基于風力發電機組葉根載荷變換槳距角反饋線性化的獨立變槳控制策略研究

任小勇

(1.酒泉職業技術學院,甘肅 酒泉 735000;2.蘭州理工大學,甘肅 蘭州 730000)

1 基于葉片根部載荷變換槳距角反饋線性化變槳距控制原理

1.1 控制思想

葉輪在旋轉過程中,會受到各種力的影響,受力非常復雜,所受到的各種載荷通過葉根作用到了輪轂,一般情況下,風機受到的載荷有兩種,分別是動態載荷和靜態載荷。 靜態特性的載荷變化比較緩慢或者不變化,對風力發電機組的影響較小,可以忽略不計,在風機設計和制造的過程中,可以通過對風機結構的優化等方式來消除靜態載荷。 運行中的風力發電機,葉片受到自然風、風切變、突變的風等會產生動態載荷,動態特性的載荷隨時間變化,如果不能及時處理,就會影響風力發電機的穩定性和使用壽命,因此在風力發電機組變槳距控制中,考慮載荷對風機的影響時,只需考慮風機的動態載荷[1]。

只要葉片轉動,就會受到氣流的作用產生動態載荷,傳遞到輪轂上,對輪轂產生影響。 在設計變槳距控制策略的時候,一定要考慮動態載荷。 風機在運行的過程中受到的載荷分為兩類,一類是風機轉動時的氣動轉矩。 氣動轉矩主要就是帶動發電機轉動,氣動轉矩會受到風剪切、塔影效應、尾流的影響,葉輪波動,發電機電磁轉矩作用等,會對風力發電機組的傳動系統產生扭曲和震動,影響風力發電機的功率輸出。 風機的動態載荷分為兩部分,一是在氣流作用下產生的氣動轉矩,二是因氣流影響產生的不平衡載荷[2]。

葉片的動態載荷主要表現形式是葉片的拍打和葉片的揮舞,葉片的拍打主要是在旋轉過程中的振動,與風剪切和旋轉湍流有關,葉片的揮舞主要是在旋轉過程中的振動,主要與氣動力矩和風剪切有關。 風機在運行過程中受到的各種載荷之間是有相互耦合關系的,葉片的拍打與傳動系統有耦合關系,塔架的振動與葉片的揮舞有耦合關系,因此在設計風機的過程中,要充分考慮風機的動態載荷,確保機組的運行穩定和使用壽命[3-4]。

針對上述問題,提出基于葉根載荷變換槳距角的控制策略,通過在葉片根部裝置壓力傳感器,對葉根產生的載荷實時監測,以此來反映葉片的受力情況,反映整個機組不平衡載荷的影響,將葉根受到的動態載荷換算為葉輪所彎曲的力矩,將彎曲力矩變換為槳距的反饋量,從而能夠對風機進行變槳距控制[5]。

1.2 葉片根部載荷變換槳距角反饋給定計算

風輪在旋轉過程中,會受到水平方向和垂直方向的力的作用,因此葉輪的不平衡載荷主要就是水平方向和垂直方向力的彎矩,也就是通常所說的俯仰彎矩Mtilt 和偏航彎矩Myaw,輪轂彎矩受力分析如圖1 所示。

圖1 輪轂固定坐標下的載荷

實際運行過程中,輪轂受到彎矩力的作用,引起輪轂的變形和塔架的彎曲,在風場中,經常發生塔筒、葉片折斷的情況,發生類似情況的原因是輪轂不平衡載荷引起的,因此通過控制策略來減少論輪轂的俯仰彎矩和偏航彎矩。 但是輪轂的結構是一個球形狀的,在實際中,只能利用間接的方法來測量輪轂中心的不平衡載荷,之后再進行換算。 本文是通過葉根載荷變化對輪轂的中心彎矩進行測量的[6-7]。

實際計算中,葉片在葉片坐標系下定義,輪轂在輪轂固定坐標系下定義,為了換算方便,應用了Coleman 坐標變換理論進行坐標變換。

把葉片受到的彎矩根據Coleman 坐標變換理論,變換成輪轂中心俯仰彎矩MYN 和偏航彎矩MZN,其坐標變換公式如式(1)所示。

在因為輪轂中心的俯仰彎矩和偏航彎矩互相垂直,沒辦法只設計一個控制器對其控制,只能設計兩個控制器進行控制,把控制器的輸出再進行坐標反變換,就可以得到3 個葉片槳距角調節地給定量并對風機進行控制。 其坐標反變換公式如式(2)所示。

葉片根部氣動載荷產生的葉根彎矩線性化模型可表示如下:

風機葉片轉動時的相對風速ω是絕對風速和輪轂前后振動時產生的速度之和,可以由下式(4)所示:

式中:xfa是輪轂振動產生的位移,i為葉片數。

只考慮葉輪前后移動,可以把式(3)和(4)寫成:

