风电齿轮箱振动响应研究

吴 浩 聂国林

中车戚墅堰机车车辆工艺研究所有限公司 江苏常州 213011

1 研究背景

风电齿轮箱是风力发电机组的核心部件,其功能是将叶轮在风力作用下获得的动力传输至发电机。由于常年经受无规律交变载荷的冲击,风电齿轮箱的动力学特性对风力发电机的性能有直接影响。随着风力发电技术的不断发展,关于风电齿轮箱动力学的研究也在不断增多。Helsen等[1]建立了风力发电机传动链的柔性多体动力学模型,并分析了其动态特性。Zhao Mingming等[2]考虑时变啮合刚度、阻尼、传递误差等因素,研究了系统的动态响应。Zhu Caichao等[3]分析了风电传动系统的固有特性,研究了系统的一阶模态特征和各组成部件能量的分布规律。目前,风力发电动力学方面的研究多集中于风力发电机系统的整体特性,而对风电齿轮箱局部动力学特性的分析与优化则较少。

笔者研究了某2.5 MW风电齿轮箱由于高速级齿轮啮合激励引起风电齿轮箱振动加速度超标的问题,在Romax仿真软件中建立动力学模型,对风电齿轮箱的振动响应进行优化。优化结果经试验验证有效,可以为后续新产品的开发升级提供参考。

2 问题分析

根据挪威船级社、德国劳氏船级社风力发电机组认证标准规定,风电齿轮箱的样机出厂前必须进行振动测试。笔者所在单位试验人员对某2.5 MW风电齿轮箱进行全运行转速段扫频振动试验,发现风电齿轮箱后箱盖Z方向测点的振动加速度出现超标现象,并且在高速轴转速为1 580 r/min的工况下达到最大值13.5 m/s2,超过验收数值。风电齿轮箱后箱盖振动试验数据曲线如图1所示。

▲图1 风电齿轮箱后箱盖振动试验数据曲线

对试验数据进行频谱分析,发现激励主频为高速级齿轮啮合频率的一倍频,与高速大齿轮组装体的二阶模态频率产生重叠,由此推断高速级齿轮啮合激励引起了高速大齿轮组装体共振,这是导致风电齿轮箱振动加速度超标的主要原因。风电齿轮箱高速级齿轮副剖面如图2所示。高速大齿轮组装体包含高速大齿轮和空心轴,高速大齿轮和空心轴为过盈装配,空心轴由一对面对面的圆锥轴承支撑。

▲图2 风电齿轮箱高速级齿轮副剖面

3 仿真模型分析

风电齿轮箱为两级NGW行星轮系和一级平行轮系结构,在Romax软件中建立风电齿轮箱模型。

箱体、齿圈、行星架、高速大齿轮、空心轴通过导入有限元模型并计算得到柔度及模态数据。所有螺栓采用刚性节点连接,所有轴承采用基于赫兹接触的非线性刚度。按实际情况设置扭力臂的支撑刚度、转速输入和输出位置的转动惯量等边界条件。仿真工况和试验工况一致,仿真响应节点对应后箱盖测点位置,分别如图3、图4所示。

▲图3 仿真响应节点▲图4 后箱盖测点位置

为了避免在低频段出现不真实的大振动响应,在0～200 Hz低频段设置阻尼比为10%。为了在高频段不丢失振动响应峰值,在高于1 500 Hz高频段设置阻尼比为0.5%。在200 Hz～1 500 Hz中频段使用瑞利阻尼比。

风电齿轮箱的振动主要由啮合齿轮的受载变形引起,计算高速级齿轮的传递误差作为激励源,得到后箱盖响应节点Z方向的振动加速度,如图5所示。

▲图5 风电齿轮箱响应节点Z方向振动加速度

仿真得到响应节点Z方向的振动加速度在高速轴转速为1 500 r/min时出现最大值11.36 m/s2,与实际测试结果出现一定偏差,原因有两方面。第一,仿真无法准确模拟后箱体与后箱盖之间的螺栓预紧力,以及空心轴与高速大齿轮的过盈配合,使模型的刚度和阻尼与实际不符,反映在振动响应上为共振频率和幅值偏低。第二,仿真模型在几何尺寸上的差异及材料属性的分配差异导致产生偏差。

从仿真结果中几个振动峰值点的趋势来看,仿真结果与试验数据基本吻合。另外,在ANSYS软件中计算得到高速大齿轮组装体的二阶模态频率为672 Hz,与Romax软件中高速轴转速为1 500 r/min时高速级齿轮的啮合频率670 Hz吻合,从侧面说明仿真时振幅最大位置处产生共振现象。

高速轴转速为1 500 r/min时高速大齿轮的振型如图6所示,主振型为高速大齿轮的轴向前后摆动,最终通过轴系传递至后箱盖。

▲图6 高速轴转速1 500 r/min时高速大齿轮振型

综合分析,认为仿真与实际存在的偏差在可接受范围内,振动的优化效果以振动加速度幅值的减小比例为评价标准。

4 振动优化

4.1 齿轮修形优化

齿廓修形和齿向修形是改善齿轮啮合特性的主要措施[4],若能够通过优化齿轮修形来降低啮合激励,则对工程应用而言是最简单且成本最低的方法。工程应用一般选择对小齿轮进行修形,修形量和修形长度对振动加速度均有影响[5-7]。在Romax软件中可以采用遗传算法,定义目标数值对齿轮微观参数进行优化。笔者选择最小传动误差为优化目标,遗传算法给出的修形方案减小了齿向鼓形量,增大了齿根修缘。高速轴齿轮修形参数见表1。

