)單自由度振動(dòng)原理[14]，系統(tǒng)隔振率為：

(1)

當(dāng)ζ=0時(shí)，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(dòng)鏈系統(tǒng)結(jié)構(gòu)與彈性元件剛度的設(shè)計(jì)

由1.1節(jié)可知，λ決定了振動(dòng)效果，但當(dāng)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(lì)頻率就確定了，很難改變，而彈性元件的剛度可以進(jìn)行適當(dāng)調(diào)節(jié)。再從文獻(xiàn)[15]知道，傳動(dòng)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(dòng)鏈進(jìn)行模型簡(jiǎn)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(dòng)鏈簡(jiǎn)化圖Fig.5 Reduced graph of drive train

圖6　振動(dòng)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(jì)阻尼，則有微分方程：

(5)

轉(zhuǎn)動(dòng)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(jī)組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)有關(guān)，也就是說也可以通過微調(diào)傳動(dòng)鏈結(jié)構(gòu)來調(diào)整固有頻率的大小，因此在設(shè)計(jì)彈性元件時(shí)必須綜合考慮各種因素才能滿足系統(tǒng)要求。

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

1.3機(jī)架柔性時(shí)的隔振原理

設(shè)機(jī)架為柔性體，可以將主機(jī)架模擬為一個(gè)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(dòng)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(jī)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(yùn)動(dòng)微分方程如下[14]：

(8)

當(dāng)不考慮阻尼時(shí)，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(chǎng)試驗(yàn)和分析

現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)主要目的是兩方面：① 是從獲得的試驗(yàn)數(shù)據(jù)來分析彈性元件的隔振效果；② 是從試驗(yàn)數(shù)據(jù)中提取傳遞函數(shù)，從而驗(yàn)證齒輪箱系統(tǒng)振動(dòng)模型簡(jiǎn)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(jī)組進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)時(shí)在齒輪箱彈性元件安裝座、齒輪箱箱體上以及機(jī)架上選擇合適位置布置三個(gè)方向的加速度傳感器，并針對(duì)發(fā)電機(jī)在不同的轉(zhuǎn)速工況下進(jìn)行試驗(yàn)[16-17]，對(duì)比齒輪箱和機(jī)架在相同方向上振動(dòng)加速度的差異性，分析判斷彈性元件設(shè)計(jì)的合理性。該機(jī)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(gè)轉(zhuǎn)速工況進(jìn)行試驗(yàn)。

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

2.1齒輪箱振動(dòng)分析

首先將從齒輪箱箱體上采集的數(shù)據(jù)進(jìn)行頻率特性分析，來判斷齒輪箱振動(dòng)激勵(lì)情況，找出主要激勵(lì)源的頻率。圖10為900 r/min和1 100 r/min工況時(shí)箱體三個(gè)方向的振動(dòng)幅值譜圖，其中上面三條譜線對(duì)應(yīng)900 r/min工況，下面三條譜線對(duì)應(yīng)1 100 r/min工況，其主要激勵(lì)頻率都用箭頭和阿拉伯?dāng)?shù)字標(biāo)出，將此譜線圖中各級(jí)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(jí)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(gè)轉(zhuǎn)速下的第一級(jí)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(jí)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(jí)嚙合頻率一致。因此齒輪箱箱體振動(dòng)源主要來自于其內(nèi)部的齒輪嚙合激勵(lì)。再看看三個(gè)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(duì)應(yīng)的三個(gè)方向功率譜值用圖11來表示，從圖中可以很明顯的特點(diǎn)：齒輪箱箱體振動(dòng)能量主要在Z方向，這一點(diǎn)從齒輪箱安裝結(jié)構(gòu)也可以分析得到：由于齒輪箱激勵(lì)主要來自垂直于軸向的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，所以在X方向(軸向)振動(dòng)能量較??；在橫向雖然會(huì)接受到嚙合激勵(lì)，但是并沒有象垂向那樣還會(huì)疊加齒輪箱重力方向的振動(dòng)能量，所以圖中較真實(shí)反應(yīng)了三個(gè)方向的振動(dòng)能量分布。從振動(dòng)能量集中的頻率來看，齒輪箱的振動(dòng)能量主要是較高的頻率段，而且對(duì)應(yīng)于齒輪箱的第二級(jí)和第三級(jí)嚙合頻率，比第一級(jí)嚙合頻率對(duì)應(yīng)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(jìn)行分析，第一級(jí)齒輪轉(zhuǎn)速相對(duì)于第二、三級(jí)的轉(zhuǎn)速很低，如果齒輪等相關(guān)零件加工精度相當(dāng)?shù)那闆r下，轉(zhuǎn)速越高，振動(dòng)會(huì)越劇烈，振動(dòng)能量相應(yīng)更高。因此在彈性元件設(shè)計(jì)時(shí)需要考慮具體的情況。

