大型风力发电机组弹性元件隔振性能分析和试验研究

振动与冲击　Ｖ０１．３５　Ｎｏ．１０　２０１６　第３５卷第１Ｏ期　ＪＯＵＲＮＡＬ　ＯＦ　ＶＩＢＲＡＴＩＯＮ　ＡＮＤ　ＳＨＯＣＫ　大型风力发电机组弹性元件隔振性能分析和试验研究　晏红文　，田红旗　，欧阳华　，吕杏梅　，杨兆忠　，李晓光　（１．中南大学交通运输工程学院，长沙４１００７５；２中国中车株洲电力机车研究所有限公司风电事业部，湖南株洲４１２００１）　摘　要：针对兆瓦级风力发电机组传动链的复杂性，经过简化，分别建立齿轮箱、弹性元件和机架为系统的单自由　度和两自由度振动模型，并根据风机传动链结构的特点，对齿轮箱和弹性元件系统的固有频率和刚度等参数以及传动链　结构尺寸和这些参数的相互影响的关系进行分析和研究，提出适合于风机传动链中齿轮箱弹性元件相关参数的基本设计　方法；并以齿轮箱为对象在现场进行振动测试，根据齿轮箱结构特点和对应测试数据的相关性两方面对试验结果的合理　性进行了详细分析。根据测试结果再分析弹性元件振动特性和隔振效果，验证弹性元件和传动链结构的合理性，为风机　设计提供参考。　关键词：风力发电机组；弹性元件；隔振；齿轮箱；振动试验　中图分类号：ＴＨ１　１３　文献标志码：Ａ　ＤＯＩ：１０．１３４６５／ｊ．ｃｎｋｉ．ｊＶＳ．２０１６．１０．０３４　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｉｓｏｌａｔｉｏｎ　ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｅｌａｓｔｉｃ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ｏｆ　ｌａｒｇｅ－ｓｃａｌｅ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ａｎｄ　ｉｔｓ　ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ　ｓｔｕｄｙ　ＹＡＮ　Ｈｏｎｇ—ｗｅｎ　’　，ＴＩＡＮ　Ｈｏｎｇ—ｑｉ　，ＯＵＹＡＮＧ　Ｈｕａ　，Ｌｔ）Ｘｉｎｇ—ｍｅｉ　，ＹＡＮＧ　Ｚｈａｏ—ｚｈｏｎｇ２，ＬＩ　Ｘｉａｏ—ｇｕａｎｇ　（１．Ｓｃｈｏｏｌ　ｏｆ　Ｔｒａｆｉｆｃ＆Ｔｒａｎｓｐｏｒｔａｔｉｏｎ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｃｅｎｔｒａｌ　Ｓｏｕｔｈ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｃｈａｎｇｓｈａ　４１００７５，Ｃｈｉｎａ；　２．Ｗｉｎｄ　Ｐｏｗｅｒ　Ｂｕｓｉｎｅｓｓ　Ｕｎｉｔ，ＣＲＲＣ　Ｚｈｕｚｈｏｕ　Ｅｌｅｃｔｒｉｃ　Ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ　Ｒｅｓｅａｒｃｈ　Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ　Ｃｏ．，Ｌ　ｃｄ．，Ｚｈｕｚｈｏｕ　４２１０００，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：　Ｃｏｎｓｉｄｅｒｉｎｇ　ｔｈｅ　ｃｏｍｐｌｅｘｉｔｙ　ｏｆ　ＭＷ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｄｒｉｖｅ　ｃｈａｉｎ，ｗｉｔｈ　ｓｉｍｐｌｉｆｉｃａｔｉｏｎ，ｔｈｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｍｏｄｅｌｓ　ｏｆ　ｓｉｎｇｌｅ　ｄｅｇｒｅｅ　ｏｆ　ｆｒｅｅｄｏｍ　ａｎｄ　ｔｗｏ　ｄｅｇｒｅｅｓ　ｏｆ　ｆｒｅｅｄｏｍ　ｗｅｒｅ　ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ　ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ　ｆｏｒ　ｔｈｅ　ｇｅａｒ　ｂｏｘ，ｅｌａｓｔｉｃ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎｄ　ｆｒａｍｅ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｄｒｉｖｅ　ｔｒａｉｎ．