大功率風(fēng)電制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性研究

沙智華,薛春燕,尹 劍,劉 宇,馬付建,張生芳

(大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 大連 116028)

大功率風(fēng)電制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性研究

沙智華,薛春燕,尹 劍,劉 宇,馬付建,張生芳

(大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 大連 116028)

風(fēng)電制動(dòng)器是大功率風(fēng)力發(fā)電機(jī)組制動(dòng)系統(tǒng)中不可或缺的配套裝置,其制動(dòng)穩(wěn)定性直接影響到風(fēng)機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)的正常運(yùn)行.基于風(fēng)電制動(dòng)器剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型,仿真分析了不同初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速、制動(dòng)力、制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)下大功率風(fēng)電制動(dòng)器的振動(dòng)特性.根據(jù)影響振動(dòng)的兩個(gè)主要因素——加速度變化率和振動(dòng)動(dòng)能,得出風(fēng)電制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性判定方法,并利用該方法對(duì)制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性進(jìn)行了研究.通過(guò)風(fēng)電制動(dòng)器慣性試驗(yàn)臺(tái)的試驗(yàn)結(jié)果,驗(yàn)證了所建立的風(fēng)電制動(dòng)器剛?cè)狁詈夏Ｐ偷臏?zhǔn)確性,進(jìn)而間接驗(yàn)證了制動(dòng)穩(wěn)定性判定結(jié)果的準(zhǔn)確性.該研究為大功率風(fēng)電制動(dòng)器設(shè)計(jì)、制動(dòng)參數(shù)匹配優(yōu)化及制動(dòng)可靠性分析提供參考.

風(fēng)電制動(dòng)器; 剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué); 制動(dòng)參數(shù); 制動(dòng)穩(wěn)定性

風(fēng)電制動(dòng)器是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中制動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分,其作用是使風(fēng)機(jī)系統(tǒng)適時(shí)減速直至停止[1].由于開(kāi)始制動(dòng)時(shí),風(fēng)機(jī)主軸轉(zhuǎn)速很高,制動(dòng)器在制動(dòng)過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈振動(dòng),導(dǎo)致制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)盤(pán)與閘片無(wú)法穩(wěn)定接觸,嚴(yán)重影響了制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性,而且劇烈振動(dòng)會(huì)加劇制動(dòng)盤(pán)與閘片的磨損,降低制動(dòng)器的壽命.此外,高頻振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲會(huì)對(duì)環(huán)境造成污染[2-3],還會(huì)讓操作者產(chǎn)生不安的情緒[4],存在較大的安全隱患[5].因此,風(fēng)電制動(dòng)器制動(dòng)過(guò)程中振動(dòng)與噪聲的存在會(huì)嚴(yán)重影響風(fēng)電機(jī)組安全、高效的運(yùn)行[6].

本文通過(guò)動(dòng)力學(xué)方法研究了初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速、制動(dòng)力、制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)對(duì)制動(dòng)器振動(dòng)特性的影響,并通過(guò)所建立的風(fēng)電制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性判定方法對(duì)其制動(dòng)穩(wěn)定性進(jìn)行判定,進(jìn)而找到減小振動(dòng)、降低噪聲、可靠制動(dòng)的途徑.本文所采用的動(dòng)力學(xué)研究方法與傳統(tǒng)的有限元復(fù)模態(tài)分析方法僅從模態(tài)耦合的角度消除振動(dòng)相比,能夠進(jìn)一步考慮摩擦、制動(dòng)壓力和制動(dòng)轉(zhuǎn)速等重要制動(dòng)參數(shù)對(duì)制動(dòng)的影響[7-8].本文的判定結(jié)果可進(jìn)一步為風(fēng)機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)后續(xù)動(dòng)力學(xué)分析及風(fēng)機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)匹配優(yōu)化提供參考.

1 制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性判定方法

本文中制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性主要由制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)來(lái)表征,而制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)可從振動(dòng)學(xué)的角度來(lái)考慮.在研究列車(chē)運(yùn)行平穩(wěn)性時(shí),Sperling通過(guò)振動(dòng)臺(tái)架試驗(yàn)揭示了影響振動(dòng)的兩個(gè)主要因素是振動(dòng)體加速度的變化率和振動(dòng)動(dòng)能[9-10].因此,可從這兩個(gè)因素出發(fā)分析制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)穩(wěn)定性.

