風力機與液力變速傳動裝置匹配工作特性研究

董 泳 周緒強 畢 強

1.哈爾濱工業大學，哈爾濱，150001 2.中國石油管道公司，廊坊，065000

3.沈陽發動機設計研究所，沈陽，110015

0 引言

目前，大型風力發電機組幾乎都采用變速風力機，這是由風速的不穩定性和最大風能捕獲原理決定的［1］。并網型風電機組的輸出電功率須滿足恒頻、恒壓的并網要求，需要一個中間環節來實現“變速”與“恒頻”之間的轉化，這個中間環節采用了電力電子技術的逆變裝置，主流技術為雙饋感應發電機和永磁無齒箱直驅同步發電機的風力發電系統。

近年來，有研究者提出各種用于風電系統的新型傳動形式以取代整流逆變裝置，以實現與常規燃油、燃氣或燃煤電廠相似的直接并網發電。其基本思想是在風力機和發電機之間連接一臺可調節的傳動裝置，當風力機轉速在一定范圍內變化時，發電機的輸入轉速保持恒定。目前已實現商業化運行的是采用德國伏伊特（Voith）公司WinDrive裝置的風力發電系統。

1 變化的風輪轉速到恒定的發電機輸入轉速

圖1所示為一種典型的采用逆變方式的變速恒頻風力發電機組［2］。與同步發電機和交流／直流／交流逆變器組成的變速恒頻發電系統相比，雙饋感應發電機系統的電力變換裝置處在發電機的轉子回路（勵磁回路），容量較小，適合于大型變速恒頻風電系統。

圖1 采用逆變裝置的變速恒頻風力發電系統［2］

我國大型并網風力發電機組的研制與生產已進入兆瓦級的規模，整流逆變裝置應用廣泛。單機容量的不斷增大，對大功率整流逆變系統也提出了更高的要求，同時風電廠商也要負擔更高的初次投入成本，即使是直驅的發電方式也離不開大功率的整流逆變裝置。

變化的風輪轉速到恒定的發電機輸入轉速可以采用二自由度差動輪系與伺服電機配合調速的傳動系統［3］來實現，如圖2所示。差動輪系任意兩軸轉速合適的組合即可決定第三軸的速度。通過伺服電機調節太陽輪的轉速以適應行星架轉速的變化來控制齒圈輸出轉速，可使發電機的轉速保持恒定。此類系統需要大扭矩、寬轉速調節范圍的伺服電機，成本會很高；如果伺服電機作為發電機工作時，發電并網同樣需要整流逆變裝置。伺服電機也可以用液壓泵或馬達來替代，但也同樣面臨大功率液壓元件的選型問題。

圖2 應用伺服電機調速的變速恒頻傳動系統

圖3所示為一種采用液力變速與傳動裝置（以下簡稱“液變裝置”）的風力發電系統［4］。液變裝置基本組成為一套疊加的行星變速箱和一臺導葉可調式液力變矩器，如圖4所示。

圖3 采用液力變速傳動裝置的風力發電系統

圖4 WinDrive—— 液力變速與傳動裝置［4］

伏伊特公司于2003年提出“風電液變驅動”的概念，2006年將其應用于DeWind公司的D8.2風力機［5］，裝置命名為“WinDrive”。此種風力發電系統中，可調式液力變矩器的主要功能是配合行星齒輪系，以適應不斷變化的風輪轉速，利用分流的部分功率實現變化的風輪轉速到同步發電機轉速的恒定輸入，從而保證發電機輸出電壓與頻率的穩定而不必附加其他大功率逆變裝置。

液變裝置應用于大型風力發電機組綜合了傳統的液力元件能容與功率重量比大、隔離衰減扭振、渦輪輸出的自動適應性、使用可靠、壽命長等多項優良的傳動品質與特點，能夠滿足寬風輪轉速變化范圍的電網質量要求和并網所需條件，并且具有與采用逆變方式的風電系統可比擬的發電效率［6］。

2 風力機與液變裝置匹配的基本關系

2.1 變化的風輪轉速到恒定的發電機輸入轉速

采用液變裝置的風力發電系統具有圖5所示的運動關系，圖中，液力變矩器中的B代表泵輪，T代表渦輪，D代表導輪。

圖5 液變裝置的運動關系

根據圖5所示的嚙合關系，差動輪系傳動機構的3個構件以及與它們相連的3個軸上的轉速滿足以下運動學方程：

其中，nt、nq、nj分別為太陽輪、齒圈、行星架的轉速；α1為差動輪系的結構參數。太陽輪的轉速同時也是液力變矩器的泵輪輸入轉速（nB）和發電機的輸入轉速（nG）。

