MW級風電機組風輪不平衡載荷特性分析

王義進*，張水龍，徐斌，李洪斌

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MW級風電機組風輪不平衡載荷特性分析

王義進*，張水龍，徐斌，李洪斌

（欣達重工股份有限公司，浙江寧波，315113）

基于風電機組BLADED參數化模型，介紹了造成風輪不平衡的原因以及對風電機組的影響，對兆瓦級風電機組風輪不平衡時各部件的載荷特性進行了理論分析計算。利用風電專用軟件GH BLADED對風輪不平衡時風電機組各部件載荷特性進行了相關的仿真分析。仿真結果表明，理論計算與仿真結果一致，葉片氣動不平衡會造成機組的振動沖擊，而且在1倍轉頻處振動沖擊最大，通過對風力發電機組風輪不平衡載荷特性的分析，有利于機組載荷控制技術的研究，對進一步提高大型機組的可靠性具有重要意義。

風電機組；載荷；風輪；不平衡；分析

引言

風輪是風電機組的關鍵部件之一，是風電機組能量捕獲器，它將空氣的動能轉化為風輪的機械能[1]，同時也是風電機組各部件的載荷源頭，因此，其性能的優越與否很大程度上決定了風電機組的可靠性和經濟性。當風電機組葉輪不平衡時，風電機組捕獲風能的能力隨之下降，嚴重影響風電機組的經濟效益，同時傾覆和偏航力矩上會產生不平衡周期載荷分量，加劇風電機組的振動，該不平衡周期載荷分量會隨葉輪直徑的增加而被顯著放大，這也對機組長期安全穩定運行帶來了巨大風險。劉雄[2]等介紹了葉片在實際制造和吊裝過程中，葉片初始安裝角偏差造成的葉輪不平衡問題；葉片本身質量分布不均等因素造成的葉輪不平衡問題，在當前的大型風電機組制造和安裝工藝水平下不可避免。另外由于運行時間較長，內部配重塊脫落，葉片開裂，雷擊導致的損傷以及隨著變槳系統的磨損，誤差累積，3個葉片出現槳距角差異過大等，都是造成風輪不平衡的主要原因。

1 風輪不平衡風電機組的載荷特性分析

葉輪在旋轉，為了計算葉根揮舞力矩在輪轂固定結構部分上的載荷，需要利用坐標變換方法將葉片旋轉載荷變換至輪轂固定坐標系[4]，見圖1b)。經過坐標變換，葉根旋轉坐標系下的揮舞力矩將投影到輪轂固定坐標系的y軸和z軸，兩者之間的坐標變換關系見圖二。投影到輪轂固定坐標系y軸的載荷通常稱之為傾覆力矩(tilt moments)，投影到輪轂固定坐標系z軸的載荷通常稱之為偏航力矩(yaw moments)。由圖2可知，固定坐標系下的傾覆和偏航力矩可以表示為：

圖1 風電機組載荷坐標系

上式中，和分別為輪轂的傾覆力矩和偏航力矩，為傳動鏈的仰角。對于上風向風電機組，傳動鏈的仰角較小，則

周期性葉根揮舞彎矩可以分解為直流分量，基頻分量和高次諧波分量，如下式所示

由上式可知，在葉輪平衡條件下，傾覆力矩和偏航力矩包含了0p、3p載荷分量，且其分別由葉根揮舞彎矩的1p、2p和4p分量引起，葉根彎矩的0p和3p分量不作用于傾覆和偏航力矩，即在輪轂靜止坐標系下其值為0。

2 風輪不平衡風電機組載荷特性分析的仿真驗證

為了驗證文中對風輪不平衡所做載荷特性理論分析的有效性，分別仿真比較了階躍風速下葉輪平衡和不平衡風電機組的載荷特性，及恒定風速下不同葉輪不平衡度的風電機組載荷特性。其中風輪的空氣動力學不平衡可通過設置不同的葉片初始安裝角來模擬。該仿真采用統一變槳控制策略[4]。

在圖3所示的階躍風速情況下，風輪的不平衡時三個葉片初始安裝角分別設置為-1°，0°和1°，風輪平衡時三個葉片的初始安裝角設置為0°，通過仿真計算，該風速下風輪轉速如圖四所示。

