风力发电机组气动不平衡振动监测研究*

李学平，卓沛骏，罗勇水，周民强

(浙江运达风电股份有限公司，浙江 杭州 310012)

0 引 言

近年来，随着风电装机容量的逐渐增大，搭建可靠的在线故障诊断及状态监测系统成为提高风电场发电效益的有效手段[1]。

常年运行过程中，风电机组长期处于交变载荷作用下，非常容易出现各种故障破坏[2]。平衡的风轮可以有效防止机组早期的疲劳故障，给机组提供一个可靠的运行环境[3]。而风轮不平衡故障会影响传动链及整个结构的安全运行，为了防止风电机组产生严重失效问题，有必要在问题显现的初期对机组故障状态进行监测与保护[4]。

风轮不平衡故障主要分为质量不平衡与气动不平衡。质量不平衡主要来源于制造上的误差，而随着现代桨叶制造和质量控制技术的发展，实际运行中的风轮质量不平衡故障较少。气动不平衡比较常见，主要来源于桨叶安装误差、叶片气动外形改变(例如桨叶裂纹)、对风误差等原因。国内外对风轮不平衡故障的诊断提出了很多方法，包括分析机组振动的时域与频域信号[5-7]、传动链的扭振[8]、监测发电机功率[9]、定子电流信号等[10-11]。这些方法，从理论和实验室实验的角度，检测了风轮不平衡时的各种反馈信号，对于故障的在线监测有一定实际意义。

本文将对风轮产生气动不平衡故障时的受载情况进行分析，从理论层面讨论当桨距角存在安装误差时，不平衡载荷对机组振动的影响，利用GH Bladed软件模拟该故障下机舱的振动情况，并通过现场实验，对比不同风速下风轮平衡与不平衡时机舱内不同位置的振动情况。

1 气动不平衡理论分析

三叶片产生彼此不同的气动行为可导致风轮的气动不平衡故障。在这种情况下，不同的叶片产生的推力是互不相同的。

不同功角的叶素受力情况如图1所示。

图1 不同攻角的叶素受力情况

风轮平面受力分析如图2所示。

图2 风轮平面坐标设定及受力分析

坐标设置如下：垂直于地面方向为z方向，水平方向为y，机组轴向为x。将叶片视为刚体，其叶片上受到的旋转切向力和轴向推力可表示为：

(1)

(2)

式中：L—叶片长度。

设R为叶片合力点距叶根的长度，则有：

(3)

风轮受到3个轴向推力以及3个切向力的作用，切向力产生扭矩和弯矩：

Tx=FTARA+FTBRB+FTCRC

(4)

(5)

(6)

轴向推力产生的弯矩可表示为：

(7)

(8)

在正常情况下，三叶片具有相同的气动特性，即FA=FB=FC，RA=RB=RC，则风轮向传动链输出稳定的扭矩，xy和xz平面内的弯矩也都为0。但当出现如图1所示的情况时，即其中一片叶片出现桨距角误差，其轴向推力和切向力大小发生改变。其中，扭矩的减小会造成输出功率的损失。此外，在上述平面内将产生弯矩，且随着风轮转动发生交变，频率即为风轮的转频，引发机舱内规律的风轮转频1P振动，由于气动不平衡对轴向推力的影响更大，故往往造成机舱内轴向振动较横向更为显著。为了在早期就能及时发现故障情况，监测风轮转频1P振动是识别风轮气动不平衡的可行方法。

本文用Bladed软件模拟了一台2.5 MW风电机组，风速为5 m/s，在某一叶片桨距角存在5°安装误差时机舱内的振动情况。

仿真结果如图(3，4)所示。

图3 风轮平衡与不平衡对机组轴向振动的影响

图4 风轮平衡与不平衡对机组横向振动的影响

由图3明显可见：当风轮不平衡时，轴向振动加速度明显增加，而图4中横向加速度在风轮不平衡时增加并不明显。仿真结果表明：风轮不平衡能加剧机组的振动，并且对轴向振动影响较横向振动更大。

为了验证理论分析的结果，本文将通过现场实验的方法获取更多有意义的数据。

2 现场实验与分析

本研究对某风场一台2.5 MW风电机组进行现场测试，探讨风轮气动不平衡对机舱内振动的影响，并和理论仿真结果进行对比分析。

机组基本技术参数如表1所示。

表1 机组基本技术参数

当机组处于正常运行状态时，即风轮不存在气动不平衡故障(此处不考虑风切变及叶片表面粗糙等情况)，记录在不同风速条件下机舱内的振动情况。此后，改变其中一根叶片安装桨距角，使其与其他叶片存在5°的偏差，同样，在不同风速条件下运行一段时间，记录振动数据。机舱内加速度传感器测点具体安装位置为：主轴承座位置，主轴下方机架位置以及机舱尾部位置。将一个时间段连续的风速进行四舍五入取整，即Xm/s风速下的测量结果为X±0.5 m/s风速段测量结果的平均，统计不同风速条件下机舱内各测点的振动情况。测试结果表明：无论是风轮平衡还是不平衡，主轴承座、主轴下方和机舱尾部各测点振动平均值几乎相同，考虑现场传感器走线等问题，后期均使用机舱尾部实验数据进行分析。

