大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與研究

肖 旺，趙登利

(山東中車(chē)風(fēng)電有限公司，山東濟(jì)南 250022)

引言

近年來(lái)，隨著風(fēng)力發(fā)電技術(shù)和大型裝備制造業(yè)的快速發(fā)展，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的設(shè)計(jì)與制造已日漸向大型化、海洋化方向發(fā)展。偏航系統(tǒng)作為實(shí)現(xiàn)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組機(jī)艙位置保持、偏航對(duì)風(fēng)和解纜等動(dòng)作正常運(yùn)行的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，其液壓制動(dòng)系統(tǒng)的響應(yīng)性能和穩(wěn)定性是至關(guān)重要的。閆利文、謝輝等[1-2]對(duì)液壓偏航系統(tǒng)建壓過(guò)快及存在沖擊等問(wèn)題進(jìn)行了仿真分析與優(yōu)化。張銀霞等[3-4]研究了通過(guò)使用伺服閥實(shí)現(xiàn)對(duì)偏航制動(dòng)力矩的大小控制和智能化控制，以及蓄能器在偏航液壓系統(tǒng)中的應(yīng)用及其充氣壓力對(duì)制動(dòng)性能的影響。張建福等[5]提出在偏航回油路增加比例溢流閥的改進(jìn)方案，實(shí)現(xiàn)了對(duì)偏航阻尼的多級(jí)平穩(wěn)可調(diào)。本研究以偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)整體組成為研究對(duì)象，從連接管路、制動(dòng)流量、制動(dòng)器及其摩擦片等多個(gè)方面分析研究了影響偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)性能的主要因素，為大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)和參考。

1 偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)

偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)主要由液壓站、偏航制動(dòng)器和連接管路3部分組成。液壓站通常集成了高速軸剎車(chē)、偏航剎車(chē)和液壓鎖銷(xiāo)等多個(gè)功能回路[6]。偏航制動(dòng)器隨著風(fēng)機(jī)功率的不斷提高，其數(shù)量已從4～6個(gè)小兆瓦機(jī)型逐漸增加至8～12個(gè)大兆瓦機(jī)型，甚至更多。連接管路因風(fēng)機(jī)廠家的機(jī)組結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)習(xí)慣不同，一般采用軟管或硬管連接，其布置路徑不盡相同。

1.1 偏航液壓制動(dòng)回路原理

偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)可完成全壓制動(dòng)、阻尼偏航和零壓解纜3個(gè)基本動(dòng)作[7-8]，其制動(dòng)回路原理如圖1所示。

(1) 全壓制動(dòng)：風(fēng)機(jī)正常工作時(shí)，需要保持機(jī)艙位置不動(dòng)，此時(shí)電磁閥8，9.1，9.2均不通電，高壓油液通過(guò)電磁閥8和流量閥7進(jìn)入偏航制動(dòng)器14，制動(dòng)器在系統(tǒng)額定工作壓力下對(duì)制動(dòng)盤(pán)15進(jìn)行夾緊剎車(chē)；

(2) 阻尼偏航：風(fēng)機(jī)偏航對(duì)風(fēng)時(shí)，制動(dòng)器提供一定的阻尼力以保證機(jī)艙在偏航過(guò)程中的平穩(wěn)可控，此時(shí)電磁閥8和9.2通電，通過(guò)溢流閥4.2建立起合適的背壓使制動(dòng)器產(chǎn)生相應(yīng)的偏航阻尼力；

1.油箱 2.電機(jī) 3.齒輪泵 4.溢流閥 5.過(guò)濾器6.單向閥 7.流量閥 8.常閉電磁閥 9.常開(kāi)電磁閥10.截止閥 11.壓力表 12.壓力傳感器 13.蓄能器14.偏航制動(dòng)器 15.制動(dòng)盤(pán)圖1 偏航液壓制動(dòng)回路原理圖

(3) 零壓解纜：風(fēng)機(jī)持續(xù)往一個(gè)方向偏航角度過(guò)大時(shí)，為保證電纜的安全性，機(jī)組需要快速解纜，此時(shí)電磁閥9.1通電，制動(dòng)器泄壓松閘，不提供任何制動(dòng)力。

