风电机组扭矩限制器损坏故障原因分析

2022-02-19李亚鹏苏凤宇程林志孟令锐

机械设计与制造工程 2022年1期

李亚鹏，温斌，苏凤宇，程林志，孟令锐

(许继风电科技有限公司，河南许昌 461000)

风力发电以其清洁、无污染、建设周期短、运营成本低等优点,现已成为发展新能源和可再生能源的重点。风力发电机因常年工作在各类极端恶劣天气及复杂的风力交变载荷中，其质量要求极高[1]。联轴器的主要任务是传递增速机转矩，补偿增速机与发电机两侧的平行偏差和角度误差，同时具有一定的刚度和阻尼以减少振动传递[2]。此外，风力发电机受外界突变载荷冲击，当超过联轴器设计打滑力矩时，为防止传动链上的增速机、发电机因过载而意外损坏，联轴器必须具有过载保护功能[3]。

1 联轴器的结构特点

联轴器结构主要包括胀紧套、刹车盘、膜片组、中间管、扭矩限制器等主要部件，如图1所示。胀紧套用于连接齿轮箱输出轴和发电机输入轴；刹车盘用于和制动器配合实现机组的制动功能；膜片组用于实现联轴器的补偿功能；玻璃钢中间管用于传递扭矩，并实现发电机和齿轮箱的电绝缘功能；扭矩限制器通过过载打滑，实现联轴器过载保护功能[4]，扭矩限制器的工作原理是利用锁紧螺母来使弹簧产生弹力，并作用于摩擦片上，链轮等轮状物体被夹在两片摩擦片之间，由于弹力的作用使得摩擦片和链轮间产生摩擦力，从而能传送扭矩[5-6]。当主动端输入的扭矩超过设定阈值时，链轮和摩擦片之间产生相对滑动，主动端的扭矩将不能有效传递至从动端，进而保护相关设备不受损坏。

图1 联轴器安装示意图

某台2 MW风力发电机机组，现场值班人员发现该机组频繁报出0826/0019(发电机和风轮转速不匹配，发电机转速低/前后振动峰值过大)故障，检查发电机编码器、滑环编码器及主控系统接线无异常，联轴器扭矩限制器下方有较多黑色粉末，联轴器扭矩限制器已打滑失效。为了查找导致联轴器损坏的根本原因，调取风机故障记录及前期运行数据进行分析。

2 故障原因分析

扭矩限制器是依照摩擦力的原理设计的。通过在摩擦副的结合面上施加作用力，使摩擦副之间的静摩擦力增加，从而达到打滑扭矩的设定要求(如图2所示)。扭矩限制器的打滑是摩擦副间的相对机械滑动，因此只有当系统内的扭矩超出打滑扭矩设定值时，才会发生打滑。在风机运行过程中，造成打滑有以下几方面的因素。

图2 扭矩限制器原理图

2.1 系统扭矩过载

2.1.1输入扭矩过载

联轴器的输入扭矩直接来自齿轮箱输出轴，最终影响其大小的是风力载荷波动(中间部分不变)。风力发电机组对风速进行实时监测，并设计了偏航保护和停机保护控制，在发生极大风速之前即可发挥保护功能，避免输入扭矩过载，此次打滑的联轴器打滑扭矩值设定为20 801 N·m，风机额定扭矩值为13 430 N·m，二者之比为1.548，故在正常工况下，风轮传递的扭矩不会超过设定的打滑扭矩值，在非正常工况下，是有可能存在瞬间过载而导致小角度打滑，因此发生扭矩过载是不可避免的，所以联轴器打滑也是允许的。在这种情况下，联轴器会发生很小角度的打滑(几十度)，完全不影响其功能。打滑后扭矩限制器表面上的打滑检视线发生错位。由于机组有健全的保护机制，不会发生持续过载而导致连续打滑，故此因素可以排除。

2.1.2阻滞扭矩过载

风机系统中的阻滞扭矩是由发电机转子和定子间的电磁感应效应而产生的，与输入扭矩保持动态力学平衡。在电网电压瞬间跌落或发电机短路时，发电机会产生过电流和过电压，从而导致发电机转矩激增，一旦超过打滑扭矩设定值，即发生打滑。故障前后10 s联轴器传递的扭矩如图3所示，通过后台数据分析，可以看出打滑时刻的扭矩为10 416 N·m，远小于出厂时打滑扭矩设定值20 801 N·m，此时扭矩限制器已经开始打滑，说明在发生打滑前，扭矩限制器的打滑阈值已经严重下降，为进一步确定扭矩限制器打滑阈值下降的原因，调取该机组前15天的运行数据，对发电机输出扭矩进行统计，结果如图4所示。从图中可以看出，在机组满功率运行时刻，联轴器传递的最大扭矩为10 648 N·m，远小于出厂时打滑扭矩的设定值20 801 N·m，故此因素可以排除。

