液力调速风电机组的传动系统特性分析*

马文星 刘浩 刘春宝

(吉林大学 机械科学与工程学院， 吉林 长春 130022)

液力调速风电机组的传动系统特性分析*

马文星 刘浩 刘春宝†

(吉林大学 机械科学与工程学院， 吉林 长春 130022)

基于风电液力传动装置数学模型，分析了主要结构参数对风电机组液力调速系统性能的影响;根据导叶可调式液力变矩器的数学模型、传动系统的转矩及能量平衡公式得到了液力调速装置运行时的输入、输出特性，以及整个传动系统的调速范围和效率;定量分析了结构参数对系统传动效率的影响.结果表明:风电机组液力调速系统的调速范围及传递效率与液力传动装置的行星排参数、导叶可调式液力变矩器的循环圆直径有关;依据风轮输入转速合理地选取风电机组液力调速系统的结构参数，不仅可保证液力调速风电机组的高效运行，还能提高风能利用率，降低风电机组的成本．

风电机组;传动特性；液力调速系统;匹配计算;结构参数;定量分析

在风力发电领域，大功率风电机组普遍采用变速方式运行，以提高风电机组的风能利用率[1- 2].与此同时，为了使发电机直接并网发电，变速运行风电机组需要配置变频器加以调节，方可恒频、恒压输出[3- 4].液力调速风电机组采用液力机械调速方式，可以直接将变化的风轮转速变换为恒定的同步发电机输入转速，再利用无刷励磁同步发电机可直接并网发电，系统可靠且效率高，自适应性较强，振动和冲击较小，风能利用率较高[5- 6]．

到目前为止，对基于液力调速系统的风力发电机组传动系统的研究，主要集中于其调速原理与控制方面.闫国军等[7- 8]对液力变矩器与传动链的匹配分析进行了研究，得到了定开度下液力系统的传动效率.李奇敏等[9]对液力调速风电机组传动链进行了系统建模与仿真研究.刘鑫等[10]建立了前端调速风电机组的仿真模型，分析了其传动误差.马文星等[11- 12]对新型风电液力调速原理展开研究，分析了其功率分配，建立了传动系统模型并进行仿真分析．

然而，由于液力调速传动系统涉及到行星齿轮与导叶可调式液力变矩器的匹配计算，应用固定开度的匹配计算方法，不仅不能准确计算其输入、输出特性参数，更不能定量分析液力调速系统关键参数对液力调速系统调速范围及传递效率的影响．

为此，文中根据导叶可调式液力变矩器特性，利用转速转矩方程，通过匹配计算得到了液力调速系统变开度时的输入、输出特性，并获得了液力调速系统的调速范围及传递效率，分析了液力调速系统关键参数对液力调速系统特性的影响．

1 液力调速装置匹配特性计算

图1所示为液力调速风电机组简图，液力调速风电机组主要由风轮、增速齿轮箱、液力调速齿轮箱及无刷励磁同步发电机组成.液力调速齿轮箱由两个行星排和导叶可调式液力变矩器组成.风电机组在运行时，液力调速齿轮箱通过调节可调导叶，使得第一行星排的太阳轮输出转速保持恒定，满足无刷励磁同步发电机的正常工作要求[11- 12]．

图1 液力调速风电机组简图

Fig.1 Sketch of wind turbine with hydrodynamic speed control system

液力调速齿轮箱的两行星齿轮存在如下转速关系:

nt+αnq-(1+α)nj=0

(1)

式中:nt、nq、nj分别为太阳轮、齿圈及行星架的转速;α=zq/zt,zq和zt分别为行星排齿圈与太阳轮的齿数．

根据两行星排的转速关系式，可以得到恒定的发电机输入转速与变化的液力调速装置输入转速、涡轮转速之间的关系:

nG=nB=(α1+1)ni+α1nT/α2

(2)

式中，nG和nB分别为同步发电机和泵轮的输入转速，ni和nT分别为液力调速装置的输入转速和涡轮的输出转速．

导叶可调式液力变矩器的转速比为

iTB=nT/nB=[nB-(α1+1)ni]α2/(α1nB)

(3)

在Unigraphics NX中建立导叶可调式液力变矩器三维流道模型，通过Fluent设定CFD计算模型并进行仿真，可以得到导叶可调式液力变矩器的外特性参数[13].对于每一个导叶开度下，导叶可调式液力变矩器都可以得到一组原始特性曲线.定义导叶全开时导叶开度为x=1，导叶全闭时导叶开度为x=0.在不同可调导叶位置时，可得到不同的特性曲线(见图2)．

(4)

TT=K(iTB,x)TB

(5)

在不考虑各传动环节机械摩擦损失的前提下，行星排的转矩方程为

图2 导叶可调式液力变矩器特性

Tt=Tq/α=-Tj/(1+α)

(6)

式中，Tt、Tq、Tj分别为太阳轮、齿圈及行星架的转矩．

对液力调速装置进行静力学分析，根据式(6)可以得到液力调速装置的输入转矩Ti、输出转矩TG与导叶可调式液力变矩器泵轮转矩TB、涡轮输出转矩TT之间的关系:

Ti=α1(1+α1)TT/α2

(7)

TG=α1TT/α2-TB

(8)

由式(7)可知，导叶可调式液力变矩器涡轮的输出转矩与液力调速系统的输入转矩成正比关系，只与系统的结构参数有关，与导叶可调式液力变矩器的开度及转速比无关[8，12]．