1.2 偏航制動(dòng)器結(jié)構(gòu)與分析

偏航制動(dòng)器為常開(kāi)型無(wú)彈簧復(fù)位液壓盤(pán)式制動(dòng)器，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。當(dāng)高壓制動(dòng)油液從鉗體的壓力油口進(jìn)入活塞缸油腔，活塞伸出并推動(dòng)摩擦片壓緊制動(dòng)盤(pán)產(chǎn)生摩擦力對(duì)制動(dòng)盤(pán)剎車(chē)[9]。通過(guò)改變制動(dòng)液壓油壓力的大小可實(shí)現(xiàn)制動(dòng)器夾緊力大小的控制。

圖2 偏航制動(dòng)器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

制動(dòng)器上下鉗體內(nèi)各有3個(gè)活塞缸，額定工作壓力為16 MPa，活塞直徑為120 mm，配置有機(jī)復(fù)合材料摩擦片。摩擦片由鋼背和摩擦材料組成，其外形尺寸為425 mm×138 mm×21 mm。摩擦材料厚度為9 mm，其最大允許磨損厚度為7 mm，體積彈性模量為800 MPa。

在制動(dòng)壓力下，忽略鋼背的變形，摩擦片的變形量ΔL近似為摩擦材料的變形量[10]：

ΔL=F·(L-Lt)/ (Eg·A)

(1)

式中,F—— 制動(dòng)器夾緊力

L—— 摩擦材料厚度

Lt—— 摩擦片磨損量

A—— 摩擦片面積

Eg—— 摩擦材料彈性模量

摩擦片壓縮變形對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響主要表現(xiàn)為制動(dòng)流量的損耗和建壓時(shí)間的遲滯。制動(dòng)流量的損耗，即制動(dòng)器內(nèi)油腔體積的變化ΔV1，其計(jì)算公式如下：

ΔV1=6Ap·ΔL

(2)

式中,Ap為活塞面積。

由式(1)和式(2)可知，制動(dòng)過(guò)程中，摩擦片壓縮變形造成的建壓遲滯時(shí)間ΔT1為：

ΔT1=6Ap·F·(L-Lt)/(Eg·A·q)

(3)

式中，q為制動(dòng)流量。

由式(3)可知，摩擦材料彈性模量Eg越小，磨損量Lt越小，摩擦片壓縮變形對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)性能的影響越大。

隨著摩擦片的磨損，油缸活塞逐漸伸出，缸內(nèi)油腔體積的變化ΔV2為：

ΔV2=6Ap·Lt

(4)

考慮液壓油的可壓縮性，油缸內(nèi)油液體積變化量對(duì)建壓時(shí)間的影響ΔT2為：

ΔT2=Δp·6Ap·Lt/(Eo·q)

(5)

式中，Δp—— 制動(dòng)壓力增量

Eo—— 液壓油體積彈性模量

制動(dòng)壓力增量Δp主要與偏航系統(tǒng)動(dòng)作有關(guān)，偏航解纜轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)時(shí)的壓力增量Δpm和阻尼偏航轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)時(shí)的壓力增量Δpn分別為：

Δpm=p0

(6)

Δpn=p0-pr

(7)

式中，p0—— 液壓系統(tǒng)額定壓力

pr—— 阻尼偏航壓力

由式(5)可知摩擦片磨損量Lt越大，制動(dòng)器內(nèi)油液體積壓縮對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)性能的影響越大。

故由摩擦片造成的制動(dòng)系統(tǒng)建壓遲滯時(shí)間ΔTf為：

ΔTf=ΔT1+ΔT2

(8)

1.3 連接管路介紹與分析

液壓站通常位于發(fā)電機(jī)底架平臺(tái)或主機(jī)架內(nèi)平臺(tái)，偏航制動(dòng)器安裝在主機(jī)架底部的制動(dòng)盤(pán)內(nèi)圈側(cè)。液壓站與制動(dòng)器、制動(dòng)器與制動(dòng)器之間可采用軟管、硬管或軟硬管結(jié)合的多種連接方式，其管路長(zhǎng)度受液壓站與制動(dòng)器間相對(duì)位置和管路布置路徑的影響而不同。圖3a為制動(dòng)器間采用軟管連接；圖3b為液壓站位于發(fā)電機(jī)底架平臺(tái)，與制動(dòng)器間采用軟管連接；圖3c為制動(dòng)器間采用硬管連接，與液壓站進(jìn)回油采用軟管連接。

