大型多功能風電機組主軸制動器慣性試驗臺的研制

吳東巖，劉大欣，謝徐州，曾志勇，陳勝根

（1.空軍航空大學 軍事仿真技術研究所，長春 130022；2.吉林大學 生物與農業工程學院，長春 130022；3.江西華伍制動器股份有限公司，江西 豐城 331100）

主軸制動器是風力發電（以下簡稱“風電”）機組最重要的部件之一，其性能直接關系到風電機組的運行安全。風電機組安裝在高空，維修困難，所以要求各部件具有極高的可靠性。風電機組主軸制動器必須經過模擬實際工況的測試檢驗才能定型生產［1－2］。因此風電機組主軸制動器慣性試驗臺就是最重要的測試設備之一。

2012年，6MW風電機組已在我國風場安裝運行。目前我國已經成為全球風電機組裝機容量最大的國家，同時也是風電機組制動器部件的出口大國。而我國現有風電機組主軸制動器慣性試驗臺只能完成3MW及以下機組制動器的測試，并且國際上目前也沒有大于此規格的慣性臺架［3－4］，為了滿足國內風機行業的急需，根據用戶的實際測試檢驗要求，作者研究出了該大型慣性試驗臺。

1 試驗臺的功能及要求

鑒于所研制的試驗臺造價較高，用戶要求在確保風電制動器測試要求的前提下一機多用，可兼容其他制動器測試，并確定試驗臺的測試對象及功能如下。

（1）可以完成6MW及以下雙饋型和直驅型風電機組主軸制動器測試。制動方式為慣性制動，制動器的技術參數見表1。

試驗慣量值的確定方法為:取表1中雙饋型制動功最大值3.186×107J，并取制動盤轉速值1500r／min，由下式可求出試驗臺模擬慣量值［5］:

式中:I為臺架模擬慣量值，kg·m2；W 為制動功，J；ω0為制動初角速度，rad／s；n為制動盤制動初轉速，r／min。

依此確定試驗臺最大模擬慣量為3000kg·m2。

（2）可以完成起重運輸、港口裝卸機械的高速軸和低速軸制動器測試。制動方式為慣性制動，最大制動力矩為180.5kN·m，試驗轉動慣量為40000kg·m2，試驗轉速為8～250r／min。

（3）可以完成大型船用錨絞機用水冷制動器測試。制動方式為連續拖摩制動，最大拖摩力矩為16.5kN·m，穩定工作轉速為200r／min。

（4）可以完成載重卡車行車制動器測試。制動方式為慣性制動和連續拖摩，最大制動力矩為50kN·m，試驗轉動慣量為2000kg·m2，試驗轉速為50～1200r／min，連續拖摩轉速為300～500r／min，拖摩力矩為2.2kN·m。

試驗臺需要實現制動輪（盤）轉速、制動鉗夾緊力、制動器制動響應時間、制動過程時間、動態制動力矩、動態制動摩擦因數、制動過程制動力、摩擦面動態溫度、靜態制動力矩等的檢測和記錄。

2 試驗臺工作原理、基本參數和總體結構

2.1 試驗臺工作原理

由于試驗臺要求的功能以慣性制動為主，所以確定以能量守恒的原理實現測試功能，其原理用下式描述:

式中:W 為制動器摩擦功，J；I為風電機組的轉動慣量，kg·m2；ω為制動盤的轉動角速度，rad／s；t為制動時間，s；Tt為制動力矩，N·m。

由此，慣性試驗臺的工作原理（見圖1）可以是以等效模擬制動功為準則，用飛輪轉動慣量模擬機組主軸系慣量，保證轉速與機組主軸制動盤轉速相同，并使被測制動器的安裝和工作條件與機組安裝時相一致。

圖1 慣性試驗臺工作原理Fig.1 Working principle of inertia dynamometer

2.2 試驗臺基本參數

為了同時滿足不同測試對象及功能的要求，試驗臺應有高速軸和低速軸兩個測試工位。高速軸試驗工位用于直驅型風電制動器以及各類安全制動器和水冷錨絞機制動器的測試。

根據測試對象及功能要求，確定試驗臺基本參數如表2。

表2 試驗臺基本參數Table 2 The basic parameter of inertia dynamometer

2.3 試驗臺總體結構

試驗臺的總體結構如圖2所示，其主要由主驅動電機、慣量飛輪組、高速試驗工位和低速試驗工位4大部分組成。試驗臺主要用于完成雙饋（或半直驅）風電制動器測試，同時兼顧起重運輸機械大力矩盤式制動器、塊式制動器、卡車行車制動器的測試。

