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，并傳遞至被測機組。該裝置一方面將驅(qū)動電機提供的回轉(zhuǎn)扭矩Mx 傳輸至風(fēng)電機組的主軸，同時還將多組液壓缸提供的力與彎矩匯集并傳遞至風(fēng)電機組的主軸。
　　由于被測機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 方向位移補償?shù)幕瑒訕?gòu)件帶來很大的正壓力，進而產(chǎn)生很大的摩擦力。不僅無法實現(xiàn)位移補償，還將破壞一端固支梁的加載結(jié)構(gòu)模型。
　　以6MW 機組為例，若對其進行滿功率測試，考慮效率損失因素，驅(qū)動扭矩需達9000kNm。若采用常規(guī)花鍵結(jié)構(gòu)進行x 向位移補償，花鍵回轉(zhuǎn)直徑取1.5m 時，鍵齒間的正壓力仍達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。被測機組在受載變形時，x 方向的位移由靜壓花鍵裝置補償，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。