風電機組偏航系統(tǒng)振動噪聲特性分析

韓德海，陽凌霄，趙萍，史天寶，李中林

（南車株洲電力機車研究所有限公司風電事業(yè)部，湖南 株洲 412001）

風電機組偏航系統(tǒng)振動噪聲特性分析

韓德海，陽凌霄，趙萍，史天寶，李中林

（南車株洲電力機車研究所有限公司風電事業(yè)部，湖南 株洲 412001）

風電機組偏航系統(tǒng)普遍設(shè)置有摩擦制動機構(gòu)，低速摩擦自激振動現(xiàn)象多發(fā)。本文通過對實驗室和風電場的風電機組出現(xiàn)的偏航振動噪聲進行測試和分析，指出了振動加速度和噪聲頻譜上的倍頻特征是偏航振動的典型特性，并可以依據(jù)噪聲的頻譜特征對此類故障進行診斷。

風電機組；偏航；振動；噪聲；頻譜；摩擦學(xué)

0 引言

大型風電機組均采用主動偏航系統(tǒng)，并普遍設(shè)置有摩擦制動機構(gòu)，由于偏航動作具有低速、重載的特點，低速摩擦自激振動現(xiàn)象多發(fā)，導(dǎo)致偏航運動均勻性差、精度降低，而且容易產(chǎn)生沖擊，產(chǎn)生額外的疲勞載荷[1]。J. Behrendt等指出，偏航振動噪聲的stick－slip現(xiàn)象是由于微觀的slip－pulse現(xiàn)象與宏觀的結(jié)構(gòu)振動彼此激勵的綜合表現(xiàn)，無法僅從宏觀結(jié)構(gòu)特性來預(yù)測[2]。廖明夫、加成雙等指出潤滑不良、裝配誤差、結(jié)構(gòu)缺陷等會影響扭矩傳遞的平穩(wěn)性，摩擦副會形成振源，當其自激振動頻率接近塔架的典型固有頻率時，會引起塔架的扭轉(zhuǎn)振動失穩(wěn)[3-4]。

微觀摩擦學(xué)的研究需要深入的研究探索，宏觀層面對偏航振動噪聲的動力學(xué)特性也需要做定量研究。本文對實驗室和風電場機組出現(xiàn)的偏航振動噪聲進行了測試和分析，指出了典型偏航振動噪聲的時域和頻域特征，給出了偏航振動噪聲的辨識方法。

1 偏航系統(tǒng)的典型結(jié)構(gòu)

兩種典型的偏航系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1和圖2所示。

兩種偏航系統(tǒng)的特征對比如表1所示。

可見兩種偏航系統(tǒng)中都存在偏航摩擦片與偏航齒圈（或偏航制動盤）的摩擦制動機構(gòu)。摩擦副對于摩擦片性能、表面粗糙度、裝配間隙、油污等有一定的敏感性，當這些條件有變動時，往往造成摩擦性能的不穩(wěn)定，表現(xiàn)為振動噪聲現(xiàn)象[5]。

2 偏航系統(tǒng)的振動噪聲

使用振動測試儀和錄音設(shè)備，對風場和實驗室出現(xiàn)的偏航振動噪聲進行測試，并對記錄的振動加速度和音頻信號進行時頻分析，可以發(fā)現(xiàn)明顯的特征。

2.1 滑動軸承式偏航系統(tǒng)的振動噪聲特性

2.1.1 實驗室滑動軸承式偏航系統(tǒng)振動噪聲特性

在實驗室對發(fā)生偏航振動噪聲情況的風電機組一進行振動加速度測試，測得橫向吊桿在圓周切向的加速度時域信號如圖3所示（縱軸單位為g）。

圖1 偏航系統(tǒng)型式一（滑動軸承+碟簧阻尼）

圖2 偏航系統(tǒng)型式二（滾動軸承+液壓制動）

與振動加速度時域信號相對應(yīng)，在實驗室測試時能夠明顯分辨出，在5s－50s和50s－120s范圍內(nèi)，偏航動作伴隨有兩種不同大小和特征的噪聲。取局部時域波形查看，在前半段，振動加速度有明顯的周期性，峰值普遍超過0.5g，如圖4所示；在后半段，振動加速度也有明顯的周期性，峰值普遍超過0.1g，如圖5所示。