Ｔｈｒｏｕｇｈ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｄｒｉｖｅ　ｃｈａｉｎ，ａｎｄ　ｔｈｅ　ｍｕｔｕａｌ　ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｓ　ｂｅｔｗｅｅｎ　ｔｈｅ　ｄｉｍｅｎｓｉｏｎ　ｏｆ　ｓｔｕｃｔｒｕｒｅ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｇｅａｒｂｏｘ　ｓｙｓｔｅｍ，ａ　ｄｅｓｉｇｎ　ｍｅｔｈｏｄ　ｓｕｉｔａｂｌｅ　ｆｏｒ　ｔｈｅ　ｅｌａｓｔｉｃ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ｏｆ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｇｅａｒｂｏｘ　ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ　ｃｈａｉｎ　ｗｉｔｈ　ｐｒｏｐｅｒ　ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ　ｗａｓ　ｐｕｔ　ｆｏｒｗａｒｄ．Ｔｈｅ　ｔｅｓｔ　ｄａｔａ　ｏｆ　ｇｅａｒ　ｂｏｘ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｔｅｓｔｓ　ａｔ　ｔｈｅ　ｓｉｔｅ　ｗｅｒｅ　ｃｏｎｆｉｒｍｅｄ　ｉｎ　ａｃｃｏｒｄａｎｃｅ　ｗｉｔｈ　ｔｈｅ　ｓｔｕｃｔｒｕｒａｌ　ｆｅａｔｕｒｅｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｇｅａｒｂｏｘ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｃｏｒｒｅｌａｔｉｏｎ　ｂｅｔｗｅｅｎ　ｔｈｅ　ｒｅｌａｔｅｄ　ｔｅｓｔ　ｄａｔａ．Ｔｈｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｅｆｆｅｃｔ　ｏｆ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｉｓｏｌａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｅｌａｓｔｉｃ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ｗｅｒｅ　ａｎａｌｙｚｅｄ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｒｅａｓｏｎａｂｉｌｉｔｙ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｅｌａｓｔｉｃ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｄｒｉｖｅ　ｃｈａｉｎ　ｓｔｕｃｔｒｕｒｅ　ｗａｓ　ｖｅｒｉｉｆｅｄ．Ｔｈｅ　ｍｅｔｈｏｄ　ｃｏｕｌｄ　ｂｅ　ａ　ｒｅｆｅｒｅｎｃｅ　ｔｏ　ｔｈｅ　ｄｅｓｉｇｎ　ｏｆ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅｓ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ；ｆｌｅｘｉｂｌｅ　ｅｌｅｍｅｎｔ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｉｓｏｌａｔｉｏｎ；ｇｅａｒｂｏｘ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｔｅｓｔ　近年来我国风电行业发展迅猛，每年的装机容量　超过千万千瓦¨ｊ，单机容量超过１．５　ＭＷ的大型机组　为主流机型。大型风力发电机组的传动链一般由叶　片、轮毂、主轴及主轴承、齿轮箱及弹性元件、联轴器、　发电机组成，其结构复杂而且尺寸较长（见图ｉ）；大型　机组决定其承受载荷很大，而且风力载荷作为输入的　外载荷，其风向、风速不稳定，载荷变化的随机性也较　大；再加上不同的工况机组又采取不同的控制策略；这　些因素决定了机组为变转速运行　ｊ，在运行过程中必　收稿日期：２０１５—０２—０４修改稿收到日期：２０１５—０６－０７　１．叶片性元件２．轮毂３．主轴承４．主轴５．齿轮箱及弹　６．联轴器７．发电机　图１传动链基本结构　Ｆｉｇ．１　Ｄｒｉｖｅ　ｔｒａｉｎ　ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　然产生振动现象。传动链中的关键部件齿轮箱为高传　第一作者晏红文男，教授级高级工程师，１９６８年生　Ｅ－ｍａｉｌ：ｙａｎｈｗ＠ｃｓｒｚｉｃ．ｃｏｒｎ　动比的多级行星齿轮箱传动，发电机的转子除高速旋　转外，与定子间还产生较大的相互作用的电磁力，这两　第１０期　晏红文等：大型风力发电机组弹性元件隔振性能分析和试验研究　２ｌ３　个大部件的振动往往最为剧烈，对整个风机稳定运行　和安全性影响较大。