風電機組變槳軸承的動態(tài)柔性特性研究*

何先照，劉 勇，湯永江，余清清，朱長江

(1.浙江運達風電股份有限公司，浙江 杭州 310000；2.浙江省風力發(fā)電技術重點實驗室，浙江 杭州 310000)

0 引 言

在風電行業(yè)變槳軸承的服役過程中，由于出現(xiàn)變槳軸承套圈斷裂以及保持架斷裂以及開裂的問題，使風電機組變槳軸承運行安全性及穩(wěn)定性受到廣泛的關注[1-3]。

風電機組變槳軸承失效形式，究其根源是對風電機組運行工況與變槳軸承運行規(guī)律的認識不足。在以往的變槳軸承設計時，通常將變槳軸承周圍聯(lián)接件視為剛性聯(lián)接，沿用通用軸承設計標準，側重變槳軸承滾道承載能力、壽命設計的評估，未能充分考慮變槳軸承內外套圈強度、疲勞、剛度問題，給變槳軸承運行帶來安全隱患。隨著有限元(FEA)技術不斷發(fā)展，變槳軸承及變槳系統(tǒng)聯(lián)接件剛性假設條件被打破[4]，國內外學者開展了FEA技術研究，為更精準計算變槳軸承套圈受載[5-8]、疲勞壽命[9-12]以及剛度提供了有效計算方法。

鑒于FEA技術已廣泛應用于變槳軸承的設計，為更好地將仿真、測試技術進行融合，筆者引入載荷測試技術，分析風電機組不同運行功率下變槳軸承軸向位移、徑向位移的變化特點，探尋風電機組變槳軸承動態(tài)柔性特性的規(guī)律。

1 數(shù)據(jù)采集測試方案

1.1 接近開關采集設備及通道配置

筆者選取接近開關作為位移傳感器，用于檢測被測物體與接近開關相對位移。信號采集設備涉及主采柜、輪轂電流測試柜、接近開關等。電器接線主要為輪轂電流柜與16個接近開關傳感器接線，輪轂電流柜230 VAC供電接線，輪轂電流柜與主采柜CAN通訊接線，主采柜230 VAC供電接線。由于輪轂電流柜固定在風輪輪轂內，輪轂電流柜與主采柜CAN通訊接線要經(jīng)過滑環(huán)備用通道，通道配有兩路CAN接口，CAN1串聯(lián)120 Ω電阻表示終端，CAN2連接滑環(huán)備用通道，再與主采集柜連接；輪轂電流柜供電則由輪轂內230VAC供電，接入輪轂電流柜供電電源接口。

輪轂電流測試柜與主采柜共配16個通道，可分別接16個接近開關，同時采集16個監(jiān)測點的位移，4路電源為16個接近開關供電。

其接線原理圖如圖1所示。

圖1 通道配置

測試共用到輪轂電流測試柜4個點，用于測量變槳軸承內外圈相對位移測量。

1.2 變槳軸承位移測試方案

在受載運行過程中，為測量變槳軸承內外圈相對位移變化情況，可將接近開關傳感器安裝于支架后固定在輪轂上，用于測量變槳軸承內外圈軸向徑向相對位移，如圖2所示。

圖2 測點及位移傳感器布置圖

圖2中，A、B、C三點作為測試對象，共4個位移傳感器，分別為A點內圈徑向位移傳感器1個，B點外圈軸向徑向位移傳感器各1個，C點外圈徑向位移傳感器1個。

1.3 葉根載荷測試方案

根據(jù)國際電工委員會編制的風電機組載荷測試相關標準規(guī)定，變槳軸承的載荷主要來自葉根的揮舞與擺振彎矩，可通過在葉根安裝T-型全橋應變片測量變槳軸承在運行過程中所受的彎矩，應變橋路及應變片安裝位置如圖3所示。