圖11　工況1 100 r/min箱體三個(gè)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(jī)架振動(dòng)信號(hào)的有效值。

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

由該圖可知，平均值達(dá)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(yàn)分析

從圖1可知，風(fēng)電機(jī)組傳動(dòng)鏈較復(fù)雜，與齒輪箱聯(lián)接的部件較多，機(jī)架上除安裝了齒輪箱外，還有其它運(yùn)動(dòng)部件，這些振動(dòng)能量會(huì)相互傳遞，再加上一些干擾因素等，會(huì)導(dǎo)致測(cè)量的數(shù)據(jù)會(huì)存在偏差，這一問題可以從試驗(yàn)得到的傳遞函數(shù)曲線對(duì)應(yīng)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(duì)應(yīng)的相干系數(shù)曲線?？梢娤喔上禂?shù)多數(shù)都遠(yuǎn)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(duì)數(shù)據(jù)分析，選取那些真實(shí)可靠的數(shù)據(jù)，例如可以選擇相干系數(shù)較高的點(diǎn)值繪制傳函曲線。從圖13中選取15個(gè)點(diǎn)值繪制的傳函曲線如圖14。在10 Hz附近傳函曲線有一個(gè)大于0的波峰，這應(yīng)該是傳函曲線的第1個(gè)波峰，即系統(tǒng)固有頻率11.5 Hz處，在一個(gè)較大的頻率處還有一個(gè)波峰值，應(yīng)該是機(jī)架的柔性所致，兩自由度傳遞函數(shù)曲線比較吻合，這也驗(yàn)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(fù)雜的風(fēng)電機(jī)組傳動(dòng)鏈系統(tǒng)模擬成兩自由度系統(tǒng)的理論分析和試驗(yàn)驗(yàn)證可知，齒輪箱彈性元件系統(tǒng)并不是簡(jiǎn)單的單自由度系統(tǒng)，進(jìn)行分析時(shí)還應(yīng)該考慮機(jī)架的彈性，將機(jī)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(jìn)行機(jī)組傳動(dòng)鏈系統(tǒng)及部件設(shè)計(jì)時(shí)，必須要綜合考慮各部件的振動(dòng)特性，特別要注意傳動(dòng)鏈系統(tǒng)頻率與彈性元件性能和傳動(dòng)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(huì)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(huì)使機(jī)組主要運(yùn)行轉(zhuǎn)速區(qū)隔振效果差，產(chǎn)生較大沖擊，影響機(jī)組壽命和安全性。要確保傳動(dòng)鏈系統(tǒng)和彈性元件設(shè)計(jì)合理，除理論分析外，必須經(jīng)過相關(guān)試驗(yàn)來進(jìn)行驗(yàn)證；最后，針對(duì)復(fù)雜振動(dòng)系統(tǒng)，提出一種提取信號(hào)峰值來繪制傳函曲線的方法，這種方法是否準(zhǔn)確需要進(jìn)行大量的試驗(yàn)進(jìn)行更充分的驗(yàn)證。彈性元件在大型風(fēng)力機(jī)組中應(yīng)用較廣，除了齒輪箱外，還有發(fā)電機(jī)以及經(jīng)常處于旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的輪轂控制柜等部件，相應(yīng)的彈性元件參數(shù)設(shè)計(jì)可以采用類似的方法確定。

參 考 文 獻(xiàn)

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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(hào):TH113

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.10.034

第一作者 晏紅文 男，教授級(jí)高級(jí)工程師，1968年生

E-mail：yanhw@csrzic.com