在风机设计中，一般会考虑通过　其中贝ｌＪ系统的固有频率为　Ａ＝ｔｏ，频率比　，相对阻尼比　安装弹性元件来减小或者隔离这些有害振动，避免发　临界阻尼系数ｃ　＝２　ｍ＝２　生传动链系统共振这种最危险的现象，以提高风机的　使用寿命和安全陛，减少重大经济损失。　对于齿轮箱和发电机往往采用弹性元件与机架联　接固定，由于这两个部件是机组中主要的振动和噪声　源，因此起关键的减振和隔振作用的弹性元件的性能　对整个传动链动力学特性以及振动能量的传递等都有　较大的影响。为获得良好的隔振效果，弹性元件参数　选择和机组的结构设计变得非常重要。从查阅的相关　资料来看，对齿轮箱动力学研究较多　，也有文章单　独对弹性元件本身性能进行研究　Ｊ，还有将驱动链　的整个系统进行相关研究的　Ｊ，例如在船舶方面的相　关研究‘ｌ　”Ｊ。但对风电机组中传动链使用的弹性元　件整个系统的研究较少ｌ１　，对其结构参数的设计只　是根据基本的振动理论方法进行，很少通过试验来验　证其设计的合理性。本文将以兆瓦级风力发电机组最　易发生振动的齿轮箱的弹性元件为例，对其隔振性能　进行理论分析，再通过现场试验获取相关试验数据，并　完成对试验数据的分析和研究，为整机设计提供参考。　１基本隔振理论分析　从图１和图２可知，齿轮箱的左右两端分别安装　了为４组瓦式结构的弹性元件，在垂直和水平方向都　具有一定的刚度值。可以选择一个方向来进行理论分　析，这里选择垂直方向。假定机架为完全刚性体，于是　齿轮箱、弹性元件与机架可以组成了一个单自由度的　系统，见图３。　《　坦ｆ）　图２齿轮箱弹性支座　图３单自由度振动模型　Ｆｉｇ．２　Ｇｅａｒｂｏｘ　ｅｌａｓｔｉｃ　ｓｕｐｐｏ￣Ｆｉｇ．３　Ｓｉｎｇｌｅ　ＤＯＦ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｍｏｄｅｌ　１．１单自由度隔振分析　根据单自由度振动原理　，系统隔振率为：　Ｋ：．√（１．＝　一Ａ　）　＋４　Ａ　（１）　‘　当　＝０时，Ｋ与频率比Ａ的关系为：　＝ｌ　Ｉ　，（ＩＪｎ　詈。由式（１），对应于不同的阻尼比　，可得出一系　列的Ｋ随Ａ变化的曲线如图４所示。　。ｆ　／ｌ＼　＝０　Ｉｌ５　０．２Ｏ　＝０　５７６　０．５０　Ｊ｜■　０．７０７　如１｛　　．＝２．０　　Ｉ　ＩＩ　—Ｊ—～　－Ｌ　１　－　０　０．５　１．Ｏ　１．５　２．０　２．５　３．０　３．５　４．０　Ａ＝　图４单自由度传递函数曲线　Ｆｉｇ．４　Ｓｉｎｇｌｅ　ＤＯＦ　ｔｒａｎｓｆｅｒｃｕｒｖｅ　由此可见：不论阻尼大小，欲得隔振效果，即Ｋ＜１，　必须　Ａ＝ｔｏ＞　（３）　∞ｎ　即　／ｋ　，／ｍ＜　（４）　因此在设计隔振器考虑如下三方面：①应采用刚　性系数较低的隔振器，Ａ值越大，隔振效果越好，但在　实际风机设计中要综合考虑：若刚度过小，传动链的系　统频率就会降低，而风轮和主轴的运行工作频率也比　较低，其转速一般不超过２０　ｒ／ｍｉｎ；还要考虑风机结构　特点，特别要避开风轮转频的１倍频、２倍频、３倍频和　６倍频，这些频率都比较小，往往是风机传动链振动的　激振源；其次还要考虑弹性元件除了起到隔振作用外　还要支撑齿轮箱的重量并传递风机的载荷，过小的刚　度值会使弹性元件的变形量超过设计要求，从而使齿　轮箱和发电机之间产生较大相对运到，机组运行不安　全；②系统固有频率要小于激励频率的０．７０７倍，对　于大型风电机组来说，齿轮箱传动比达到１００左右，齿　轮箱的转速范围较大，如果在机组主要运行的转速区　域内的齿轮箱啮合频率能够达到这个要求，尽管在低　转速区隔振效果不理想，但由于低转速时振动能量较　小，不会对机组产生较大冲击，这种设计应该是满足要　求的；③增大阻尼可减小机器经过共振区时的最大振　幅，但在Ａ＞√２时却使Ｋ增大，即隔振效果降低，因此　阻尼的选择应权衡这两方面的得失，工程中　值一般　选用０．０２～０．１范围。　２１４　振动与冲击　２０１６年第３５卷　１．２传动链系统结构与弹性元件刚度的设计　１．３机架柔性时的隔振原理　由１．１节可知，Ａ决定了振动效果，但当齿轮箱结　构确定了，其啮合频率也确定了，也就是说激励频率就　确定了，很难改变，而弹性元件的刚度可以进行适当调　节。再从文献［１５］知道，传动链结构尺寸与齿轮箱系　统固有频率密切相关，将传动链进行模型简化如图５，　设机架为柔性体，可以将主机架模拟为一个有刚　度的弹簧和质量块的系统，再将塔架作为刚性基础，这　样就将前面的单自由度系统变成两自由度的振动系　统，模型如图７所示，图中　、　和Ｃ，为齿轮箱弹性　元件系统的等效质量，等效刚度和阻尼，　、　和Ｃ。　由于轴承为调心滚子，就可以转化成单自由度的摆振　模型，如图６。　图５传动链简化图　Ｆｉｇ．５　Ｒｅｄｕｃｅｄ　ｇｒａｐｈ　ｏｆ　ｄｒｉｖｅ　ｔｒａｉｎ　图６振动模型　Ｆｉｇ．６　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｍｏｄｅｌ　图中ｍ　为齿轮箱质量，ｍ　为轮毂和叶片质量，ｍ　为主轴质量并假设其质量分布均匀，ｚ　为齿轮箱重心距　主轴承距离，　．