兆瓦級風力發電機組偏航系統主動偏航特性分析

鄂加強　陳燕　李振強　錢承

摘要：針對兆瓦級風力機偏航動作時劇烈振動問題，本文根據兆瓦級風機偏航系統主動偏航原理，在ADAMS中建立了兆瓦級風力發電機偏航系統虛擬樣機動力學仿真模型.兆瓦級風力發電機組偏航系統主動偏航振動分析結果表明，偏航系統前四階扭轉振動的固有頻率分別為17.694 7 Hz，55.816 6 Hz，85.141 2 Hz，170.182 3 Hz.動力學仿真分析結果表明，主機架在偏航運動的結束階段存在劇烈的來回振蕩現象，且振動的幅值達到了0.15 rad，振動衰減的時間超過了20 s，通過在主機架上加反饋控制可快速消除兆瓦級風機偏航系統來回振蕩現象.

關鍵詞：風力發電機組；偏航系統；主動偏航；固有頻率

中圖分類號：TK83 文獻標識碼：A

隨著世界各國對能源需求的持續增長與日益嚴格的環境法規，目前兆瓦級風力發電機組已成為風能利用的主流設備.當風速矢量方向發生變化時，風力發電機組的偏航系統能夠快速平穩地對準風向，以便風輪獲得最大的風能.然而在主動偏航系統啟動與剎車過程中，偏航系統的振動對風力發電機組的振動噪聲、緊固件的疲勞壽命等方面產生嚴重的影響.如果其固有頻率接近激勵頻率，系統將產生共振，則風力機在運行過程中，載荷由于結構共振而被放大，這關系到整個風電機組的安全運行.因此有必要對兆瓦級風力發電機偏航系統的振動特性作深入研究，避免共振的發生.然而，目前國內外對風力發電機組振動的研究主要集中在塔筒和槳葉方面，對偏航系統振動研究還比較少[1-3].文獻[3]對兆瓦級風力機液壓驅動的偏航系統進行了優化設計.文獻[4]建立了塔架的扭轉振動模型和運動方程，引入了摩擦失穩因子，得到塔架扭轉振動失穩的條件.文獻[5]從理論上對塔架進行了模態分析，在機艙與塔架耦合條件下求解塔架扭轉振動的各階固有頻率與振型.文獻[6]對螺栓連接非線性振動特性進行研究，將螺栓連接系統簡化為彈簧、阻尼器、質量塊的單自由度模型，說明了非線性方程能夠較好地描述螺栓連接的振動特性.

但如何采取有效措施對兆瓦級風力發電機組偏航系統進行主動偏航動力學分析仍然是主動偏航過程兆瓦級風機偏航系統性能提高的瓶頸.為此，本文針對兆瓦級風力發電機組偏航系統主動偏航過程振動現象，從動力學角度研究偏航系統的動力學機理，并構建合適的兆瓦級風力發電機組偏航系統虛擬樣機動力學模型，研究主動偏航過程偏航系統動力學規律.

1偏航系統主動偏航動力學模型

1.1偏航系統工作原理

如圖1所示，滑動式偏航系統包括機艙、偏航齒圈、橫向吊桿、壓盤、柱頭螺栓、蝶簧、摩擦片等裝置.偏航齒圈通過高強度螺栓與塔架法蘭固定連接，其外齒與固定在主機架上的偏航驅動減速箱輸出軸齒輪相嚙合，橫向吊桿在壓盤、碟簧等定位裝置的作用下夾緊偏航齒圈的內圈并且通過高強度螺栓與風力發電機組機艙固定連接.

當偏航系統啟動工作時，控制系統發出指令，4個驅動電機同時啟動，偏航電機驅動偏航減速箱帶動主機架繞偏航大齒圈緩慢旋轉以實現對風；偏航動作結束需要制動時，依靠上下及側部滑動摩擦塊與偏航齒圈產生的摩擦力使機艙停止旋轉；同時，驅動電機匹配有偏航制動器，在摩擦力與制動力矩的共同作用下，確保偏航系統不工作時，機艙能夠鎖死并保持靜止狀態[7-9].