風輪轉速與行星架轉速之間的關系為

式中，nR為風輪轉速；α3為增速箱傳動比。

通過定軸輪系，液力變矩器渦輪輸出轉速nT與齒圈轉速nq的關系為

式中，α2為定軸輪系結構參數。

將式（2）、式（3）代入式（1），nt用nB或nG代替，經過整理，得到變化的風輪轉速與恒定的發電機輸入轉速、渦輪輸出轉速與風輪轉速的匹配關系：

由式（4）可以進一步得到適應某一風輪轉速變化范圍（nR1～nR2，nR2＞nR1）的液力變矩器對應的工況轉速比iTB＝nT／nB的一些重要關系。

高風輪轉速對應低轉速比：

低風輪轉速對應高轉速比：

對應轉速比范圍比例帶：

差速比關系：

2.2 液力變矩器泵輪的輸入功率

對于圖5中的差動輪系傳動機構，3個構件與它們相連的3個軸上的轉矩存在如下關系：

式中，MB為液力變矩器泵輪輸入轉矩；MG為發電機輸入軸轉矩；MT為液力變矩器渦輪輸出轉矩；MR、Mt、Mq、Mj分別為風輪轉矩、太陽輪轉矩、外齒圈轉矩、行星架轉矩。

根據式（9）中的轉矩比例關系，可以得到液力變矩器渦輪輸出轉矩與風輪轉矩間的關系：

由式（4）可得渦輪輸出轉速：

則渦輪輸出功率為

式中，ωT為渦輪旋轉角速度。

參照液力變矩器的原始特性，得到對應工況點液力變矩器的傳動效率η，由此可以確定泵輪輸入功率：

結合式（10），考慮到泵輪與渦輪轉矩間的變矩關系，可得泵輪功率占風輪功率的比例：

式中，ωB為泵輪旋轉角速度；ωR為風輪旋轉角速度；K為液力變矩器的變矩系數，K＝－MT／MB，并且有η＝KiTB。

結合式（8），式（14）可寫成

隨著風輪轉速的增大，系統調節液力變矩器渦輪的輸出轉速是降低的，轉速比向減小的方向移動，根據液力變矩器的原始特性，變矩系數K呈增大的趨勢。因此，由式（15）可以看出，隨著風輪轉速的提高，風輪功率增加，對于一定的差速比Γ，液力變矩器取自風輪功率的比例是逐漸減小的。

2.3 匹配風力機工況的液力變矩器的輸出特性

在掌握風輪轉速—轉矩特性的條件下，根據式（10）和式（11），可以確定對應風輪取得最佳功率工況點（由風力機最大風能捕獲原理確定）的變矩器工作點參數。

圖6 WinDrive裝置工作特性曲線［6］

變矩器渦輪輸出轉矩與風輪轉矩是標準的比例關系，而渦輪轉速與風輪轉速的關系則是一條負斜率直線的關系，即隨著風輪轉速的增大，風輪轉矩增大，而液力變矩器渦輪輸出轉速則是降低的，渦輪輸出轉矩也是增大的，液力變矩器適應風輪工作的這種特征正是液力變矩器本身自動適應性的體現。

WinDrive的工作原理是基于一臺液力變矩器和與之相連的一套疊加行星齒輪，作為流體機械，液力變矩器的輸出特性與風輪轉子轉矩—轉速特性相吻合，因此，將兩者配合起來使用是再理想不過的了［4］。同時也不難理解，在圖6所示的WinDrive工作特性曲線中，在某一風輪轉速變化范圍內，變矩器工作在某一固定導葉開度附近就可以滿足系統工作要求。

可以設想，通過良好的匹配設計，在實際工作中，在某個轉速比工況范圍內，依靠液力變矩器本身的固有特性或者只需導葉開度作微小的調節即可實現變化的風輪轉速的跟蹤匹配。即使在較大的對應風輪轉速的變化范圍內，導葉開度也只需要做一定的開度范圍的動作即可滿足調節要求，而變矩器的效率并不因為導葉開度的變化而出現明顯的降低。

3 液變裝置的總體傳動效率

3.1 基于功率分流原理的總體傳動效率

根據圖5所示的動力傳輸關系，采用液變裝置的風電系統符合圖7所示的功率分流原理。

圖7 液變裝置的功率分流原理

疊加行星齒輪變速箱功率的輸入與輸出滿足以下能量平衡方程：

式中，ηZ為增速箱的機械傳動效率。

由此可計算液變裝置的輸入到發電機輸出的總體傳動效率：

結合式（14），式（17）可寫成

可以看出，在機械傳動裝置結構參數（α1、α2、α3）一定的條件下，液變裝置的傳動效率與液力變矩器的效率特性有很大的關系。通常情況下，差動輪系結構參數α1的合理取值范圍為1.33～4，α1的取值一般不超過5［7］；定軸輪系結構參數α2的合理取值范圍為2～8［8］。