为轮毂中心距主轴承距离，Ｚ为弹性元件　距主轴承距离，若不计阻尼，则有微分方程：　彩＋ｋｌ　＝０　（５）　转动惯量：　１　．　．　．　，：÷ｍ　ｚ　＋ｍ＾ｚ　＋ｍｇ　（６）　则其固有频率如下：　１厂——　√　—一…　由于齿轮箱弹性元件有四组，芝因此上式中，ｋ为　弹性元件的并联刚度。　可见，齿轮箱系统频率不仅与弹性元件刚度有关，　还与机组的结构设计有关，也就是说也可以通过微调　传动链结构来调整固有频率的大小，因此在设计弹性　元件时必须综合考虑各种因素才能满足系统要求。　但是还应注意到以上结论推导是建立在机架完全　刚性的前提下的，并没有考虑到实际风电机组的机架　为铸件或者焊接件，是一个柔性体部件，因此反应在试　验中会发现弹性元件的传递函数曲线与图４并不一　致，实际测得主要影响频率并非只有齿轮箱的第一级　最小啮合频率，还有其它啮合频率影响。　为柔性机架的等效质量、等效刚度和阻尼。　ｘｉ（ｔ）　Ｆ　（『）　ｌ　ｌ　＞　１　ｃ　　ｌ（０　Ｆ２（ｔ）　ｌ　ｌ　图７两自由度隔振系统　Ｆｉｇ．７　Ｔｗｏ　ＤＯＦ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍ　则系统的运动微分方程如下　Ｈ　：　ｌ　１＋Ｃｌ（Ｘ１一　２）＋　ｌ（　１一Ｘ２）＝Ｆ　２　２＋Ｃ２　＋　２＋Ｃ１（　—　１）＋　（８）　（　一Ｘ。）：Ｆ２　Ｆ　＝Ｃ２Ｘ２＋　当不考虑阻尼时，力和位移的传递函数为：　：—丁———－————　———————＿－一＝——　————■———————————————————■一（盖）　一［－＋１＋　）　２］（盖）　＋，　Ｌ（９）　　式中０．）１２：：√（　＋　）／Ｍ２，为固定Ｍ　时系统的固有　频率，相当于不考虑　时单自由度系统的频率；ｏｃｒｔ：＝　√　。　／（　。＋　）／Ｍ　，同样相当于　完全固定时的　系统固有频率；很显然ＣＯ为齿轮箱内部激励频率。若　不考虑阻尼其传递函数曲线如图８。　可见两自由度隔振系统传递函数曲线在频域内有　两个峰值，对应于系统的两阶固有频率。可以进一步　分析风电机组的这两个固有频率，由于机架刚度相对　于齿轮箱弹性元件的刚度很大，因此　ｎ　一￣／Ｋ。／　。，　∞ｎ　／　，相当于两个单自由度的固有频率，而且　由于机架的刚度大，ＣＯｎ　值应该较大。　第１０期　晏红文等：大型风力发电机组弹性元件隔振性能分析和试验研究　２ｌ５　替　啦　图８两自由度传递函数曲线　Ｆｉｇ．８　Ｔｗｏ　ＤＯＦ　ｔｒａｎｓｆｅｒ　ｆｕｎｃｔｉｏｎ　ｃｕｒｖｅ　２现场试验和分析　现场试验主要目的是两方面：①是从获得的试验　数据来分析弹性元件的隔振效果；②是从试验数据中　提取传递函数，从而验证齿轮箱系统振动模型简化为　两自由度的合理性。齿轮箱弹性元件一般是轴瓦式结　构，见图２和图９。选择某大型机组进行试验，试验时在　齿轮箱弹性元件安装座、一　．尽一　一　．ＩＩＩ齿轮箱箱体上以及机架上选择　　＾　．ｇ　一　．ｇ一　ｓ．曩—　一　．ｇｖ　合适位置布置三个方向的加速度传感器，ＯＯ　００　ＯＯ　ＯＯ　００　ＯＯ　＾ｊ１＾，１ｌ＾ｊ，＾ｊ１ｌ＾ｊ并针对发电机　１Ｊ＾ｊｌ　在不同的转速工况下进行试验¨　－１７］，对比齿轮箱和机架　在相同方向上振动加速度的差异性，分析判断弹性元件　设计的合理陛。该机型转速范围为７００～１　２００　ｒ／ｍ￣ｎ，因　此选择８００　ｒ／ｍｉｎ、９００　ｒ／ｍｉｎ、１　０００　ｒ／ｒａｉｎ、１　１００　ｒ／ｒａｉｎ和　ｌ　２００　ｒ／ｍｉｎ，共５个转速工况进行试验。　图９加速度传感器齿轮箱和机架布点示意图　Ｆｉｇ．９　Ａｃｃｅｒａｔｉｏｎ　ｓｅｎｓｏｒｓ　ｏｎ　ｇｅａｒｂｏｘ　ａｎｄ　ｍａｉｎｆｒａｍｅ　２．１齿轮箱振动分析　首先将从齿轮箱箱体上采集的数据进行频率特性　分析，来判断齿轮箱振动激励情况，找出主要激励源的　频率。图１０为９００　ｒ／ｍｉｎ和１　１００　ｒ／ｍｉｎ工况时箱体三　个方向的振动幅值谱图，其中上面三条谱线对应９００　ｒ／ｍｉｎ工况，下面三条谱线对应１　１００　ｒ／ｍｉｎ工况，其主　要激励频率都用箭头和阿拉伯数字标出，将此谱线图　中各级波峰频率的具体值转换为表１。　表１齿轮箱频率波峰值　Ｔａｂ．１　Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ　ｐｅａｋ　ｖａｌｕｅｓ　ｏｆ　ｇｅａｒｂｏｘ　转速ｒ／ｍｉｎ　１　２　３　４　５　６　７　８　９　１０　１１　１２　９００　１６．６　３３．５　４９．１　６５．３　８１．４　１６２　２４３　３２４　４０３　８０７　ｌ　２０６　１　６１２　ｌ】０ｏ　１９．８　３９．７　５９．６　７９．８　９９】９８　２９７　３９６　４９４　９８８　ｌ　５８２　１　９９６　根据齿轮箱的参数，９００　ｒ／ｍｉｎ和１　１００　ｒ／ｍｉｎ转速　下的最小啮合频率（亦即第一级齿轮啮合频率）分别为　１６．