沙智華,薛春燕,尹 劍,劉 宇,馬付建,張生芳

(大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 大連 116028)

大功率風(fēng)電制動器制動穩(wěn)定性研究

沙智華,薛春燕,尹 劍,劉 宇,馬付建,張生芳

(大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 大連 116028)

風(fēng)電制動器是大功率風(fēng)力發(fā)電機(jī)組制動系統(tǒng)中不可或缺的配套裝置,其制動穩(wěn)定性直接影響到風(fēng)機(jī)制動系統(tǒng)的正常運行.基于風(fēng)電制動器剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型,仿真分析了不同初始制動轉(zhuǎn)速、制動力、制動盤-閘片摩擦系數(shù)下大功率風(fēng)電制動器的振動特性.根據(jù)影響振動的兩個主要因素——加速度變化率和振動動能,得出風(fēng)電制動器制動穩(wěn)定性判定方法,并利用該方法對制動器制動穩(wěn)定性進(jìn)行了研究.通過風(fēng)電制動器慣性試驗臺的試驗結(jié)果,驗證了所建立的風(fēng)電制動器剛?cè)狁詈夏Ｐ偷臏?zhǔn)確性,進(jìn)而間接驗證了制動穩(wěn)定性判定結(jié)果的準(zhǔn)確性.該研究為大功率風(fēng)電制動器設(shè)計、制動參數(shù)匹配優(yōu)化及制動可靠性分析提供參考.

風(fēng)電制動器; 剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué); 制動參數(shù); 制動穩(wěn)定性

風(fēng)電制動器是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中制動系統(tǒng)的重要組成部分,其作用是使風(fēng)機(jī)系統(tǒng)適時減速直至停止[1].由于開始制動時,風(fēng)機(jī)主軸轉(zhuǎn)速很高,制動器在制動過程中會產(chǎn)生強(qiáng)烈振動,導(dǎo)致制動過程中制動盤與閘片無法穩(wěn)定接觸,嚴(yán)重影響了制動器的制動穩(wěn)定性,而且劇烈振動會加劇制動盤與閘片的磨損,降低制動器的壽命.此外,高頻振動產(chǎn)生的噪聲會對環(huán)境造成污染[2-3],還會讓操作者產(chǎn)生不安的情緒[4],存在較大的安全隱患[5].因此,風(fēng)電制動器制動過程中振動與噪聲的存在會嚴(yán)重影響風(fēng)電機(jī)組安全、高效的運行[6].

本文通過動力學(xué)方法研究了初始制動轉(zhuǎn)速、制動力、制動盤-閘片摩擦系數(shù)對制動器振動特性的影響,并通過所建立的風(fēng)電制動器制動穩(wěn)定性判定方法對其制動穩(wěn)定性進(jìn)行判定,進(jìn)而找到減小振動、降低噪聲、可靠制動的途徑.本文所采用的動力學(xué)研究方法與傳統(tǒng)的有限元復(fù)模態(tài)分析方法僅從模態(tài)耦合的角度消除振動相比,能夠進(jìn)一步考慮摩擦、制動壓力和制動轉(zhuǎn)速等重要制動參數(shù)對制動的影響[7-8].本文的判定結(jié)果可進(jìn)一步為風(fēng)機(jī)制動系統(tǒng)后續(xù)動力學(xué)分析及風(fēng)機(jī)制動系統(tǒng)參數(shù)匹配優(yōu)化提供參考.

1 制動器制動穩(wěn)定性判定方法

本文中制動器的制動穩(wěn)定性主要由制動盤的振動來表征,而制動盤的振動可從振動學(xué)的角度來考慮.在研究列車運行平穩(wěn)性時,Sperling通過振動臺架試驗揭示了影響振動的兩個主要因素是振動體加速度的變化率和振動動能[9-10].因此,可從這兩個因素出發(fā)分析制動盤的振動穩(wěn)定性.

在制動過程中,制動盤軸向加速度的變化率a′可表示為

a′=z?=F′/m

(1)

式中:z為制動盤軸向的振動位移;F為制動盤軸向受力;m為制動盤的質(zhì)量.假設(shè)制動盤的軸向振動為簡諧振動,振動位移可寫為

z=z0sinωt

(2)

式中:ω為角頻率;t為制動時間;z0為最大振幅.那么,加速度的變化率為

a′=z?=-z0ω3cosωt

(3)

則加速度變化率的最大幅值為

|z?|max=z0ω3=z0(2πf)3

(4)

式中:f為振動頻率.式(4)反映了制動盤軸向振動的加速度變化率.制動盤軸向振動的最大動能Ed可表示為

即

2Ed/m=(z02πf)2

(5)

式(5)反映了制動盤振動的動能.

