CN104376159A - 一种大型水平轴风力机传动链及其柔性设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及风力机技术领域，尤其涉及一种大型水平轴风力机传动链及其柔性设计方法。风力机传动链包括齿轮箱及依次连接的风轮转子、低速轴、行星齿轮、第一齿轮轴、第一齿轮、第二齿轮、第二齿轮轴、第三齿轮、第四齿轮、高速轴和发电机转子。设计方法包括以下步骤：S1建立传动系统的十二自由度动力学模型；S2对传动系统进行结构优化；S3用模态分析的方法分析系统的固有频率和模态振型；S4根据GL标准，选择典型复杂工况对风力机进行数字仿真，对柔性设计后的风力机各个工作状态的振动特性进行分析。本发明在对传动系统的柔性参数进行优化以后，高低速轴和齿轮箱内部的振动均有所减小，扭转振动对传动系统带来的损坏也将会减小。

Description

一种大型水平轴风力机传动链及其柔性设计方法

技术领域

本发明涉及风力机技术领域，尤其涉及一种大型水平轴风力机传动链及其柔性设计方法。

背景技术

风能是一种清洁的可再生能源，可取代部分化石能源减少二氧化碳的排放量，防治大气污染和现代化建设中起到重要的作用，同时可也为能源可以的可持续性供应提供了保障，因此越来越受到世界各国的重视，风能有望成为今后大规模开发利用的一种清洁无污染的可再生能源。

近年来，伴随着风力发电成本不断下降，风力机单机容量不断增大，风力机机械传动链的载荷则以更大幅度的增大。由于风速存在着随机脉动特性，作用在风轮上并最终传给传动链的暂态载荷明显变大。对于风速慢速波动，系统的调节部件通过转矩(转速)控制，改变风力机的运行状态；而对于快速的脉动，风力发电调节部件难于做出快速响应。结构的柔性设计为一个有效的应对方法，通过桨叶柔性设计可以有效减弱高频风速脉动对传动链载荷的影响，但还需要考虑与其它传动部件的相互作用。低速轴、齿轮箱和高速轴是风力机传动系统的主要部件，并具有各自的固有特性。风的随机波动及风剪和塔影的作用，将激发传动链的扭转振动，造成传动轴和齿轮箱的磨损。国内外不少专家学者对风力机的传动链进行了建模和不同角度的分析，大量的文献在建模中简单地将风力机齿轮箱视为带固定传动比的无质量的刚性轴，这种模型忽略了齿轮箱的扭转振动。

发明内容

本发明的目的在于提供一种大型水平轴风力机传动链及其柔性设计方法，以解决现有技术存在的问题。

为了实现上述的目的，采用如下的技术方案。一种大型水平轴风力机传动链，包括齿轮箱及依次连接的风轮转子、低速轴、行星齿轮、第一齿轮轴、第一齿轮、第二齿轮、第二齿轮轴、第三齿轮、第四齿轮、高速轴和发电机转子，所述行星齿轮包括行星架、太阳轮和三个行星轮，所述行星架与低速轴连接，所述太阳轮与第一齿轮轴连接，所述第一行星轮、第二行星轮、第三行星轮均设置在齿轮箱的内齿圈与太阳轮之间。

一种大型水平轴风力机传动链的柔性设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

S1建立传动系统的十二自由度动力学模型；

S2对传动系统进行结构优化；

S3用模态分析的方法分析系统的固有频率和模态振型；

S4根据GL标准，分别从风力机的正常走动、正常发电、正常关机和并网的角度出发，选择典型复杂工况对风力机进行数字仿真，对柔性设计后的风力机各个工作状态的振动特性进行分析。

所述步骤S1包括：

S11先对传动链进行了集中惯量处理，并假设行星齿轮和平行轴齿轮只考虑转动方向上的扭转和啮合作用；

S12结合转子动力学关系和模态综合法的思想推导出传动系统的动力学方程；

S13用脉冲激振方法探索低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动随柔性参数的变化的规律，为传动系统的结构优化提供了理论依据。

所述步骤S2包括：

S21以低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动最小为目标函数，以ITAE为评估准则，设定边界约束，选择并列多目标遗传算法对目标函数进行了优化；