圖3 偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)管路連接形式

連接軟管一般采用鋼絲編織液壓膠管，硬管為無(wú)縫精密鋼管。兩種管路因體積彈性模量不同，在高壓制動(dòng)過(guò)程中，硬管的變形量很小可忽略不計(jì)，而軟管的徑向膨脹量遠(yuǎn)大于硬管，其對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能的影響是不可忽視的[11-12]。制動(dòng)時(shí)軟管的體積膨脹會(huì)造成制動(dòng)流量的損耗和建壓時(shí)間的遲滯。

制動(dòng)流量的損耗即軟管體積的膨脹量ΔV3，其計(jì)算公式如下[13-14]：

ΔV3=Δp·V0/Ek

(9)

式中，V0—— 軟管內(nèi)初始容積

Ek—— 軟管等效彈性模量

軟管內(nèi)初始容積V0主要與軟管內(nèi)徑d和長(zhǎng)度L有關(guān)；軟管等效彈性模量Ek主要與鋼絲編織層數(shù)有關(guān)，一般層數(shù)越多，等效彈性模量越大[15]。

軟管體積膨脹造成的建壓遲滯時(shí)間ΔT3近似為：

ΔT3=ΔV3/q

(10)

軟管內(nèi)初始容積的液壓油壓縮變形造成的建壓遲滯時(shí)間ΔT4為：

ΔT4=Δp·V0/ (Eo·q)

(11)

故由軟管管路造成的制動(dòng)系統(tǒng)建壓遲滯時(shí)間ΔTh為：

ΔTh=ΔT3+ΔT4

(12)

2 偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)AMESim模型搭建

以市場(chǎng)上的3.X MW平臺(tái)機(jī)組為例進(jìn)行偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)的模型搭建。為簡(jiǎn)化偏航制動(dòng)器的建模，將其上下鉗體內(nèi)的活塞缸等效為一個(gè)，并使用簡(jiǎn)單彈簧系統(tǒng)近似模擬摩擦片的壓縮變形。液壓站位于發(fā)電機(jī)底架平臺(tái)上，制動(dòng)器數(shù)量6個(gè)，連接管路為軟管，建立AMESim仿真模型如圖4所示。

仿真模型參數(shù)源于某廠商3 MW液壓站的設(shè)計(jì)選型和運(yùn)行壓力設(shè)置，油管長(zhǎng)度為樣機(jī)采用軟管連接布置的實(shí)際長(zhǎng)度，其具體參數(shù)設(shè)置如表1所示。

表1 偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)仿真參數(shù)設(shè)置表

為便于研究連接管路類(lèi)型及長(zhǎng)度、制動(dòng)流量、摩擦片彈性模量及磨損狀態(tài)、制動(dòng)器數(shù)量等多個(gè)因素對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響，采用控制變量法，在圖4所示模型基礎(chǔ)上分別進(jìn)行研究對(duì)象的模型替換和參數(shù)設(shè)置，因篇幅有限，各因素研究的仿真模型不再一一列出。

圖4 偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)AMESim仿真模型

3 偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)仿真分析

3.1 連接管路對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響

將制動(dòng)系統(tǒng)管路模型分別設(shè)置為全軟管和全硬管，硬管內(nèi)徑為8 mm，由于小通徑鋼管折彎布置較為靈活，假設(shè)其可實(shí)現(xiàn)與軟管近乎一致的路徑布置，并將硬管長(zhǎng)度按表1中的管長(zhǎng)參數(shù)設(shè)置。對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行零壓轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)和阻尼制動(dòng)轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)的過(guò)程仿真，制動(dòng)器缸內(nèi)壓力曲線如圖5所示。由圖5可知，當(dāng)使用軟管時(shí)，制動(dòng)器缸內(nèi)建壓時(shí)間明顯長(zhǎng)于硬管，剎車(chē)響應(yīng)滯后嚴(yán)重；當(dāng)使用硬管時(shí)，制動(dòng)建壓時(shí)間較快，其響應(yīng)時(shí)間僅為軟管的1/3。圖6為制動(dòng)過(guò)程中蓄能器壓力的仿真曲線。由圖5和圖6可知，與硬管相比，軟管的體積膨脹造成了更大的制動(dòng)流量和壓力損耗，在相同蓄能器初始狀態(tài)下進(jìn)行制動(dòng)，軟管連接的制動(dòng)器缸內(nèi)壓力低于硬管連接；當(dāng)仿真進(jìn)行至第一次阻尼制動(dòng)轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)時(shí)，使用軟管連接的液壓制動(dòng)系統(tǒng)蓄能器壓力已降低至系統(tǒng)正常工作壓力以下，此時(shí)液壓泵不得不啟動(dòng)對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行補(bǔ)壓，故使用軟管連接時(shí)，液壓泵啟動(dòng)更加頻繁，蓄能器作為輔助動(dòng)力源的能力較使用硬管時(shí)有所下降。