根據風力發電機實際運行工況，在偏航驅動減速箱輸出軸齒輪與主機架之間建立旋轉副，偏航齒圈與塔架通過固定副連接，塔架固定在大地上；側摩擦片與橫向吊桿通過固定副以實現定位；頂摩擦片通過固定副與摩擦片保持架固定在一起；碟簧用建立在橫向吊桿與底摩擦片處的彈簧模擬，并且在底摩擦片與橫向吊桿之間施加移動副，通過施加運動副以實現偏航電機驅動偏航減速箱帶動主機架及機艙繞偏航齒圈緩慢轉動.

2.1.3添加接觸力

在4個偏航驅動減速箱輸出軸齒輪與偏航齒圈嚙合處施加接觸，在6個側摩擦片與偏航大齒圈之間定義摩擦力；在30片底摩擦片與偏航大齒圈之間定義接觸力，且靜摩擦系數為0.3，動摩擦系數為0.1；頂部摩擦片與偏航齒圈之間分別用襯套代替平面副，并且在頂部摩擦片與偏航齒圈之間添加接觸，通過施加接觸以實現虛擬樣機模型各個構件之間實現力的傳遞.

2.1.4螺栓的等效

橫向吊桿處的高強度螺栓采用普通螺栓連接，當外載荷作用在系統上時，它依靠連接預緊后橫向吊桿與主機架接合面間產生的摩擦力來抵抗橫向外載和轉矩，而螺栓的軸向除了承受軸向工作載荷外，還受到預緊力的作用.在ADAMS里面為了更好地模擬螺栓的連接作用，本文采用襯套來模擬螺栓聯接.

2.1.5施加外載

在塔架與偏航齒圈結合面的中間建立一個屬于主機架的Marker_1點，在Marker_1點上施加1 432.12 kN的力以及2 599.68 kN·m力矩作為外載.

2.2偏航系統主動偏航動力學仿真結果分析

2.2.1動力學仿真分析

在偏航驅動減速箱輸出軸齒輪與主機架之間的旋轉副上施加函數為STEP5（time，2.7， 0.314d， 2.78， 0d ）的速度驅動，進行動力學仿真分析[10-13].可以得到每個運動副所承受的力，以及構件之間的相對位移、相對加速度和相對速度.圖6為塔架與地面之間的固定副在Y軸方向所受的力.

當在主機架上只施加Y軸方向的外載荷時，此固定副51受的力大小為2.441×106 N，它與虛擬樣機的各個部件的總的重力與外載荷之和相等.這說明該虛擬樣機模型能夠真實模擬風力發電機偏航系統的工作.

2.2.2動態特性分析

加載ADAMS/Vibration模塊，在偏航驅動電機輸出軸齒輪與大齒圈嚙合處定義輸入，在主機架處定義輸出.對系統進行基于模態的振動響應求解，求解系統的固有頻率與振型.在風力發電機組偏航系統進行模態分析和頻響特性分析.

1）模態分析

計算完成后，從ADAMS/postprocessor可以得到偏航系統前二階的模態結果如圖7～10所示.

從圖7～10和表1中可知，第一階振型為主機架的橫向一階扭轉，固有頻率為17.694 7 Hz；第二階振型為橫向二階扭轉，固有頻率為55.816 6 Hz；第三階振型為偏航齒圈的扭轉，固有頻率為85.141 2 Hz；第四階偏航齒圈與主機架都發生了扭轉，固有頻率為170.182 3 Hz.實際中影響系統橫向振動的模態主要是橫向一階與橫向二階模態.

2）頻響特性分析

以主機架振動角位移為響應輸出，通過計算得到主機架扭轉振動的頻響特性曲線如圖11所示.

從幅頻特性曲線可知，在17.694 7 Hz，55.816 6 Hz，85.141 2 Hz，170.182 3 Hz范圍附近時，頻響圖出現了峰值.且在17.694 7 Hz和55.816 6 Hz時，幅值很大，因此偏航系統在工作時候，偏航驅動電機的頻率要錯開這兩個頻率的范圍，以免共振帶來的危害.而系統的第三階和第四階扭轉頻率遠大于偏航電機的驅動頻率，故影響較小.此研究結果與廠家提供的固有頻率值基本吻合.