２　Ｈｚ和１９．９　Ｈｚ，因此表ｌ中频率有明显的倍频特　：　！Ｑ　＾　～～一…　｛　向　Ｏ　５　１Ｏ　１５　２０　２５　ｆｘ　１０２／Ｈｚ　／’×１０ＶＨｚ　！１２　！。！　１２　…ｊ　ｚ向　Ｏ　５　１０　ｌ５　２０　２５　，×１０２／Ｈｚ　图１０工况９００　ｒ／ｍｉｎ和１　１００　ｒ／ｒａｉｎ频率幅值谱　Ｆｉｇ．１０　Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ　ａｍｐｌｉｔｕｄｅｓ　ｉｎ　９００　ｒ／ｍｉｎ　ａｎｄ　１　１００　ｒ／ｍｉｎ　ｃ￥ｔｓｅｓ　征，其中前４阶分别是以两种转速下的最小啮合频率　为基频的四倍频，与齿轮箱在两个转速下的第一级啮　合频率一致；５—８阶分别是以８１．４　Ｈｚ和９９　Ｈｚ为基频　的四倍频，根据齿轮箱参数与第二级啮合频率一致；最　后面４阶分别是以４０３　Ｈｚ和４９４　Ｈｚ为基频的四倍频，　同样根据齿轮箱参数可知与第三级啮合频率一致。因　此齿轮箱箱体振动源主要来自于其内部的齿轮啮合激　励。再看看三个方向的功率谱值，将表１中１　１００　ｒ／ｍｉｎ转速下的１２阶频率对应的三个方向功率谱值用　图１１来表示，从图中可以很明显的特点：齿轮箱箱体　振动能量主要在ｚ方向，这一点从齿轮箱安装结构也　可以分析得到：由于齿轮箱激励主要来自垂直于轴向　的旋转运动，所以在ｘ方向（轴向）振动能量较小；在横　向虽然会接受到啮合激励，但是并没有象垂向那样还会　叠加齿轮箱重力方向的振动能量，所以图中较真实反应　了三个方向的振动能量分布。从振动能量集中的频率来　看，齿轮箱的振动能量主要是较高的频率段，而且对应于　齿轮箱的第二级和第三级啮合频率，比第一级啮合频率　对应的能量要大很多。这方面的原因也可以从齿轮箱结　构来进行分析，第一级齿轮转速相对于第二、三级的转速　很低，如果齿轮等相关零件加工精度相当的情况下，转速　越高，振动会越剧烈，振动能量相应更高。因此在弹性元　件设计时需要考虑具体的情况。　Ｏ　０　絮。　禁　ｌｆＨｚ　图１１工况１　１００　ｒ／ｍｉｎ箱体三个方向功率谱值　Ｆｉｇ．１１　Ｐｏｗｅｒ　ｓｐｅｔｒｕｍ　ｏｆ　ｌ　１００　ｒ／ｍｉｎ　ｅａｓｅ　ｉｎ　ｔｈｒｅｅ　ｄｉｒｅｃｔｉｏｎｓ　ＯＮ　ｇｅａｒｂｏｘ　２１６　振动与冲击　２０１６年第３５卷　２．２弹性元件隔振性能分析　接的部件较多，机架上除安装了齿轮箱外，还有其它运　首先从频率方面来看，根据该机组传动链结构参　数和１．２节公式计算出系统固有频率为１１．５　Ｈｚ。要　达到Ｋ＜１的隔振效果，其最小啮合频率应该大于１６．２　Ｈｚ，通过计算发电机转速对应为８９５　ｒ／ｍｉｎ。因此该机　动部件，这些振动能量会相互传递，再加上一些干扰因　素等，会导致测量的数据会存在偏差，这一问题可以从　试验得到的传递函数曲线对应的数据相干性分析中看　到。图１３的上图为１　１００　ｒ／ｍｉｎ转速下的传递函数曲　组在转速大于８９５　ｒ／ｍｉｎ一直到额定转速，弹性元件会　有较好的隔振效果；而在转速小于８９５　ｒ／ｍｉｎ时，弹性　线，下图为对应的相干系数曲线。可见相干系数多数　都远小于１，数据的相干性小，传递函数曲线不真，数据　元件隔振效果会不够理想。但在机组的绝大多数运行　时间内，特别是额定转速附近，弹性元件有良好的隔振　需重新处理。可以采取的方法是通过对数据分析，选　取那些真实可靠的数据，例如可以选择相干系数较高　性能，可以认为弹性元件刚度设计满足要求。如要在　小转速下提高其隔振性能，就需要减小其刚度值。根　据ｉ．１节所知，在外载的作用下，小刚度的弹性元件会　产生较大变形使齿轮箱的振动位移增大，发电机和齿　轮箱输出轴中心线之间的偏移量增大，会超出联轴器　的纠偏范围，反而会严重影响机组传动链动力学性能。　另外由于传递率不容易测量，隔振器的隔振效果一般　采用振级落差这个指标来衡量，根据文献［１８］可知，振　１　级落差和传递率之差约等于：２０１ｇ　Ｍ／　Ｌ＿　（ｄＢ），其中　Ｆ　ｚ　和ｚ　分别为机器和机架的机械阻抗。对于大型风　电机组传动链的主轴和齿轮箱系统与机架系统质量基　本相当，阻抗相差不会较大，可用振级落差代替传递率　进行评价，因此通过对比分析振源部件与隔振对象之　间的振动有效值，就可以很直观的反应隔振效果。同　样在设计弹性元件时，也可以采用此方法来验证。对　于齿轮箱弹性元件，主要是齿轮箱箱体与机架之间振　动值对比。根据如下公式¨　，用图１２表示了三个方向　的振级落差大小。　Ｌ＝２０１ｇ　一　’（１０）　ＲＭｓ　式中，　和ＸｔＲＭＳ分别是与弹性元件联接的齿轮箱和　机架振动信号的有效值。　２５　－ｏ　转５　由该图可知，平均值达到ｌ５　ｄＢ，弹性元件隔振效　果明显，其中ｚ方向隔振性能优于ＸＹ方向，转速影响　较小。　２．３试验分析　从图１可知，风电机组传动链较复杂，与齿轮箱联　的点值绘制传函曲线。