圖2 慣性試驗臺總體結構Fig.2 General structure of inertia dynamometer

3 關鍵技術

3.1 主驅動電機功率選擇

風電制動器試驗臺不存在連續拖磨的工況，所以高速工位測試所需電機功率的選擇主要取決于慣性系統的升速時間要求。風電制動器與車輛制動器不同，相鄰兩次制動時間間隔很長，所以慣性系統的升速時間可以長些，主要考慮試驗周期要求即可。

首先給出慣量升速力矩Tl的表達式:

式中:ε為慣量角加速度，rad／s2；n0為慣量制動初轉速，r／min；t為慣量升速時間，s。

求出慣量3000kg·m2，用180s從0升速到1500r／min所需驅動力矩為Tl＝2610N·m。以此可選擇電機的額定力矩。考慮到試驗臺驅動電機屬斷續工作，允許短時過載運行，為盡量減小電機額定功率，取短時過載電流為額定電流的1.3倍，則電機額定力矩Te為

現選擇交流電機功率為315kW，額定轉速為1500r／min，由式:

可求出驅動力矩為2005N·m，此電機滿足升速要求。

對于低速試驗工位，按錨絞機連續拖摩制動方式，額定轉速為240r／min，制動力矩為6.5kN·m，求出電機功率應為345.5kW。由此最終確定電機功率為355kW。

3.2 慣性飛輪直徑確定與強度校核

參考現有試驗臺飛輪速度，一般不超過120m／s。為此把總慣量3000kg·m2的飛輪分為兩組:大飛輪組慣量為1500kg·m2，許用轉速為1500r／min，小飛輪組慣量為1500kg·m2，許用轉速為2000 r／min。按最高線速度120m／s，求出兩組飛輪直徑并加以圓整后分別為1500mm和1150mm。

為確保飛輪安全，材料選為40Cr，并按鍛造→粗加工→探傷→調質→精加工的工藝過程進行加工。同時選擇其中1件大飛輪（如圖3所示），按1.25倍額定轉速（即1800r／min）進行有限元分析和強度計算［6－7］。采用Inventor軟件求出的Mises應力和位移如圖4所示。鍵槽應力集中處的最大Mises等效應力為278.3MPa，而40Cr調質處理后其強度極限值為540MPa，則飛輪的安全系數為1.94，滿足安全要求［8］。

圖3 大飛輪零件圖Fig.3 Sketch map of large flywheel parts

圖4 1800r／min時大飛輪的仿真分析Fig.4 Simulation analysis of large flywheel in 1800r／min

3.3 制動力矩測量方法

在慣量一定的條件下，制動力矩與減速度成正比，因此可用測量減速度的方法間接測量制動力矩，即:

考慮到風電機組制動時間只有幾秒到十幾秒，無論數據采集和計算都不如直接用扭矩傳感器測量方便，故本臺架采用一臺80kN·m的扭矩傳感器裝于制動盤與主軸之間，見圖5。

圖5 扭矩傳感器安裝結構Fig.5 Assembly structure torque sensor

3.4 被測試制動器安裝平臺

為了便于安裝各種不同尺寸的被測試制動器，本臺架設計了一種二維工作臺（見圖6）。工作臺可以升降，也可以沿軸向平移。升降動作由4個聯動的螺旋升降器完成。平移則用二根同步絲杠來實現。制動產生的側向力由工作臺兩側的導向滑道來承擔。工作臺的升降和平移可以電動或手動實現。

圖6 升降工作臺結構圖Fig.6 Structure of lift tables

3.5 飛輪組的慣量分配

由表1的制動功可計算出飛輪級差。取雙饋型和直驅型兩個制動功3.186×107J和3.312×107J，兩者差0.126×107J，以此求出當制動盤轉速為1500r／min時，慣量級差≤102kg·m2就可以滿足風電主軸制動器測試要求。但考慮到本試驗臺可兼顧載重卡車和其他制動器的測試，故取級差為

臺架的飛輪組慣量（單位均為kg·m2）分配為:I0＝60（基礎慣量Imin）；I1＝40；I2＝80；

3.6 低速試驗工位

為滿足直驅式風電和錨絞機等制動器低轉速大制動力矩的測試要求，試驗臺尾部增加一個二級減速箱。第一級減速比為i＝4。由于慣量主軸許用力矩為80kN·m，則減速箱輸出軸許用力矩為200kN·m。可模擬的制動慣量最大值I′max為

可以完成直驅式風電機組制動器測試。

第二級傳動比為i＝2。兩級總傳動比i＝8。許用力矩為16.5kN·m。可模擬的制動慣量最大值I′max為

可以滿足錨絞機水冷制動器的測試要求。

試驗臺高速試驗工位與低速試驗工位通過試驗心軸聯接。動力傳遞采用齒套式離合器。結構如圖7所示。

圖7 高、低速試驗工位的動力傳遞與減速箱Fig.7 Power transmission under high and low speeds test condition and reduction gearbox

