风力发电机组液态阻尼器减振设计研究

葛文澎，苗得胜，吴迪，王亚娥

（明阳智慧能源集团股份公司，广东 中山 528400）

0 引言

随着海上风电项目的开发速度加快，风力发电机组呈现大容量、长叶片和高塔筒的发展趋势[1]。由高塔筒大叶片引发的机组振动问题愈来愈突出，在正常停机和紧急停机状况下，机组均出现持续的振动，增大了机组结构损伤和疲劳载荷[2]，导致机组结构安全事故频发，仅在2014年，全球就发生1 000多起[3]。

高塔筒机组的减振装置分为主动式控制和被动式控制。主动式控制是采用复杂的控制系统，通过运动响应传感器进行结构监控和实时调整，以达到对目标物控制的目的[4]。主动式控制方式算法复杂，故障率较高，应用范围有限。被动式控制是利用装置次级质量块的惯性力抑制被控结构振动，设计简单实用，维护方便，在实际中应用较多。

被动式控制可以分为调频质量阻尼器（TMD）和调频液态阻尼器（TLCD）。文献[5]将TMD振动方程嵌入到FAST代码中，实现了海上风电机组被动结构控制技术参数化研究。TMD利用了质量块惯性，实现了能量从主结构向阻尼器系统的转移，但需要的质量块重量较大，同时质量块导向系统要承担较大的摩擦力，工程应用成本较高。而TLCD系统通常采用矩型或U型水箱作为附加阻尼调节装置，利用水箱液体运动产生的阻尼消耗机组振动的能量，从而达到减小结构振动的目的。TLCD承载形式简单且易于调谐，但流体作用机理复杂，目前行业内还没有成熟的设计经验和工程应用。

本文借鉴了文献[5]，[6]中TLCD的设计经验，提出了一种用于风力发电机组减振的3柱液态阻尼装置，通过CFD方法计算了其流体最佳设计参数，同时在风电场安装阻尼器并进行了减振效果测试，验证了装置的可靠性和仿真设计的可行性。

1 模型与机理

据阻尼器的初步设计方案估算[7]，采用的阻尼系统的总有效质量为1 200 kg（即等于机组第1阶模态质量的0.4%），而固有频率则需要达到机组第1阶模态频率的98%左右。

如图1所示，本文基于某陆上3 MW风电机组开展设计，塔筒直径为4 m。根据上述估算值结合塔筒可容纳空间，决定采用3柱立管式TLCD，管直径为0.26 m，采用三维建模软件Solidworks建立几何模型。阻尼器由3根直管、3根弯管、平台支撑弹簧、管间固定条、法兰紧固盘和球阀等构成，底部连通，并设有漏液传感器和压力传感器，整体由塔筒上两平台承重。

塔筒振动通过平台传递到液态阻尼器，引发液柱振动，流体运动的滞后性加快了能量的耗散，而减振效果则取决于流体共振频率。本文采用静水自由衰减仿真方法确定特定频率下的液柱高度，并通过流固耦合仿真得到阻尼器减振效果，最后对比大量测试数据验证设计的可行性。

2 数学原理

2.1 TLCD系统

考虑风电机组顺流向振动等效为单自由度振动系统，TLCD结构运动方程为[8]

式中：Xs为主系统的位移；Xf为阻尼器中液体的位移；Ms为主系统的质量；Ks为主系统的刚度；Cs为主系统的阻尼系数；kf为液体柱的等效刚度（2ρAg）；mf为管内液体的质量；ρ为液体密度；A为管的横截面积；α为长度比（d/h）；h为液体柱的长度；d为液柱的直径；F（t）为作用在主质量体上的外力。

将机组等效为质量块M，K为等效刚度，C为系统阻尼，F（t）为外载荷，其结构如图2所示。

图2 TLCD被动控制等效结构示意图Fig.2 TLCD passive control equivalent structure

2.2 流体控制方程

自由液面采用VOF方法进行追踪求解，湍流模型选取SST k-omega[9]，微分方程的离散使用有限体积法，其中对流项采用二阶迎风格式。

3 液态阻尼器最佳设计液位确定

风力发电机组均安装了SCADA监控系统，可以对机组各项运行参数进行实时记录。机组正常停机过程的机舱振动位移如图3所示，通过傅里叶变换得到了机组停机振动频率响应（图4）。