圖3 應變橋路及應變片安裝位置

圖3中，在每個葉根的揮舞和擺振方向各安裝2組應變片進行彎矩測量；應變片安裝于葉根圓柱體4等分位置，即距離葉根螺栓最深處0.5 m處。

2 有限元模型建立

筆者將變槳軸承置于槳葉葉根、輪轂、聯(lián)接螺栓、聯(lián)接圓盤等中，以系統(tǒng)地分析變槳軸承。

變槳系統(tǒng)模型及變槳軸承有限元模型局部剖視圖如圖4所示。

圖4 有限元模型

3 測試結果與仿真結果對比

3.1 位移測試數(shù)據(jù)統(tǒng)計

為研究不同功率段下變槳軸承內外相對位移情況，統(tǒng)計風電機組運行各個功率段下數(shù)以萬級測試數(shù)據(jù)，筆者將功率按每隔100 kW進行分段，讀取不同功率段下各位移傳感器數(shù)據(jù)，并對各區(qū)段數(shù)據(jù)進行統(tǒng)計，求其平均值及標準偏差，用于評估變槳軸承在運行過程中各測點軸向位移、徑向位移變化情況，并選取4個功率段作為研究對象。

各點的數(shù)據(jù)統(tǒng)計結果如表1所示。

表1 各測點位移變化統(tǒng)計

3.2 載荷測試數(shù)據(jù)提取

依據(jù)國際電工委員會風電機組設計規(guī)范葉根坐標系定義，筆者將3片槳葉葉根擺振與揮舞彎矩分別標記為Mx1、My1、Mx2、My2、Mx3、My3。

在風電機組運行過程中，變槳軸承承受對稱循環(huán)擺振載荷與脈動循環(huán)揮舞載荷葉輪旋轉一圈為一個循環(huán)周期，如圖5所示。

3.3 有限分析數(shù)據(jù)提取

筆者按功率等級650 kW、1 050 kW、1 350 kW、1 650 kW，分別提取一個循環(huán)周期載荷作為有限元輸入載荷，如表2所示。

圖5 變槳軸承時序載荷

表2 有限元模型輸入載荷

筆者將表2的載荷加載到變槳系統(tǒng)有限模型中，分析變槳軸承內外圈相對位移情況，讀取不同功率下各循環(huán)工況仿真結果，結果顯示變槳軸承內外圈相對位置隨載荷變化而變化，如圖6所示。

圖6 有限元仿真結果

從有限元模型中，筆者讀取不同功率載荷下測點A徑向、測點B軸向、測點B徑向、測點C徑向相對應的軸向位移、徑向位移。

各測點的相對位移如表3所示。

表3 有限元仿真結果

3.4 測試與仿真結果對比分析

變槳軸承載荷承受對稱循環(huán)擺振載荷與脈動循環(huán)揮舞載荷，電機組葉輪旋轉一周，變槳軸承承受一次交變載荷，變槳軸承各點相對位移做一次循環(huán)。筆者對表3中各功率下一個循環(huán)周期各測點相對位移求平均，結果如表4所示。

表4 各載荷下測點相對位移均值

將表1實測數(shù)據(jù)與表4有限元仿真數(shù)據(jù)進行對比，結果如下：

(1)對比測點A與測點B、C可知，實測數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)均表明，隨著風電機組功率的增大，變槳軸承內外圈相對位移隨著增大，同載荷下變槳軸承內圈相對于變槳軸承外圈相對位移更大；

(2)對比B測點軸向與徑向位移可知，實測數(shù)據(jù)測點B徑向標準偏差要大于測點B軸向標準偏差，同時仿真數(shù)據(jù)也表明B點徑向位移大于軸向位移，由此可見變槳軸承外圈徑向位移大于軸向位移；

(3)對比各功率下實測位移與仿真位移數(shù)據(jù)可知，各功率下一個循環(huán)周期變槳軸承外圈軸向位移、徑向位移代數(shù)和雖在數(shù)值上存在差異，但基本維持不變；變槳軸承內圈徑向相對位移隨功率增大而增大，但變化趨勢一致,均向被測點靠近，載荷越大越接近被測點。

4 結束語

針對傳統(tǒng)變槳軸承方法中的剛性假設不能反應變槳軸承動態(tài)運行特點的問題，筆者引入在線測試與仿真分析技術，對變槳軸承動態(tài)柔性特性進行了研究；通過對變槳軸承內外圈相對位移實測、有限元仿真數(shù)據(jù)進行了分析，結果顯示，變槳軸承內外圈相對位移隨載荷變化呈現(xiàn)動態(tài)變化，實測與仿真結果在數(shù)值上存在差異，但兩者變化趨勢、變化規(guī)律一致；變槳軸承內外圈軸向位移、徑向位移大小隨載荷做周期性變化，內外圈位移大小，方向呈現(xiàn)各自變化規(guī)律。