在制動(dòng)過(guò)程中,制動(dòng)盤(pán)軸向加速度的變化率a′可表示為

a′=z?=F′/m

(1)

式中:z為制動(dòng)盤(pán)軸向的振動(dòng)位移;F為制動(dòng)盤(pán)軸向受力;m為制動(dòng)盤(pán)的質(zhì)量.假設(shè)制動(dòng)盤(pán)的軸向振動(dòng)為簡(jiǎn)諧振動(dòng),振動(dòng)位移可寫(xiě)為

z=z0sinωt

(2)

式中:ω為角頻率;t為制動(dòng)時(shí)間;z0為最大振幅.那么,加速度的變化率為

a′=z?=-z0ω3cosωt

(3)

則加速度變化率的最大幅值為

|z?|max=z0ω3=z0(2πf)3

(4)

式中:f為振動(dòng)頻率.式(4)反映了制動(dòng)盤(pán)軸向振動(dòng)的加速度變化率.制動(dòng)盤(pán)軸向振動(dòng)的最大動(dòng)能Ed可表示為

即

2Ed/m=(z02πf)2

(5)

式(5)反映了制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)的動(dòng)能.

為了綜合考慮加速度的變化率、動(dòng)能對(duì)制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)的影響,把振動(dòng)過(guò)程中反映制動(dòng)盤(pán)的加速度變化率和動(dòng)能的量的乘積,作為衡量制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)穩(wěn)定性的指標(biāo).

由于Sperling的列車(chē)運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)中加權(quán)了人對(duì)加速度敏感的頻率成分,突出強(qiáng)調(diào)了人體感受強(qiáng)烈的加速度頻段,而對(duì)于風(fēng)電制動(dòng)器的制動(dòng)過(guò)程,需要突出強(qiáng)調(diào)的是制動(dòng)器的制動(dòng)效能,而制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)盤(pán)的軸向加速度的均方根值(加速度的有效值)是判定制動(dòng)盤(pán)與閘片是否持續(xù)接觸的值,最能反映制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)情況.由此,得到風(fēng)電制動(dòng)器制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)穩(wěn)定性判定式為

(6)

式中:rms(ɑ)為制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)盤(pán)軸向加速度的均方根值.

式(6)只適用于頻率、振幅不變的單一振動(dòng).實(shí)際上,制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)是隨機(jī)的,即振動(dòng)頻率和振幅都是隨時(shí)間變化的,可將仿真得到的制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)加速度按頻率分解,進(jìn)行頻譜分析[11],求出每段頻率范圍的振幅值;然后對(duì)每一頻段計(jì)算各自的穩(wěn)定性指數(shù)wi,再求出全部頻段內(nèi)總的穩(wěn)定性指數(shù)W.由此可得

制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性的判定式為

(7)

該制動(dòng)穩(wěn)定性判定式包含了制動(dòng)盤(pán)軸向振動(dòng)的加速度變化率和振動(dòng)動(dòng)能.制動(dòng)過(guò)程中W值越大,加速度變化就越劇烈,振動(dòng)的動(dòng)能越大,表明制動(dòng)穩(wěn)定性越差.

2 剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型

為了研究風(fēng)電制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性,需要建立制動(dòng)器的剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行制動(dòng)過(guò)程多體動(dòng)力學(xué)仿真,進(jìn)而探究其制動(dòng)振動(dòng)特性.

2.1 剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型的建立

風(fēng)電制動(dòng)器的主要部件包括制動(dòng)盤(pán)、閘片、制動(dòng)鉗、推桿裝置(推桿套筒、補(bǔ)償螺母)、活塞裝置(活塞、補(bǔ)償螺桿)等,如圖1所示.風(fēng)電制動(dòng)器的制動(dòng)過(guò)程是由液壓保持和機(jī)械制動(dòng)兩部分聯(lián)合完成的[12].當(dāng)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)液壓油進(jìn)入活塞,此時(shí)制動(dòng)器處于開(kāi)閘狀態(tài).當(dāng)風(fēng)電機(jī)組需要制動(dòng)時(shí),油液回退,受壓彈簧推動(dòng)活塞裝置、推桿裝置致使閘片壓緊制動(dòng)盤(pán),此時(shí)制動(dòng)器處于閉閘狀態(tài)并實(shí)現(xiàn)制動(dòng).

