劉增光, 張本國, 岳大靈, 李林飛, 蘇利強(qiáng), 任 祿

(蘭州理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院, 甘肅 蘭州 730050)

引言

風(fēng)能作為一種重要的可再生能源,近年來在世界范圍內(nèi)得到了大規(guī)模的發(fā)展[1]。我國現(xiàn)有風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中主要以齒輪箱傳動為主[2]。齒輪箱式風(fēng)力發(fā)電機(jī)組存在著齒輪箱故障率高、需要大功率變流器和輸出電能品質(zhì)差等嚴(yán)重缺點(diǎn),制約了我國風(fēng)電產(chǎn)業(yè)的進(jìn)一步發(fā)展[3]。與傳統(tǒng)齒輪傳動風(fēng)力發(fā)電機(jī)組相比,液壓風(fēng)力發(fā)電機(jī)組因其具有機(jī)艙重量輕、無級調(diào)速實現(xiàn)簡便、消除了變流器和易于實現(xiàn)液壓蓄能等優(yōu)點(diǎn),受到國內(nèi)外的廣泛關(guān)注[4]。

如圖1所示為常用的單定量泵驅(qū)動單變量馬達(dá)的液壓風(fēng)力發(fā)電機(jī)組工作原理,其主要有風(fēng)輪、定量泵、變量馬達(dá)和同步發(fā)電機(jī)組成[5]。采用單泵單馬達(dá)傳動的液壓風(fēng)力發(fā)電機(jī)組在中低風(fēng)速下,液壓泵和馬達(dá)工作在遠(yuǎn)離額定工況狀態(tài),從而導(dǎo)致泵、馬達(dá)和整個機(jī)組工作效率較低[6]。同時由于風(fēng)力發(fā)電機(jī)組呈現(xiàn)出向5 MW及以上方向發(fā)展的趨勢,而目前可用于液壓風(fēng)力發(fā)電的單個低速大扭矩液壓泵的功率不能滿足5 MW 的要求。因此,為了使液壓風(fēng)力發(fā)電機(jī)組在整個工作范圍內(nèi)始終保持高的效率,國內(nèi)外學(xué)者提出了利用多個小排量定量泵組合替代單個大排量定量泵的風(fēng)力發(fā)電數(shù)字液壓傳動新方案并對其進(jìn)行了研究。

圖1 單泵單馬達(dá)液壓風(fēng)力發(fā)電機(jī)組原理

德國亞琛工業(yè)大學(xué)搭建了1 MW液壓傳動風(fēng)力發(fā)電實驗平臺,其液壓傳動系統(tǒng)由2個定量泵和4個變量馬達(dá)組成,控制系統(tǒng)能夠根據(jù)輸入的風(fēng)速來切換每個泵和馬達(dá)的運(yùn)行狀態(tài),研究結(jié)果表明該液壓傳動系統(tǒng)可以有效提高低于額定風(fēng)速時的傳動系統(tǒng)效率[7-8]。普渡大學(xué)通過實驗對比采用單泵傳動和雙泵傳動的風(fēng)力發(fā)電效率,實驗結(jié)果證明了在液壓風(fēng)力發(fā)電系統(tǒng)中采用多臺液壓泵的效率明顯提高[9-10]。WANG F等[11-12]提出了一種數(shù)字式液壓傳動風(fēng)力機(jī)發(fā)電系統(tǒng),并對其馬達(dá)數(shù)字化編碼控制方法進(jìn)行研究,仿真結(jié)果驗證了所提方案的可行性。以上國內(nèi)外的研究主要集中在數(shù)字液壓傳動風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的靜態(tài)特性進(jìn)行研究,而對不同風(fēng)速工況下多泵切換時數(shù)字液壓傳動風(fēng)力發(fā)電機(jī)組動態(tài)特性研究較少。

本研究以5 MW多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)為研究對象,在分析風(fēng)能多泵數(shù)字液壓傳動工作原理的基礎(chǔ)上,建立了多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)的數(shù)學(xué)模型,并利用AMESim軟件搭建了多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)的仿真模型?；诜抡婺Ｐ瓦M(jìn)行恒定風(fēng)速和變風(fēng)速工況下多泵工作切換的仿真研究,得到多泵切換時液壓風(fēng)力機(jī)的風(fēng)能利用系數(shù)、液壓系統(tǒng)流量、壓力等動態(tài)特性的變化規(guī)律;最后,利用半實物仿真系統(tǒng)搭建了多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力發(fā)電硬件在環(huán)仿真測試實驗平臺,對仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性進(jìn)行驗證。

1 多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)

