風力發電機組液態阻尼器減振設計研究

葛文澎，苗得勝，吳迪，王亞娥

（明陽智慧能源集團股份公司，廣東 中山 528400）

0 引言

隨著海上風電項目的開發速度加快，風力發電機組呈現大容量、長葉片和高塔筒的發展趨勢[1]。由高塔筒大葉片引發的機組振動問題愈來愈突出，在正常停機和緊急停機狀況下，機組均出現持續的振動，增大了機組結構損傷和疲勞載荷[2]，導致機組結構安全事故頻發，僅在2014年，全球就發生1 000多起[3]。

高塔筒機組的減振裝置分為主動式控制和被動式控制。主動式控制是采用復雜的控制系統，通過運動響應傳感器進行結構監控和實時調整，以達到對目標物控制的目的[4]。主動式控制方式算法復雜，故障率較高，應用范圍有限。被動式控制是利用裝置次級質量塊的慣性力抑制被控結構振動，設計簡單實用，維護方便，在實際中應用較多。

被動式控制可以分為調頻質量阻尼器（TMD）和調頻液態阻尼器（TLCD）。文獻[5]將TMD振動方程嵌入到FAST代碼中，實現了海上風電機組被動結構控制技術參數化研究。TMD利用了質量塊慣性，實現了能量從主結構向阻尼器系統的轉移，但需要的質量塊重量較大，同時質量塊導向系統要承擔較大的摩擦力，工程應用成本較高。而TLCD系統通常采用矩型或U型水箱作為附加阻尼調節裝置，利用水箱液體運動產生的阻尼消耗機組振動的能量，從而達到減小結構振動的目的。TLCD承載形式簡單且易于調諧，但流體作用機理復雜，目前行業內還沒有成熟的設計經驗和工程應用。

本文借鑒了文獻[5]，[6]中TLCD的設計經驗，提出了一種用于風力發電機組減振的3柱液態阻尼裝置，通過CFD方法計算了其流體最佳設計參數，同時在風電場安裝阻尼器并進行了減振效果測試，驗證了裝置的可靠性和仿真設計的可行性。

1 模型與機理

據阻尼器的初步設計方案估算[7]，采用的阻尼系統的總有效質量為1 200 kg（即等于機組第1階模態質量的0.4%），而固有頻率則需要達到機組第1階模態頻率的98%左右。

如圖1所示，本文基于某陸上3 MW風電機組開展設計，塔筒直徑為4 m。根據上述估算值結合塔筒可容納空間，決定采用3柱立管式TLCD，管直徑為0.26 m，采用三維建模軟件Solidworks建立幾何模型。阻尼器由3根直管、3根彎管、平臺支撐彈簧、管間固定條、法蘭緊固盤和球閥等構成，底部連通，并設有漏液傳感器和壓力傳感器，整體由塔筒上兩平臺承重。

塔筒振動通過平臺傳遞到液態阻尼器，引發液柱振動，流體運動的滯后性加快了能量的耗散，而減振效果則取決于流體共振頻率。本文采用靜水自由衰減仿真方法確定特定頻率下的液柱高度，并通過流固耦合仿真得到阻尼器減振效果，最后對比大量測試數據驗證設計的可行性。

2 數學原理

2.1 TLCD系統

考慮風電機組順流向振動等效為單自由度振動系統，TLCD結構運動方程為[8]

式中：Xs為主系統的位移；Xf為阻尼器中液體的位移；Ms為主系統的質量；Ks為主系統的剛度；Cs為主系統的阻尼系數；kf為液體柱的等效剛度（2ρAg）；mf為管內液體的質量；ρ為液體密度；A為管的橫截面積；α為長度比（d/h）；h為液體柱的長度；d為液柱的直徑；F（t）為作用在主質量體上的外力。

將機組等效為質量塊M，K為等效剛度，C為系統阻尼，F（t）為外載荷，其結構如圖2所示。

圖2 TLCD被動控制等效結構示意圖Fig.2 TLCD passive control equivalent structure

2.2 流體控制方程

自由液面采用VOF方法進行追蹤求解，湍流模型選取SST k-omega[9]，微分方程的離散使用有限體積法，其中對流項采用二階迎風格式。

3 液態阻尼器最佳設計液位確定

風力發電機組均安裝了SCADA監控系統，可以對機組各項運行參數進行實時記錄。機組正常停機過程的機艙振動位移如圖3所示，通過傅里葉變換得到了機組停機振動頻率響應（圖4）。