圖5 軟管和硬管連接時(shí)制動(dòng)器缸內(nèi)壓力曲線

圖6 軟管和硬管連接時(shí)蓄能器壓力曲線

偏航制動(dòng)器通過(guò)螺栓固定在主機(jī)架正下方，當(dāng)液壓站位于主機(jī)架內(nèi)平臺(tái)時(shí)，其與偏航制動(dòng)器間的相對(duì)位置離得更近，進(jìn)回油管路長(zhǎng)度可大幅縮短。假設(shè)進(jìn)油軟管和回油軟管長(zhǎng)度比液壓站位于發(fā)電機(jī)底架平臺(tái)時(shí)的管路布置長(zhǎng)度減小一半，且制動(dòng)器間連接管路長(zhǎng)度保持不變，此時(shí)制動(dòng)器缸內(nèi)壓力的仿真曲線如圖7所示。由圖7可知，管路長(zhǎng)度縮短后，其體積膨脹造成的流量和壓力損耗隨之減小，這有利于提高制動(dòng)系統(tǒng)的響應(yīng)性能和降低液壓泵的補(bǔ)壓頻率。

圖7 不同長(zhǎng)度軟管連接時(shí)制動(dòng)器缸內(nèi)壓力曲線

3.2 制動(dòng)流量對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響

偏航液壓制動(dòng)回路采用定值壓力補(bǔ)償型流量閥實(shí)現(xiàn)對(duì)制動(dòng)流量大小的控制。當(dāng)制動(dòng)流量分別為0.4，0.6，0.8，1 L/min時(shí)，進(jìn)行零壓轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)和阻尼制動(dòng)轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)的過(guò)程仿真，制動(dòng)器缸內(nèi)壓力曲線如圖8所示。由圖8可知，當(dāng)制動(dòng)流量為0.4 L/min時(shí)，零壓轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)的時(shí)間約為23 s，阻尼制動(dòng)轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)的時(shí)間約為19 s，制動(dòng)流量過(guò)小導(dǎo)致制動(dòng)器剎車(chē)響應(yīng)時(shí)間較長(zhǎng)。當(dāng)制動(dòng)流量逐漸增大為1 L/min時(shí)，制動(dòng)器缸內(nèi)建壓時(shí)間顯著縮短，制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)性能大幅提高。因此，調(diào)整制動(dòng)流量是優(yōu)化偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)性能的簡(jiǎn)單有效方法。

圖8 不同制動(dòng)流量時(shí)制動(dòng)器缸內(nèi)壓力曲線

3.3 摩擦片對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響

不同材質(zhì)和配方的摩擦片，其彈性模量大小各不相同[16-17]。目前市場(chǎng)上的偏航制動(dòng)器有機(jī)復(fù)合材料摩擦片彈性模量大多在3000 MPa以?xún)?nèi)。當(dāng)摩擦片無(wú)磨損時(shí)，其在制動(dòng)壓力下的變形量最大，此時(shí)彈性模量對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響最為明顯。無(wú)磨損狀態(tài)下，當(dāng)摩擦片彈性模量分別為800，2000，3000 MPa時(shí)，制動(dòng)器缸內(nèi)壓力的仿真曲線如圖9所示。由圖9可知，摩擦片彈性模量越小，制動(dòng)器響應(yīng)時(shí)間越長(zhǎng)。

圖9 摩擦片彈性模量對(duì)制動(dòng)壓力建立的影響

隨著風(fēng)機(jī)的運(yùn)行，摩擦材料厚度逐漸磨損變薄，其壓縮變形量越來(lái)越小，相反制動(dòng)器缸內(nèi)油液體積越來(lái)越大。為研究摩擦片磨損程度對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響，可將彈性模量設(shè)為較大值，此時(shí)摩擦片壓縮變形對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響最小，磨損程度對(duì)制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間的影響最為明顯。圖10為在摩擦片彈性模量為3000 MPa條件下，當(dāng)摩擦片磨損0，2，4，6 mm時(shí)制動(dòng)器缸內(nèi)壓力的仿真曲線。由圖10可知，在摩擦片壓縮變形和油缸內(nèi)油液體積壓縮變形的耦合作用下，摩擦片從未磨損至磨損到極限狀態(tài)，制動(dòng)器缸內(nèi)建壓時(shí)間逐漸延長(zhǎng)僅1 s左右，故摩擦片磨損狀態(tài)對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)性能的影響不大。