1.1 多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)工作原理

多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)工作原理,如圖2所示。該系統(tǒng)主要由風(fēng)輪部分、液壓多泵部分以及液壓多馬達(dá)部分組成。風(fēng)輪部分是風(fēng)力機(jī)的能量轉(zhuǎn)換裝置,作用是吸收風(fēng)能,帶動多泵旋轉(zhuǎn)。液壓多泵部分是機(jī)艙中采用多個不等排量的定量泵與風(fēng)輪同軸連接,并且每臺大排量定量泵并聯(lián)一個控制閥用來控制該泵處于工作狀態(tài)還是空轉(zhuǎn)狀態(tài)。通過排量大小不等的多個定量泵組合運(yùn)轉(zhuǎn)實現(xiàn)風(fēng)輪在整個工作風(fēng)速范圍的高效風(fēng)能吸收利用。多馬達(dá)部分由多個定量馬達(dá)和變量馬達(dá)組合, 使馬達(dá)總排量可以無級可變, 最終實現(xiàn)多泵數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)工作于恒速。

1.風(fēng)輪部分 2.液壓多泵部分 3.液壓多馬達(dá)部分

1.2 液壓風(fēng)力機(jī)建模

風(fēng)輪是整個系統(tǒng)的能量捕獲裝置,是機(jī)組能量傳遞的源頭,對風(fēng)力機(jī)的輸出功率與轉(zhuǎn)矩進(jìn)行數(shù)學(xué)建模,則有:

(1)

式中,Pw—— 風(fēng)力機(jī)輸出功率

ρ—— 空氣密度

R—— 葉片半徑

Tw—— 風(fēng)力機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩

Cp—— 風(fēng)能利用系數(shù)

ω—— 風(fēng)輪轉(zhuǎn)速

v—— 風(fēng)速

定量泵輸出流量計算公式:

Qp=Dpωp-Ctpph

(2)

定量泵在風(fēng)力作用下同軸旋轉(zhuǎn),其力矩平衡方程為:

(3)

式中,Qp—— 多臺定量泵流量

ωp—— 定量泵的轉(zhuǎn)速

Dp—— 多臺定量泵總排量

Bp—— 定量泵和風(fēng)輪黏性阻尼系數(shù)

Jp—— 定量泵與風(fēng)輪總慣量

Ctp—— 定量泵泄漏系數(shù)

ph—— 系統(tǒng)壓力

液壓管路中油液產(chǎn)生的壓縮流量計算公式:

(4)

式中,qin—— 流入管路的流量

qout—— 流出管路的流量

V—— 管路的體積

βe—— 油液的體積彈性模量

插裝式開關(guān)閥流量數(shù)學(xué)模型:

(5)

式中,Cd—— 流量系數(shù)

A—— 開關(guān)閥開口截面積

Δp—— 開關(guān)閥兩端壓降

ρ—— 油液密度

2 多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)控制策略

2.1 數(shù)字多泵液壓傳動風(fēng)力機(jī)工作特性

變速風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的輸出功率曲線如圖3所示,當(dāng)風(fēng)速小于切入風(fēng)速或大于切出風(fēng)速時風(fēng)力發(fā)電機(jī)組處于不工作狀態(tài)。當(dāng)風(fēng)速介于切入風(fēng)速和額定風(fēng)速之間時,控制葉片轉(zhuǎn)速使風(fēng)力機(jī)始終運(yùn)行在最佳葉尖速比上,實現(xiàn)最大風(fēng)能捕獲。在區(qū)域Ⅲ,風(fēng)速大于額定風(fēng)速且低于切出風(fēng)速時,風(fēng)力機(jī)通過變槳系統(tǒng)使輸出功率保持在額定功率。

圖3 風(fēng)力發(fā)電機(jī)組功率曲線

當(dāng)風(fēng)力機(jī)槳距角保持不變時,風(fēng)能利用系數(shù)Cp與葉尖速比λ關(guān)系,如圖4所示,當(dāng)葉尖速比為最佳值8.1時,風(fēng)能利用系數(shù)達(dá)到最大值0.48。由葉尖速比公式λ=Rω/v可知,葉尖速比與風(fēng)速和葉片轉(zhuǎn)速相關(guān)。因此對于變速風(fēng)力發(fā)電機(jī)來說,區(qū)域Ⅱ的控制目標(biāo)是根據(jù)風(fēng)速的變化控制風(fēng)輪轉(zhuǎn)速,使風(fēng)力發(fā)電機(jī)運(yùn)行在最佳葉尖速比上,此時風(fēng)輪吸收風(fēng)能功率達(dá)到最大。

圖4 風(fēng)輪特性曲線

2.2 多泵切換控制

多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)在切入風(fēng)速與額定風(fēng)速之間運(yùn)行時,風(fēng)力機(jī)處于多泵切換運(yùn)行狀態(tài)。當(dāng)風(fēng)速改變時,通過控制器控制開關(guān)閥的工作狀態(tài),改變泵組有效排量(多泵運(yùn)行個數(shù)),使多泵數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)獲得最大的風(fēng)能利用系數(shù)。