从图ｌ３中选取１５个点值绘制　的传函曲线如图１４。在ｌ０　Ｈｚ附近传函曲线有一个大　于０的波峰，这应该是传函曲线的第１个波峰，即系统　固有频率１１．５　Ｈｚ处，在一个较大的频率处还有一个波　峰值，应该是机架的柔性所致，两自由度传递函数曲线　比较吻合，这也验证了前面的理论分析。　碍２　。　　｛ｌ　１２３４５６７８９　１０　Ｏ　婶　玑ｉＩ【　．．．　ｌ，ｌｊ　ｆｘ　Ｉ￣／Ｈｚ　图１３　１　１００　ｒ／ｍｉｎ工况ｚ向传递函数及相干系数　Ｆｉｇ．１３　Ｔｒａｎｓ￣ｒ　ｆｕｎｃｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｃｏｈｅｒｅｎｔ　ｔｏｅｍｃｉｅｎｔ　ｉｎ　Ｚ　ｄｉｒｅｃｔｉｏｎ　１　１０ｏ　ｒ／ｍｉｎ　５　Ｏ　ｆ　ｔ　０．８　１．２　１．６　一５　｝　斟　翌。。　．１５　、　—２Ｏ　’’　八　一２５　图１４　１　１００　ｒ／ｍｉｎ工况Ｚ向传递函数　Ｆｉｇ．１４　Ｔｒａｎｓ￣ｒ　ｆｕｎｃｔｉｏｎ　ｉｎ　Ｚ　ｄｉｒｅｃｔｉｏｎ　１　１００　ｒ／ｍｉｎ　３结论　通过将复杂的风电机组传动链系统模拟成两自由　度系统的理论分析和试验验证可知，齿轮箱弹性元件　系统并不是简单的单自由度系统，进行分析时还应该　考虑机架的弹性，将机架纳入到系统中并模拟成两自　由度系统更加合理；在进行机组传动链系统及部件设　计时，必须要综合考虑各部件的振动特性，特别要注意　第ｌＯ期　晏红文等：大型风力发电机组弹性元件隔振性能分析和试验研究　２１７　传动链系统频率与弹性元件性能和传动链系统结构是　密切关联的；另外，弹性元件的刚度值并非越小越好，　太小的刚度会使其变形量大，系统可能出现不稳定；相　反太大的刚度值又会使机组主要运行转速区隔振效果　差，产生较大冲击，影响机组寿命和安全性。要确保传　动链系统和弹性元件设计合理，除理论分析外，必须经　过相关试验来进行验证；最后，针对复杂振动系统，提　出一种提取信号峰值来绘制传函曲线的方法，这种方　法是否准确需要进行大量的试验进行更充分的验证。　弹性元件在大型风力机组中应用较广，除了齿轮箱外，　ｌ　９　ｌ　Ｐｅｅｔｅｒｓ　Ｊ．Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｄｒｉｖｅ　ｔｒａｉｎ　ｌｏａｄｓ　ｉｎ　ａ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ［Ｄ］．Ｌｅｕｖｅｎ，Ｂｅｌｇｉｕｍ：Ｋａｔｈｏｌｉｅｋｅ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｉｅｓ　Ｌｅｕｖｅｎ，２００６．　［１０］张懿时，童宗鹏，周炎，等．船舶齿轮箱硬弹性隔振技术　研究［Ｊ］．噪声与振动控制，２０１３，３３（３）：１５３—１５５．　ＺＨＡＮＧ　Ｙｉ・ｓｈｉ，ＴＯＮＧ　Ｚｏｎｇ—ｐｅｎｇ，ＺＨＯＵ　Ｙａｈ，ｅｔ　ａ１．　Ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｆ　ｈａｒｄ　ｅｌａｓｔｉｃ　ｉｓｏｌａｔｉｏｎ　ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ　ｏｆ　ｍａｒｉｎｅ　ｇｅａｒｂｏｘｅｓ［Ｊ］．Ｎｏｉｓｅ　ａｎｄ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　Ｃｏｎｔｒｏｌ，２０１３，３３（３）：　１５３—１５５．　［１１］戴光昊，高长伟，刘永恒，等．弹性安装齿轮箱抗冲击特性　时域计算分析［Ｊ］．噪声与振动控制，２０１２（６）：６２—６５．　ＤＡＩ　Ｇｕａｎｇ—ｈａｏ，ＧＡＯ　Ｃｈａｎｇ—ｗｅｉ，ＬＩＵ　Ｙｏｎｇ－ｈｅｎｇ，ｅｔ　ａ１．　Ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｆ　ｓｈｏｃｋ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｅｌａｓｔｉｃａｌｌｙ　还有发电机以及经常处于旋转运动状态的轮毂控制柜　等部件，相应的弹性元件参数设计可以采用类似的方　法确定。　参考文献　ｓｕｐｐｏｒｔｅｄ　ｇｅａｒｂｏｘ　ｉｎ　ｔｉｍｅ　ｄｏｍａｉｎ［Ｊ］．Ｎｏｉｓｅ　ａｎｄ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　Ｃｏｎｔｒｏｌ，２０１２（６）：６２—６５．　［１２］胡伟辉，林胜，秦中正，等．大功率风力发电机组齿轮箱减　振支撑的结构特点与应用［Ｊ］．机械，２０１０，３６（４）：７４—　７７．　［１］杨校生，祁和生，徐涛．风电产业发展展望［ｃ］／ｉ风能产业　２０１３中国农业机械工业协会风能设备分会２０１３年度论　文集．　