图3 机组停机过程机舱振动位移曲线Fig.3 The vibration displacement curve of the nacelle when the turbine under working stop process

图4 机组停机振动频率响应图Fig.4 The frequency response under working stop process

根据机组监控数据可知，机组停机过程的振动频率集中在0.189 4 Hz。

本文进行了一系列不同水位高度下阻尼器液柱自由衰减运动仿真，计算阻尼器固有频率，找出了固有频率与机组振动频率相同时阻尼器的装液容量。

3.1 网格无关性验证

本文应用STAR-CCM+自带的网格生成器进行了六面体网格划分（图5），相比于多面体网格，六面体网格能够更好地呈现自由液面[10]，细密网格能够捕捉到液面微小起伏和破碎波，但会增加计算时间。

图5 网格划分示意图Fig.5 The mesh structure of the damping

本文通过自由面附近网格的加密程度来进行网格无关性验证。图6为3柱液态阻尼器自由衰减垂荡运动不同网格数量下的模拟结果，时间步长取0.002 s。

图6 不同网格数量下液柱衰减运动对比Fig.6 The comparison of the displacement of the damping liquid column under different grid quantity

由图6可知，网格规模达到420万以后，横摇衰减运动模拟结果改变很小。考虑计算效率，采用420万网格进行后续计算。

3.2 液柱自由衰减运动数值模拟

阻尼器液柱在震荡过程中存在较强的非线性阻尼，难以通过经验公式估算固有频率，一般通过自由衰减试验或仿真进行确定[11]。

本文采用试算的方式，初步确定装液高度为6.0～6.35 m，然后取8组工况，即间隔高度为0.05 m，分别进行自由衰减垂荡运动仿真。初始时刻赋予3管0.16 m液位差，即其中一管水位低于稳态时水位高度0.32 m，另外两管水位高于稳态水位高度0.16 m，初始条件的选择主要参考了阵风下仿真得到的水柱剧烈震荡位移，同时参考了U型管液柱震荡特性[12]。

管道经过抛光防腐处理，表面接近光滑，仿真粗糙度取值为200μm。通过自由衰减运动仿真得到了装液高度与液柱固有频率关系（图7）。

图7 装液高度与阻尼器振动频率关系Fig.7 The relationship diagram between the liquid column height and the vibration frequency of the damping

随着装液容量的增加，水柱自振频率逐渐降低，通过多项式拟合，液柱固有频率为0.189 4 Hz时的装液高度为6.21 m。图8为对应的自由衰减曲线。

图8 装液高度为6.21 m时液柱自由衰减曲线Fig.8 The free decay curve of the liquid column when the liquid height is 6.21 m

3.3 自振频率现场测试

在风电场吊装阻尼器进行水位自振频率测试。测试系统主要包含两部分：载荷数据采用Campbell设备进行采集，采取塔中和塔底的载荷至工控机，采样频率为50 Hz；风速、液压、机舱前后加速度等运动信号，均由PLC系统模块采集，再以modbus TCP通信方式采集到工控机中，通信采集频率为5 Hz。

测试机组停机锁定后，向TLCD管顶部进行气体打压，压力为3～4 kPa后迅速拔掉密封盖，分别进行56，57 kPa和58 kPa 3个水位自振频率测试，3个水压分别对应的液柱高度约为6.2，6.3 m和6.4 m。本文提取了56 kPa的测试结果（图9）。

图9 液体自振测试曲线Fig.9 The pressure curve of the liquid column under the free decay test

约在第1 350秒开始施加压力，加压到59.3 kPa后释放，图10拟合了其自由衰减周期，衰减频率为0.189 3 Hz，与机组振动频率0.189 4 Hz基本吻合，同时也证明了衰减运动仿真结果的可靠性。因此，阻尼器选取压力为56 kPa，即装液高度为6.2 m作为最佳液位设计。

图10 震荡衰减曲线与周期拟合曲线对比Fig.10 The free decay curve of the liquid column and the equal period fitting curve

