風電齒輪箱振動響應研究

吳 浩 聶國林

中車戚墅堰機車車輛工藝研究所有限公司 江蘇常州 213011

1 研究背景

風電齒輪箱是風力發電機組的核心部件,其功能是將葉輪在風力作用下獲得的動力傳輸至發電機。由于常年經受無規律交變載荷的沖擊,風電齒輪箱的動力學特性對風力發電機的性能有直接影響。隨著風力發電技術的不斷發展,關于風電齒輪箱動力學的研究也在不斷增多。Helsen等[1]建立了風力發電機傳動鏈的柔性多體動力學模型,并分析了其動態特性。Zhao Mingming等[2]考慮時變嚙合剛度、阻尼、傳遞誤差等因素,研究了系統的動態響應。Zhu Caichao等[3]分析了風電傳動系統的固有特性,研究了系統的一階模態特征和各組成部件能量的分布規律。目前,風力發電動力學方面的研究多集中于風力發電機系統的整體特性,而對風電齒輪箱局部動力學特性的分析與優化則較少。

筆者研究了某2.5 MW風電齒輪箱由于高速級齒輪嚙合激勵引起風電齒輪箱振動加速度超標的問題,在Romax仿真軟件中建立動力學模型,對風電齒輪箱的振動響應進行優化。優化結果經試驗驗證有效,可以為后續新產品的開發升級提供參考。

2 問題分析

根據挪威船級社、德國勞氏船級社風力發電機組認證標準規定,風電齒輪箱的樣機出廠前必須進行振動測試。筆者所在單位試驗人員對某2.5 MW風電齒輪箱進行全運行轉速段掃頻振動試驗,發現風電齒輪箱后箱蓋Z方向測點的振動加速度出現超標現象,并且在高速軸轉速為1 580 r/min的工況下達到最大值13.5 m/s2,超過驗收數值。風電齒輪箱后箱蓋振動試驗數據曲線如圖1所示。

▲圖1 風電齒輪箱后箱蓋振動試驗數據曲線

對試驗數據進行頻譜分析,發現激勵主頻為高速級齒輪嚙合頻率的一倍頻,與高速大齒輪組裝體的二階模態頻率產生重疊,由此推斷高速級齒輪嚙合激勵引起了高速大齒輪組裝體共振,這是導致風電齒輪箱振動加速度超標的主要原因。風電齒輪箱高速級齒輪副剖面如圖2所示。高速大齒輪組裝體包含高速大齒輪和空心軸,高速大齒輪和空心軸為過盈裝配,空心軸由一對面對面的圓錐軸承支撐。

▲圖2 風電齒輪箱高速級齒輪副剖面

3 仿真模型分析

風電齒輪箱為兩級NGW行星輪系和一級平行輪系結構,在Romax軟件中建立風電齒輪箱模型。

箱體、齒圈、行星架、高速大齒輪、空心軸通過導入有限元模型并計算得到柔度及模態數據。所有螺栓采用剛性節點連接,所有軸承采用基于赫茲接觸的非線性剛度。按實際情況設置扭力臂的支撐剛度、轉速輸入和輸出位置的轉動慣量等邊界條件。仿真工況和試驗工況一致,仿真響應節點對應后箱蓋測點位置,分別如圖3、圖4所示。

▲圖3 仿真響應節點▲圖4 后箱蓋測點位置

為了避免在低頻段出現不真實的大振動響應,在0～200 Hz低頻段設置阻尼比為10%。為了在高頻段不丟失振動響應峰值,在高于1 500 Hz高頻段設置阻尼比為0.5%。在200 Hz～1 500 Hz中頻段使用瑞利阻尼比。

風電齒輪箱的振動主要由嚙合齒輪的受載變形引起,計算高速級齒輪的傳遞誤差作為激勵源,得到后箱蓋響應節點Z方向的振動加速度,如圖5所示。

▲圖5 風電齒輪箱響應節點Z方向振動加速度

仿真得到響應節點Z方向的振動加速度在高速軸轉速為1 500 r/min時出現最大值11.36 m/s2,與實際測試結果出現一定偏差,原因有兩方面。第一,仿真無法準確模擬后箱體與后箱蓋之間的螺栓預緊力,以及空心軸與高速大齒輪的過盈配合,使模型的剛度和阻尼與實際不符,反映在振動響應上為共振頻率和幅值偏低。第二,仿真模型在幾何尺寸上的差異及材料屬性的分配差異導致產生偏差。

從仿真結果中幾個振動峰值點的趨勢來看,仿真結果與試驗數據基本吻合。另外,在ANSYS軟件中計算得到高速大齒輪組裝體的二階模態頻率為672 Hz,與Romax軟件中高速軸轉速為1 500 r/min時高速級齒輪的嚙合頻率670 Hz吻合,從側面說明仿真時振幅最大位置處產生共振現象。

高速軸轉速為1 500 r/min時高速大齒輪的振型如圖6所示,主振型為高速大齒輪的軸向前后擺動,最終通過軸系傳遞至后箱蓋。

▲圖6 高速軸轉速1 500 r/min時高速大齒輪振型

綜合分析,認為仿真與實際存在的偏差在可接受范圍內,振動的優化效果以振動加速度幅值的減小比例為評價標準。

4 振動優化

4.1 齒輪修形優化

齒廓修形和齒向修形是改善齒輪嚙合特性的主要措施[4],若能夠通過優化齒輪修形來降低嚙合激勵,則對工程應用而言是最簡單且成本最低的方法。工程應用一般選擇對小齒輪進行修形,修形量和修形長度對振動加速度均有影響[5-7]。在Romax軟件中可以采用遺傳算法,定義目標數值對齒輪微觀參數進行優化。筆者選擇最小傳動誤差為優化目標,遺傳算法給出的修形方案減小了齒向鼓形量,增大了齒根修緣。高速軸齒輪修形參數見表1。

