大型風電機組整機測試用全工況載荷施加技術及裝備研究﹡

劉作輝，金寶年，馬文勇

（華銳風電科技（集團）股份有限公司，北京 100872）

0 引言

風能是目前最具規?；_發的可再生能源。近年來，國內外風電裝機量大幅攀升，與此同時，風力發電技術也突飛猛進，各種技術流派的新型風電機組大量出現[1-2]。對于新型樣機，在實驗車間內搭建測試平臺，全面模擬其實際工作時所受載荷，并進行嚴格的性能考核測試，不僅能發現潛在的故障隱患，還可根據實測數據優化機組設計參數[3-4]。因此，該階段的測試工作是新型風電機組尤其是海上風電機組開發過程中的重要環節。

風電機組的工作載荷來自風輪，由于大型風電機組載荷情況復雜，且風輪尺寸巨大，如何在實驗車間內有效模擬風輪帶給機艙的各種載荷是樣機測試領域的主要難題。目前，多數新型風電機組的廠內測試僅施加用于驅動發電機的扭矩載荷，忽略了實際工作過程中風輪帶給機組的推力、彎矩等非扭矩載荷。而上述非扭矩載荷對機組的性能與壽命影響重大。因此，本文針對全工況載荷施加技術展開研究，并提出一種含非扭矩載荷成分的新型載荷施加裝備。

1 總體技術方案

風電機組在工作過程中通過風輪吸收來自風中的能量，并將風載荷傳遞至機艙，如圖1所示。

按圖1坐標系，可將機艙輸入軸A點所受載荷分解為6個分量：Fx、Fy、Fz、Mx、My、Mz。其中Mx是用于驅動電機發電的扭矩載荷，其余5個分量統稱為非扭矩載荷。

根據以上分析，本文采用扭矩載荷與非扭矩載荷先分別施加再最終耦合的總體技術方案。首先采用變頻電機與變速齒輪箱組合提供扭矩載荷Mx，再利用沿不同方向布置的多組液壓缸協同加載提供其余5個載荷分量，最后通過載荷耦合裝置將上述兩類載荷最終耦合并傳遞至被測機組。

實驗裝置的總體結構如圖2所示。

其中：A為被測風電機組；B為扭矩施加裝置（提供扭矩Mx）；C為非扭矩載荷施加裝置；D為載荷耦合裝置。

2 扭矩載荷施加

扭矩載荷Mx的模擬采用變頻電機與減速齒輪箱組合予以實現。為降低能耗測試實驗裝置采用電閉環模式，驅動電機拖動被測機組發電，產生的電能再回饋至驅動端。扭矩載荷施加裝置除提供恒定扭矩載荷外，還需具備動態載荷模擬能力。通過對驅動側變頻器及被測機組的聯合控制，有效模擬各種湍流、陣風帶給機組的瞬變載荷。

驅動電機、變頻器以及變壓器是構成扭矩載荷施加裝置的核心電氣元件，這三者間的電氣參數匹配性直接決定整套裝置的性能水平。為此，需要進行多輪聯合仿真，綜合考慮各方技術難度與成本因素，選取最優參數組合。電氣拓撲圖如圖3所示。

此外，由于大型風電機組驅動功率大，且受葉尖線速度限制，風輪轉速低，導致驅動扭矩Mx數值巨大。因此，驅動電機級數與齒輪箱的傳動比亦需綜合考慮，選取最優組合，以降低加工難度與制造成本。

3 非扭矩載荷施加

圖1 機艙載荷示意圖

攝影：段繼兵

圖2 總體方案簡圖

圖3 電氣系統拓撲圖

圖4 非扭矩載荷施加原理圖

圖5 非扭矩載荷施加裝置結構圖

實際工作過程中，推力、彎矩等非扭矩載荷是由旋轉的風輪通過主軸作用在機艙上的。而在實驗車間內受占地、安全等因素限制，加載裝置不宜像風輪一樣旋轉，須與基礎固接。因此，非扭矩載荷施加即轉化為在固定底座上對回轉元件的加載問題。而加載機構與受載元件間不可避免的相對轉動則是影響該類載荷模擬精確實現的關鍵因素。