S22利用数字仿真对优化前后传动轴与齿轮箱的扭转振动进行对比，验证柔性设计对传动系统的脉动载荷有削减作用。

所述典型复杂工况包括风力机正常起动阶段、风力机正常发电状态、风力机正常关机状态、风力机在变化的电磁转矩作用下。

与现有技术相比，本发明在对传动系统的柔性参数进行优化以后，高低速轴和齿轮箱内部的振动均有所减小，扭转振动对传动系统带来的损坏也将会减小。对风力机柔性传动系统建模和参数优化，可以为风机设计提供了参考依据；分析风力机各种工作状态下的振动特性，可以为风力机的运行控制提供了依据。

附图说明

图1为本发明的结构示意图；

图2为十二自由度的系统结构动力学模型图；

图3a为低速轴振动随低速轴柔性参数的变化图；

图3b为齿轮箱振动随低速轴柔性参数的变化图；

图3c为高速轴振动随低速轴柔性参数的变化图；

图3d为低速轴振动随齿轮箱支撑柔性参数的变化图；

图3e为齿轮箱振动随齿轮箱支撑柔性参数的变化图；

图3f为高速轴振动随齿轮箱支撑柔性参数的变化图；

图3g为低速轴振动随高速轴柔性参数的变化图；

图3h为齿轮箱振动随高速轴柔性参数的变化图；

图3i为高速轴振动随高速轴柔性参数的变化图；

图4a为系统优化前与优化后低速轴的扭转振动的时域数字仿真图；

图4b为系统优化前与优化后齿轮箱的扭转振动的时域数字仿真图；

图4c为系统优化前与优化后高速轴的扭转振动的时域数字仿真图；

图5为优化后传动系统的模态振动图；

图6a为工况1低速轴的扭转振动图；

图6b为并网瞬间高速轴的扭转振动图；

图6c为工况2低速轴的扭转振动图；

图6d为工况3低速轴的扭转振动图；

图6e为工况4低电压穿越下高速轴的扭转振动图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明作进一步的描述。

本发明的结构如图1所示，包括齿轮箱1及依次连接的风轮转子2、低速轴3、行星齿轮、第一齿轮轴7、第一齿8轮、第二齿轮9、第二齿轮轴10、第三齿轮11、第四齿轮12、高速轴13和发电机转子14。行星齿轮包括行星架4、太阳轮6和三个行星轮5，行星架4与低速轴3连接，太阳轮6与第一齿轮轴7连接，三个行星轮5均设置在齿轮箱1的内齿圈15与太阳轮6之间。齿轮箱1下面设置有齿轮箱支撑16。

由于风轮的转动惯量远大于低速轴的转动惯量，发电机的转动惯量远大于高速轴的转动惯量，将低速轴的转动惯量计入风轮转子，高速轴的转动惯量计入发电机转子。可得到十二自由度的系统的结构动力学模型，如图2所示。其中，

$\mathrm{\θ}=\left[\begin{array}{cccccccccccc}{\mathrm{\θ}}_r& {\mathrm{\θ}}_c& {\mathrm{\θ}}_m& {\mathrm{\θ}}_{p_1}& {\mathrm{\θ}}_{p_2}& {\mathrm{\θ}}_{p_3}& {\mathrm{\θ}}_s& {\mathrm{\θ}}_1& {\mathrm{\θ}}_2& {\mathrm{\θ}}_3& {\mathrm{\θ}}_4& {\mathrm{\θ}}_g\end{array}\right]$ 分别代表风轮转子、行星架、齿轮箱、第一行星轮、第二行星轮、第三行星轮、太阳轮、第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮、第四齿轮和发电机转子的绝对角位移，并分别规定输入转矩作用下的运动方向为正方向；J_r、J_c、J_m、J_s、J_1-4、J_g分别表示风轮转子、行星架、齿轮箱体、第一至第三行星轮、太阳轮、第一至第四齿轮和发电机转子的转动惯量；齿轮箱内部只考虑啮合刚度不考虑啮合阻尼，C_l、K_l、C_m、K_m、C_h、K_h分别表示低速轴、齿轮箱支撑和高速轴的阻尼系数和刚度系数；K_p、K_s1、K₁₂、K₂₃、K₃₄分别表示行星轮与内齿圈及太阳轮的啮合刚度、轴S1的扭转刚度、第一齿轮与第二齿轮的啮合刚度、轴23的扭转刚度、第三齿轮与第四齿轮的啮合刚度；r_c、r_m、r_p、r_s、r_1-4分别表示行星架、内齿圈、行星轮、太阳轮、第一至第四齿轮的半径。