圖3 機組停機過程機艙振動位移曲線Fig.3 The vibration displacement curve of the nacelle when the turbine under working stop process

圖4 機組停機振動頻率響應圖Fig.4 The frequency response under working stop process

根據機組監控數據可知，機組停機過程的振動頻率集中在0.189 4 Hz。

本文進行了一系列不同水位高度下阻尼器液柱自由衰減運動仿真，計算阻尼器固有頻率，找出了固有頻率與機組振動頻率相同時阻尼器的裝液容量。

3.1 網格無關性驗證

本文應用STAR-CCM+自帶的網格生成器進行了六面體網格劃分（圖5），相比于多面體網格，六面體網格能夠更好地呈現自由液面[10]，細密網格能夠捕捉到液面微小起伏和破碎波，但會增加計算時間。

圖5 網格劃分示意圖Fig.5 The mesh structure of the damping

本文通過自由面附近網格的加密程度來進行網格無關性驗證。圖6為3柱液態阻尼器自由衰減垂蕩運動不同網格數量下的模擬結果，時間步長取0.002 s。

圖6 不同網格數量下液柱衰減運動對比Fig.6 The comparison of the displacement of the damping liquid column under different grid quantity

由圖6可知，網格規模達到420萬以后，橫搖衰減運動模擬結果改變很小。考慮計算效率，采用420萬網格進行后續計算。

3.2 液柱自由衰減運動數值模擬

阻尼器液柱在震蕩過程中存在較強的非線性阻尼，難以通過經驗公式估算固有頻率，一般通過自由衰減試驗或仿真進行確定[11]。

本文采用試算的方式，初步確定裝液高度為6.0～6.35 m，然后取8組工況，即間隔高度為0.05 m，分別進行自由衰減垂蕩運動仿真。初始時刻賦予3管0.16 m液位差，即其中一管水位低于穩態時水位高度0.32 m，另外兩管水位高于穩態水位高度0.16 m，初始條件的選擇主要參考了陣風下仿真得到的水柱劇烈震蕩位移，同時參考了U型管液柱震蕩特性[12]。

管道經過拋光防腐處理，表面接近光滑，仿真粗糙度取值為200μm。通過自由衰減運動仿真得到了裝液高度與液柱固有頻率關系（圖7）。

圖7 裝液高度與阻尼器振動頻率關系Fig.7 The relationship diagram between the liquid column height and the vibration frequency of the damping

隨著裝液容量的增加，水柱自振頻率逐漸降低，通過多項式擬合，液柱固有頻率為0.189 4 Hz時的裝液高度為6.21 m。圖8為對應的自由衰減曲線。

圖8 裝液高度為6.21 m時液柱自由衰減曲線Fig.8 The free decay curve of the liquid column when the liquid height is 6.21 m

3.3 自振頻率現場測試

在風電場吊裝阻尼器進行水位自振頻率測試。測試系統主要包含兩部分：載荷數據采用Campbell設備進行采集，采取塔中和塔底的載荷至工控機，采樣頻率為50 Hz；風速、液壓、機艙前后加速度等運動信號，均由PLC系統模塊采集，再以modbus TCP通信方式采集到工控機中，通信采集頻率為5 Hz。

測試機組停機鎖定后，向TLCD管頂部進行氣體打壓，壓力為3～4 kPa后迅速拔掉密封蓋，分別進行56，57 kPa和58 kPa 3個水位自振頻率測試，3個水壓分別對應的液柱高度約為6.2，6.3 m和6.4 m。本文提取了56 kPa的測試結果（圖9）。

圖9 液體自振測試曲線Fig.9 The pressure curve of the liquid column under the free decay test

約在第1 350秒開始施加壓力，加壓到59.3 kPa后釋放，圖10擬合了其自由衰減周期，衰減頻率為0.189 3 Hz，與機組振動頻率0.189 4 Hz基本吻合，同時也證明了衰減運動仿真結果的可靠性。因此，阻尼器選取壓力為56 kPa，即裝液高度為6.2 m作為最佳液位設計。

圖10 震蕩衰減曲線與周期擬合曲線對比Fig.10 The free decay curve of the liquid column and the equal period fitting curve

