風電葉片車輛運輸裝備液壓減振特性研究

廖高華，蔣航

(1．南昌工程學院機械與電氣工程系，江西南昌 330099;2．同濟大學機械與能源工程學院，上海 201804)

0 前言

大型風電機組機葉片有超長、超重、柔性易損等特點，車輛運輸時葉片長度通常超過了一般特種運輸的限制范圍，尤其是超高超寬的根部帶來了巨大的困難，葉片的運輸問題日益凸現［1-2］。由于風能資源豐富的地區都比較偏遠，道路情況惡劣，葉片在運輸過程中可能會由于路面的顛簸，導致葉片出現不可逆的損傷，當路面激勵的頻率接近葉片本身的固有頻率時，可能還會導致葉片共振。車輛運輸葉片時新型運輸裝備需提供動力和減振功能，通過調整葉片姿態順利跨越障礙物、穿過隧道等限高路段;在路面顛簸或路況較差時，運輸裝備減振系統可以起到緩沖作用，保護葉片。國外對大型葉片車輛運輸設備研究使用有DDM、西門子及Vestas等公司，針對不同尺寸葉片均有不同運輸形式的運輸方案。國內運輸設備主要由華銳風電和金風科技等廠家設計配套使用，適用于中小型風機葉片的運輸，道路通過性和葉片保護措施較差，難以適應超大型風機葉片的車輛運輸。液壓減振器在汽車上應用十分廣泛，目前，半主動懸架大部分是通過改變減振器的阻尼實現懸架性能調節［3-4］。

基于上述原因，文中研究了風電葉片新型運輸的方案，提出液壓機構運輸裝備，結合油氣懸架便于控制的優點，考慮葉片運輸狀態的模態，在液壓系統中增加蓄能器、節流閥和控制單元組成半主動減振系統。通過分析其結構和工作原理，建立葉片車輛運輸系統數學模型，并對比理論分析和仿真研究的結果。

1 運輸裝備結構

風電葉片新型運輸結構由牽引車、液壓機構運輸裝備、葉片以及后車組成如圖1所示。支撐連接裝置主要包括法蘭(與葉片根部連接)、液壓系統、底部連接桿和鉸接基座等，實現連接前車與葉片根部、支撐葉片、傳遞牽引力和調節葉片端部的姿態以配合運輸要求。同時，在路面顛簸或路況較差時，運輸系統減振。

圖1 葉片車輛運輸結構

運輸裝備液壓系統包括泵站系統、液壓缸升降系統和減振系統，系統原理如圖2所示。

圖2 運輸裝備液壓系統原理圖

在避免障礙物干涉時，葉片姿態調整(升降)通過電磁換向閥12控制液壓缸18的伸縮。在顛簸路面上行駛狀態下，球閥14．2打開，蓄能器13．2、節流閥15和液壓缸18A腔室構建成油氣彈簧的減振系統。運輸過程中，通過調整節流閥15開度和蓄能器13的預充壓力和容積，充分的利用油氣彈簧的彈性阻尼特征，蓄能器作用緩沖，減小振動加速度。

2 系統建模與分析

2．1 系統整體模型建立

對葉片的固有頻率很低，但是由于葉片運輸車的行駛速度的不確定，當實際路面振動頻率帶較低時，葉片發生共振的幾率將會大大增加。結合葉片運輸實際情況，采用主動減振作動器安裝直接作用于葉片，將作動器布置于葉片和牽引車之間。在液壓系統中增加蓄能器、節流閥和控制單元即可組成半主動液壓減振系統［5］。建立葉片運輸體系整體數學模型，如圖3所示。

圖3 系統運輸狀態簡化模型

葉片運輸系統的微分方程如下:

式中:m1為牽引車質量;k1和c1為牽引車懸架的剛度和阻尼;m2為運輸適配裝置和連接法蘭質量;k2和c2為蓄能器油氣彈簧的當量剛度和阻尼;m3、k3和c3分別為葉片模型的當量質量、剛度和阻尼;q為路面的位移激勵。

2．2 振動能量傳遞分析

對6 MW的風電葉片長75 m，質量G=33 t，葉根圓直徑3．8 m，重心位置與葉片端部距離約為22 m，靠近葉尖的支撐點取葉片長度的2/3處，即與葉片端部距離S0=50 m，利于葉片放置時均分撓曲。綜合液壓缸的推力和行程等情況，選取底桿的長度為L1=2．5 m，側桿的長度為L2=1．5 m。計算液壓缸的推力為40 t，行程為S=800 mm，查閱機械設計手冊選擇液壓缸型號，對運輸裝備主要部件進行受力校核設計要求。由于葉片的制造工藝和材料所致，葉片具有較大的柔性，因此將葉片看成彈性元件。將后車高度近似看成靜止，考慮葉片運輸狀態的頻率，運用鄧柯萊法［6］計算葉片在系統中的當量質量和剛度。運輸系統模型參數如表1。

表1 模型參數Ⅰ

將表1中基本參數代入式(1)中，求解可得激勵能量從牽引車輪胎傳遞至葉片的振動總傳遞率，包括葉片連接法蘭經過葉片至當量質量中心、牽引車至葉片連接法蘭和路面至牽引車身的振動傳遞率。

取油氣彈簧系統的剛度k2為150×103N/m，阻尼c2為20×103N·s/m，k2和c2代入上述式(2)，得到運輸系統的總傳遞率曲線如圖4所示。由曲線可知，葉片運輸系統的固有頻率f0，以為界劃分了增幅區和減幅區2個區域。在輸入激勵頻率大于時，振動傳遞率小于0，系統的減振性能良好，幾乎將葉片與路面振動隔離;在輸入激勵頻率小于時，振動傳遞率大于0，即處于振動增幅區，系統的減振性能較差;當輸入激勵頻率為f0時，運輸系統振動傳遞率最大，減振效果最差，極易發生共振。