為了綜合考慮加速度的變化率、動能對制動盤振動的影響,把振動過程中反映制動盤的加速度變化率和動能的量的乘積,作為衡量制動盤振動穩(wěn)定性的指標(biāo).

由于Sperling的列車運行平穩(wěn)性指標(biāo)中加權(quán)了人對加速度敏感的頻率成分,突出強(qiáng)調(diào)了人體感受強(qiáng)烈的加速度頻段,而對于風(fēng)電制動器的制動過程,需要突出強(qiáng)調(diào)的是制動器的制動效能,而制動過程中制動盤的軸向加速度的均方根值(加速度的有效值)是判定制動盤與閘片是否持續(xù)接觸的值,最能反映制動盤的振動情況.由此,得到風(fēng)電制動器制動過程中制動盤振動穩(wěn)定性判定式為

(6)

式中:rms(ɑ)為制動過程中制動盤軸向加速度的均方根值.

式(6)只適用于頻率、振幅不變的單一振動.實際上,制動器制動時制動盤的振動是隨機(jī)的,即振動頻率和振幅都是隨時間變化的,可將仿真得到的制動盤振動加速度按頻率分解,進(jìn)行頻譜分析[11],求出每段頻率范圍的振幅值;然后對每一頻段計算各自的穩(wěn)定性指數(shù)wi,再求出全部頻段內(nèi)總的穩(wěn)定性指數(shù)W.由此可得

制動器制動穩(wěn)定性的判定式為

(7)

該制動穩(wěn)定性判定式包含了制動盤軸向振動的加速度變化率和振動動能.制動過程中W值越大,加速度變化就越劇烈,振動的動能越大,表明制動穩(wěn)定性越差.

2 剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型

為了研究風(fēng)電制動器的制動穩(wěn)定性,需要建立制動器的剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行制動過程多體動力學(xué)仿真,進(jìn)而探究其制動振動特性.

2.1 剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型的建立

風(fēng)電制動器的主要部件包括制動盤、閘片、制動鉗、推桿裝置(推桿套筒、補(bǔ)償螺母)、活塞裝置(活塞、補(bǔ)償螺桿)等,如圖1所示.風(fēng)電制動器的制動過程是由液壓保持和機(jī)械制動兩部分聯(lián)合完成的[12].當(dāng)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組正常運轉(zhuǎn)時液壓油進(jìn)入活塞,此時制動器處于開閘狀態(tài).當(dāng)風(fēng)電機(jī)組需要制動時,油液回退,受壓彈簧推動活塞裝置、推桿裝置致使閘片壓緊制動盤,此時制動器處于閉閘狀態(tài)并實現(xiàn)制動.

圖1 制動器整機(jī)模型Fig.1 The whole model brake

由于制動器制動穩(wěn)定性體現(xiàn)在制動盤上,所以制動盤屬于此次研究的核心部件.在制動時制動盤受到離心力、制動摩擦力等因素影響,會導(dǎo)致其發(fā)生扭轉(zhuǎn)、翹曲變形,進(jìn)而產(chǎn)生振動,對制動器制動效能的影響較大,因此,需要對制動盤進(jìn)行柔性化[13].為了減小計算量,將其他受影響較小的部件視為剛體或者以等效質(zhì)量處理.圖2所示是柔性化后的制動盤.中間網(wǎng)狀部分為柔性體的剛性區(qū)域即柔性體與剛性體連接的部分.

圖2 柔性化后的制動盤Fig.2 Flexible disc

將簡化后的制動器模型導(dǎo)入動力學(xué)軟件ADAMS中,用柔性制動盤替換剛性制動盤,對各個零件定義質(zhì)量、位置、轉(zhuǎn)動慣量等構(gòu)件屬性[14],并在具有相對運動的零部件之間施加符合實際工況的約束關(guān)系,如表1所示.各構(gòu)件屬性及構(gòu)件間約束關(guān)系定義完成后,得到制動器的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真模型,如圖3所示.