3.2 液變裝置傳動效率的影響因素

對于變速風力機技術要求給定的最大和最小風輪轉速變化范圍nRmin～nRmax及設計風輪轉速nR，de，推薦的一種匹配方式是保證常見風輪轉速工況范圍（n′R1～n′R2）對應的液力變矩器轉速比在高效區范圍內。根據實際的風力機運行情況，若超過設計風輪轉速，風力機將進入功率限制狀態，因此，可將常見風輪轉速范圍控制在低于設計風輪轉速的某個區間，即n′R1＜n′R2≤nR，de。為了獲得較高的總體傳動效率，將常見的低風輪轉速n′R1對應取得變矩器的設計工況轉速比i＊TB，即對應變矩器的最佳效率工況。

下面結合圖8所示典型的離心渦輪導葉可調式液力變矩器的原始特性，針對關鍵結構參數對系統匹配工作性能的影響給予定性分析，由此說明確定系統結構參數的某些原則。

圖8 適應風輪轉速變化的變矩器轉速比工況

（1）對應最大風輪轉速nRmax的渦輪輸出轉速受到液力變矩器零速工況的限制，也就是說，極限情況液力變矩器處于制動工況，即nTmin＝0。由式（11）可得

由此可以得到差動輪系結構參數：

（2）確定常見風輪轉速區間的下限n′R1對應液力變矩器的設計工況轉速比i＊TB，根據風輪轉速對應變矩器轉速比的關系（式（6））可得

差動輪系結構參數α1一旦確定，定軸輪系結構參數α2也隨之確定。由此得到

由上式可以看出，在對應設計工況點轉速比較大的情況下，α2較大。α1增大，α2也增大，并且α2增大的幅度相對更大一些。

（3）對式（22）作如下變換：

可將式（8）的差速比Γ寫成另一種形式：

由上式可明顯看出，α1增大，差速比Γ減小。

對應n′R1～nRmax，差速比?？杀硎緸?/p>

對應nRmin～n′R1，差速比?？杀硎緸?/p>

由式（25）和式（26）可以看出，隨著α1的增大，差速比Γ減小，對應最大風輪轉速的變矩器最小轉速比iTBmin減小，而對應最小風輪轉速的變矩器最大轉速比iTBmax增大，即對應全風輪轉速變化范圍的變矩器對應的轉速比工況區間增大；隨著α1的減小，這個區間收窄。

從圖8可以看出，α1增大，對于高于n′R1的風輪轉速區，工況左移，差速比Γ減小，而液力變矩系數K則增大，泵輪取自風輪的功率比例呈減小的趨勢，有利于高風輪轉速區總體傳動效率的改善；對于低于n′R1的風輪轉速區，雖然差速比Γ減小，但由于轉速比工況的右移，變矩器的K和η值均呈下降的趨勢，總體上會使低風輪轉速區的傳動效率變低。

在實際的風力發電系統中，一般較為重視接近設計風輪轉速區的總體傳動效率，所以α1還是應盡量取得大一些。但這樣會使接近風輪最大轉速nRmax時，在液力變矩器接近制動工況的區域，液力變矩器傳動效率較低，發熱量較大，需要重點關注變矩器的循環冷卻問題。另外，還要綜合考慮高轉速比工況特性的限制以及結構尺寸變大的問題。

（4）以上分析是在增速箱傳動比α3一定條件下做出的。在常見風輪轉速區間n′R1～n′R2對應的液力變矩器轉速比工況i′TB1～i′TB2（i＊TB）確定的情況下，α3的取值不影響轉速比iTB、泵輪功率比例和總體傳動效率ηYJ。

由式（24）可得

由上式可以看出，α3增大，α1是減小的，同樣α2也是減小的；α3減小，情況則相反。在此種情況下，α3的變化只涉及增速箱和液變裝置尺寸、重量的匹配問題。過大的α3則受到液變裝置差動輪系結構參數和最高風輪轉速的限制，根據α1合理的結構參數的下限值1.33，由式（20）可得

作為一個算例，D8.2風力機風輪轉速變化范圍為11.1～20.7r／min，取nRmax＝20.7r／min，nB＝1500r／min，由式（28）可得α3≤31。

如果沒有預先確定常見風輪轉速區間對應的變矩器轉速比工況，α3的變化同樣會使風輪轉速范圍對應變矩器轉速比工況范圍加大或收窄，α3應取一個較為合適的值。

4 液變裝置與風力機匹配計算實例

采用逆變方式的風力發電系統（圖1），除了發電機以外的傳動設備總體傳動效率滿負荷工況估算為：0.985（增速箱效率）×0.97（逆變器效率）×0.99（變壓器效率）＝94.59%。相比而言，采用液變裝置的風力發電系統發電機前傳動設備的傳動效率在設計風輪轉速工況或其附近也應達到這個水平。以下匹配計算則以此為參考目標，并參照WinDrive裝置得以應用的DeWind D8.2風力機技術參數（表1）。