表1 高速軸齒輪修形參數 μm

齒輪修形優化前后的節點響應結果如圖7所示。由圖7可以看出,節點響應的振動加速度最大值由11.36 m/s2減小至9.98 m/s2,減小比例為12.1%。由于可能會激起系統更高頻次的模態,因此通過修形優化降低振動激勵的空間有限。

▲圖7 齒輪修形優化前后節點響應結果

4.2 齒輪宏觀參數優化

工程經驗上,部件的某階固有頻率須避開90%～110%激勵頻率范圍,否則可能產生共振[8-9]。為了消除共振現象,重新設計高速級齒輪副的齒數,使高速級齒輪副在最高工作轉速下的嚙合頻率盡可能避開高速大齒輪組裝體的二階固有頻率,從而避免共振現象的產生。在風電齒輪箱總速比限制、高速級齒輪副中心距限制、齒輪強度限制等約束條件下,優化高速級齒輪副宏觀參數,并調整相關的齒輪修形。齒輪宏觀參數見表2。

表2 齒輪宏觀參數

齒輪宏觀參數優化前后節點響應結果如圖8所示,節點響應的振動加速度最大值由11.36 m/s2減小至7.34 m/s2,減小比例為35.4%。系統被激起的低階模態向高轉速段移動,齒輪宏觀參數優化對振動減小有較明顯的效果。

▲圖8 齒輪宏觀參數優化前后節點響應結果

4.3 結構優化

風電齒輪箱的動力學特性與齒輪和箱體的剛度有很大相關性。已有研究表明,結構厚而小的齒輪,其振動幅值明顯小于結構薄而大的齒輪[5]。高速大齒輪腹板增厚不僅增大了軸向剛度,而且提高了高速大齒輪組裝體的二階固有頻率,避開高速級齒輪嚙合激勵頻率,從而避免共振現象的產生。在后箱蓋內壁增加筋條數量,使其具有較好的軸向剛度,同樣能夠抑制后箱蓋上的振動幅值[10]。齒輪和后箱蓋結構優化分別如圖9、圖10所示,結構優化后調整相關的齒輪修形。

▲圖9 齒輪結構優化▲圖10 后箱蓋結構優化

單獨優化齒輪結構,仿真得到節點響應的振動加速度最大值由11.39 m/s2減小至8.29 m/s2,減小比例為27.2%。單獨優化后箱蓋結構,仿真得到節點響應的振動加速度最大值由11.39 m/s2減小至9.59 m/s2,減小比例為15.8%。同時優化齒輪和后箱蓋結構,仿真得到節點響應的振動加速度最大值由11.39 m/s2減小至6.5 m/s2,減小比例為42.9%。由此可見,同時優化齒輪和后箱蓋結構對振動加速度幅值的減小有疊加作用。結構優化前后節點響應結果如圖11所示。

▲圖11 結構優化前后節點響應結果

4.4 綜合優化

為進一步減小振動幅值,筆者將齒輪宏觀參數優化和結構優化兩個方案相結合進行試驗,仿真得到綜合優化前后節點響應結果,如圖12所示。由圖12可見,節點響應的振動加速度最大值由11.39 m/s2減小至5.26 m/s2,減小比例達到53.8%,綜合優化后振幅減小最為明顯。

▲圖12 綜合優化前后節點響應結果

5 試驗驗證

齒輪和后箱蓋的結構優化涉及鍛件與鑄件的模具更改,更改周期較長,且成本較高。對此,筆者優先選擇齒輪宏觀參數優化方案進行試驗,驗證仿真結果。優化后高速軸如圖13所示,高速大齒輪如圖14所示。

▲圖13 優化后高速軸▲圖14 優化后高速大齒輪▲圖15 優化后風電齒輪箱后箱蓋振動試驗數據曲線

在風電試驗臺上對宏觀參數優化后的風電齒輪箱進行全運行轉速段掃頻振動試驗,軸承游隙范圍、試驗臺邊界條件、后箱蓋測點布置保持與初次試驗一致。采集后箱蓋測點的振動數據,試驗結果如圖15所示。

試驗結果顯示,宏觀參數優化后,風電齒輪箱在高速軸轉速為1 720 r/min的工況下,振動加速度達到最大值9.1 m/s2,與原始值13.5 m/s2相比,減小比例為32.6%,與仿真結果基本一致,表明仿真分析具有較高的可信度。

6 結論

筆者針對某2.5 MW風電齒輪箱的振動加速度超標問題,通過研究分析得出如下結論:

(1) 齒輪修形優化無法消除共振現象,振幅減小空間有限;

(2) 齒輪宏觀參數優化方案經試驗驗證可行,可以作為消除共振現象的有效措施;

(3) 增厚齒輪和后箱蓋可以改善齒輪箱的振動現象,但齒輪箱質量也隨之增大;

(4) 綜合齒輪宏觀參數優化和結構優化的方案,減振效果最優。

以上結論可以作為解決類似風電齒輪箱振動問題的參考。