3）添加控制后的振動分析

以主機架y方向的轉角為反饋量，以在主機架上施加的力矩為控制量，定義輸入輸出.在主機架上創建單分量力矩，初始值為0；建立控制系統的輸入環節.在主機架質心處建立一個Marker_186點，坐標與主機架的質心坐標一致，建立一個控制輸入.創建比例環節，創建比較環節.然后運行仿真，仿真時間為20 s，步長為0.1.得到主機架振動角位移控制前后的角度變化圖.

由圖12可知，未加控制之前，主機架在偏航運動的結束階段存在劇烈的來回振蕩現象，且振動的幅值達到了0.15 rad，振動衰減的時間超過了20 s，這種來回振蕩運動會給風力發電機組疲勞壽命帶來嚴重的損傷.當加了控制后，偏航系統運動狀況非常理想，只在剎車后的7.25 s內存在較小的抖動，之后機艙能夠迅速鎖死并保持靜止狀態.

3結論

1）建立了兆瓦級風力發電機組偏航系統虛擬樣機模型并進了動力學仿真分析與振動分析.結果表明，該虛擬樣機能夠準確模擬兆瓦級風力發電機組偏航系統的真實工作狀況.

2）振動分析結果表明，偏航系統主要振動方式為扭轉振動，且前四階的固有頻率分別為17.694 7 Hz，55.816 6 Hz，85.141 2 Hz和70.182 3 Hz.

3）通過在主機架上加反饋控制，偏航系統運動狀況非常理想，這有利于消除兆瓦級風機偏航系統來回振蕩現象.

參考文獻

[1]劉靜，李郝林，黃德杰. 基于ADAMS/Vibration 的軋輥磨床測量裝置振動特性仿真[J]. 機械設計，2010，27（12）：29-33.

[2]鄂加強，張彬，董江東，等. 新型風電偏航減速機動力學仿真分析[J]. 中南大學學報：自然科學版，2011，42（8）：2324-2331.

[3]STUBKIER S， PEDERSEN H C. Design， optimization and analysis of hydraulic soft yaw system for 5 MW wind turbine[J].Wind Engineering， 2011，35（5）：529-550.

[4]廖明夫，黃巍，董禮，等.風力發電機組偏航引起的失穩振動[J].太陽能學報，2009， 30（4）： 488- 492.

[5]加成雙.風力發電機組發電機組偏航振動的研究[D].長春：吉林大學，2011.

[6]陳學前，杜強，馮加權.螺栓連接非線性振動特性研究 [J].振動與沖擊，2009，28（7）：196-198.

[7]余意.風力發電機滑動式偏航軸承的性能分析與研究[D].北京：華北電力大學，2011.

[8]肖勁松，倪維斗，姜桐.大型風力發電機組的建模及仿真[J].太陽能學報，1997，18（2）：117-127.

[9]張鎖懷，張文禮，張青雷. 基于Adams的MW級風力發電機組動力學建模[J].華北電力大學學報：自然科學版，2009，36（4）：51-57.

[10]BALAMURUGAN S， ARUMUGAM R. Estimation of vibration in switched reluctance motor drives [J]. American Journal of Applied Sciences， 2005，2（4）： 119-127.

[11]高明寶，李世蕓.基于ADAMS對柔性太陽能帆板的振動分析[J].機電產品開發與創新，2010，23（5）：76-78.

[12]高旭，曾國英.螺栓法蘭連接結構的振動仿真分析[J].噪聲與振動控制，2010，36 （3）： 38-40.

1）模態分析

計算完成后，從ADAMS/postprocessor可以得到偏航系統前二階的模態結果如圖7～10所示.

從圖7～10和表1中可知，第一階振型為主機架的橫向一階扭轉，固有頻率為17.694 7 Hz；第二階振型為橫向二階扭轉，固有頻率為55.816 6 Hz；第三階振型為偏航齒圈的扭轉，固有頻率為85.141 2 Hz；第四階偏航齒圈與主機架都發生了扭轉，固有頻率為170.182 3 Hz.實際中影響系統橫向振動的模態主要是橫向一階與橫向二階模態.

2）頻響特性分析

以主機架振動角位移為響應輸出，通過計算得到主機架扭轉振動的頻響特性曲線如圖11所示.

從幅頻特性曲線可知，在17.694 7 Hz，55.816 6 Hz，85.141 2 Hz，170.182 3 Hz范圍附近時，頻響圖出現了峰值.且在17.694 7 Hz和55.816 6 Hz時，幅值很大，因此偏航系統在工作時候，偏航驅動電機的頻率要錯開這兩個頻率的范圍，以免共振帶來的危害.而系統的第三階和第四階扭轉頻率遠大于偏航電機的驅動頻率，故影響較小.此研究結果與廠家提供的固有頻率值基本吻合.