风速为5 m/s时，平衡与不平衡状态时机舱轴向振动频谱如图5所示。

图5 气动不平衡前后机舱轴向振动频谱

由图5可见：不平衡状态下风轮1P转频成分幅值明显增大，约为平衡状态下的两倍。此外，平衡状态下2 Hz以内的低频成分较多，当机组风轮产生气动不平衡时，机舱内的振动频率成分变得较为单一，基本集中在转频处附近。

机舱轴向、横向振动平均值和最大值随着风速的变化情况如图(6，7)所示。

图6 风轮平衡与不平衡状态下机组轴向振动随风速的变化

图7 风轮平衡与不平衡状态下机组横向振动随风速的变化

由于现场测试条件下干扰因素较多，尤其是机组遇到阵风或者突然偏航等都会产生短时冲击振动信号，造成输出数据的偏差。由于单次现场试验条件的局限，所采集的最大值数据并不具备很强的代表性，也可以看出振动最大值随风速的变化没有特定的规律，因此本研究选用振动的平均值进行对比分析。图6中，风轮不平衡时其轴向振动平均值明显增大，约为平衡时的3～5倍，(随着风速(转速)增大不平衡更加显著)，但从图7中可见横向的振动差别并不明显，该结论与理论仿真的结果较为一致。

上述研究结果表明：气动不平衡可引起机组轴向振动加剧，因此通过监测风轮转频1P轴向振动可以有效发现风轮是否存在气动不平衡故障，保证机组安全运行。

3 监测与保护

传统风轮不平衡诊断方法是人工通过振动频谱判定，这种后处理的方式其弊端是无法实现故障的实时监测。

本文通过在机组振动监测模块上增加监测风轮1P转频的功能，实现风轮气动不平衡的实时监测。当监测频率振动大于设定值时，延迟一定时间后，振动监测模块发出反馈信号给机组，使机组停机，同时向上位PLC发出风轮转频振动过大报警信号。监测系统与机组安全链互锁，报警信号联入安全链，一旦出现报警立即切断安全链使机组停机。

监测模块的工作流程如图8所示。

图8 风轮不平衡实时监测与保护逻辑

振动模块采集机舱内测点位置处的机组轴向振动加速度信号，通过100 Hz的低通滤波去除噪声和无用数据，并利用带通滤波器获取风轮1P频率下的机组轴向振动信号，并实时计算得到的振动有效值。实际应用时，滤波器采用Butterworth滤波器，设置监测频率包含风轮1P转频，对本文中所测试的机组，监测频率设为0.1 Hz～0.3 Hz。由于振动模块没有其他机组运行数据(功率、风速等)信号接入，不能判定机组处于何种状态，考虑到不平衡随风速增大更加显著，减少机组误报警，故机组在额定风速附近能报出风轮不平衡故障就满足在线监测要求。综合考虑，报警振动值设置在额定风速时不平衡振幅最大值处。

同时，为了防止振动突然冲击增大而导致误报，本研究采用延时报警方法，持续时间为累积时间，其原理如图9所示。

图9 延时报警法效果示意图

当振幅超过报警线并持续一段时间后，延迟计时器进行一次计时；同样，当振幅小于报警线并持续一段时间后，计时器数值减小，直至计时器的数值达到报警要求才发出故障停机命令。

通过Bladed仿真机组在气动不平衡条件下的运行情况，机组风轮直径100 m，额定功率2 500 kW，风文件采用dlc1.2工况设定，得到机舱轴向振动加速度数据。采用文中提出的监测逻辑，报警准确率在90%以上，并已在10多个风场投入使用，取得了很好的效果。

4 结束语

为了更好地保障风电机组的安全运行，本文采用振动的方法监测风轮气动不平衡故障。理论分析表明：气动不平衡对机组转频1P振动影响最大；现场实验结果表明：机舱内不同位置的测点均能有效监测风轮转频1P振动，且机组处于气动不平衡时，轴向振动幅度变化明显，振动均值增大数倍，且随着风速增大而逐渐增加；而横向振动虽有所增加，但变化幅度不大。

根据现场实测数据，设计了在线监测系统，实时监测风轮转频1P振动，报警水平线设置在机组额定风速下不平衡振动振幅最大值处，并采用延时报警的方式以减少误报率；通过Bladed仿真验证了报警机制的高准确性。