3.7 載重卡車行車制動器的安裝方法

在高速試驗工位的試件安裝平臺上，可安裝專用的支架用于滿足載重卡車制動器的安裝和測試。結構如圖8所示。

3.8 飛輪的拆裝機構

由于試驗臺飛輪較重，最大飛輪質量達1800 kg，試驗臺專門設計了飛輪的液壓拆裝裝置，如圖9所示。在飛輪外緣兩側設有固定支座，支座由同步油缸推動沿水平方向移動。當需要拆裝的飛輪與支座固定后，就可以在油缸的推動下實現水平移動。

3.9 試驗臺的電控原理

試驗臺的電控原理如圖10所示。

圖8 試件安裝平臺上安裝專用的支架Fig.8 Install dedicated support in specimen installation platform

圖9 飛輪的拆裝機構Fig.9 Disassembly and assembly mechanism of flywheel

圖10 試驗臺電控原理圖Fig.10 Schematic diagram of test bed electric control

4 試驗臺的性能驗證

本試驗臺已于2012年8月交付用戶使用。圖11是試驗臺現場安裝外觀圖。該試驗臺先后完成了德國西門子（上海）委托的SBD130－E01和SBD55－F03兩種型號制動器的測試。

圖11 試驗臺現場安裝外觀圖Fig.11 Test bed on site installation

測試內容包括常規制動性能、制動襯片熱衰退性能和嚴苛破壞性制動三種測試。圖12～圖14是三種測試的典型數據記錄曲線。三種測試試驗結果如表3所示。測試結果證明該試驗臺完全實現了風電制動器測試功能要求。

圖12 常規制動性能曲線Fig.12 Conventional braking performance curve

圖13 襯片熱衰退性能曲線Fig.13 Brake linings heat fade performance curve

圖14 嚴苛工況破壞性制動性能曲線Fig.14 Harsh conditions destructive brake performance curve

表3 三種試驗結果數據Table 3 Testing data of three kind of experiments

5 結 論

（1）6MW大型風電機組主軸制動器慣性試驗臺的研制成功，解決了我國大型風電機組配套制動器測試的急需，為風電機組配套制動器可靠性提供了重要驗證手段。同時該試驗臺能兼顧多種類型制動器的測試，尚屬首創。

（2）與現有同類試驗臺相比，本試驗臺具有高、低速慣性飛輪組合和高、低速兩個試驗工位，以及可垂直和水平調整的工作臺等新型結構，同時滿足了多種不同類型制動器的測試需要。

（3）經實際測試證明，本試驗臺結構合理，測試性能完善，操作簡便，數據可靠，得到了用戶的肯定。

在成功完成大型風電制動器測試的基礎上，用戶正在開展其他品種制動器的測試，以求最大限度地開發設備的潛能。

［1］任清晨.風力發電機組工作原理和技術基礎［M］.北京:機械工業出版社，2010.

［2］Tony Burton.風能技術［M］.武鑫，譯.北京:科學出版社，2007.

［3］陳嚴，歐陽高飛，葉枝全.大型水平軸風力機傳動系統的動力學研究［J］.太陽能學報，2003（5）:729－734.Chen Yan，Ouyang Gao－fei，Ye Zhi－quan.Dynamic analysis of HAWT drive train［J］.Acta Energiae Solaris Sinica，2003（5）:729－734.

［4］楊逢瑜，陳艷麗.風力發電機混合式剎車系統的電磁渦流剎車研究［J］.機械設計與制造，2009（4）:191－193.Yang Feng－yu，Chen Yan－li.Research of the electromagnetic eddy current brake as the auxiliary brake for the wind turbines［J］.Machinery Design ＆ Manufacture，2009（4）:191－193.

［5］王鐵山，曲波.汽車摩擦材料測試技術［M］.長春:吉林科學技術出版社，2005.

［6］Huang De－zhong，Shen Ji－bao.Study on mathematical model of test bench for vehicle anti－clock braking system［C］∥2009Second International Conference on Intelligent Computation Technology and Automation，2009.

［7］Juan A Cabrera，Antonio Ortiz，Juan J Castillo，et al.A Fuzzy logic control for anti－clock braking system integrated in the IMMa tire test bench［J］.IEEE Transactions on vehicular technolocy，2005，54（6）:1937－1949.

［8］曲波，鄭陽，劉大欣.風電慣性臺架模擬慣量的計算［J］.吉林大學學報:工學版，2011，41（增刊1）:155－159.Qu Bo，Zheng Yang，Liu Da－xin.Calculation of inertia moment about wind turbine test－bed braking system［J］.Journal of Jilin University（Engineering and Technology Edition），2011，41（Sup.1）:155－159.