表1 高速轴齿轮修形参数 μm

齿轮修形优化前后的节点响应结果如图7所示。由图7可以看出,节点响应的振动加速度最大值由11.36 m/s2减小至9.98 m/s2,减小比例为12.1%。由于可能会激起系统更高频次的模态,因此通过修形优化降低振动激励的空间有限。

▲图7 齿轮修形优化前后节点响应结果

4.2 齿轮宏观参数优化

工程经验上,部件的某阶固有频率须避开90%～110%激励频率范围,否则可能产生共振[8-9]。为了消除共振现象,重新设计高速级齿轮副的齿数,使高速级齿轮副在最高工作转速下的啮合频率尽可能避开高速大齿轮组装体的二阶固有频率,从而避免共振现象的产生。在风电齿轮箱总速比限制、高速级齿轮副中心距限制、齿轮强度限制等约束条件下,优化高速级齿轮副宏观参数,并调整相关的齿轮修形。齿轮宏观参数见表2。

表2 齿轮宏观参数

齿轮宏观参数优化前后节点响应结果如图8所示,节点响应的振动加速度最大值由11.36 m/s2减小至7.34 m/s2,减小比例为35.4%。系统被激起的低阶模态向高转速段移动,齿轮宏观参数优化对振动减小有较明显的效果。

▲图8 齿轮宏观参数优化前后节点响应结果

4.3 结构优化

风电齿轮箱的动力学特性与齿轮和箱体的刚度有很大相关性。已有研究表明,结构厚而小的齿轮,其振动幅值明显小于结构薄而大的齿轮[5]。高速大齿轮腹板增厚不仅增大了轴向刚度,而且提高了高速大齿轮组装体的二阶固有频率,避开高速级齿轮啮合激励频率,从而避免共振现象的产生。在后箱盖内壁增加筋条数量,使其具有较好的轴向刚度,同样能够抑制后箱盖上的振动幅值[10]。齿轮和后箱盖结构优化分别如图9、图10所示,结构优化后调整相关的齿轮修形。

▲图9 齿轮结构优化▲图10 后箱盖结构优化

单独优化齿轮结构,仿真得到节点响应的振动加速度最大值由11.39 m/s2减小至8.29 m/s2,减小比例为27.2%。单独优化后箱盖结构,仿真得到节点响应的振动加速度最大值由11.39 m/s2减小至9.59 m/s2,减小比例为15.8%。同时优化齿轮和后箱盖结构,仿真得到节点响应的振动加速度最大值由11.39 m/s2减小至6.5 m/s2,减小比例为42.9%。由此可见,同时优化齿轮和后箱盖结构对振动加速度幅值的减小有叠加作用。结构优化前后节点响应结果如图11所示。

▲图11 结构优化前后节点响应结果

4.4 综合优化

为进一步减小振动幅值,笔者将齿轮宏观参数优化和结构优化两个方案相结合进行试验,仿真得到综合优化前后节点响应结果,如图12所示。由图12可见,节点响应的振动加速度最大值由11.39 m/s2减小至5.26 m/s2,减小比例达到53.8%,综合优化后振幅减小最为明显。

▲图12 综合优化前后节点响应结果

5 试验验证

齿轮和后箱盖的结构优化涉及锻件与铸件的模具更改,更改周期较长,且成本较高。对此,笔者优先选择齿轮宏观参数优化方案进行试验,验证仿真结果。优化后高速轴如图13所示,高速大齿轮如图14所示。

▲图13 优化后高速轴▲图14 优化后高速大齿轮▲图15 优化后风电齿轮箱后箱盖振动试验数据曲线

在风电试验台上对宏观参数优化后的风电齿轮箱进行全运行转速段扫频振动试验,轴承游隙范围、试验台边界条件、后箱盖测点布置保持与初次试验一致。采集后箱盖测点的振动数据,试验结果如图15所示。

试验结果显示,宏观参数优化后,风电齿轮箱在高速轴转速为1 720 r/min的工况下,振动加速度达到最大值9.1 m/s2,与原始值13.5 m/s2相比,减小比例为32.6%,与仿真结果基本一致,表明仿真分析具有较高的可信度。

6 结论

笔者针对某2.5 MW风电齿轮箱的振动加速度超标问题,通过研究分析得出如下结论:

(1) 齿轮修形优化无法消除共振现象,振幅减小空间有限;

(2) 齿轮宏观参数优化方案经试验验证可行,可以作为消除共振现象的有效措施;

(3) 增厚齿轮和后箱盖可以改善齿轮箱的振动现象,但齿轮箱质量也随之增大;

(4) 综合齿轮宏观参数优化和结构优化的方案,减振效果最优。

以上结论可以作为解决类似风电齿轮箱振动问题的参考。