ＨＵ　Ｗｅｉ－ｈｕｉ，ＬＩＮ　Ｓｈｅｎｇ，ＱＩＮ　Ｚｈｏｎｇ—ｚｈｅｎｇ，ｅｔ　ａ１．Ｔｈｅ　ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　ａｎｄ　ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｇｅａｒｂｏｘ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｉｎ　ｈｉｇｈ—ｐｏｗｅｒ　［２］Ｌｉｃａｒｉ　Ｊ，Ｕｇａｌｄｅ－Ｌｏｏ　Ｃ　Ｅ，Ｅｋａｎａｙａｋｅ　Ｊ　Ｂ．Ｄａｍｐｉｎｇ　ｏｆ　ｔｏｒｓｉｏｎａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎｓ　ｉｎ　ａ　ｖａｒｉａｂｌｅ—ｓｐｅｅｄ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ［Ｊ］．　Ｅｎｅｒｇｙ　Ｃｏｎｖｅｒｓｉｏｎ，ＩＥＥＥ　Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｎ，２０１２，２８（１）：　１７２—１８０．　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ［Ｊ］．Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ，２０１０，３６（４）：７４—７７．　［１３］Ｈａａｓｔｒｕｐ　Ｍ，Ｈａｎｓｅｎ　Ｍ　Ｒ，Ｅｂｂｅｓｅｎ　Ｍ　Ｋ．Ｍｏｄｅｌｉｎｇ　ｏｆ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｇｅａｒｂｏｘ　ｍｏｕｎｔｉｎｇ［Ｊ］．Ｍｏｄｅｌｉｎｇ，Ｉｄｅｎｔｉｉｆｃａｔｉｏｎ　ａｎｄ　Ｃｏｎｔｒｏｌ，２０１１，３２（４）：１４１—１４９．　［３］李宏坤，郭骋，房世利，等．齿轮箱减振降噪优化设计方法　研究［Ｊ］．振动与冲击，２０１３，３２（１７）：１５０—１８２．　ＬＩ　Ｈｏｎｇ－ｋｕｎ，ＧＵＯ　Ｃｈｅｎｇ，ＦＡＮＧ　Ｓｈｉ－ｌｉ，ｅｔ　ａ１．Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　［１４］朱坚石，楼京俊，何奇伟，等．隔振理论与隔振技术［Ｍ］．　北京：国防工业出版社，２００８．　［１５］屈维德，唐恒龄．机械振动手册［Ｍ］．北京：机械工业出版　社。２０００．　ｄｅｓｉｇｎ　ｍｅｔｈｏｄ　ｆｏｒ　ｇｅａｒｂｏｘ’ｓ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｎｏｉｓｅ　ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ［Ｊ］．　Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　Ｓｈｏｃｋ，２０１３，３２（１７）：１５０—１８２．　［１６］王峰，方宗德，李声晋，等．多工况下人字齿轮传动系统结　［４］张庆伟，张博，王建宏，等．风力发电机齿轮传动系统的动　态优化设计［Ｊ］．重庆大学学报，２０１０，３３（３）：３０—３５　ＺＨＡＮＧ　Ｑｉｎｇ－ｗｅｉ，ＺＨＯＮＧ　Ｂｏ，ＷＡＮＧ　Ｊｉａｎ—ｈｏｎｇ，ｅｔ　ａ１．　Ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｎ　ｔｏｒｓｉｏｎａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍ　ｉｎ　ｗｉｎｄ　构减振分析与优化［Ｊ］．振动与冲击，２０１４，３３（２２）：１２７—　１３０．　ＷＡＮＧ　Ｆｅｎｇ，ＦＡＮＧ　Ｚｏｎｇ—ｄｅ，ＬＩ　Ｓｈｅｎｇ￣ｉｎ，ｅｔ　ａ１．Ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ａｎｄ　ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｈｅｒｒｉｎｇｂｏｎｅ　ｇｅａｒ　ｇｅｎｅｒａｔｏｒｓ　ｇｅａｒｂｏｘ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，　２０１０，３３（３）：３０—３５．　ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍ　ｕｎｄｅｒ　ｍｕｌｔｉｐｌｅ　ｌｏａｄｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　Ｓｈｏｃｋ，２０１４，３３（２２）：１２７—１３０．　［５］Ｋａｈｒａｍａｎ　Ａ，Ｖｉｊａｙａｋａｒ　Ｓ　Ｍ．