图1 机舱载荷示意图
按图1 坐标系，可将机舱输入轴A 点所受载荷分解为6 个分量：Fx、Fy、Fz、x、y、z。其中x 是用于驱动电机发电的扭矩载荷，其余5 个分量统称为非扭矩载荷。 根据以上分析，本文采用扭矩载荷与非扭矩载荷先分别施加再最终耦合的总体技术方案。首先采用变频电机与变速齿轮箱组合提供扭矩载荷x，再利用沿不同方向布置的多组液压缸协同加载提供其余5 个载荷分量，最后通过载荷耦合装置将上述两类载荷最终耦合并传递至被测机组。 实验装置的总体结构如图2 所示。
图2 总体方案简图
其中：A 为被测风电机组；B 为扭矩施加装置（提供扭矩x）；C 为非扭矩载荷施加装置；D 为载荷耦合装置。 2 扭矩载荷施加 扭矩载荷x 的模拟采用变频电机与减速齿轮箱组合予以实现。为降低能耗测试实验装置采用电闭环模式，驱动电机拖动被测机组发电，产生的电能再回馈至驱动端。 扭矩载荷施加装置除提供恒定扭矩载荷外，还需具备动态载荷模拟能力。通过对驱动侧变频器及被测机组的联合控制，有效模拟各种湍流、阵风带给机组的瞬变载荷。 驱动电机、变频器以及变压器是构成扭矩载荷施加装置的核心电气元件，这三者间的电气参数匹配性直接决定整套装置的性能水平。为此，需要进行多轮联合仿真，综合考虑各方技术难度与成本因素，选取最优参数组合。电气拓扑图如图3 所示。
图3 电气系统拓扑图
此外，由于大型风电机组驱动功率大，且受叶尖线速度限制，风轮转速低，导致驱动扭矩x 数值巨大。因此，驱动电机级数与齿轮箱的传动比亦需综合考虑，选取最优组合，以降低加工难度与制造成本。
0 引言 风能是目前最具规模化开发的可再生能源。近年来，国内外风电装机量大幅攀升，与此同时，风力发电技术也突飞猛进，各种技术流派的新型风电机组大量出现[1-2]。对于新型样机，在实验车间内搭建测试平台，全面模拟其实际工作时所受载荷，并进行严格的性能考核测试，不仅能发现潜在的故障隐患，还可根据实测数据优化机组设计参数[3-4]。因此，该阶段的测试工作是新型风电机组尤其是海上风电机组开发过程中的重要环节。 风电机组的工作载荷来自风轮，由于大型风电机组载荷情况复杂，且风轮尺寸巨大，如何在实验车间内有效模拟风轮带给机舱的各种载荷是样机测试领域的主要难题。目前，多数新型风电机组的厂内测试仅施加用于驱动发电机的扭矩载荷，忽略了实际工作过程中风轮带给机组的推力、弯矩等非扭矩载荷。而上述非扭矩载荷对机组的性能与寿命影响重大。因此，本文针对全工况载荷施加技术展开研究，并提出一种含非扭矩载荷成分的新型载荷施加装备。 1 总体技术方案 风电机组在工作过程中通过风轮吸收来自风中的能量，并将风载荷传递至机舱，如图1 所示。
图1 机舱载荷示意图
按图1 坐标系，可将机舱输入轴A 点所受载荷分解为6 个分量：Fx、Fy、Fz、x、y、z。其中x 是用于驱动电机发电的扭矩载荷，其余5 个分量统称为非扭矩载荷。 根据以上分析，本文采用扭矩载荷与非扭矩载荷先分别施加再最终耦合的总体技术方案。首先采用变频电机与变速齿轮箱组合提供扭矩载荷x，再利用沿不同方向布置的多组液压缸协同加载提供其余5 个载荷分量，最后通过载荷耦合装置将上述两类载荷最终耦合并传递至被测机组。 实验装置的总体结构如图2 所示。
图2 总体方案简图
其中：A 为被测风电机组；B 为扭矩施加装置（提供扭矩x）；C 为非扭矩载荷施加装置；D 为载荷耦合装置。 2 扭矩载荷施加 扭矩载荷x 的模拟采用变频电机与减速齿轮箱组合予以实现。为降低能耗测试实验装置采用电闭环模式，驱动电机拖动被测机组发电，产生的电能再回馈至驱动端。 扭矩载荷施加装置除提供恒定扭矩载荷外，还需具备动态载荷模拟能力。通过对驱动侧变频器及被测机组的联合控制，有效模拟各种湍流、阵风带给机组的瞬变载荷。 驱动电机、变频器以及变压器是构成扭矩载荷施加装置的核心电气元件，这三者间的电气参数匹配性直接决定整套装置的性能水平。为此，需要进行多轮联合仿真，综合考虑各方技术难度与成本因素，选取最优参数组合。电气拓扑图如图3 所示。
