葉輪質量不平衡下柔塔機組的運行特征研究

王 林 曹國豪 李 源 袁 容 蘭 杰

（1.東方電氣風電股份有限公司，四川 德陽 618000；2.成都大學機械工程學院，四川 成都 610106）

0 引言

隨著國家對綠色能源發展的支持，除了風速較好的“三北”地區，中東南部低風速區域的風電機組裝機也越來越多。低風速區域具有風切變較大、年平均風速較低等特點，因此大切變低風速地區風場普遍采用柔塔設計（一般塔架高度在120 m以上）。柔塔機組相對于鋼塔機組而言，具有更高的風能利用率和經濟效益，但是塔架高度增加會降低塔架的固有頻率，使塔架對振動的敏感度提高，增大塔架的載荷，縮短塔架的使用壽命[1-2]。為了保證柔塔機組的安全性及經濟性，有必要對機組的振動特性進行研究。但風力發電機組運行是多因素耦合的結果，因此整體的振動特征研究非常復雜，故只能對單一工況進行單獨分析。本文旨在研究在葉輪質量不平衡這一工況下柔塔機組的振動特性，并結合故障機組進行現場動平衡分析。

針對葉輪質量不平衡故障，許多學者已經進行了大量研究，D.X.Jiang等人[3-4]對葉輪質量不平衡、氣動不平衡以及偏航不對中三種故障分別進行了試驗分析，對葉輪質量不平衡引起的主軸振動進行了理論分析。楊濤等人[5]利用Simulink建立風機葉輪質量不平衡狀態下的機組模型，并研究了該故障對發電機電功率的影響，推導出了該故障會在發電機電功率信號中產生葉輪旋轉的一倍頻分量，但并未對機組實際運行的特性進行研究。繩曉玲等人[6]分析了葉輪質量不平衡故障對雙饋風力發電機電氣特性的影響，仿真結果表明，葉輪質量不平衡故障下雙饋風力發電機功率發生波動，頻率為葉輪轉頻及其倍頻，并通過試驗進行了驗證。董禮等人[7]使用風力機專用平衡帶對600 kW小型風力發電機組成功地進行了現場動平衡，使機組徑向水平振動幅值比平衡前明顯減小，動平衡取得的效果明顯。鄭北超等人[8]針對柔性塔架開發過程中亟待解決的塔架共振、塔頂擺幅過大、塔架渦激振動等問題，分別提出了通過設立轉速隔離區域有效避開塔架共振，采用塔架加阻降低塔頂振動幅度和載荷，分析及抑制塔架渦激振動的方法，并在120 m柔性塔架上進行了試驗驗證。

上述文獻的關注點主要集中于機組在質量不平衡故障下電磁功率等方面的影響，通過理論和仿真手段對葉輪不平衡故障進行分析，缺乏對實際運行機組的研究，并且針對故障機組的動平衡方法也未深入討論。已有的動平衡手段也主要應用在小容量機組上，結構與過程都比較簡單，目前主流的風力發電機單機已達到兆瓦水平，塔架高度和葉片長度均出現了大幅增加，機組的振動特性也發生了明顯變化，因此有必要針對目前廣泛應用的柔塔機組在葉輪質量不平衡故障下開展振動特性分析。本文在理論上對風力發電機組葉輪質量不平衡對塔架振動的影響進行了研究，分析了現場該故障狀態下的柔塔機組振動特性，最后通過動平衡手段實現機組振動水平和振動故障率的降低。

1 葉輪質量不平衡原因及特征

風力發電機組中葉片是吸收風能的關鍵部件，長時間暴露在惡劣的高空環境中，承受著大氣腐蝕、雷擊或陣風等的破壞，同時葉片持續長時間運行，會因疲勞而產生裂紋、砂眼、脫落和折斷等故障。葉片故障會直接導致風輪質量不平衡，同時葉片生產過程中的加工誤差和材質不均勻，葉片安裝過程中的安裝誤差以及輪轂偏心等都會造成機組葉輪質量不平衡[9-10]。葉輪質量不平衡故障會造成風力發電機組整體結構的巨大振動，同時也會使傳動鏈部件產生疲勞應力，進而影響機組的壽命[11]。