Ｅｆｆｅｃｔ　ｏｆ　ｉｎｔｅｒｎａｌ　ｇｅａｒ　ｆｌｅｘｉｂｉｌｉｔｙ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｑｕａｓｉｓｔａｔｉｅ　ｂｅｈａｖｉｏｒ　ｏｆ　ａ　ｐｌｎｅｔａａｒｙ　ｇｅａｒ　ｓｅｔ［Ｊ］．Ｍｅｃｈ　Ｄｅｓ，２００１，１２３（３）：４０８—４１５．　［１７］朱才朝，胥良，马飞，等．兆瓦级风电齿轮箱远程实时在线　测试及评价［Ｊ］．振动与冲击，２０１２，３１（２０）：１８—２２．　ＺＨＵ　Ｃａｉ・ｃｈａｏ，ＸＵ　Ｌｉａｎｇ，ＭＡ　Ｆｅｉ，ｅｔ　ａ１．Ｒｅｍｏｔｅ　ｒｅａｌ・ｔｉｍｅ　［６］周宏慧，张亚新，黄友剑，等．橡胶制品的组合静态性能分　析及计算［Ｊ］．机械工程师，２００９（６）：６４—６６．　ＺＨＯＵ　Ｈｏｎｇ－ｈｕｉ，ＺＨＡＮＧ　Ｙａ－ｘｉｎ，ＨＵＡＮＧ　Ｙｏｕ￣ｉａｎ，ｅｔ　ａ１．　Ａｎａｌｙｓｉｓ　ａｎｄ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｓｔａｔｉｃ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｒｕｂｂｅｒ—　ｏｎｌｉｎｅ　ｔｅｓｔｉｎｇ　ａｎｄ　ｅｖａｌｕａｔｉｏｎ　ｆｏｒ　ａ　ｍｅｇａｗａｔｔ　ｗｉｎｄ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｇｅａｒｂｏｘ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　Ｓｈｏｃｋ，２０１２，３１（２０）：　１８—２２．　［１８］严济宽，柴敏，陈小琳．振动隔离效果的评定［Ｊ］．噪声与　振动控制，１９９７，６：２２—３０．　ＹＡＮ　Ｊｉ—ｋｕａｎ，ＣＨＡＩ　Ｍｉｎ，ＣＨＥＮ　Ｘｉａｏ—ｌｉｎ．Ｅｖａｌｕａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｒｕｂｂｅｒ　ｃｏｍｐｌｅｘ［Ｊ］．Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒ，２００９（６）：６４—　６６．　［７］潘孝勇，上官文斌，柴国钟，等．橡胶隔振器动态特性计算　方法的研究［Ｊ］．振动工程学报，２０ｏ９，２２（４）：３４５—３５１．　ＰＡＮ　Ｘｉａｏ—ｙｏｎｇ，ＳＨＡＮＧＧＵＡＮ　Ｗｅｎ－ｂｉｎ，ＣＨＡＩ　Ｇｕｏ—ｚｈｏｎｇ，　ｅｔ　ａ１．Ａｎ　ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｍｅｔｈｏｄｓ　ｆｏｒ　ｔｈｅ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｉｓｏｌａｔｉｏｎ　ｅｆｆｅｃｔ［Ｊ］．Ｎｏｉｓｅ　ａｎｄ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　Ｃｏｎｔｒｏｌ，　１９９７．６：２２—３０．　［１９］程广利，朱石坚，伍先俊．齿轮箱减振效果评估测试研究　［Ｊ］．噪声与振动控制，２０ｏ４（２）：２２—２４．　ＣＨＥＮＧ　Ｇｕａｎｇ・ｌｉ，　ＺＨＵ　Ｓｈｉ－ｊｉａｎ，　ＷＵ　Ｘｉａｎ－ｊｕｎ．　Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ　ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｅｖａｌｕａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｓｈｉｐ　ｇｅａｒｂｏｘ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｒｕｂｂｅｒ　ｉｓｏｌａｔｏｒ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２００９，２２（４）：３４５—３５１．　［８］Ｓｅｉｕｌｌｉ　Ｄ，Ｉｎｍａｎ　Ｄ　Ｊ．Ｉｓｏｌａｔｉｏｎ　ｄｅｓｉｇｎ　ｆｏｒ　ａ　ｆｌｅｘｉｂｌｅ　ｓｙｓｔｅｍ　［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｓｏｕｎｄ　ａｎｄ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ，１９９８，２１６（２）：２５１—　２６７　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ　ｅｆｆｅｃｔ［Ｊ］．Ｎｏｉｓｅ　ａｎｄ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　Ｃｏｎｔｒｏｌ，　２００４（２）：２２—２４．