圖1 制動(dòng)器整機(jī)模型Fig.1 The whole model brake

由于制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性體現(xiàn)在制動(dòng)盤(pán)上,所以制動(dòng)盤(pán)屬于此次研究的核心部件.在制動(dòng)時(shí)制動(dòng)盤(pán)受到離心力、制動(dòng)摩擦力等因素影響,會(huì)導(dǎo)致其發(fā)生扭轉(zhuǎn)、翹曲變形,進(jìn)而產(chǎn)生振動(dòng),對(duì)制動(dòng)器制動(dòng)效能的影響較大,因此,需要對(duì)制動(dòng)盤(pán)進(jìn)行柔性化[13].為了減小計(jì)算量,將其他受影響較小的部件視為剛體或者以等效質(zhì)量處理.圖2所示是柔性化后的制動(dòng)盤(pán).中間網(wǎng)狀部分為柔性體的剛性區(qū)域即柔性體與剛性體連接的部分.

圖2 柔性化后的制動(dòng)盤(pán)Fig.2 Flexible disc

將簡(jiǎn)化后的制動(dòng)器模型導(dǎo)入動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS中,用柔性制動(dòng)盤(pán)替換剛性制動(dòng)盤(pán),對(duì)各個(gè)零件定義質(zhì)量、位置、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等構(gòu)件屬性[14],并在具有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零部件之間施加符合實(shí)際工況的約束關(guān)系,如表1所示.各構(gòu)件屬性及構(gòu)件間約束關(guān)系定義完成后,得到制動(dòng)器的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真模型,如圖3所示.

2.2 剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ偷脑囼?yàn)驗(yàn)證

利用風(fēng)電制動(dòng)器慣性試驗(yàn)臺(tái),在環(huán)境溫度為10 ℃、濕度為30%的條件下進(jìn)行制動(dòng)試驗(yàn),主軸與飛輪的初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速為800 r/min,制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)為0.3,制動(dòng)力為17 000 N,轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為600 kg·m2.通過(guò)試驗(yàn)臺(tái)的傳感器和放大器采集并記錄下制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)力矩、角速度與制動(dòng)時(shí)間的關(guān)系曲線,并將試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,如圖4和圖5所示.

表1 各主要零件間運(yùn)動(dòng)副關(guān)系Tab.1 The kinematic relationship between the main parts

圖3 簡(jiǎn)化后的制動(dòng)器剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型Fig.3 Simplified rigid-flexible dynamic model of brake

圖4 隨時(shí)間變化的制動(dòng)盤(pán)角速度Fig.4 The angular velocity of brake disc with time

圖5 隨時(shí)間變化的制動(dòng)盤(pán)制動(dòng)力矩Fig.5 The brake torque of brake disc with time

圖4是制動(dòng)盤(pán)的角速度隨時(shí)間變化的試驗(yàn)與仿真曲線.由圖4可看出,慣性試驗(yàn)臺(tái)的實(shí)際制動(dòng)時(shí)間為16.50 s,而仿真制動(dòng)時(shí)間為15.92 s,仿真結(jié)果的誤差率僅為3.52%.圖5是制動(dòng)盤(pán)的制動(dòng)力矩隨時(shí)間變化的試驗(yàn)與仿真曲線.從圖5中可看出,試驗(yàn)與仿真的制動(dòng)力矩隨時(shí)間的變化曲線趨勢(shì)基本一致.所不同的是由于仿真中摩擦系數(shù)為定值,所以力矩曲線不像實(shí)際制動(dòng)中那樣波動(dòng).在初始制動(dòng)時(shí)由于制動(dòng)力的突然加載,制動(dòng)力矩會(huì)突變;在制動(dòng)即將結(jié)束時(shí),制動(dòng)盤(pán)與閘片由動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)殪o摩擦,摩擦系數(shù)增大使得制動(dòng)力矩有一個(gè)明顯的上升.由此可見(jiàn),所建立的仿真模型可以較好地反映制動(dòng)器的實(shí)際工況,該剛?cè)狁詈夏Ｐ偷臏?zhǔn)確性也進(jìn)一步得到了驗(yàn)證.