圖3 階躍風速

圖4 平衡和不平衡時的風輪轉速

圖5 平衡和不平衡時的傾覆力矩

圖6 平衡和不平衡時的偏航力矩

圖7 平衡和不平衡時偏航力矩的功率譜密度

圖8 平衡和不平衡時傾覆力矩的功率譜密度

圖9 不同平衡度傾覆力矩的功率譜密度

3 仿真結果分析

通過以上的計算與仿真分析，可以得出以下結論：

（1）圖4結果表明，風輪在平衡和不平衡兩種狀態下，相同風速下，其轉速基本一致，在6、8、10 m/s風速下風輪的轉速分別為11.60、15.68、18.00 rpm。

（2）如圖5和圖6所示，風輪不平衡時，風電機組的傾覆力矩和偏航力矩均出現了較大的波動，該載荷周期分量的頻率等于風輪轉頻點。從圖7和圖8功率譜密度圖中可以進一步看出，不同風速段下，該波動主要位于0.19、0.26、 0.30Hz，三個頻率點分別對應的轉速為11.59、15.68、18.00rpm，剛好是對應風速下葉輪的轉頻點。

（3）從圖9可知，風輪不平衡程度越大，即葉片初始安裝角偏差越大，風電機組的傾覆力矩和偏航力矩越大，它的1P不平衡周期載荷分量也越大。

在恒定風速下，不同風輪不平衡度下的偏航力矩和傾覆力矩的功率譜密度。在恒定風10m/s 風速下風輪轉速為18.00rpm，對應的1p不平衡載荷的為0.3Hz,如圖中所示，葉輪不平衡度大的（Unbalance 1.0）風電機組的偏航力矩和傾覆力矩的功率譜密度較大。

4 結束語

通過以上理論計算和仿真分析，可以得出以下結論：

（1）風輪在平衡和不平衡兩種狀態下，相同風速下，其轉速基本一致

（2）風輪不平衡會在偏航力矩和傾覆力矩上引起1P不平衡周期載荷分量，該載荷周期分量的頻率等于風輪轉頻點。

（3）風輪不平衡程度越大，風電機組的傾覆力矩和偏航力矩越大，它的1P不平衡周期載荷分量也越大。

（4）理論計算和仿真分析結果基本一致。通過對風力發電機組風輪不平衡載荷特性的分析，有利于機組載荷控制技術的研究，對進一步提高大型風電機組的可靠性具有重要意義，具有較大的工程價值。

[1] 杭俊, 張建忠, 程明, 等. 直驅永磁同步風電機組葉輪不平衡和繞組不對稱的故障診斷[J]. 中國電機工程學報, 2014, 34(9): 1384-1391.

[2] 劉雄, 李鋼強, 陳嚴, 等. 水平軸風力機葉片動態響應分析[J]. 機械工程學報, 2010, 46(12): 128-134+141.

[3] 閆卓, 宋戰鋒, 張超, 等. 不對稱電網故障下風力發電系統機械載荷分析[J]. 電工技術學報, 2014, 29(06): 219-228.

[4] 李晶, 宋家驊, 王偉勝. 大型變速恒頻風力發電機組建模與仿真[J]. 中國電機工程學報, 2004, 24(6): 100-105.

Load Analysis of Imbalance Rotor of MW Wind Turbine

WANG Yijin*, ZHANG Shuilong, XU Bin, LI Hongbin

（Xinda Heavy Industry CO., Ltd, Zhejiang NingBo, 315113, China）

Based on the BLADED parameterization model of wind turbine, the cause of the imbalance of the wind turbine and the influence on the wind turbine are introduced.The load characteristics of the components of the MW wind turbine of unbalanced rotor are analyzed. The simulation analysis is carried out by use of GH BLADED software.The simulation results show that the aerodynamic unbalance of the blade will cause the vibration of wind turbine, and the maximum vibration is at the 1 times of the rotation frequency.Through the analysis of the unbalanced load characteristics of the wind turbine, it is conducive to the research of the load control technology of wind turbine, and is of great significance for further improving the reliability of large wind turbine.

wind turbine; load; rotor; unbalance; analysis

10.19551/j.cnki.issn1672-9129.2018.01.058

TK83

A

1672-9129(2018)01-0143-03

王義進, 張水龍, 徐斌, 等. MW級風電機組風輪不平衡載荷特性分析[J]. 數碼設計, 2018, 7(1): 143-145.

WANG Yijin, ZHANG Shuilong, XU Bin, et al. Load Analysis of Imbalance Rotor of MW Wind Turbine[J]. Peak Data Science, 2018, 7(1): 143-145.

2017-10-18；

2017-12-25。

國家國際科技合作（2014DFA60360）。

王義進 (1984-)，男，學士，工程師，主要從事風力發電機組的設計與研發工作。E-mail: wangyj@n.com