2.2 剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ偷脑囼烌炞C

利用風(fēng)電制動器慣性試驗臺,在環(huán)境溫度為10 ℃、濕度為30%的條件下進(jìn)行制動試驗,主軸與飛輪的初始制動轉(zhuǎn)速為800 r/min,制動盤-閘片摩擦系數(shù)為0.3,制動力為17 000 N,轉(zhuǎn)動慣量為600 kg·m2.通過試驗臺的傳感器和放大器采集并記錄下制動過程中制動力矩、角速度與制動時間的關(guān)系曲線,并將試驗結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行對比,如圖4和圖5所示.

表1 各主要零件間運動副關(guān)系Tab.1 The kinematic relationship between the main parts

圖3 簡化后的制動器剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型Fig.3 Simplified rigid-flexible dynamic model of brake

圖4 隨時間變化的制動盤角速度Fig.4 The angular velocity of brake disc with time

圖5 隨時間變化的制動盤制動力矩Fig.5 The brake torque of brake disc with time

圖4是制動盤的角速度隨時間變化的試驗與仿真曲線.由圖4可看出,慣性試驗臺的實際制動時間為16.50 s,而仿真制動時間為15.92 s,仿真結(jié)果的誤差率僅為3.52%.圖5是制動盤的制動力矩隨時間變化的試驗與仿真曲線.從圖5中可看出,試驗與仿真的制動力矩隨時間的變化曲線趨勢基本一致.所不同的是由于仿真中摩擦系數(shù)為定值,所以力矩曲線不像實際制動中那樣波動.在初始制動時由于制動力的突然加載,制動力矩會突變;在制動即將結(jié)束時,制動盤與閘片由動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)殪o摩擦,摩擦系數(shù)增大使得制動力矩有一個明顯的上升.由此可見,所建立的仿真模型可以較好地反映制動器的實際工況,該剛?cè)狁詈夏Ｐ偷臏?zhǔn)確性也進(jìn)一步得到了驗證.

3 制動仿真及穩(wěn)定性的判定

3.1 不同參數(shù)下的制動仿真

對制動器的剛?cè)狁詈夏Ｐ驮诓煌苿恿Α⒅苿颖P-閘片摩擦系數(shù)、初始制動轉(zhuǎn)速條件下進(jìn)行動力學(xué)仿真,仿真工況參數(shù)如表2所示.

表2 仿真工況參數(shù)表Tab.2 The working conditions and parameters in the simulation

3.1.1 不同制動力的制動動力學(xué)仿真

圖6是制動盤初始制動轉(zhuǎn)速為1 200 r/min,制動盤-閘片摩擦系數(shù)為0.25,制動力分別為13 000,17 000,21 000 N時制動盤軸向的加速度-時間曲線圖.

圖6 不同制動力下的制動盤軸向加速度-時間曲線Fig.6 The axial acceleration-time curve of brake disc in different braking force

由圖6可知,制動盤受到的制動力越大,制動盤軸向加速度值就越大,制動器的振動也就越劇烈.

3.1.2 不同制動盤-閘片摩擦系數(shù)的制動動力學(xué)仿真

圖7是制動盤初始制動轉(zhuǎn)速為1 200 r/min,制動力為17 000 N,制動盤-閘片摩擦系數(shù)分別為0.20,0.25,0.30時制動盤軸向的加速度-時間曲線圖.

圖7 不同制動盤-閘片摩擦系數(shù)下制動盤軸向加速度-時間曲線

由圖7可知,制動盤-閘片摩擦系數(shù)越大,制動盤軸向加速度值就越大,制動器的振動也就越劇烈.

3.1.3 不同初始制動轉(zhuǎn)速的制動動力學(xué)仿真

圖8是制動力為17 000 N,制動盤-閘片摩擦系數(shù)為0.25,初始制動轉(zhuǎn)速分別為800,1 200,1 600 r/min時制動盤軸向的加速度-時間曲線圖.

圖8 不同轉(zhuǎn)速下的制動盤軸向加速度-時間曲線Fig.8 The axial acceleration-time curve of brake disc in different rotation rate

由圖8可知,制動盤的初始制動轉(zhuǎn)速越大,制動盤軸向加速度值就越大,制動器的振動也就越劇烈.

3.2 不同參數(shù)下的制動穩(wěn)定性判定

根據(jù)制動器制動穩(wěn)定性判定式(7)可知,為了得到不同制動力、制動盤-閘片摩擦系數(shù)、初始制動轉(zhuǎn)速下的制動穩(wěn)定性,需要從仿真結(jié)果中提取相應(yīng)工況下制動盤不同頻率對應(yīng)的加速度幅值,并求其均方根值,所得到的穩(wěn)定性指數(shù)如表3所示.利用單一變量法分別研究制動器在不同制動力、摩擦系數(shù)、初始制動轉(zhuǎn)速下的制動穩(wěn)定性.