圖3 風電機組一偏航振動加速度時域波形

圖4 風電機組一偏航振動加速度時域波形（15s-16s）

表1 兩種偏航系統(tǒng)的對比

取前半段振動加速度信號進行頻譜分析，可見明顯的倍頻特征，并在1倍頻（15.3Hz）和5倍頻（76.5Hz）處有最高幅值，如圖6所示。

取后半段振動加速度信號進行頻譜分析，在500Hz以下頻段可見明顯的倍頻特征，并在1倍頻（66Hz）及其2、3、4、5倍頻處有較高幅值；同時，在362Hz、483Hz、708Hz和757Hz處可見較高幅值，如圖7所示。

2.1.2 實驗室滑動軸承式偏航系統(tǒng)無噪聲時的振動特性

在相同環(huán)境條件下，對未發(fā)生偏航振動噪聲的風電機組二進行加速度測試，測得橫向吊桿在圓周切向的加速度時域信號如圖8、圖9所示（縱軸單位為g）。可見振動加速度峰值幅值普遍小于0.15g，周期性不明顯。

對加速度信號進行頻譜分析，沒有倍頻特征，在363Hz、483Hz、532Hz、708和757Hz處可見較高幅值，如圖10所示。結(jié)合圖7結(jié)果，可見363Hz、483Hz、 532Hz、708Hz和757Hz等為偏航系統(tǒng)的固有頻率。

圖5 風電機組一偏航振動加速度時域波形（70s-70.2s）

圖6 風電機組一偏航振動加速度頻譜（12s-37s）

圖7 風電機組一偏航振動加速度頻譜（62s-112s）

圖8 風電機組二偏航振動加速度時域波形

圖9 機組二偏航振動加速度時域波形（120s-120.2s）

圖10 風電機組二偏航振動加速度頻譜

由圖3－圖10可見，偏航系統(tǒng)低速摩擦自激振動的典型特征為——

（1）周期性振動；

（2）加速度峰值幅值大于0.1g，有可能超過0.5g；

（3）頻譜中表現(xiàn)為明顯的倍頻特征。

2.1.3 偏航振動與噪聲的測試方法分析

在實驗室對發(fā)生偏航振動噪聲情況的風電機組三進行加速度測試的同時，對噪聲進行錄音，將音頻信號進行時域（如圖11所示）以及頻域分析（如圖13所示），與橫向吊桿切向振動加速度的時域波形（如圖12所示）和頻譜（如圖14所示）進行比對分析?？梢娛褂脙煞N測試方法得到的時域波形有很好的時間對應(yīng)性。而在頻譜方面——

（1）噪聲頻譜也反映出了明顯的倍頻特征，且基頻相同（61.4Hz）；

（2）噪聲頻譜中同樣能反映出偏航系統(tǒng)的固有頻率特征（532Hz、707Hz）。

圖11 風電機組三偏航噪聲時域圖

圖12 風電機組三偏航振動加速度時域波形

圖13 風電機組三偏航噪聲頻譜

圖14 風電機組三偏航振動加速度頻譜

圖15 風電機組四偏航噪聲頻譜（有振動）

圖16 風電機組四偏航噪聲頻譜（改善后）

由此可見，在沒有振動測試儀的情況下，可以簡單地對噪聲進行錄音，通過錄音信號的頻譜，基本可以辨識出偏航系統(tǒng)低速摩擦自激振動的故障現(xiàn)象。

2.1.4 風電場滑動軸承式偏航系統(tǒng)噪聲案例分析

某風電場風電機組四發(fā)現(xiàn)偏航振動噪聲情況后，對噪聲進行了錄音，頻譜（如圖15所示）中可見典型倍頻特征（基頻為35.95Hz），判斷為典型的低速摩擦自激振動故障。經(jīng)現(xiàn)場調(diào)整后，偏航振動噪聲情況明顯好轉(zhuǎn)，再次對偏航聲音進行錄音，頻譜（如圖16所示）中未見倍頻特征，僅表現(xiàn)為偏航系統(tǒng)的固有頻率（357.8Hz、476.9Hz、524.6Hz、700.3Hz），且噪聲幅值有顯著降低，故障解除。