图3 故障前后10 s联轴器传递的扭矩

图4 故障前15天联轴器传递的扭矩

2.2 产品质量问题

联轴器传递扭矩未超过扭矩限制器的打滑扭矩设定值20 801 N·m，在扭矩约为10 416 N·m时开始打滑，说明在发生打滑前，扭矩限制器的打滑阈值已经下降严重，故初步判断为该产品质量问题。通过对该产品的设计方案分析发现，该产品的摩擦片预紧螺栓为平垫结构，如图5所示，当联轴器发生非正常工况下的小角度打滑时，联轴器膜片会因打滑而磨损，进而摩擦片厚度变薄，而此时膜片预紧螺栓采用的是平垫结构，无法补偿因磨损而损失的预紧力，导致打滑阈值明显下降，当下降到一定程度后发生连续打滑，进而导致联轴器损坏。

3 解决方案

为解决这一问题，本文提出将此处平垫圈改为组合蝶形弹簧垫圈(HDS)结构，如图6所示，蝶形弹簧垫圈是用于螺栓和螺钉连接的防松垫圈，成圆锥形盘状，可用于中等强度或高强度螺栓的连接。既可以单个使用，又可以多个串联或并联使用，在上内缘和下外缘处承受沿轴向作用的静态或动态载荷，被压缩后产生变形，直至被压平，以储存能量形式作为活载荷，如图7所示。蝶形弹簧垫圈优点如下：1)刚度大，缓冲吸振能力强，能以小变形承受大载荷，适合于轴向空间要求小的场合；2)具有变刚度特性，这种弹簧具有很广范围的非线性特性；3)同样的蝶形弹簧垫圈采用不同的组合方式，能使弹簧特性在很大范围内变化，可采用对合、叠合的组合方式，也可采用不同厚度、不同片数等的组合方式；4)蝶形弹簧垫圈应力分布由里到外均匀递减，能够实现低行程高补偿力的效果；5)当叠合时，相对于同一变形，蝶形弹簧垫圈数越多则载荷越大等。这些特性决定了它在工业设备中具有广泛的应用。

图5 调整前的扭矩限制器

图7 单片蝶形弹簧垫圈几何结构示意图

风力发电机机组由于其运行工况的特殊性，导致机组在运行过程中一直存在振动，这种交变的振动加剧了螺栓的松弛速度，而将平垫结构改成3个蝶形弹簧垫圈组合结构后，当螺栓出现松弛时，蝶形弹簧垫圈释放部分势能以保持法兰连接间的压力要求，从而达到保持打滑力矩不随螺栓松弛而降低的要求。

4 理论推导

组合蝶形弹簧垫圈由n片规格相同的蝶形弹簧垫圈组成，片数n由所要求的最大承载载荷和总变形量决定。在忽略组合蝶形弹簧垫圈各片间摩擦力影响、认为蝶形弹簧垫圈材料为线弹性体且各向同性时，单片蝶形弹簧垫圈载荷P与形变δ的关系为：

(1)

式中：E为蝶形弹簧垫圈材料弹性模量；μ为蝶形弹簧垫圈材料泊松比；D为蝶形弹簧垫圈外径；h为蝶形弹簧垫圈最大形变量；t为蝶形弹簧垫圈厚度；k1和k4为计算系数。

根据大量疲劳试验数据可知，当安装平垫结构的扭矩限制器打滑100 000°时，其摩擦副损耗的厚度约为1 mm，摩擦系数由μY=0.4变为μY=0.6，而扭矩限制器的打滑扭矩F与连接螺栓的关系为：

F∝μY×FY

(2)

式中：FY为螺栓预紧力。

设未发生任何打滑时，单片蝶形弹簧垫圈所受的载荷为P1，发生100 000°持续小角度打滑后，单片蝶形弹簧垫圈所受的载荷为P2，则有：

(3)

式中：δ1为未发生任何打滑时蝶形弹簧垫圈形变量；δ2为发生100 000°持续小角度打滑后蝶形弹簧垫圈形变量。

将蝶形弹簧的相关参数代入式(3)，可得：

(4)

设未发生任何打滑时，扭矩限制器的打滑扭矩为F1，发生100 000°持续小角度打滑后，扭矩限制器的打滑扭矩为F2，将式(4)代入式(2)可得：

(5)

从式(5)可以看出，当扭矩限制打滑100 000°时，由于蝶形弹簧垫的补偿作用，使扭矩限制器的打滑扭矩上升了12.5%，明显改善了打滑扭矩下降的趋势，有效解决了由于小角度打滑而导致扭矩限制器打滑阈值下降的问题。

5 试验验证

根据理论计算结果，对两种结构的扭矩限制器进行试验验证，经累计打滑100 000°的测试，采用平垫片的结构(旧结构)打滑扭矩下降约11%，如图8所示，而用蝶形弹簧的结构(新结构)打滑扭矩上升约14%，如图9所示，分析试验结果可知，在累计打滑100 000°的范围内，新结构的扭矩限制器打滑阈值不会随着小角度打滑的发生而下降，相比旧结构的扭矩限制器，新结构的扭矩限制器性能有明显的提升，进一步验证了仿真结果的正确性。经过改造的扭矩限制器，现场损坏概率大幅度降低。