表3 穩(wěn)定性指數(shù)表Tab.3 Index for stability

3.2.1 制動力對制動穩(wěn)定性影響

將不同制動參數(shù)下制動盤的軸向加速度-時間仿真結(jié)果進(jìn)行頻譜轉(zhuǎn)化,并對各頻段進(jìn)行制動穩(wěn)定性評估,得到全部頻段內(nèi)總的制動穩(wěn)定性指數(shù)隨各制動參數(shù)變化的曲線,如圖9所示.

由圖9知,在制動盤-閘片摩擦系數(shù)、初始制動轉(zhuǎn)速恒定的情況下,隨著制動力的增大,制動器制動穩(wěn)定性指數(shù)增大,即制動穩(wěn)定性變差.這是由于在一定的初始制動轉(zhuǎn)速、制動盤-閘片摩擦系數(shù)下,制動力越大,摩擦力隨時間變化呈現(xiàn)的波動就越明顯,即粘滑現(xiàn)象越嚴(yán)重而造成的.因為粘滑過程中粘滯與滑動的交替出現(xiàn)能夠引發(fā)制動盤的劇烈振動.

3.2.2 制動盤-閘片摩擦系數(shù)對制動穩(wěn)定性影響

同理,得到全部頻段內(nèi)總的制動穩(wěn)定性指數(shù)隨制動盤-閘片摩擦系數(shù)變化的曲線,如圖10所示.

由圖10知,在制動力、初始制動轉(zhuǎn)速恒定的情況下,隨著制動盤-閘片摩擦系數(shù)的增大,制動器制動穩(wěn)定性指數(shù)增大,即制動穩(wěn)定性變差.這是由于在一定的初始制動轉(zhuǎn)速、制動力下,制動盤-閘片隨著摩擦系數(shù)增大,接觸摩擦力增大,瞬時振動有較大的振幅,引起自激振動,降低了制動器的制動穩(wěn)定性.

3.2.3 初始制動轉(zhuǎn)速對制動穩(wěn)定性影響

由圖9和圖10知,在制動盤-閘片摩擦系數(shù)、制動力恒定的情況下,隨著初始制動轉(zhuǎn)速的增大,制動器制動穩(wěn)定性指數(shù)增大,即制動穩(wěn)定性變差.這是由于在一定的制動盤-閘片摩擦系數(shù)、制動力下,初始制動轉(zhuǎn)速增大時,制動器振動的高頻成分減少,振動頻率更接近于制動器的固有頻率,即增大了低頻抖動與共振的幾率,制動過程中制動器的振動就越劇烈.而且初始制動轉(zhuǎn)速增大,單位時間內(nèi)制動盤與閘片間的接觸劃擦距離增大,所造成的粗糙表面間沖擊次數(shù)增加,沖擊強(qiáng)度增大也會加劇制動器的振動.

圖9 隨制動力變化的制動穩(wěn)定性指數(shù)Fig.9 The stability index for braking with the change of braking force

制動力、制動盤-閘片摩擦系數(shù)、初始制動轉(zhuǎn)速越大,制動器的制動振動穩(wěn)定性越差;反之,制動器的振動就會相對較小,但制動器無法實現(xiàn)有效制動.所以,制動參數(shù)的選擇必須能夠使制動器有效且可靠的制動.

圖10 隨制動盤-閘片摩擦系數(shù)變化的制動穩(wěn)定性指數(shù)Fig.10 The stability index for braking with the change of friction coefficient of disc-pad

3.3 制動器制動穩(wěn)定性評估

按照上述結(jié)論,制動參數(shù)取值越小制動盤的振動越穩(wěn)定,進(jìn)而制動器的制動效能也就越好.但是制動參數(shù)取值太小,所需制動時間就會過長,制動器無法實現(xiàn)按需制動,將會造成無法預(yù)測的安全問題.一般情況下,風(fēng)電制動器的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)是初始制動轉(zhuǎn)速為800 r/min時,有效制動時間小于25 s;1 200 r/min時,有效制動時間小于35 s;1 600 r/min時,有效制動時間在45 s以內(nèi).根據(jù)制動仿真結(jié)果得到了各工況下制動時間,如表4所示.

