3 非扭矩載荷施加
　　實際工作過程中，推力、彎矩等非扭矩載荷是由旋轉(zhuǎn)的風(fēng)輪通過主軸作用在機(jī)艙上的。而在實驗車間內(nèi)受占地、安全等因素限制，加載裝置不宜像風(fēng)輪一樣旋轉(zhuǎn)，須與基礎(chǔ)固接。因此，非扭矩載荷施加即轉(zhuǎn)化為在固定底座上對回轉(zhuǎn)元件的加載問題。而加載機(jī)構(gòu)與受載元件間不可避免的相對轉(zhuǎn)動則是影響該類載荷模擬精確實現(xiàn)的關(guān)鍵因素。
　　非扭矩載荷的模擬采用一端固支梁的受力模型。加載裝置以被測機(jī)組為固支端，通過協(xié)調(diào)x，y、z 方向的液壓缸出力，來提供各方向的力與彎矩，其受力模型如圖4 所示。

圖4 非扭矩載荷施加原理圖

　　為解決加載機(jī)構(gòu)與受載元件相對轉(zhuǎn)動對加載過程的影響，本文采用一個雙列圓錐滾子軸承作為載荷傳遞元件，該軸承能獨立承擔(dān)除扭矩外全部載荷。軸承內(nèi)圈與被測機(jī)組連接，軸承外圈與一剛性體連接，非扭矩載荷施加在剛性體上，經(jīng)軸承外圈通過滾動體傳遞至軸承內(nèi)圈，再由內(nèi)圈傳至被測機(jī)組，具體如圖5 所示。

圖5 非扭矩載荷施加裝置結(jié)構(gòu)圖

　　其中：A 為雙列圓錐滾子軸承；B 為連接軸（連接軸承內(nèi)圈與被測機(jī)組）；C 為剛性受載元件（與軸承外圈固接）；D 加載油缸及底座（油缸出力點位于不回轉(zhuǎn)的剛性受載元件上）；E 為載荷耦合裝置。
　　4 載荷耦合裝置
　　根據(jù)上圖2 所示，兩類載荷施通過載荷耦合裝置實現(xiàn)最終耦合，并傳遞至被測機(jī)組。該裝置一方面將驅(qū)動電機(jī)提供的回轉(zhuǎn)扭矩Mx 傳輸至風(fēng)電機(jī)組的主軸，同時還將多組液壓缸提供的力與彎矩匯集并傳遞至風(fēng)電機(jī)組的主軸。
　　由于被測機(jī)組在承受非扭矩載荷時將不可避免產(chǎn)生沿不同方向的結(jié)構(gòu)變形，載荷耦合裝置需能夠在傳遞載荷的同時自由補(bǔ)償這些角度以及位移形變，維持一端固支梁的加載模型。這其中以沿x 軸方向的位移補(bǔ)償最為困難。因為扭矩載荷Mx 的傳遞將　　給用來實現(xiàn)x 方向位移補(bǔ)償?shù)幕瑒訕?gòu)件帶來很大的正壓力，進(jìn)而產(chǎn)生很大的摩擦力。不僅無法實現(xiàn)位移補(bǔ)償，還將破壞一端固支梁的加載結(jié)構(gòu)模型。
　　以6MW 機(jī)組為例，若對其進(jìn)行滿功率測試，考慮效率損失因素，驅(qū)動扭矩需達(dá)9000kNm。若采用常規(guī)花鍵結(jié)構(gòu)進(jìn)行x 向位移補(bǔ)償，花鍵回轉(zhuǎn)直徑取1.5m 時，鍵齒間的正壓力仍達(dá)12000kN。按摩擦系數(shù)按0.1 計算，則鍵齒需克服1200kN 的摩擦力才能實現(xiàn)伸縮補(bǔ)償，已經(jīng)破壞了非扭矩加載裝置的工作原理假定。
　　為解決以上問題，本文提出一種新型載荷耦合裝置。
　　該裝置以十字萬向節(jié)為基礎(chǔ)，在萬向節(jié)中部增加一液體靜壓花鍵裝置。被測機(jī)組在受載變形時，x 方向的位移由靜壓花鍵裝置補(bǔ)償，其余各項角度與位移變形分量由萬向節(jié)完成。如圖6 所示。
　　根據(jù)具體傳遞載荷以及靜壓理論[5] 可確定油墊、油膜等關(guān)鍵技術(shù)參數(shù)。這樣在工作過程中，鍵齒間將以靜壓油膜分隔，保證無直接接觸。由于油膜的摩擦系數(shù)極低（可達(dá)0.001），有效抵消正壓力帶來的影響，使摩擦阻力可相對忽略不計，滿足裝置在傳遞較大扭矩時具備自由伸縮的要求。