图3 电气系统拓扑图
此外，由于大型风电机组驱动功率大，且受叶尖线速度限制，风轮转速低，导致驱动扭矩x 数值巨大。因此，驱动电机级数与齿轮箱的传动比亦需综合考虑，选取最优组合，以降低加工难度与制造成本。
3 非扭矩载荷施加 实际工作过程中，推力、弯矩等非扭矩载荷是由旋转的风轮通过主轴作用在机舱上的。而在实验车间内受占地、安全等因素限制，加载装置不宜像风轮一样旋转，须与基础固接。因此，非扭矩载荷施加即转化为在固定底座上对回转元件的加载问题。而加载机构与受载元件间不可避免的相对转动则是影响该类载荷模拟精确实现的关键因素。 非扭矩载荷的模拟采用一端固支梁的受力模型。加载装置以被测机组为固支端，通过协调x，y、z 方向的液压缸出力，来提供各方向的力与弯矩，其受力模型如图4 所示。
图4 非扭矩载荷施加原理图
为解决加载机构与受载元件相对转动对加载过程的影响，本文采用一个双列圆锥滚子轴承作为载荷传递元件，该轴承能独立承担除扭矩外全部载荷。轴承内圈与被测机组连接，轴承外圈与一刚性体连接，非扭矩载荷施加在刚性体上，经轴承外圈通过滚动体传递至轴承内圈，再由内圈传至被测机组，具体如图5 所示。
图5 非扭矩载荷施加装置结构图
其中：A 为双列圆锥滚子轴承；B 为连接轴（连接轴承内圈与被测机组）；C 为刚性受载元件（与轴承外圈固接）；D 加载油缸及底座（油缸出力点位于不回转的刚性受载元件上）；E 为载荷耦合装置。 4 载荷耦合装置 根据上图2 所示，两类载荷施通过载荷耦合装置实现最终耦合，并传递至被测机组。该装置一方面将驱动电机提供的回转扭矩x 传输至风电机组的主轴，同时还将多组液压缸提供的力与弯矩汇集并传递至风电机组的主轴。 由于被测机组在承受非扭矩载荷时将不可避免产生沿不同方向的结构变形，载荷耦合装置需能够在传递载荷的同时自由补偿这些角度以及位移形变，维持一端固支梁的加载模型。这其中以沿x 轴方向的位移补偿最为困难。因为扭矩载荷x 的传递将 给用来实现x 方向位移补偿的滑动构件带来很大的正压力，进而产生很大的摩擦力。不仅无法实现位移补偿，还将破坏一端固支梁的加载结构模型。 以6W 机组为例，若对其进行满功率测试，考虑效率损失因素，驱动扭矩需达9000kN。若采用常规花键结构进行x 向位移补偿，花键回转直径取1.5 时，键齿间的正压力仍达12000kN。按摩擦系数按0.1 计算，则键齿需克服1200kN 的摩擦力才能实现伸缩补偿，已经破坏了非扭矩加载装置的工作原理假定。 为解决以上问题，本文提出一种新型载荷耦合装置。 该装置以十字万向节为基础，在万向节中部增加一液体静压花键装置。被测机组在受载变形时，x 方向的位移由静压花键装置补偿，其余各项角度与位移变形分量由万向节完成。如图6 所示。 根据具体传递载荷以及静压理论[5] 可确定油垫、油膜等关键技术参数。这样在工作过程中，键齿间将以静压油膜分隔，保证无直接接触。由于油膜的摩擦系数极低（可达0.001），有效抵消正压力带来的影响，使摩擦阻力可相对忽略不计，满足装置在传递较大扭矩时具备自由伸缩的要求。
5 实验平台搭建 根据以上方案进一步搭建了大型风电机组整机测试实验平台模型，如图7 所示。该模型满足单机容量15W 以下的大型风电机组测试实验需求。其中，回转扭矩由两台同步电机并联提供，拖动总功率达22W ；非扭矩载荷施加部分采用液压比例系统，通过高频响比例阀与高精度测力传感器实现精确闭环控制，加载频率可达1HZ。 6 结论 本文针对大型风电机组整机厂内测试所需的载荷模拟与施加技术展开讨论， 深入分析了扭矩载荷施加与非扭矩载荷的施加策略，及其二者间的耦合方案。在此基础上提出具体解决措施，给出新型非扭矩载荷施加装置与载荷耦合装置的设计方案，并据此搭建了最大测试能力达15W 的整机测试实验平台，突破大型风电机组厂内测试所遇到的载荷模拟技术瓶颈。 该测试实验平台可有效模拟风电机组在实际工作环境中所受各种载荷，进而在实验车间内安全、高效地完成样机的全面性能考核，发现潜在故障与设计缺陷，降低技术风险，提高经济效益。