只考虑传动链的旋转自由度，齿轮啮合只考虑啮合刚度不考虑啮合阻尼，并假设齿轮箱扭转振动的中心与低速轴旋转中心重合，基于以上考虑和约定，根据转子动力学关系和模态综合法的思想，分析各传动链相邻部件间的动力学关系：

低速轴段

$J_r{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_r+C_l({\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_r-{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_c)+K_l({\mathrm{\θ}}_r-{\mathrm{\θ}}_c)=T_{\mathrm{aero}}---(1-1)$

行星架

$(J_c+{3m}_p{r}_c){\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_c+\underset{i=1}{\overset{3}{\mathrm{\Σ}}}{K}_{\mathrm{pm}}{x}_{\mathrm{pm}}{r}_c+\underset{i=1}{\overset{3}{\mathrm{\Σ}}}{K}_{\mathrm{ps}}{x}_{\mathrm{ps}}{r}_c-C_l({\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_r-{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_c)-K_l({\mathrm{\θ}}_r-{\mathrm{\θ}}_c)=0---(1-2)$

齿轮箱(内齿圈)

$J_m{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_m+\underset{i=1}{\overset{3}{\mathrm{\Σ}}}{K}_p{x}_{\mathrm{pm}}{r}_m+C_m{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_m+K_m{\mathrm{\θ}}_m=0---(1-3)$

行星轮

$J_{p_i}{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_{p_i}-K_{p_{i}s}{x}_{p_{i}s}{r}_p+K_{p_{i}m}{x}_{p_{i}m}{r}_p=0---(1-4)$

太阳轮

$J_s{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_s-\underset{i=1}{\overset{3}{\mathrm{\Σ}}}{K}_{p_{i}s}{x}_{p_{i}s}{r}_s+C_{s1}({\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_s-{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)+K_{s1}({\mathrm{\θ}}_s-{\mathrm{\θ}}_1)=0---(1-5)$

齿轮1

$J_1{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_1-K_{s1}({\mathrm{\θ}}_s-{\mathrm{\θ}}_1)+K_{12}({\mathrm{\θ}}_1{r}_1+{\mathrm{\θ}}_2{r}_2)r_1=0---(1-6)$

齿轮2

$J_2{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_2-K_{12}({\mathrm{\θ}}_1{r}_1+{\mathrm{\θ}}_2{r}_2)r_2+K_{23}({\mathrm{\θ}}_2-{\mathrm{\θ}}_3)=0---(1-7)$

齿轮3

$J_3{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_3-K_{23}({\mathrm{\θ}}_2-{\mathrm{\θ}}_3)+K_{34}({\mathrm{\θ}}_3{r}_3+{\mathrm{\θ}}_4{r}_4)r_3=0---(1-8)$

齿轮4

$J_4{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_4-K_{34}({\mathrm{\θ}}_3{r}_3+{\mathrm{\θ}}_4{r}_4)r_4+C_h({\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_4-{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_g)+K_h({\mathrm{\θ}}_4-{\mathrm{\θ}}_g)=0---(1-9)$

高速轴

$J_g{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_g+C_h({\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_4-{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_g)+K_h({\mathrm{\θ}}_4-{\mathrm{\θ}}_g)=T_{\mathrm{gen}}---\left(\text{1-10}\right)$

其中，x_ps、x_pm为行星轮与太阳轮、行星轮与内齿圈的啮合相对位移，

$\left\{\begin{array}{c}{x}_{\mathrm{ps}}={\mathrm{\θ}}_s{r}_s-{\mathrm{\θ}}_p{r}_p-{\mathrm{\θ}}_{c}r\\ x_{\mathrm{pm}}={\mathrm{\θ}}_p{r}_p-{\mathrm{\θ}}_c{r}_c-{\mathrm{\θ}}_m{r}_m\end{array}\right.---(1-11)$

将方程(1-1)至(1-11)写成运动学方程：

$M\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}+C\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}+\mathrm{K\θ}=F---(1-12)$

其中，M为质量矩阵，C和K为系统的阻尼矩阵和刚度矩阵

$\mathrm{\θ}=\left[\begin{array}{ccccccccccc}{\mathrm{\θ}}_r& {\mathrm{\θ}}_c& {\mathrm{\θ}}_m& {\mathrm{\θ}}_{p_1}& {\mathrm{\θ}}_{p_2}& {\mathrm{\θ}}_{p_3}& {\mathrm{\θ}}_s& {\mathrm{\θ}}_1& {\mathrm{\θ}}_2& {\mathrm{\θ}}_3& {\mathrm{\θ}}_4\end{array}\right]$