圖4 振動總傳遞率圖

2．3 蓄能器剛度及節流閥阻尼分析

油氣彈簧以油液為傳力介質，以氣體為彈性介質的裝置，蓄能器作為彈性元件其當量剛度k2不同于普通彈簧的剛度［7］。建立蓄能器5反饋力和液壓缸18位移關系，由熱力學方程，推導工作狀態輸出力FS，求偏導數得到蓄能器剛度:

式中:pp0為預充氣體壓強;Vp0為蓄能器容積;pp為氣體實際壓力;Vp為實際蓄能器體積;n為氣體多變指數;Ac為液壓缸A腔面積;液壓缸的位移改變量Δs。

由式(3)可知蓄能器剛度k2隨著位移Δs時刻變化的，非定常數值;要獲取較好減振效果，選取容積盡可能大蓄能器，對相同容器蓄能器，預充壓力pp0越大，油氣彈簧剛度k2越小。選定蓄能器容積及預充壓力，取液壓缸最大與最小行程計算應液壓缸推力，得到油氣彈簧當量剛度k2≈150×103N/m，能較好地體現油氣彈簧剛度變化情況。

運輸過程中，由于節流閥作用使得油液通過時產生阻尼迅速衰減了能量，通過液壓系統中節流閥3的開度Kd來調節有效面積，建立液壓系統阻尼與節流閥4開度的關系，根據連續性方程得:

式中:Cd為節流閥流量系數;Kd為節流閥開度系數;ρ為油液密度;Ad為節流孔有效面積;ΔpA-B為節流孔前后壓強差;vc為活塞速度;Ac為液壓缸A腔面積。

由式(4)可知系統阻尼c2是隨著流量Qc變化的變量，非定常數值。在激勵幅值不變情況下，隨著激勵頻率增加，節流閥產生阻尼力所對應的阻尼系數逐漸增大。由前面分析知，阻尼值c2=22 kN·s/m時，振動傳遞率最小，系統減振效果最好，需要通過檢測液壓缸位移來控制節流閥開度，使其當量阻尼值穩定在預期值。

3 系統仿真分析

3．1 仿真模型建立

風電葉片在運輸過程中的振動情況較為復雜，根據蓄能器、節流閥的剛度特性與阻尼特性分析可知，油氣彈簧的當量剛度系數和阻尼系數均為非定值，利用AMESim的液壓元件模型庫，建立符合實際情況的蓄能器、節流閥和液壓缸的模型，并加入葉片簡化模型和牽引車模型，最后得到葉片運輸系統的仿真模型如圖5所示，運輸裝備液壓系統參數如表2所示。

圖5 仿真系統模型圖

表2 模型參數Ⅱ

3．2 系統路譜激勵平順性分析

路面輸入信號為C級公路下時速為30 km/h路譜的位移激勵［8］，選取采樣頻率為100 Hz。在路譜位移激勵下，振動加速度通過輪胎、牽引車身和液壓系統傳遞至葉片，車身加速度曲線如圖6所示，車身振動加速度在3 m/s2的范圍內波動。

圖6 車身加速度曲線

油氣彈簧系統減振加速曲線如圖7所示，油氣彈簧系統減振失效時由于僅靠運輸車懸架和葉片本身阻尼緩解振動能量，減振效果較差，穩態時最大振動加速度為0．30 m/s2;采用減振系統時，葉片振動加速度明顯降低，最大值為0．10 m/s2，車身傳遞的振動能量迅速衰減。從頻域圖可看出，減振失效時葉片振動能量集中在共振頻率(0．56 Hz)附近，對應功率譜密度較大，隨著路面的持續激勵很可能使葉片發生共振。采用蓄能器和節流閥的緩沖吸振，改變葉片的功率譜密度分布，使得葉片的功率譜密度降低。

圖7 振動加速度曲線

3．3 蓄能器容量影響分析

選用不同容積蓄能器所組成的油氣彈簧系統，對相同的路面激勵輸入，分析對比其減振性能的差別。圖8(a)為20 L蓄能器與50 L蓄能器組成系統的加速度-頻率曲線對比，圖8(b)為50 L蓄能器與100 L蓄能器組成系統的加速度-頻率曲線對比?？梢钥闯?，相比于20 L蓄能器組成油氣彈簧系統，50 L蓄能器組成的系統中葉片的振動加速度有較大的降低，從頻譜上不難看出能量峰值下降了2/3左右，100 L比50 L蓄能器系統的峰值有略微的降低。蓄能器容積的增加會使得運輸裝置減振性能提高，但是隨著容積的增大，油氣彈簧的當量剛度較小得越慢，系統的振動傳遞率減小越慢，減振效果的提升不顯著。

圖8 葉片振動加速度-頻率曲線

4 結論

(1)針對風電葉片新型運輸的方案，提出液壓機構運輸裝備，結合油氣懸架便于控制的優點，考慮葉片運輸狀態的模態，在液壓系統中增加蓄能器、節流閥組成減振系統;建立了牽引車、運輸裝備和葉片之間的數學模型，對運輸系統振動能量傳遞、蓄能器剛度、節流閥阻尼數值分析，得到運輸系統模型參數。

(2)建立了葉片運輸系統仿真模型，將激勵輸入系統進行模型，仿真分析系統路譜激勵下振動加速度以及得到車身與葉片加速度，葉片振動加速度明顯降低，運輸裝備油氣彈簧減振作用明顯，系統減振性能有較大的改善。對比分析選用不同容積蓄能器所組成的油氣彈簧系統，對相同的路面激勵輸入，對減振性能的影響，蓄能器容積的增加會提高減振性能，但隨著容積增大，減振效果提升不顯著。

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