4 液態阻尼器有阻尼水平振動研究

4.1 阻尼器水平強迫振動仿真

將風電機組抽象為單自由度有阻尼受迫振動系統，仿真時簡化為一個帶阻尼的質量塊（圖11）。

圖11 仿真模型Fig.11 The simulation model

阻尼比按鋼體材料取經驗常數為0.004，對整機組模態分析得到一階固有頻率為0.326 6 Hz，即一階等效剛度為401 150.9 N/m。為了使水柱達到共振，給模塊施加一個周期性載荷，載荷頻率為機組停機振動頻率0.189 4 Hz。等效后的模型參數如表1所示。

表1 機組振動系統等效模型Table 1 The equivalent model of the turbine vibration system

阻尼器采用丙二醇防凍液，密度為1 024 kg/m3，粘度為3.06 mm2/s。阻尼器液柱初始狀態和充分振動發展狀態如圖12，13所示。

圖12 初始液柱Fig.12 The initial liquid column

圖13 充分發展液柱Fig.13 The fully development liquid column

液柱劇烈振動后氣液混合現象明顯，低阻尼下流體仿真時間較長，本文僅給出了ζ為0.005狀態下的質量塊減振效果（圖14），圖15為500～600 s放大結果。阻尼管能夠耗散振動能量，使得模塊振幅降低了15.2%。

圖14 加阻前后質量塊仿真位移結果對比Fig.14 The comparison of the mass block vibration displacement before and after installation of the damper

圖15 加阻前后質量塊仿真位移結果對比Fig.15 The comparison of the mass block vibration displacement

4.2 減振效果現場測試

阻尼器完成自振頻率測試和驗證后，隨后進行減振效果測試。以機艙振動位移為監控對象，加阻前平均風速為4.8 m/s，加阻后平均風速為5.2 m/s，加阻前后瞬時風速相近，基本滿足測試工況對比一致性要求。

加阻后機艙震蕩幅值出現明顯下降，衰減較快趨于穩定（圖16）。

圖16 加阻測試前后機艙位移對比Fig.16 The comparison of the displacement of the nacelle before and after installation of the damper

本文進行了多組工況測試，根據各風速測試結果，提取了機組振動ζ，提取方式如圖17所示。分析ζ時采用測試工況400 s內的振幅平均衰減進行計算，400 s一般含有75個波，即計算400 s內約75個波的平均ζ。

圖17 阻尼比計算Fig.17 Damping ratio calculation

圖18給出了各工況下機組ζ測試結果。由圖18可知，阻尼器在高風速段減振效果優于低風速段，機組ζ平均增加值為7.3×10-4，相對總ζ增大了39.2%。

圖18 加阻前后不同風速下機組ζFig.18 The comparison of the damping ratio of the nacelle before and after installation of the damper

獲得機組測試平均ζ后，將其引入TLCD系統振動方程中，并施加同仿真相同的周期性載荷，得到加阻前后機組振動位移曲線（圖19），阻尼器能夠使機組振動幅度降低24.4%。

圖19 施加周期激勵后測試機組加阻前后振動位移對比Fig.19 The comparison of vibration displacement before and after installation of the damper under periodic load for testing turbine

仿真計算得到阻尼器減振幅度為15.2%，實際減振幅度高于仿真值。這主要有兩方面原因：一是液柱振動存在較強的非線性，液體飛濺和波浪破碎嚴重，VOF法捕捉較小液滴界面時存在數值誤差，會低估振動能量耗散的影響；二是在機組停機過程中各自由度振動存在相互耦合現象，阻尼器在各方向振動輸入下減振疊加效應明顯，使得實測結果優于模擬結果。

5 結論

本文建立了液態阻尼器CFD仿真設計模型，計算了阻尼器最佳裝液量和風電機組減振幅度，并通過現場測試數據對仿真結果進行了驗證，得到如下結論。

①隨著裝液容量的增大，阻尼器固有頻率逐漸降低，液柱每增高10 cm，其固有頻率降低約0.001 5 Hz。

②通過CFD方法對阻尼器液柱自由衰減進行仿真，從而確定了最佳裝液高度，當液位高度為6.2 m時，所得頻率與實測頻率值吻合良好，證明了仿真模型的可靠性。

③阻尼器持續共振CFD流固耦合仿真結果表明，減振效果明顯，該液態阻尼器減振幅度達到了15.2%。現場測試結果顯示，同工況下的減振幅度達到24.4%。

④該阻尼器設計可提高機組總體ζ，顯著降低風電機組正常停機和緊急停機時的振動幅度。