3）添加控制后的振動分析

以主機架y方向的轉角為反饋量，以在主機架上施加的力矩為控制量，定義輸入輸出.在主機架上創建單分量力矩，初始值為0；建立控制系統的輸入環節.在主機架質心處建立一個Marker_186點，坐標與主機架的質心坐標一致，建立一個控制輸入.創建比例環節，創建比較環節.然后運行仿真，仿真時間為20 s，步長為0.1.得到主機架振動角位移控制前后的角度變化圖.

由圖12可知，未加控制之前，主機架在偏航運動的結束階段存在劇烈的來回振蕩現象，且振動的幅值達到了0.15 rad，振動衰減的時間超過了20 s，這種來回振蕩運動會給風力發電機組疲勞壽命帶來嚴重的損傷.當加了控制后，偏航系統運動狀況非常理想，只在剎車后的7.25 s內存在較小的抖動，之后機艙能夠迅速鎖死并保持靜止狀態.

3結論

1）建立了兆瓦級風力發電機組偏航系統虛擬樣機模型并進了動力學仿真分析與振動分析.結果表明，該虛擬樣機能夠準確模擬兆瓦級風力發電機組偏航系統的真實工作狀況.

2）振動分析結果表明，偏航系統主要振動方式為扭轉振動，且前四階的固有頻率分別為17.694 7 Hz，55.816 6 Hz，85.141 2 Hz和70.182 3 Hz.

3）通過在主機架上加反饋控制，偏航系統運動狀況非常理想，這有利于消除兆瓦級風機偏航系統來回振蕩現象.

參考文獻

[1]劉靜，李郝林，黃德杰. 基于ADAMS/Vibration 的軋輥磨床測量裝置振動特性仿真[J]. 機械設計，2010，27（12）：29-33.

[2]鄂加強，張彬，董江東，等. 新型風電偏航減速機動力學仿真分析[J]. 中南大學學報：自然科學版，2011，42（8）：2324-2331.

[3]STUBKIER S， PEDERSEN H C. Design， optimization and analysis of hydraulic soft yaw system for 5 MW wind turbine[J].Wind Engineering， 2011，35（5）：529-550.

[4]廖明夫，黃巍，董禮，等.風力發電機組偏航引起的失穩振動[J].太陽能學報，2009， 30（4）： 488- 492.

[5]加成雙.風力發電機組發電機組偏航振動的研究[D].長春：吉林大學，2011.

[6]陳學前，杜強，馮加權.螺栓連接非線性振動特性研究 [J].振動與沖擊，2009，28（7）：196-198.

[7]余意.風力發電機滑動式偏航軸承的性能分析與研究[D].北京：華北電力大學，2011.

[8]肖勁松，倪維斗，姜桐.大型風力發電機組的建模及仿真[J].太陽能學報，1997，18（2）：117-127.

[9]張鎖懷，張文禮，張青雷. 基于Adams的MW級風力發電機組動力學建模[J].華北電力大學學報：自然科學版，2009，36（4）：51-57.

[10]BALAMURUGAN S， ARUMUGAM R. Estimation of vibration in switched reluctance motor drives [J]. American Journal of Applied Sciences， 2005，2（4）： 119-127.

[11]高明寶，李世蕓.基于ADAMS對柔性太陽能帆板的振動分析[J].機電產品開發與創新，2010，23（5）：76-78.

[12]高旭，曾國英.螺栓法蘭連接結構的振動仿真分析[J].噪聲與振動控制，2010，36 （3）： 38-40.

1）模態分析

計算完成后，從ADAMS/postprocessor可以得到偏航系統前二階的模態結果如圖7～10所示.

從圖7～10和表1中可知，第一階振型為主機架的橫向一階扭轉，固有頻率為17.694 7 Hz；第二階振型為橫向二階扭轉，固有頻率為55.816 6 Hz；第三階振型為偏航齒圈的扭轉，固有頻率為85.141 2 Hz；第四階偏航齒圈與主機架都發生了扭轉，固有頻率為170.182 3 Hz.實際中影響系統橫向振動的模態主要是橫向一階與橫向二階模態.