非扭矩載荷的模擬采用一端固支梁的受力模型。加載裝置以被測機組為固支端，通過協調x，y、z方向的液壓缸出力，來提供各方向的力與彎矩，其受力模型如圖4所示。

為解決加載機構與受載元件相對轉動對加載過程的影響，本文采用一個雙列圓錐滾子軸承作為載荷傳遞元件，該軸承能獨立承擔除扭矩外全部載荷。軸承內圈與被測機組連接，軸承外圈與一剛性體連接，非扭矩載荷施加在剛性體上，經軸承外圈通過滾動體傳遞至軸承內圈，再由內圈傳至被測機組，具體如圖5所示。

其中：A為雙列圓錐滾子軸承；B為連接軸（連接軸承內圈與被測機組）；C為剛性受載元件（與軸承外圈固接）；D加載油缸及底座（油缸出力點位于不回轉的剛性受載元件上）；E為載荷耦合裝置。

4 載荷耦合裝置

根據上圖2所示，兩類載荷施通過載荷耦合裝置實現最終耦合，并傳遞至被測機組。該裝置一方面將驅動電機提供的回轉扭矩Mx傳輸至風電機組的主軸，同時還將多組液壓缸提供的力與彎矩匯集并傳遞至風電機組的主軸。

由于被測機組在承受非扭矩載荷時將不可避免產生沿不同方向的結構變形，載荷耦合裝置需能夠在傳遞載荷的同時自由補償這些角度以及位移形變，維持一端固支梁的加載模型。這其中以沿x軸方向的位移補償最為困難。因為扭矩載荷Mx的傳遞將給用來實現x方向位移補償的滑動構件帶來很大的正壓力，進而產生很大的摩擦力。不僅無法實現位移補償，還將破壞一端固支梁的加載結構模型。

以6MW機組為例，若對其進行滿功率測試，考慮效率損失因素，驅動扭矩需達9000kNm。若采用常規花鍵結構進行x向位移補償，花鍵回轉直徑取1.5m時，鍵齒間的正壓力仍達12000kN。按摩擦系數按0.1計算，則鍵齒需克服1200kN的摩擦力才能實現伸縮補償，已經破壞了非扭矩加載裝置的工作原理假定。

為解決以上問題，本文提出一種新型載荷耦合裝置。該裝置以十字萬向節為基礎，在萬向節中部增加一液體靜壓花鍵裝置。被測機組在受載變形時，x方向的位移由靜壓花鍵裝置補償，其余各項角度與位移變形分量由萬向節完成。如圖6所示。

根據具體傳遞載荷以及靜壓理論[5]可確定油墊、油膜等關鍵技術參數。這樣在工作過程中，鍵齒間將以靜壓油膜分隔，保證無直接接觸。由于油膜的摩擦系數極低（可達0.001），有效抵消正壓力帶來的影響，使摩擦阻力可相對忽略不計，滿足裝置在傳遞較大扭矩時具備自由伸縮的要求。

圖6 載荷耦合裝載結構圖

圖7 整機測試實驗平臺模型

5 實驗平臺搭建

根據以上方案進一步搭建了大型風電機組整機測試實驗平臺模型，如圖7所示。該模型滿足單機容量15MW以下的大型風電機組測試實驗需求。其中，回轉扭矩由兩臺同步電機并聯提供，拖動總功率達22MW；非扭矩載荷施加部分采用液壓比例系統，通過高頻響比例閥與高精度測力傳感器實現精確閉環控制，加載頻率可達1HZ。

6 結論

本文針對大型風電機組整機廠內測試所需的載荷模擬與施加技術展開討論，深入分析了扭矩載荷施加與非扭矩載荷的施加策略，及其二者間的耦合方案。在此基礎上提出具體解決措施，給出新型非扭矩載荷施加裝置與載荷耦合裝置的設計方案，并據此搭建了最大測試能力達15MW的整機測試實驗平臺，突破大型風電機組廠內測試所遇到的載荷模擬技術瓶頸。

該測試實驗平臺可有效模擬風電機組在實際工作環境中所受各種載荷，進而在實驗車間內安全、高效地完成樣機的全面性能考核，發現潛在故障與設計缺陷，降低技術風險，提高經濟效益。

攝影：盧君平

[1] BTM咨詢公司.國際風能發展報告[R].2012.

[2]全球風能理事會.全球風能報告[R].2012.

[3]IEC61400-1.Wind Turbine-Part 1 Design Requirements[S].2005.

[4]Germanischer Lloyd Industrial Services GmbH.Guideline for the Certification of Wind Turbines Edition 2010[S].2010.

[5]陳燕生.液體靜壓支撐原理和設計[M].北京: 國防工業出版社,1980.