數(shù)字液壓傳動風(fēng)力發(fā)電機(jī)多泵切換策略示意圖,如表1所示。

表1 液壓風(fēng)力機(jī)多泵運(yùn)行切換

2.3 基于葉尖速比最大功率跟蹤控制

本研究主要分析多泵切換對液壓風(fēng)力機(jī)工作特性的影響。為了簡化控制系統(tǒng)的設(shè)計,用比例溢流閥來模擬多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)的多液壓馬達(dá)負(fù)載部分,簡化后的基于葉尖速比控制法的多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)風(fēng)能最大功率跟蹤控制原理,如圖5所示。其控制原理為:通過計算風(fēng)速,將得出最佳的風(fēng)輪轉(zhuǎn)速作為控制系統(tǒng)的輸入給定信號,與速度傳感器檢測風(fēng)輪的實際轉(zhuǎn)速進(jìn)行比較,得到速度偏差后經(jīng)過控制器處理后去控制比例溢流閥壓力來進(jìn)行負(fù)載大小的調(diào) 節(jié),溢流閥模擬的負(fù)載大小與風(fēng)輪捕獲風(fēng)能功率相匹配,使得風(fēng)輪持續(xù)運(yùn)行在最佳轉(zhuǎn)速。

圖5 風(fēng)力機(jī)最大功率跟蹤控制原理

3 多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)仿真及實驗驗證

3.1 仿真模型

在AMESim中建立了5 MW多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)的仿真模型如圖6所示。該模型包括給定風(fēng)速部分、風(fēng)輪部分、液壓多泵傳動部分、風(fēng)輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制部分和模擬負(fù)載部分。仿真模型主要設(shè)置參數(shù)如表2所示。

表2 仿真模型設(shè)置參數(shù)

圖6 AMESim仿真模型

3.2 泵排量不變,不同風(fēng)速切換時多泵數(shù)字液傳動風(fēng)力機(jī)動態(tài)響應(yīng)

在階躍風(fēng)速作用下,泵排量為200 L/r時對5 MW多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)的風(fēng)能利用系數(shù)、 液壓系統(tǒng)流量、壓力等工作特性的變化規(guī)律進(jìn)行仿真研究,具體結(jié)果如圖7所示。

圖7 泵排量不變,風(fēng)速階躍變化時多泵數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)工作特性

階躍風(fēng)速變化示意圖,如圖7a所示。風(fēng)速200 s時由6 m/s階躍變化至7 m/s,在250 s時由7 m/s階躍變化至6 m/s。圖7b為風(fēng)輪轉(zhuǎn)速變化圖,由于風(fēng)輪具有較大的轉(zhuǎn)動慣量,風(fēng)速由6 m/s階躍至7 m/s時,風(fēng)輪轉(zhuǎn)速存在一定的超調(diào),風(fēng)輪轉(zhuǎn)速先急劇上升后下降穩(wěn)定在給定風(fēng)輪轉(zhuǎn)速。葉尖速比變化如圖7c所示,由于風(fēng)速階躍變化,實際風(fēng)輪轉(zhuǎn)速不能一直保證在給定風(fēng)輪轉(zhuǎn)速。風(fēng)輪半徑不變時,葉尖速比與風(fēng)輪轉(zhuǎn)速和風(fēng)速有關(guān),由于風(fēng)速的階躍,葉尖速比先減小后因為風(fēng)輪轉(zhuǎn)速的增加而增大至8.5,之后迅速穩(wěn)定在最佳葉尖速比8.1。圖7d為風(fēng)能利用系數(shù)變化曲線,當(dāng)葉尖速比為8.1時風(fēng)能利用系數(shù)達(dá)到最大值為0.48。風(fēng)速階躍變化時,葉尖速比發(fā)生變化,風(fēng)能利用系數(shù)先降低后穩(wěn)定在0.48。圖7e為多泵傳動系統(tǒng)流量變化曲線,系統(tǒng)流量變化趨勢與風(fēng)輪轉(zhuǎn)速變化趨勢一致,這是由于定量泵與風(fēng)輪同軸連接具有相同的轉(zhuǎn)速,泵排量不變時,流量與轉(zhuǎn)速成正比。圖7f為系統(tǒng)壓力系統(tǒng)變化曲線,系統(tǒng)壓力變化為先降低后增大至17 MPa后保持穩(wěn)定,同理可得風(fēng)速由7 m/s階躍變化至6 m/s時多泵數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)系統(tǒng)工作特性與上述變化趨勢相反。

3.3 風(fēng)速恒定,不同泵切換時多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)動態(tài)響應(yīng)