3 制動(dòng)仿真及穩(wěn)定性的判定

3.1 不同參數(shù)下的制動(dòng)仿真

對(duì)制動(dòng)器的剛?cè)狁詈夏Ｐ驮诓煌苿?dòng)力、制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)、初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速條件下進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真,仿真工況參數(shù)如表2所示.

表2 仿真工況參數(shù)表Tab.2 The working conditions and parameters in the simulation

3.1.1 不同制動(dòng)力的制動(dòng)動(dòng)力學(xué)仿真

圖6是制動(dòng)盤(pán)初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min,制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)為0.25,制動(dòng)力分別為13 000,17 000,21 000 N時(shí)制動(dòng)盤(pán)軸向的加速度-時(shí)間曲線圖.

圖6 不同制動(dòng)力下的制動(dòng)盤(pán)軸向加速度-時(shí)間曲線Fig.6 The axial acceleration-time curve of brake disc in different braking force

由圖6可知,制動(dòng)盤(pán)受到的制動(dòng)力越大,制動(dòng)盤(pán)軸向加速度值就越大,制動(dòng)器的振動(dòng)也就越劇烈.

3.1.2 不同制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)的制動(dòng)動(dòng)力學(xué)仿真

圖7是制動(dòng)盤(pán)初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min,制動(dòng)力為17 000 N,制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)分別為0.20,0.25,0.30時(shí)制動(dòng)盤(pán)軸向的加速度-時(shí)間曲線圖.

圖7 不同制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)下制動(dòng)盤(pán)軸向加速度-時(shí)間曲線

由圖7可知,制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)越大,制動(dòng)盤(pán)軸向加速度值就越大,制動(dòng)器的振動(dòng)也就越劇烈.

3.1.3 不同初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速的制動(dòng)動(dòng)力學(xué)仿真

圖8是制動(dòng)力為17 000 N,制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)為0.25,初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速分別為800,1 200,1 600 r/min時(shí)制動(dòng)盤(pán)軸向的加速度-時(shí)間曲線圖.

圖8 不同轉(zhuǎn)速下的制動(dòng)盤(pán)軸向加速度-時(shí)間曲線Fig.8 The axial acceleration-time curve of brake disc in different rotation rate

由圖8可知,制動(dòng)盤(pán)的初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速越大,制動(dòng)盤(pán)軸向加速度值就越大,制動(dòng)器的振動(dòng)也就越劇烈.

3.2 不同參數(shù)下的制動(dòng)穩(wěn)定性判定

根據(jù)制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性判定式(7)可知,為了得到不同制動(dòng)力、制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)、初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速下的制動(dòng)穩(wěn)定性,需要從仿真結(jié)果中提取相應(yīng)工況下制動(dòng)盤(pán)不同頻率對(duì)應(yīng)的加速度幅值,并求其均方根值,所得到的穩(wěn)定性指數(shù)如表3所示.利用單一變量法分別研究制動(dòng)器在不同制動(dòng)力、摩擦系數(shù)、初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速下的制動(dòng)穩(wěn)定性.

表3 穩(wěn)定性指數(shù)表Tab.3 Index for stability

3.2.1 制動(dòng)力對(duì)制動(dòng)穩(wěn)定性影響

將不同制動(dòng)參數(shù)下制動(dòng)盤(pán)的軸向加速度-時(shí)間仿真結(jié)果進(jìn)行頻譜轉(zhuǎn)化,并對(duì)各頻段進(jìn)行制動(dòng)穩(wěn)定性評(píng)估,得到全部頻段內(nèi)總的制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)隨各制動(dòng)參數(shù)變化的曲線,如圖9所示.