2.2 滾動軸承式偏航系統(tǒng)的振動噪聲特性

在特定情況下，滾動軸承式偏航系統(tǒng)也可能發(fā)生低速摩擦自激振動現(xiàn)象。

2.2.1 風電場滾動軸承式偏航系統(tǒng)噪聲案例分析

某風電場采用滾動軸承式偏航系統(tǒng)的機組五發(fā)現(xiàn)較大的偏航振動噪聲情況，對噪聲錄音進行頻譜分析（如圖17所示），可見明顯的倍頻特征（基頻為52Hz）。經(jīng)現(xiàn)場排查，發(fā)現(xiàn)液壓制動器的摩擦片被油脂污染，遂進行了摩擦片的更換和制動盤清洗。整改完成后重新對偏航聲音進行頻譜分析（如圖18所示），未見倍頻特征，僅表現(xiàn)為偏航系統(tǒng)的固有頻率（248.2Hz、330.5Hz、484.8Hz、677.5Hz、980.8Hz），且噪聲幅值有顯著降低，故障解除。

2.2.2 非典型偏航噪聲案例分析

某風電場采用滾動軸承式偏航系統(tǒng)的風電機組六發(fā)現(xiàn)較大的偏航振動噪聲情況，聽取噪聲錄音，主觀感覺比較雜亂，有低頻的“吱嘎嘎”和高頻的刺耳聲，不同于前述由摩擦制動引發(fā)的自激振動噪聲。查看錄音頻譜（如圖19所示），頻率成分比較雜亂，無明顯倍頻特征。因此，初步判斷振動噪聲原因不是摩擦制動因素。經(jīng)現(xiàn)場排查，發(fā)現(xiàn)偏航驅(qū)動與偏航軸承齒圈嚙合處為干摩擦，缺乏潤滑，遂按操作規(guī)程執(zhí)行了潤滑脂涂抹，然后發(fā)現(xiàn)偏航振動噪聲消失。

作為側(cè)面佐證，此案例可說明通過噪聲頻譜的倍頻特征判別偏航摩擦自激振動這一方法的有效性。

圖17 風電機組五偏航噪聲頻譜（摩擦片有油污）

圖18 風電機組五偏航噪聲頻譜（更換摩擦片后）

圖19 風電機組六偏航噪聲頻譜（欠潤滑）

3 結(jié)論

（1）滑動軸承式和滾動軸承式偏航系統(tǒng)都可能出現(xiàn)摩擦自激振動現(xiàn)象；

（2）偏航系統(tǒng)低速摩擦自激振動的典型特征為，振動加速度和噪聲頻譜上表現(xiàn)為倍頻現(xiàn)象；

（3）通過錄音信號的頻譜，基本可以辨識出偏航系統(tǒng)低速摩擦自激振動的故障現(xiàn)象。

[1]李曉光, 趙萍. 兆瓦級風機偏航系統(tǒng)低速抖動運動學(xué)特性[J]. 中南大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版）, 2013(1):89-94.

[2]J. Behrendt, C. Weiss, N. P. Hoffmann. A Numerical Study on Stick-slip Motion of a Brake Pad in Steady Sliding[J]. Journal of Sound and Vibration, 2011, 33: 636-651.

[3]廖明夫, 黃巍, 董禮, 袁凱峰, 孫鵬. 風力機偏航引起的失穩(wěn)振動[J].太陽能學(xué)報, 2009(4):488-492.

[4]加成雙. 風力發(fā)電機組偏航振動的研究[D]. 吉林: 吉林大學(xué), 2011.

[5]陳波,何明.兆瓦級風電機組偏航系統(tǒng)異響原因分析和改進[J].風能, 2012(11):88-91.

Analysis of Features of Wind Turbine Yaw Vibration and Noise

Han Dehai, Yang Lingxiao, Zhao Ping, Shi Tianbao, Li Zhonglin
(CSR Zhuzhou Institute Co.,Ltd.,Wind Power Business Unit, Zhuzhou, Hunan412001, China)

Low speed self-excited vibration of wind turbine yaw system oThen happens, due to friction brake mechanism. Yaw vibration and noise of wind turbines from laboratory and wind farms are tested and analyzed in this paper, indicating that harmonic frequency is a distinction of the frequency spectrum. Faults can be diagnosed by spectral characteristics of the noise.

wind turbine; yaw; vibration; noise; frequency; tribology

TK83

A

1674-9219(2013)12-0082-05

2013-11-14。

韓德海（1983-），男，碩士，機械工程師，長期從事風電機組設(shè)計開發(fā)工作。