對風(fēng)速恒為6 m/s時泵工作排量切換進(jìn)行仿真,通過改變控制閥信號切換兩個泵的運(yùn)行狀態(tài)。開關(guān)閥控制信號如圖8a所示,開關(guān)閥輸入信號為0時,此時開關(guān)閥關(guān)閉,泵處于工作狀態(tài)。開關(guān)閥信號為1時開關(guān)閥開啟,泵處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。對于給定的每一個風(fēng)速,都有最佳的風(fēng)輪轉(zhuǎn)速相對應(yīng),由于風(fēng)速不變,因此最佳風(fēng)輪轉(zhuǎn)速不變。風(fēng)輪轉(zhuǎn)速如圖8b所示,200 s之前泵1和泵2均處于工作狀態(tài),風(fēng)輪轉(zhuǎn)速運(yùn)行在最佳轉(zhuǎn)速。200 s時,泵2控制閥得電,雙泵切換至單泵運(yùn)行,風(fēng)輪轉(zhuǎn)速先增加后又迅速恢復(fù)至最佳風(fēng)輪轉(zhuǎn)速。260 s時泵2控制閥失電,此時單泵切換至雙泵運(yùn)行,風(fēng)輪轉(zhuǎn)速先降低,后逐漸恢復(fù)到最佳風(fēng)輪轉(zhuǎn)速。葉尖速比變化曲線如圖8c所示, 由于風(fēng)速不變, 此時葉尖速比只與風(fēng)輪轉(zhuǎn)速相關(guān),因此葉尖速比呈現(xiàn)出與風(fēng)輪轉(zhuǎn)速相同的變化趨勢。圖8d為多泵切換時風(fēng)能利用系數(shù)曲線,多泵切換時風(fēng)能利用系數(shù)先降低后恢復(fù)至0.48。圖8e為系統(tǒng)流量變化曲線,雙泵切換至單泵,液壓泵工作排量降低導(dǎo)致系統(tǒng)流量降低。此時系統(tǒng)流量曲線變化如圖。圖8f為系統(tǒng)壓力曲線,雙泵切換至單泵運(yùn)行時,系統(tǒng)壓力增加。

圖8 風(fēng)速恒定,不同泵切換時多泵數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)工作特性

3.4 半實物仿真實驗驗證

對5 MW風(fēng)輪仿真模型進(jìn)行等效縮比,并搭建5.5 kW風(fēng)能能量多泵數(shù)字液壓傳遞半實物仿真實驗平臺,半實物仿真實驗原理如圖9所示。

圖9 數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)半實物仿真實驗原理

半實物仿真實驗平臺實物圖,如圖10所示。對泵排量不變風(fēng)速階躍變化和恒定風(fēng)速時單雙泵切換兩種工況進(jìn)行實驗驗證。泵排量不變,風(fēng)速階躍變化時數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)組工作特性實驗變化曲線,如圖11所示。

圖10 半實物仿真實驗平臺實物圖

圖11 風(fēng)速階躍時多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)實驗曲線

風(fēng)速不變,單雙泵切換運(yùn)行時,數(shù)字液壓風(fēng)力機(jī)系統(tǒng)工作特性實驗曲線,如圖12所示。

圖12 多泵切換時多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)實驗曲線

由圖11和圖12可知,在泵工作排量不變階躍風(fēng)速作用以及風(fēng)速不變泵工作排量切換兩種工況下,5.5 kW 多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)系統(tǒng)實驗結(jié)果與5 MW 仿真模型結(jié)果具有相同的變化趨勢,驗證了所搭建仿真模型的準(zhǔn)確性。

4 結(jié)論

通過建立基于AMESim的5 MW多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)仿真模型,對多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)系統(tǒng)泵工作排量不變時風(fēng)速階躍變化和風(fēng)速不變時泵工作排量切換兩種不同工況下的工作特性進(jìn)行仿真分析,并搭建5 kW多泵數(shù)字液壓傳動半實物仿真實驗平臺,驗證了所搭建模型的準(zhǔn)確性。仿真和實驗結(jié)果表明風(fēng)速階躍以及多泵切換時,多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)葉尖速比發(fā)生變化導(dǎo)致風(fēng)能利用系數(shù)短暫降低后又恢復(fù)至最大風(fēng)能利用系數(shù)0.48,同時風(fēng)速階躍以及多泵切換瞬間系統(tǒng)流量會產(chǎn)生突變,導(dǎo)致系統(tǒng)壓力變化較大,影響風(fēng)力機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行。因此針對此問題,后續(xù)工作應(yīng)提出一種有效控制策略以減少流量波動從而降低壓力峰值,提高多泵數(shù)字液壓傳動風(fēng)力機(jī)的穩(wěn)定性。