圖10 摩擦片磨損狀態(tài)對(duì)制動(dòng)壓力建立的影響

3.4 制動(dòng)器數(shù)量對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響

大兆瓦風(fēng)機(jī)配置更多數(shù)量的偏航制動(dòng)器，其制動(dòng)器內(nèi)的活塞缸油腔總體積更大，中間連接管路數(shù)量更多，摩擦片壓縮變形總量更大。隨著風(fēng)機(jī)功率級(jí)別的提升，搭建制動(dòng)器數(shù)量分別為6，8，10，12個(gè)的制動(dòng)系統(tǒng)仿真模型，考慮制動(dòng)器的分布直徑和角度變化，可假設(shè)制動(dòng)器間連接管路的長(zhǎng)度基本不變。在液壓站制動(dòng)流量和蓄能器初始狀態(tài)相同的條件下，制動(dòng)器缸內(nèi)壓力的仿真曲線如圖11所示。由圖11可知，制動(dòng)器數(shù)量越多，缸內(nèi)建壓時(shí)間越長(zhǎng)，制動(dòng)流量和壓力損耗越大；當(dāng)制動(dòng)器數(shù)量多達(dá)12個(gè)時(shí)，蓄能器儲(chǔ)存的高壓油液已無(wú)法滿足系統(tǒng)進(jìn)行一次零壓轉(zhuǎn)全壓制動(dòng)的液壓能消耗，此時(shí)液壓泵啟動(dòng)給系統(tǒng)補(bǔ)壓。圖12為制動(dòng)器數(shù)量不同時(shí)，為獲得相近的剎車(chē)響應(yīng)速度，制動(dòng)系統(tǒng)對(duì)制動(dòng)流量需求的仿真曲線。由圖12可知，當(dāng)風(fēng)電機(jī)組制動(dòng)器數(shù)量由6個(gè)增加至12個(gè)，液壓站制動(dòng)流量需從0.6 L/min增加至1 L/min，流量增幅達(dá)66.7%。

圖11 制動(dòng)器數(shù)量對(duì)制動(dòng)壓力建立的影響

圖12 制動(dòng)器數(shù)量對(duì)制動(dòng)流量的需求

4 結(jié)論

(1) 連接管路是偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)不可缺少的組成部分，其布置設(shè)計(jì)應(yīng)提前考慮管路類(lèi)型(軟管或硬管)及長(zhǎng)度對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性帶來(lái)的影響。較長(zhǎng)的軟管管路會(huì)嚴(yán)重降低制動(dòng)系統(tǒng)的響應(yīng)性能和穩(wěn)定性，因此，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量選取液壓站與制動(dòng)器間距離較近的管路布置路徑，軟管長(zhǎng)度合適夠用即可，避免長(zhǎng)度冗余過(guò)大。當(dāng)管路布置路徑較長(zhǎng)時(shí)，可考慮軟硬管結(jié)合的方式來(lái)減少軟管用量，同時(shí)可在滿足制動(dòng)流量的前提下，盡量選用多層鋼絲編織的小通徑膠管；

(2) 制動(dòng)流量是液壓站偏航剎車(chē)回路設(shè)計(jì)的關(guān)鍵參數(shù)，其大小直接影響制動(dòng)系統(tǒng)的響應(yīng)速度。流量閥(或阻尼)作為方便可調(diào)或更換的流量控制元件，其設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)綜合考慮連接管路、摩擦片及制動(dòng)器數(shù)量等因素對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的影響，確保制動(dòng)流量滿足偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)性能的需求；

(3) 摩擦片彈性模量影響偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)的性能，在摩擦片設(shè)計(jì)選型和維護(hù)更換時(shí)可盡量選擇彈性模量大的摩擦片產(chǎn)品。摩擦片從未磨損至完全磨損的長(zhǎng)期運(yùn)行過(guò)程中，偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)性能隨之略有下降，這是無(wú)法避免的，但影響不大；

(4) 偏航制動(dòng)器數(shù)量越多，液壓制動(dòng)系統(tǒng)對(duì)制動(dòng)流量的需求越大，同時(shí)對(duì)液壓站蓄能器儲(chǔ)能能力的要求越高，這在大兆瓦風(fēng)機(jī)偏航液壓制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)是不可忽視的。