由圖9知,在制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)、初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速恒定的情況下,隨著制動(dòng)力的增大,制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)增大,即制動(dòng)穩(wěn)定性變差.這是由于在一定的初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速、制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)下,制動(dòng)力越大,摩擦力隨時(shí)間變化呈現(xiàn)的波動(dòng)就越明顯,即粘滑現(xiàn)象越嚴(yán)重而造成的.因?yàn)檎郴^(guò)程中粘滯與滑動(dòng)的交替出現(xiàn)能夠引發(fā)制動(dòng)盤(pán)的劇烈振動(dòng).

3.2.2 制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)對(duì)制動(dòng)穩(wěn)定性影響

同理,得到全部頻段內(nèi)總的制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)隨制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)變化的曲線,如圖10所示.

由圖10知,在制動(dòng)力、初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速恒定的情況下,隨著制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)的增大,制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)增大,即制動(dòng)穩(wěn)定性變差.這是由于在一定的初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速、制動(dòng)力下,制動(dòng)盤(pán)-閘片隨著摩擦系數(shù)增大,接觸摩擦力增大,瞬時(shí)振動(dòng)有較大的振幅,引起自激振動(dòng),降低了制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性.

3.2.3 初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速對(duì)制動(dòng)穩(wěn)定性影響

由圖9和圖10知,在制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)、制動(dòng)力恒定的情況下,隨著初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速的增大,制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)增大,即制動(dòng)穩(wěn)定性變差.這是由于在一定的制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)、制動(dòng)力下,初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速增大時(shí),制動(dòng)器振動(dòng)的高頻成分減少,振動(dòng)頻率更接近于制動(dòng)器的固有頻率,即增大了低頻抖動(dòng)與共振的幾率,制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)器的振動(dòng)就越劇烈.而且初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速增大,單位時(shí)間內(nèi)制動(dòng)盤(pán)與閘片間的接觸劃擦距離增大,所造成的粗糙表面間沖擊次數(shù)增加,沖擊強(qiáng)度增大也會(huì)加劇制動(dòng)器的振動(dòng).

圖9 隨制動(dòng)力變化的制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)Fig.9 The stability index for braking with the change of braking force

制動(dòng)力、制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)、初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速越大,制動(dòng)器的制動(dòng)振動(dòng)穩(wěn)定性越差;反之,制動(dòng)器的振動(dòng)就會(huì)相對(duì)較小,但制動(dòng)器無(wú)法實(shí)現(xiàn)有效制動(dòng).所以,制動(dòng)參數(shù)的選擇必須能夠使制動(dòng)器有效且可靠的制動(dòng).

圖10 隨制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)變化的制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)Fig.10 The stability index for braking with the change of friction coefficient of disc-pad

3.3 制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性評(píng)估

按照上述結(jié)論,制動(dòng)參數(shù)取值越小制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)越穩(wěn)定,進(jìn)而制動(dòng)器的制動(dòng)效能也就越好.但是制動(dòng)參數(shù)取值太小,所需制動(dòng)時(shí)間就會(huì)過(guò)長(zhǎng),制動(dòng)器無(wú)法實(shí)現(xiàn)按需制動(dòng),將會(huì)造成無(wú)法預(yù)測(cè)的安全問(wèn)題.一般情況下,風(fēng)電制動(dòng)器的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)是初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速為800 r/min時(shí),有效制動(dòng)時(shí)間小于25 s;1 200 r/min時(shí),有效制動(dòng)時(shí)間小于35 s;1 600 r/min時(shí),有效制動(dòng)時(shí)間在45 s以內(nèi).根據(jù)制動(dòng)仿真結(jié)果得到了各工況下制動(dòng)時(shí)間,如表4所示.

表4 各工況下制動(dòng)時(shí)間Tab.4 Braking time under different working conditions

注:“—”表示超出了有效制動(dòng)時(shí)間范圍的制動(dòng)時(shí)間.