圖1分別為風力發電機組在正常運行狀態下和葉輪質量不平衡狀態下的示意圖。機組的葉片可以等效為距離輪轂中心ri（i=1，2，3）的質量塊mi（i=1，2，3），機組在正常狀態下，三個葉片受到的重力Gi（i=1，2，3）和離心力Fi（i=1，2，3）相同，此時葉輪平衡，同時由于葉輪在幾何上完全對稱，因此當葉輪以角速度ω旋轉時，三個葉片的重力相對于葉輪中心點的合力與合力矩均為0，此時不會引起機組的振動。

圖1 機組正常狀態下和質量不平衡狀態下示意圖

任意時刻正常機組的運行可表示為：

葉輪質量不平衡工況可以等效為在葉輪平面內存在一個距離輪轂r0的質量塊m0，方位角為φ，該質量塊同樣受到重力G0和離心力F0作用。當葉輪以角速度ω旋轉時，作用在機組上的離心力為：

由于機組在軸向的剛度遠大于水平方向，因此質量不平衡振動主要表現在機組的水平方向，離心力在水平方向的分量大小為：

該力即機組水平方向振動的激振力，此時機組振動表現為簡諧運動，頻率為葉輪轉動頻率[12-14]。因此，葉輪質量不平衡主要會引起機組的水平方向振動增大，其振動頻率為葉輪的一倍轉頻，而正常機組的振動頻率主要為葉輪的三倍轉頻[15]。

2 機組運行特性

2.1 機組基本信息

選取現場一臺存在質量不平衡的機組進行振動特性分析，該機組為典型的柔塔雙饋機組，塔架高度為120 m，機組容量為2.2 MW。此機組頻繁發生塔架振動超限故障，為了不影響機組的安全性和發電量，借此機會進行葉輪質量不平衡下的故障分析和振動特性研究。

2.2 機組振動分析

首先為確定機組是否存在質量不平衡，對機組在運行狀況下的振動數據進行分析，圖2為機組在正常運行工況下塔架前后方向和左右方向的振動加速度值隨時間變化的圖像（其中塔架前后方向垂直于葉輪平面，塔架左右方向平行于葉輪平面）。從圖中可以發現，塔架左右方向的振動加速度遠大于前后振動加速度，并且其左右方向振動加速度波形表現為簡諧運動，可以排除氣動不平衡情況[16-17]。對機組左右方向的振動加速度時域信號進行傅里葉變換得到該工況下的頻域圖，如圖3所示，從圖中可以看出，主要信號頻率為0.159 Hz，由于當前工況為運行工況，轉速變化較快，同時柔塔的固有頻率也比較低，因此無法判斷此頻率為轉速頻率還是塔架固有頻率，無法確定該頻率的形成原因。

圖2 機組正常運行工況下塔架不同方向振動加速度

為確定塔架的固有頻率，使用ANSYS軟件對該機組塔架進行模態仿真，仿真結果如圖4所示。從仿真結果來看，塔架的一階固有頻率為0.1715 Hz，一階振型表現為機組的左右振動。結合式（3）的理論結果與圖3的頻譜圖，可以判斷機組在運行過程中的主要頻率為葉輪轉速頻率，該機組葉輪存在質量不平衡。

圖3 機組左右方向振動加速度頻域圖

圖4 塔架一階固有頻率和振型

為了探究在故障工況下機組的運行特征，基于上述研究進行機組在不同轉速下的振動分析。分別對機組在2.2、4.4、6.7、8.9 r/min轉速下水平方向的振動進行了測試，測試結果如圖5所示，圖（a）～（d）分別為葉輪轉速為2.2、4.4、6.7、8.9 r/min時機組在水平方向的振動加速度值，為保證數據的穩定性，統計時間設為250 s。從圖中可以看出，塔架振動加速度波形表現為簡諧運動，同時隨著機組轉速的增大，塔架的振動加速度波形峰值也出現了明顯的增加。

圖5 不同葉輪轉速下機組左右方向的振動加速度值

由于機組振動評估需要穩定的運行條件，而運行工況的變化會改變運行狀態，因此需要將機組振動測量值在特定時間段內取平均值，形成評估參數。機組振動評估參數通過“能量等平均”法計算求得。振動加速度評估參數aw0用振動加速度aw（t）時域測量值來定義，振動加速度評估參數計算公式為[18]：

式中：aw（t）為給定頻率范圍內振動加速度的時間函數；T0為評估周期（s）。

使用式（4）對不同轉速下機組的振動加速度值進行統計，統計結果如圖6所示。從圖中可以看出，機組水平方向的振動加速度隨轉速的增加明顯加大，質量不平衡引起的振動加速度應與轉速呈正比關系，但圖6的振動加速度評估參數沒有表現出明顯的倍數關系，反而表現為轉速越大，振動加速度增加越快。