在實際變槳距風機控制時,每個葉片的變槳控制是由統一變槳信號控制的,是根據輪轂中心高度測量的風速大小給人風機控制系統的,系統原理框圖如圖2所示。

圖2 槳距角反饋原理

1.3 葉片根部載荷變換槳距角獨立變槳運行分析

(1)在低風速下,葉片受到的各種力的作用較小,產生的載荷也小,一般葉根載荷不作為控制目標來進行控制,但是在兆瓦級風電場中,風機的葉片和塔筒的高度都在幾十米以上,葉片的最高點和最低點落差在幾十米到一百米之間,在低風速下按照輪轂中心的風速計算最佳葉尖速比是可行的,但是在實際應用中,因為塔筒和葉片長度較大,還應考慮葉片產生的不平衡載荷。

(2)在高風速下,風速超過額定風速,功率超過額定功率時,變槳系統開始工作,由于風度過大,葉片和輪轂受到的氣動載荷增加,根據槳葉受力情況,檢測出葉根載荷變化情況,計算出俯仰彎矩和偏航彎矩,在通過坐標變換成反饋量,進行控制基于葉根載荷變換槳距角反饋控制。

本文主要研究的就是風速超過額定風速時,如果保持功率穩定及抑制動態載荷對風機的影響,葉片根部載荷變換槳距角反饋控制原理如圖3 所示。

圖3 葉片根部載荷變換槳距角反饋控制原理

2 基于槳距角反饋線性化控制器設計

2.1 變槳控制器的設計

為了搭建系統模型,先要通過絕對值編碼器檢測獲取狀態變量id、iq、ωr、電磁極位置角θr、轉子速度ωr和轉子磁極位置角θr。id、iq通過下式坐標變換得到。

根據三線電機控制系統模型得到:

于是電動機的加速度變化率為

基于槳距角反饋線性化的控制律可表示如下:

由上式可以看出,該控制系統實際上也是一種以槳距角為輸入的伺服驅動電機轉速PID 控制系系統,反饋控制律可設計如下:

線性化后的閉環系統控制律可設計如下:

2.2 基于槳距角反饋線性化的獨立變槳系統穩定性分析

對于上述槳距角反饋線性化后的獨立變槳距控制閉環系統可寫成下式:

由此系統動態跟蹤誤差為

只要比例系數選擇合適,使矩陣變成非奇異矩陣,就可以保證變槳系統的快速性和穩定性。

3 系統仿真與結果分析

為了驗證設計的基于葉片根部載荷變換槳距角變槳距控制系統的有效性,進行仿真,同時對統一變槳PI控制進行了仿真。 獨立變槳結構如圖4、圖5 和圖6 所示。 統一變槳結構如圖7 所示。

圖4 獨立變槳系統Simulink 仿真結構

圖5 坐標變換仿真模塊

圖6 線性化控制 Simulink 仿真模塊

圖7 統一變槳距Simulink 仿真結構

獨立變槳參數設定如下。 額定功率:P=8 kW;額定轉速:N=2 000 r/min;額定電壓:U=380 V;額定頻率:f=50 Hz;極對數p= 2;電機轉動慣量= 0.026 2 kgm2。 控制器參數:kip=20,kp=1.48,ks=0.23,ka=0.015。 統一變槳參數設置為kp=2.63,Ki=0.62。

圖8 是充分考慮了風剪切、塔影效應等外在不確定因素的影響下,在輪轂中心高度處以18 m/s 的湍流風速模擬生產的,把它作為模擬仿真時的給定風速。 為了與實際風速相符合便于結果分析,在給定風度時間為20 s~40 s 之間截取一段風速作為仿真風速。

圖8 給定仿真風速曲線

系統仿真結果如圖9—12 所示,圖9 為槳距角隨風速變化的調節曲線。

圖9 槳距角變化曲線

圖10 為兩種變槳控制方式下,葉片根部載荷變化圖,從圖中很明顯的就可以看出,在相同風速下,獨立變槳距控制的葉根載荷變化幅度小,外在不確定因素對輪轂影響小,系統的穩定性好。

圖10 兩種控制方式下葉根載荷變化曲線

圖11 和12 為兩種變槳控制方式下,俯仰彎矩和偏航彎矩曲線對比圖,從圖中可以看出,兩種控制方式在風機運行過程中,俯仰彎矩和偏航彎矩都發生及波動,但是獨立變槳距控制的彎矩幅度明顯小,說明獨立變槳距能夠抑制不平衡的載荷。

圖11 兩種變槳下的風輪俯仰彎矩曲線

4 結語

本文對輪轂運行中的載荷進行分析,得出動態載荷對風機的影響較大,提出基于葉片根部載荷變換槳距角反饋線性化的獨立變槳距控制策略,通過Coleman變換理論,把葉片根部的載荷量變換成輪轂的動態載荷,在反變換,轉換成槳距角的給定量進行控制。 對于獨立變槳距控制和統一變槳距控制的仿真分析,結果表明獨立變槳距控制比統一變槳距控制的葉根載比變化幅度小,俯仰彎矩和偏航彎矩也小,因此,獨立變槳距控制能夠抑制不平衡的載荷,系統的穩定性更好。

圖12 兩種變槳下的風輪俯仰彎矩曲線風輪偏航彎矩曲線