由表3和表4不同工況下制動(dòng)穩(wěn)定性指數(shù)與制動(dòng)時(shí)間的綜合考慮,最終選擇制動(dòng)效果最優(yōu)的制動(dòng)參數(shù)匹配方案.當(dāng)所設(shè)計(jì)制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)為0.2時(shí),由制動(dòng)穩(wěn)定性評(píng)估方法得到制動(dòng)器的初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速推薦為1 200 r/min,制動(dòng)力推薦為21 000 N;當(dāng)所設(shè)計(jì)制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)為0.25時(shí),由制動(dòng)穩(wěn)定性評(píng)估方法得到制動(dòng)器的初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速推薦為1 600 r/min,制動(dòng)力推薦為17 000 N;當(dāng)所設(shè)計(jì)制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)為0.3時(shí),由制動(dòng)穩(wěn)定性評(píng)估方法得到制動(dòng)器的初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速推薦為800 r/min,制動(dòng)力推薦為13 000 N.這種參數(shù)匹配優(yōu)化將為不同工況下大兆瓦級(jí)風(fēng)機(jī)制動(dòng)器的有效制動(dòng)提供堅(jiān)實(shí)的理論基礎(chǔ).

4 結(jié)論

大兆瓦級(jí)風(fēng)電制動(dòng)器的振動(dòng)主要體現(xiàn)在制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)上,本文通過(guò)建立風(fēng)電制動(dòng)器剛?cè)狁詈夏Ｐ?對(duì)該模型在不同參數(shù)下的制動(dòng)情況進(jìn)行仿真分析,得出制動(dòng)器振動(dòng)特性規(guī)律,并進(jìn)一步對(duì)制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性進(jìn)行評(píng)估,結(jié)論如下:

(1) 基于Sperling振動(dòng)平穩(wěn)性判定方法,以制動(dòng)盤(pán)軸向加速度的均方根值及振動(dòng)動(dòng)能的量作為衡量制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)穩(wěn)定性的指標(biāo),提出風(fēng)電制動(dòng)器制動(dòng)穩(wěn)定性判定方法,仿真與試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了穩(wěn)定性判定方法的合理性.

(2) 由仿真計(jì)算與穩(wěn)定性分析可知,隨著制動(dòng)力的增大,制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性減小;隨著制動(dòng)盤(pán)與閘片間摩擦系數(shù)的增大,制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性減小;隨著初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速的增大,制動(dòng)器的制動(dòng)穩(wěn)定性減小.

(3) 當(dāng)制動(dòng)盤(pán)-閘片摩擦系數(shù)確定后,本文的研究方法可推薦合理的制動(dòng)力及初始制動(dòng)轉(zhuǎn)速,同時(shí)滿足制動(dòng)穩(wěn)定性和有效制動(dòng)時(shí)間的要求,為大功率風(fēng)電制動(dòng)器設(shè)計(jì)、制動(dòng)參數(shù)匹配優(yōu)化及制動(dòng)可靠性分析提供參考.

[1] 王濤,朱文堅(jiān).摩擦制動(dòng)器-原理、結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì)[M].廣州:華南理工大學(xué)出版社,1992:1-89.

WANG T,ZHU W J.Friction brake-the principle,structure and design[M].Guangzhou:South China University of Technology Press,1992:1-89.

[2] HIKAROMIS S.Study of brake noise[J].Mitsubishi Tech Review,1968,5(1):23-28.

[3] HEILIG J.Stability of a nonlinear brake system at high operating speeds[J].Tribol,2010(6):119-123.

[4] 余為高,于學(xué)華.應(yīng)用有限元法對(duì)盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲分析[J].科學(xué)技術(shù)與工程,2009,9(12):2334-2336,2339.

YU W G,YU X H.Analysis of disc brake noise based on finite element methods[J].Science Technology and Engineering,2009,9(12):2334-2336,2339.

[5] 代昌舉.汽車(chē)盤(pán)式制動(dòng)器振動(dòng)與噪聲產(chǎn)生機(jī)理及傳遞路徑分析[D].沈陽(yáng):東北大學(xué),2014.

DAI C J.Analysis on generation mechanism and transfer path of vibration and noise of automotive disc brake[D].Shenyang:Northeastern University,2014.

[6] LBRAHIM R A.Friction-induced vibration,chatter,squeal,and chaos-Part 77:dynamics and modeling[J].Applied Mechanics Reviews,1994,47(7):227-253.