2）頻響特性分析

以主機架振動角位移為響應輸出，通過計算得到主機架扭轉振動的頻響特性曲線如圖11所示.

從幅頻特性曲線可知，在17.694 7 Hz，55.816 6 Hz，85.141 2 Hz，170.182 3 Hz范圍附近時，頻響圖出現了峰值.且在17.694 7 Hz和55.816 6 Hz時，幅值很大，因此偏航系統在工作時候，偏航驅動電機的頻率要錯開這兩個頻率的范圍，以免共振帶來的危害.而系統的第三階和第四階扭轉頻率遠大于偏航電機的驅動頻率，故影響較小.此研究結果與廠家提供的固有頻率值基本吻合.

3）添加控制后的振動分析

以主機架y方向的轉角為反饋量，以在主機架上施加的力矩為控制量，定義輸入輸出.在主機架上創建單分量力矩，初始值為0；建立控制系統的輸入環節.在主機架質心處建立一個Marker_186點，坐標與主機架的質心坐標一致，建立一個控制輸入.創建比例環節，創建比較環節.然后運行仿真，仿真時間為20 s，步長為0.1.得到主機架振動角位移控制前后的角度變化圖.

由圖12可知，未加控制之前，主機架在偏航運動的結束階段存在劇烈的來回振蕩現象，且振動的幅值達到了0.15 rad，振動衰減的時間超過了20 s，這種來回振蕩運動會給風力發電機組疲勞壽命帶來嚴重的損傷.當加了控制后，偏航系統運動狀況非常理想，只在剎車后的7.25 s內存在較小的抖動，之后機艙能夠迅速鎖死并保持靜止狀態.

3結論

1）建立了兆瓦級風力發電機組偏航系統虛擬樣機模型并進了動力學仿真分析與振動分析.結果表明，該虛擬樣機能夠準確模擬兆瓦級風力發電機組偏航系統的真實工作狀況.

2）振動分析結果表明，偏航系統主要振動方式為扭轉振動，且前四階的固有頻率分別為17.694 7 Hz，55.816 6 Hz，85.141 2 Hz和70.182 3 Hz.

3）通過在主機架上加反饋控制，偏航系統運動狀況非常理想，這有利于消除兆瓦級風機偏航系統來回振蕩現象.

參考文獻

[1]劉靜，李郝林，黃德杰. 基于ADAMS/Vibration 的軋輥磨床測量裝置振動特性仿真[J]. 機械設計，2010，27（12）：29-33.

[2]鄂加強，張彬，董江東，等. 新型風電偏航減速機動力學仿真分析[J]. 中南大學學報：自然科學版，2011，42（8）：2324-2331.

[3]STUBKIER S， PEDERSEN H C. Design， optimization and analysis of hydraulic soft yaw system for 5 MW wind turbine[J].Wind Engineering， 2011，35（5）：529-550.

[4]廖明夫，黃巍，董禮，等.風力發電機組偏航引起的失穩振動[J].太陽能學報，2009， 30（4）： 488- 492.

[5]加成雙.風力發電機組發電機組偏航振動的研究[D].長春：吉林大學，2011.

[6]陳學前，杜強，馮加權.螺栓連接非線性振動特性研究 [J].振動與沖擊，2009，28（7）：196-198.

[7]余意.風力發電機滑動式偏航軸承的性能分析與研究[D].北京：華北電力大學，2011.

[8]肖勁松，倪維斗，姜桐.大型風力發電機組的建模及仿真[J].太陽能學報，1997，18（2）：117-127.

[9]張鎖懷，張文禮，張青雷. 基于Adams的MW級風力發電機組動力學建模[J].華北電力大學學報：自然科學版，2009，36（4）：51-57.

[10]BALAMURUGAN S， ARUMUGAM R. Estimation of vibration in switched reluctance motor drives [J]. American Journal of Applied Sciences， 2005，2（4）： 119-127.

[11]高明寶，李世蕓.基于ADAMS對柔性太陽能帆板的振動分析[J].機電產品開發與創新，2010，23（5）：76-78.

[12]高旭，曾國英.螺栓法蘭連接結構的振動仿真分析[J].噪聲與振動控制，2010，36 （3）： 38-40.