4 液态阻尼器有阻尼水平振动研究

4.1 阻尼器水平强迫振动仿真

将风电机组抽象为单自由度有阻尼受迫振动系统，仿真时简化为一个带阻尼的质量块（图11）。

图11 仿真模型Fig.11 The simulation model

阻尼比按钢体材料取经验常数为0.004，对整机组模态分析得到一阶固有频率为0.326 6 Hz，即一阶等效刚度为401 150.9 N/m。为了使水柱达到共振，给模块施加一个周期性载荷，载荷频率为机组停机振动频率0.189 4 Hz。等效后的模型参数如表1所示。

表1 机组振动系统等效模型Table 1 The equivalent model of the turbine vibration system

阻尼器采用丙二醇防冻液，密度为1 024 kg/m3，粘度为3.06 mm2/s。阻尼器液柱初始状态和充分振动发展状态如图12，13所示。

图12 初始液柱Fig.12 The initial liquid column

图13 充分发展液柱Fig.13 The fully development liquid column

液柱剧烈振动后气液混合现象明显，低阻尼下流体仿真时间较长，本文仅给出了ζ为0.005状态下的质量块减振效果（图14），图15为500～600 s放大结果。阻尼管能够耗散振动能量，使得模块振幅降低了15.2%。

图14 加阻前后质量块仿真位移结果对比Fig.14 The comparison of the mass block vibration displacement before and after installation of the damper

图15 加阻前后质量块仿真位移结果对比Fig.15 The comparison of the mass block vibration displacement

4.2 减振效果现场测试

阻尼器完成自振频率测试和验证后，随后进行减振效果测试。以机舱振动位移为监控对象，加阻前平均风速为4.8 m/s，加阻后平均风速为5.2 m/s，加阻前后瞬时风速相近，基本满足测试工况对比一致性要求。

加阻后机舱震荡幅值出现明显下降，衰减较快趋于稳定（图16）。

图16 加阻测试前后机舱位移对比Fig.16 The comparison of the displacement of the nacelle before and after installation of the damper

本文进行了多组工况测试，根据各风速测试结果，提取了机组振动ζ，提取方式如图17所示。分析ζ时采用测试工况400 s内的振幅平均衰减进行计算，400 s一般含有75个波，即计算400 s内约75个波的平均ζ。

图17 阻尼比计算Fig.17 Damping ratio calculation

图18给出了各工况下机组ζ测试结果。由图18可知，阻尼器在高风速段减振效果优于低风速段，机组ζ平均增加值为7.3×10-4，相对总ζ增大了39.2%。

图18 加阻前后不同风速下机组ζFig.18 The comparison of the damping ratio of the nacelle before and after installation of the damper

获得机组测试平均ζ后，将其引入TLCD系统振动方程中，并施加同仿真相同的周期性载荷，得到加阻前后机组振动位移曲线（图19），阻尼器能够使机组振动幅度降低24.4%。

图19 施加周期激励后测试机组加阻前后振动位移对比Fig.19 The comparison of vibration displacement before and after installation of the damper under periodic load for testing turbine

仿真计算得到阻尼器减振幅度为15.2%，实际减振幅度高于仿真值。这主要有两方面原因：一是液柱振动存在较强的非线性，液体飞溅和波浪破碎严重，VOF法捕捉较小液滴界面时存在数值误差，会低估振动能量耗散的影响；二是在机组停机过程中各自由度振动存在相互耦合现象，阻尼器在各方向振动输入下减振叠加效应明显，使得实测结果优于模拟结果。

5 结论

本文建立了液态阻尼器CFD仿真设计模型，计算了阻尼器最佳装液量和风电机组减振幅度，并通过现场测试数据对仿真结果进行了验证，得到如下结论。

①随着装液容量的增大，阻尼器固有频率逐渐降低，液柱每增高10 cm，其固有频率降低约0.001 5 Hz。

②通过CFD方法对阻尼器液柱自由衰减进行仿真，从而确定了最佳装液高度，当液位高度为6.2 m时，所得频率与实测频率值吻合良好，证明了仿真模型的可靠性。

③阻尼器持续共振CFD流固耦合仿真结果表明，减振效果明显，该液态阻尼器减振幅度达到了15.2%。现场测试结果显示，同工况下的减振幅度达到24.4%。

④该阻尼器设计可提高机组总体ζ，显著降低风电机组正常停机和紧急停机时的振动幅度。