[7] OUYANG H,NACK W,YUAN Y,et al.Numerical analysis of automotive brake squeal:a review[J].Int J Vehicle Noise and Vibration,2005,1(3/4):207-231.

[8] 寧曉斌,張文明.盤(pán)式制動(dòng)器振動(dòng)的多體動(dòng)力學(xué)分析[J].有色金屬,2004,56(4):119-121.

NING X B,ZHANG W M.Multi-body dynamic simulation for analysis of disc brake vibration[J].Nonferrous Metals,2004,56(4):119-121.

[9] 詹斐生.平穩(wěn)性指標(biāo)的歷史回顧(上)[J].鐵道機(jī)車(chē)車(chē)輛,1994(4):43-52.

ZHAN F S.A historical review of stationarity index(part one)[J].Railway Locomotive & Car,1994(4):43-52.

[10] 嚴(yán)雋毫.車(chē)輛工程[M].2版.北京:中國(guó)鐵道出版社,1999.

YAN J H.Vehicle engineering[M].2nd ed.Beijing:China Railway Publishing House,1999.

[11] 方戍,闕興貴,胡斌.基于Sperling指標(biāo)的消防滅火機(jī)器人運(yùn)行品質(zhì)判定[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù),2011,30(12):2120-2123.

FANG S,QUE X G,HU B.Grading fire robot operation quality using sperling indexes[J].Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering,2011,30(12):2120-2123.

[12] 熊禮儉.風(fēng)力發(fā)電新技術(shù)與發(fā)電工程設(shè)計(jì)、運(yùn)行、維護(hù)及標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范實(shí)用手冊(cè)[J].北京:中國(guó)科學(xué)文化出版社,2005.

XIONG L J.Handbook of new technologies for wind power generation and design,operation,maintenance and standard specification for power generation engineering[M].Beijing:China Science and Culture Press,2005.

[13] 張力,谷正氣,李偉平,等.基于剛?cè)狁詈系谋P(pán)式制動(dòng)器振動(dòng)仿真分析[J].汽車(chē)工程,2011,33(3):217-221.

ZHANG L,GU Z Q,LI W P,et al.Simulation and analysis on disc brake vibration based on rigid-flexible coupling[J].Automotive Engineering,2011,33(3):217-221.

[14] 李增剛.ADAMS入門(mén)詳解與實(shí)例[M].北京:國(guó)防工業(yè)出版社,2006:205-221.

LI Z G.Introduction and examples of ADAMS entry[M].Beijing:National Defense Industry Press,2006:205-221.

Research on braking stability for large-power wind turbine brake

SHAZhihua,XUEChunyan,YINJian,LIUYu,MAFujian,ZHANGShengfang

(School of Mechanical Engineering, Dalian Jiaotong University, Dalian 116028, Liaoning, China)

Wind turbine brake whose stability directly affects the normal running of the wind turbine brake system,is an indispensable matched device in the braking system of large-power wind turbine.The vibration characteristics of large-power wind turbine brake are got by simulating and analyzing in different initial rotational speeds for braking,braking force and friction coefficient between the brake disc and pads,based on the rigid-flexible coupling dynamic model.The judgement formula of vibration stability for barking,which is used for studying the vibration stability of barking for the wind turbine brake,is obtained by the twin main factors that affect the vibration-the change rate in acceleration and kinetic energy of vibration.The accuracy of the rigid-flexible coupling multi-body dynamics model for the wind turbine brake is verified by the test results in the inertia test-bed of wind turbine brake.Furthermore,the accuracy of judgement results on barking stability is attested indirectly.This study will offer references to the design of wind turbine brake,optimization of braking parameters matching and analysis of braking reliability.

wind turbine brake; rigid-flexible coupling multi-body dynamics; braking parameters; braking stability

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51675075,51475066);遼寧省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(2015020114)

沙智華(1973—),女,教授.E-mail:zhsha@djtu.edu.cn

劉 宇(1982—)，男，副教授.E-mail:liuyu_ly12@126.com

TH 164

A

1672-5581(2017)05-0389-07