表1 DeWind D8.2風力機技術參數［9］

4.1 與低轉速比變矩器的匹配計算

從圖4所示的WinDrive裝置的剖面圖可以看出，液變裝置采用的是兩級渦輪的雙級液力變矩器。多級液力變矩器可獲得比單級液力變矩器更大的起動變矩系數K0，同時可擴大高效區的工作范圍，但最高效率略低，這兩個重要特點適合于風力發電系統變速與傳動的應用。大型風力機風輪轉速較低，風輪轉矩較高，在同等循環圓直徑下，多級變矩器渦輪具有較高的力矩輸出能力，占有結構方面的優勢；較寬的高效區范圍則適應風力機寬范圍的風輪轉速的變化。

多級液力變矩器在國內應用較少，更沒有導葉可調式的水力模型可供參考。葉型資料、特性數據較為全面的是曾經用于內燃機車的NY5起動型液力變矩器［10］，其導葉不可調，設計工況轉速比i＊TB＝0.35，最高效率ηmax接近77%，為典型的低轉速比應用類型的變矩器，其原始特性曲線如圖9所示。雖然沒有部分導葉開度下的特性，但借助現有的實驗數據，針對雙級低轉速比變矩器的匹配計算結果仍然具有一定的參考價值。

匹配結果（計算過程略）見表2：差動輪系結構參數α1＝1.80；定軸輪系結構參數α2＝2.32；增速箱傳動比α3＝25。

圖9 NY5起動型變矩器原始特性曲線

表2 采用NY5起動型變矩器的匹配計算結果

對應液力變矩器工況點的效率偏低，與參考傳動效率的目標值存在一定的差距。我國在導葉可調式液力變矩器水力模型的基礎研究工作方面相對比較薄弱，NY5起動型變矩器的特性可以說處于20世紀80年代的水平。試想，通過優化設計，該種型號的變矩器的效率能夠達到一般液力變矩器的通用水平（最高效率84%～85%），在整個風輪轉速變化區間內，可以獲得較為理想的匹配結果。按初步匹配計算的數據，針對2MW風力機，設計風輪轉速工況液力變矩器泵輪輸入功率約為500kW，對于液力傳動元件尚屬于低功率等級，但對于伺服電機或者液壓馬達，就目前水平而言，則具有相當大的難度。

4.2 與高轉速比變矩器的匹配計算

LB46型變矩器為導葉可調式液力變矩器［10］（單級渦輪結構），設計工況轉速比i＊TB＝0.92，最高效率ηmax接近85%，為高轉速比應用類型的液力變矩器，其原始特性曲線如圖10所示。

圖10 LB46型變矩器原始特性曲線

匹配結果（計算過程略）見表3：差動輪系結構參數α1＝1.8；定軸輪系結構參數α2＝6.0；增速箱傳動比α3＝25。

表3 采用LB46型變矩器匹配計算的結果

初步的匹配計算表明，在常見的風輪轉速范圍（15.5～18.5r／min）內，直到最大風輪轉速，采用LB46型變矩器可以得到較為理想的匹配結果。但由于LB46型變矩器高轉速比工況相對偏低的傳動效率，導致對應低風輪轉速工況很低的液變裝置傳動效率。如果最低風輪轉速對應更大的變矩器轉速比則會給匹配設計帶來困難，或者說，低風輪轉速工況變矩器特性不可用。另一方面，相對雙級變矩器，行星變速箱定軸輪系傳動比較大，用在風力發電系統的吊艙中，尺寸、重量方面存在劣勢。

離心渦輪液力變矩器一般為不透穿或具有一定的負透穿性。變矩器泵輪（包括發電機）作為差動機構太陽輪的負載，其共同工作特性的分析比較復雜。但總體來說，用于風力發電系統變矩器的共同工作輸入特性與常規應用的作為柴油機或電動機負載的泵輪工作狀況并無太大的區別。

5 結論

（1）可調式液力變矩器與疊加的行星變速箱組成的復合傳動裝置適合于大型風力發電機組的應用，能實現變化的風輪轉速到恒定的發電機輸入轉速。

（2）常見的風輪轉速變化區間對應基型變矩器高效轉速比工況的匹配方法在概念上是比較明確的。匹配設計的目標是保證常見風速工況達到較高的總體傳動效率，兼顧接近最大、最小風輪轉速的匹配工作特性，同時要綜合考慮機械結構設計的合理性。

（3）低轉速比型號的液力變矩器更適合于風力機吊艙中的應用，獲得性能良好的低轉速比水力模型是一項重要的基礎研究工作。

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