圖6 不同轉速下塔架振動加速度評估參數

對不同轉速下水平方向的振動加速度時域圖進行傅里葉變化做頻域分析，得到不同轉速下振動加速度的頻譜圖，如圖7所示。

從圖7可以看出，不同轉速下機組的振動均有一個主要頻率。對不同轉速下的主要頻率信號進行統計，統計結果如表1所示。

圖7 不同葉輪轉速下機組左右方向的振動加速度頻譜圖

從表1中可以看出，在轉速為2.2 r/min和4.4 r/min時，主要頻率信號接近塔架的一階固有頻率，隨著轉速的提高，振動頻率變為葉輪轉頻。這表明該機組的不平衡質量較低，因此在低轉速下質量不平衡引起的激振力較小，由于塔架具有較大的剛度，所以水平方向振動主要表現為塔架的一階固有頻率振動。當轉速提高后，不平衡引起的激振力增大，塔架水平方向振動主要表現為機組的葉輪轉頻。同時由于柔塔的固有頻率較低，機組在實際運行過程中需要進行轉速穿越[19]。機組轉速越接近塔架固有頻率，其振動水平越會被放大，因此出現轉速越高，塔架振動加速度越大的情況。所以相對于鋼塔，柔塔機組對于葉輪質量不平衡更加敏感，尤其是機組轉速接近塔架固有頻率時，這種質量不平衡引起的振動會被進一步放大。

表1 不同轉速下機組的振動加速度頻譜主要值

3 機組現場動平衡

由于該機組的葉輪質量不平衡造成塔架振動增加，機組振動超限故障頻發，已影響到機組發電量和運行安全性，故對該機組進行現場動平衡。根據影響系數法基本原理，需要做兩次測試才能實現機組的動平衡，包括一次試配重和最終配重[20]。配重方式主要是在葉片內部21 m的位置增加配重塊，該配重塊主要由一個底座和幾個配重板組成，底座與葉片通過粘接劑固定，配重板與底座通過螺母固定，通過增減配重板來實現不同的配重控制，由于8.9 r/min已接近機組的固有頻率，因此配重轉速工況固定為8.9 r/min。

該機組每次停機的位置有一支固定葉片朝下，和塔架呈30°夾角，因此決定在其余兩個葉片上進行配重。配重信息如表2所示，首先選擇單個葉片進行試配重，試重質量為26 kg，配重位置在距離葉根位置21 m處的位置，相位為300°，然后根據試配重的結果來進行理論配重的計算。理論配重為35 kg，配重位置在距離葉根位置21 m處的位置，配重相位為180°。由于機組已完成組裝，所以將該配重分解為兩個葉片上的配重，一支葉片配重30 kg，相位為300°，另一支葉片配重17 kg，相位為90°。配重后不同工況下的振動加速度值與配重前的對比如圖8所示。從試配重的加速度幅值中可以看出，試重對機組葉輪質量不平衡的改善有一定的效果，可以降低加速度幅值約20%。實際配重后機組振動加速度降幅明顯，在轉速為8.9 r/min時降幅約49%。同時隨著實際配重的增加，機組的振動超限故障頻次也從每月的27次降低為0次，表明通過現場動平衡成功降低了機組運行時的振動水平，解決了該機組的振動超限問題。

圖8 配重前后不同工況下的振動加速度評估參數

表2 配重信息

4 結論

本文主要分析了風力發電機組產生葉輪質量不平衡的原因，介紹了柔塔機組在葉輪質量不平衡下的振動特性，并通過現場動平衡解決了機組故障。本文研究可為柔塔風力發電機組的實際運行、振動故障分析以及仿真模擬等提供參考。主要結論如下：

（1）風力發電機組葉輪質量不平衡會引起塔架在左右方向的振動加速度值增大，并且振動頻率以葉輪轉頻為主；

（2）柔塔機組對葉輪質量不平衡的敏感度更高，當葉輪轉速臨近塔架固有頻率時，塔架的振動加速度會進一步放大，柔塔機組應該具有更嚴格的設計和安裝標準；

（3）機組經過現場動平衡可以實現在整個工作范圍內水平方向振動加速度的降低，最大降幅接近50%。