$F=\left[\begin{array}{cccccccccccc}{T}_{\mathrm{aero}}& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& T_{\mathrm{gen}}\end{array}\right]$

$M=\left[\begin{array}{cccccccccccc}{J}_r& J_c+3m_p{r_c}^2& J_m& J_{p_1}& J_{p_2}& J_{p_3}& J_s& J_1& J_2& J_3& J_4& J_g\end{array}\right]$

$C=\left[\begin{array}{cccccccccccc}{C}_1& -C_1& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ {-C}_1& C_1& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& C_m& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& C_h& -C_h\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& -C_h& C_h\end{array}\right]$

$K=\left[\begin{array}{cccccccccccc}{K}_1& -K_1& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ -K_1& 6K_p{r}^2+K_1& -3r_m{r}_c{K}_p& 0& 0& 0& -3r_c{r}_s{K}_p& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& -3r_m{r}_c{K}_p& 3{r_m}^2{K}_p+K_m& -r_p{r}_m{K}_p& -r_p{r}_m{K}_p& -r_p{r}_m{K}_p& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& -r_p{r}_m{K}_p& 2r_p^2{K}_p& 0& 0& r_p{r}_s{K}_p& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& -r_p{r}_m{K}_p& 0& 2r_p^2{K}_p& 0& r_p{r}_s{K}_p& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& -r_p{r}_m{K}_p& 0& 0& 2r_p^2{K}_p& r_p{r}_s{K}_p& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& -3r_c{r}_s{K}_p& 0& r_p{r}_s{K}_p& r_p{r}_s{K}_p& r_p{r}_s{K}_p& 3{r_s}^2{K}_p+K_{s1}& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& -K_{s1}& {r_1}^2{K}_{12}+K_{s1}& r_1{r}_2{K}_{12}& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& r_1{r}_2{K}_{12}& {r_2}^2{k}_{12}+k_{23}& -K_{23}& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& -K_{23}& {r_3}^2{K}_{34}+K_{23}& r_3{r}_4{K}_{34}& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& r_3{r}_4{K}_{34}& {r_4}^2{K}_{34}+K_h& -K_h\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& -K_h& K_h\end{array}\right]$

传动链柔性参数与固有特性分析，以2MW水平轴风力机为研究对象，传动链的结构参数如表1-1所示：

表1-1 2MW风力机传动系统结构参数

其中C_l、K_l、C_m、K_m、C_h、K_h这六个参数为传动系统的柔性参数，柔性参数变化时将引起整个传动系统固有特性的变化。为研究传动系统的固有振动特性，将以上六个柔性参数分成三组，即C_l、K_l，C_m、K_m和C_h、K_h，利用脉冲激振法结合方程(1-12)，对系统施加单位脉冲(T_aero、T_gen均为单位脉冲信号)，求出传动系统的固有特性。

脉冲激振是一种宽频带激励，常用于获取系统的固有振动特性。脉冲激振法设备简单，方法灵活，试验效率高，常用于系统模态分析，从而可以预测结构在各种载荷下的响应，也可为结构动态优化设计提供依据。

为方便观察，设Φ₁＝θ_r-θ_c，Φ₂＝θ_s-θ₁，Φ₃＝θ₄-θ_g分别表示为低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转角位移。获得了低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转角随每组柔性参数变化之间的关系，其变化规律如图3a-3i所示。

如图3a-3c所示，低速轴阻尼系统一定的情况下，随着刚度系数的增大，低速轴自身的振动是单调减小，而齿轮箱的振动则呈现相反的趋势，同时高速轴振动表现出来的则是先增大后减小；当弹性系数一定时，随着阻尼系数的增大，低速轴和齿轮箱的振动基本没有变化，高速轴的振动则呈非线性变化。类似的，图3d-3f探索了低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动随齿轮箱支撑柔性参数变化的规律，图3g-3i则探索了低速轴、齿轮箱和高速轴的振动随高速轴柔性参数变化的规律。

上述对传动轴与齿轮箱的振动随传动链柔性参数变化规律的探索，为以低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动最小为目标的柔性参数的优化提供了依据，即为传动系统的柔性设计提供了理论依据。

