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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Mx 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Mx 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6MW 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9000kNm。若采用常规花键结构进行x 向位移补偿，花键回转直径取1.5m 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。