表4 各工況下制動時間Tab.4 Braking time under different working conditions

注:“—”表示超出了有效制動時間范圍的制動時間.

由表3和表4不同工況下制動穩(wěn)定性指數(shù)與制動時間的綜合考慮,最終選擇制動效果最優(yōu)的制動參數(shù)匹配方案.當(dāng)所設(shè)計制動盤-閘片摩擦系數(shù)為0.2時,由制動穩(wěn)定性評估方法得到制動器的初始制動轉(zhuǎn)速推薦為1 200 r/min,制動力推薦為21 000 N;當(dāng)所設(shè)計制動盤-閘片摩擦系數(shù)為0.25時,由制動穩(wěn)定性評估方法得到制動器的初始制動轉(zhuǎn)速推薦為1 600 r/min,制動力推薦為17 000 N;當(dāng)所設(shè)計制動盤-閘片摩擦系數(shù)為0.3時,由制動穩(wěn)定性評估方法得到制動器的初始制動轉(zhuǎn)速推薦為800 r/min,制動力推薦為13 000 N.這種參數(shù)匹配優(yōu)化將為不同工況下大兆瓦級風(fēng)機(jī)制動器的有效制動提供堅實的理論基礎(chǔ).

4 結(jié)論

大兆瓦級風(fēng)電制動器的振動主要體現(xiàn)在制動盤的振動上,本文通過建立風(fēng)電制動器剛?cè)狁詈夏Ｐ?對該模型在不同參數(shù)下的制動情況進(jìn)行仿真分析,得出制動器振動特性規(guī)律,并進(jìn)一步對制動器的制動穩(wěn)定性進(jìn)行評估,結(jié)論如下:

(1) 基于Sperling振動平穩(wěn)性判定方法,以制動盤軸向加速度的均方根值及振動動能的量作為衡量制動盤振動穩(wěn)定性的指標(biāo),提出風(fēng)電制動器制動穩(wěn)定性判定方法,仿真與試驗結(jié)果驗證了穩(wěn)定性判定方法的合理性.

(2) 由仿真計算與穩(wěn)定性分析可知,隨著制動力的增大,制動器的制動穩(wěn)定性減小;隨著制動盤與閘片間摩擦系數(shù)的增大,制動器的制動穩(wěn)定性減小;隨著初始制動轉(zhuǎn)速的增大,制動器的制動穩(wěn)定性減小.

(3) 當(dāng)制動盤-閘片摩擦系數(shù)確定后,本文的研究方法可推薦合理的制動力及初始制動轉(zhuǎn)速,同時滿足制動穩(wěn)定性和有效制動時間的要求,為大功率風(fēng)電制動器設(shè)計、制動參數(shù)匹配優(yōu)化及制動可靠性分析提供參考.

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Research on braking stability for large-power wind turbine brake

SHAZhihua,XUEChunyan,YINJian,LIUYu,MAFujian,ZHANGShengfang

(School of Mechanical Engineering, Dalian Jiaotong University, Dalian 116028, Liaoning, China)

Wind turbine brake whose stability directly affects the normal running of the wind turbine brake system,is an indispensable matched device in the braking system of large-power wind turbine.The vibration characteristics of large-power wind turbine brake are got by simulating and analyzing in different initial rotational speeds for braking,braking force and friction coefficient between the brake disc and pads,based on the rigid-flexible coupling dynamic model.The judgement formula of vibration stability for barking,which is used for studying the vibration stability of barking for the wind turbine brake,is obtained by the twin main factors that affect the vibration-the change rate in acceleration and kinetic energy of vibration.The accuracy of the rigid-flexible coupling multi-body dynamics model for the wind turbine brake is verified by the test results in the inertia test-bed of wind turbine brake.Furthermore,the accuracy of judgement results on barking stability is attested indirectly.This study will offer references to the design of wind turbine brake,optimization of braking parameters matching and analysis of braking reliability.

wind turbine brake; rigid-flexible coupling multi-body dynamics; braking parameters; braking stability

國家自然科學(xué)基金資助項目(51675075,51475066);遼寧省自然科學(xué)基金資助項目(2015020114)

沙智華(1973—),女,教授.E-mail:zhsha@djtu.edu.cn

劉 宇(1982—)，男，副教授.E-mail:liuyu_ly12@126.com

TH 164

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1672-5581(2017)05-0389-07