风力机的传动系统的外部载荷主要有气动载荷和电网负载，气动转矩与发电机的反应转矩相平衡时，风力机可正常运行。当风轮受到的气动转矩与发电机反应转矩不平衡时，将激发传动系统的扭矩振动，这种振动将不利于传动系统的正常工作，影响传动系统部件的寿命。柔性部件可以有效减弱这种扭转振动影响，从而延长传动部件的使用寿命。

扭转振动对旋转机构的损坏不可忽略，风力机受复杂的气动环境和电网环境的影响，需承受较大的脉动载荷，脉动载荷所激起的低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动严重影响着传动部件的使用寿命。柔性设计有助于减轻脉动载荷对部件的影响，因此，以脉冲激励条件下高、低速轴和齿轮箱的扭转振动最小为结构优化的目标。

扭转振动的描述需要一个科学而合理的评估准则。ItAE(integrated time and absoluteerror)准则是时间乘以误差绝对值积分，具体表述为它是综合描述系统动态性能比较有效的目标函数，该准则容易在计算机上实现，并且它求出的最值参数能够使系统具有很好的稳定性，超调量小，响应时间快等特点。因此，可具体将结构优化的目标函数表达如下：

$F_i=J_{\mathrm{It}{\mathrm{AE}}_i}={\∫}_0^t\left|{\mathrm{\Φ}}_i\right|\mathrm{tdt};i=1-3---(1-3)$

本优化是一个多目标优化问题，运用遗传算法进行全局寻优能够获得比较好的pareto(多目标优化的有效非劣解)解。

遗传算法进化算法(Evolutionary Algorithms)的一种，它通过模仿自然界的选择与遗传的机理来寻找最优解。遗传算法有三个基本算子：选择、交叉和变异。数值方法求解这一问题的主要手段是迭代运算。一般的迭代方法容易陷入局部极小的陷阱而出现“死循环”现象，使迭代无法进行。遗传算法很好地克服了这个缺点，是一种全局优化算法。此外，遗传算法还具有收敛快、鲁棒性好、自适应、自学习功能。

遗传算法解决多目标优化问题有权重系数法，并列选择法，排列选择法，共享函数法。本文选用并列选择法，并列选择法的基本思想是，先将群体中全部个体按子目标函数的数目均等地划分为一些子群体，对每个子群体分配一个子目标函数，各个子目标函数在相应的子群体中独立地进行选择运算，各自选择出一些适应度高的个体组成一个新的子群体，然后再将所有这些新生成的子群体合成一个完整的群体，在这个群体中进行交叉和变异运算，从而生成下一代的完整群体，如此不断的进行“分割—并列选择—合并”操作，最终求出多目标优化问题的pareto解。

为优化参数设定边界约束如表1-2所示：

表1-2 柔性参数边界约束

利用matlab/simulink建立起时域的数字仿真模型。

以目标函数为适应度函数，初始个体为300个，迭代次数为100次。得到其中一组结果，如表1-3所示：

表1-3 柔性参数的优化结果

为验证结构优化对传动系统的脉动载荷的影响能起到削减作用，特对系统优化前与优化后的低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动进行了时域数字仿真，仿真结果对比如图4a-4c所示。

图4a和4c是对低速轴和高速轴扭转振动进行优化前后的对比，显然优化后大幅度地削减了扭转振动的幅值；图4b是齿轮箱扭转振动进行优化前后的对方，刚开始优化后的振动幅度稍高于优化之前，但是很快优化后的振动就减小下来，并明显地小于优化之前的扭转振动。因此，得到验证传动系统的柔性参数进行优化以后，对低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动减小均有所帮助，扭转振动对传动系统带来的损坏也将会减小。

模态分析是研究结构动力特性一种近代方法，在工程振动领域中得到广泛运行应用。

模态是指机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可通过计算或试验分析的方法取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。

对优化后的传动系统进行模态分析，将优化得到的柔性参数结果代入以下方程求得系统优化后的固有频率和模态振型：

(K－λM)θ＝0   (1-14)用matlab可以求得固有频率和振型矢量。优化后传动系统的模态振动如图5所示。

为研究风力机在不同运行阶段及在不同的气动载荷和电磁转矩作用下的振动特性，根据GL的载荷计算标准，分析风力机在几个典型复杂工况下的动态响应。响应分析所涉及的计算均由matlab/simulink仿真得到。所选工况见表1-4：

表1-4 工况表

工况1风力机正常起动阶段的响应

工况1为3m/s的稳定风速伴随IEC II阵风，作用在风力机上，并得到低速轴的扭转振动响应，如图6a所示。风力机起动时短时间内将引起风力机的低速轴扭矩振动，后逐渐趋于平稳。45s时风力发电机受到阵风的作用，低速轴再次激起振动，并瞬间达到振动的最大幅值后衰减下来，150s后基本达到平衡。

工况2风力机正常发电状态的响应

当平均风速高于3m/s时风轮开始逐渐起动，当风速大于4m/s时，风力机将按由控制程序自动地并入电网。并网瞬间由于气动转矩和电磁转矩的不平衡激起高速轴的扭转振动，如图6b所示。

工况2为风力机运行在平均风速为15m/s的湍流风下正常发电，此时低速轴响应如图6c所示。140s后为保证额定功率的输出，对风力机进行了调桨控制，作用在轮毂上的转矩变化较大，对应地引起低速轴的扭转振动较大。

工况3风力机正常关机状态的响应

工况3为风力机处于正常关机状态，平均风速为25m/s并伴随阵风，此时风力机将自动运行关机程序，风力机切出并将桨距角调为90度。此时由于轮毂处转矩变化，对应低速轴被激发的扭转振动如图6d所示。40s后轮毂所受的转矩逐渐消失，低速轴的扭转振动逐渐衰减为零。

工况4风力机在变化的电磁转矩作用下的响应

并网风力机不仅要受到得气动载荷的影响，还要面临来自电网的载荷冲击。图6e为低电压穿越(LVRT，Low Voltage Ride Through)下，高速轴的振动情况。电网电压在2.01S时电压突然跌落80％，并在一秒内恢复。此时电磁转矩出现剧烈波动，激起高速轴的扭转振动，振动在电压恢复后的1S内渐渐消失，回到平衡状态。

本发明从传动结构的柔性设计角度出发，对复杂条件下的传动系统的稳定性进行了研究。对风力机柔性传动系统建模和参数优化，可以为风机设计提供了参考依据；分析了风力机各种工作状态下的振动特性，可以为风力机的运行控制提供了依据。本发明对风力机的结构设计与控制有一定的借鉴意义。

Claims (5)

1.一种大型水平轴风力机传动链，其特征在于，包括齿轮箱及依次连接的风轮转子、低速轴、行星齿轮、第一齿轮轴、第一齿轮、第二齿轮、第二齿轮轴、第三齿轮、第四齿轮、高速轴和发电机转子，所述行星齿轮包括行星架、太阳轮和三个行星轮，所述行星架与低速轴连接，所述太阳轮与第一齿轮轴连接，所述三个行星轮均设置在齿轮箱的内齿圈与太阳轮之间。

2.一种大型水平轴风力机传动链的柔性设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

S1建立传动系统的十二自由度动力学模型；

S2对传动系统进行结构优化；

S3用模态分析的方法分析系统的固有频率和模态振型；

S4根据GL标准，分别从风力机的正常走动、正常发电、正常关机和并网的角度出发，选择典型复杂工况对风力机进行数字仿真，对柔性设计后的风力机各个工作状态的振动特性进行分析。

3.根据权利要求2所述的设计方法，其特征在于，所述步骤S1包括：

S11先对传动链进行了集中惯量处理，并假设行星齿轮和平行轴齿轮只考虑转动方向上的扭转和啮合作用；

S12结合转子动力学关系和模态综合法的思想推导出传动系统的动力学方程；

S13用脉冲激振方法探索低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动随柔性参数的变化的规律，为传动系统的结构优化提供了理论依据。

4.根据权利要求2所述的设计方法，其特征在于，所述步骤S2包括：

S21以低速轴、齿轮箱和高速轴的扭转振动最小为目标函数，以ITAE为评估准则，设定边界约束，选择并列多目标遗传算法对目标函数进行了优化；

S22利用数字仿真对优化前后传动轴与齿轮箱的扭转振动进行对比，验证柔性设计对传动系统的脉动载荷有削减作用。

5.根据权利要求2所述的设计方法，其特征在于，所述典型复杂工况包括风力机正常起动阶段、风力机正常发电状态、风力机正常关机状态、风力机在变化的电磁转矩作用下。