针对等开度情况下液力调速装置导叶可调式液力变矩器的泵轮、涡轮的转矩特性，研究液力调速装置静态时不同开度下的工作特性.文中基于泵轮、涡轮的转矩特性及行星排转矩平衡方程，可以得到液力调速装置不同开度下的输入-输出特性.不同开度下液力调速系统的输入-输出特性如图3所示，其中风电液力调速系统参数如下:输入转速为375～500 r/min，发电机转速为1 500 r/min(50 Hz)，额定功率为2 MW，α1=2，α2=5，D=0.75 m.由图3可知，随着输入转速的增加，液力调速系统的输出功率逐渐增大，每一个开度下均对应着一条输出功率曲线，且随着开度的增大，输出功率呈递增趋势．

图3 不同开度下液力调速系统的输入-输出特性

Fig.3 Input and output characteristics of hydrodynamic speed regulating system under different opening

2 液力调速装置特性分析

2.1 风电液力调速系统的输出特性

结合已有的变速运行风电机组的运行特性，液力调速风力发电机组主要有3种典型工况:启动工况、欠功率工况和额定工况[14].启动工况下液力调速系统不起调速作用.欠功率工况下液力调速风电机组基本工作在恒开度状态，随着输入转速的增大，液力调速齿轮箱的输入转矩增大，而涡轮的转速降低，转矩增大.这与风力机的输出特性相适应，是液力变矩器本身自适应的体现.在恒功率阶段，通过桨距控制调节风轮吸收的功率，使风机吸收的功率近似恒定.随着输入转速的增大，液力调速齿轮箱的输入转矩减小，涡轮的转速降低，转矩减小.需要通过调节导叶可调式液力变矩器的导叶开度来调节涡轮输出转速，以保持发电机恒转速运行[15]．

文中以0.8开度为设计开度，欠功率工况下导叶开度为0.8.图4为液力调速风电机组运行时液力调速系统的输出功率.在欠功率阶段，利用导叶可调式液力变矩器的特性，可调导轮开度只需要做微小的调节，即可以将变化的输入转速转变为恒定的输出转速.在恒功率阶段，随着输入转速的增大，为保持液力调速系统正常运行，导叶开度逐渐减小(见图5)．

图4 风电机组液力调速系统的输出功率

Fig.4 Output power of hydrodynamic speed regulating system for the wind turbine

图5 风电机组液力调速系统的可调导叶开度

Fig.5 Guide vanes’ opening of hydrodynamic speed regulating system for the wind turbine

2.2 风电液力调速装置的传动效率

风电液力调速系统的能量平衡方程为

Tini+TTnT-TBnB+TGnG=0

(9)

可以得到风电液力调速装置的传递效率为

(10)

由式(10)可以看出，风电机组液力调速系统的传递效率与液力传动装置的行星排参数(α1、α2)和导叶可调式液力变矩器的循环圆直径(D)有关.因为导叶可调式液力变矩器只传递其中的部分功率，所以传动系统可以保持相对较高的效率，特别是额定工况时，传动系统的最高效率可以达到94.7%，如图6所示[16]．

图6 风电机组液力调速系统效率

Fig.6 Efficiency of hydrodynamic speed regulating system for the wind turbine

导叶可调式液力变矩器涡轮、泵轮功率与输入功率的比值φB和φT分别为

(11)

(12)

由式(11)、(12)可以看出，随着输入转速的增加，涡轮与泵轮所传递的功率与输入功率的比值逐渐减小，液力变矩器所传递的功率占总输入功率的比值逐渐降低，系统的传递效率逐渐增大[17]．

3 液力调速系统结构参数对其性能的影响

3.1 行星排参数的影响

3.1.1α1的影响

保持参数α2=10不变，α1取不同值时液力调速系统的特性曲线如图7所示.由图7(a)可知，α2

保持不变，α1取不同值时液力调速系统的传递效率均随着输入转速的增大先增大后减小.由于输入转速的增大，系统传统导叶可调式液力变矩器的转速比逐渐减小，在恒开度阶段，液力变矩器变矩比K随着输入转速的增大而逐渐增大，因此系统的传递效率逐渐增大.在恒功率阶段，随着输入转速的增大，导叶开度逐渐减小，此时液力变矩器变矩比K随着输入转速的增大而减小，系统的传递效率逐渐减小.当α2保持不变时，随着α1的增大，系统传递效率的变化范围逐渐减小，即液力调速系统的最低传递效率值越来越大，而最高传递效率值则越来越小.随着α1的增大，液力调速系统的调速范围先增大后减小.从图7(b)可知:在启动工况点，泵轮吸收功率的比值为1，泵轮吸收的功率正好等于液力调速装置输入的功率，液力调速装置开始正常工作;随着输入转速的增大，泵轮吸收功率的比值逐渐减小，在额定工况点只有0.15左右，风电液力调速装置具有较高的传递效率.从图7(c)可以看出，输入转速增大时，涡轮输出功率占输入功率的比例逐渐减小到0.涡轮输出功率的比值为0时，正是涡轮转速为0的工况，即失速工况．

3.1.2 α2的影响

α1=2和不同α2情况下，液力调速系统的特性曲线如图8所示.从图8(a)可知，α1保持不变时，随着α2的增大，效率的变化范围逐渐增大，即液力调速系统的最低效率值越来越小，而最高效率值则越来越大.随着α2的增大，液力调速系统的调速范围逐渐减小.由式(2)可知，液力调速系统的输出转速为1 500 r/min，当α1=2时，液力调速系统的最大输入转速为500 r/min，随着α2的增大，系统最小输入转速逐渐增大，其调速范围逐渐减小.从图8(b)可知，随着输入转速的增大，泵轮吸收功率的比值逐渐减小，这样能够保证液力调速系统具有较大的传递效率.在同一输入转速情况下，在低转速区，α2越小泵轮吸收功率的比值越小，而在高转速区，α2越小泵轮吸收功率的比值越大.随着α2的增大，在低转速区液力调速系统的最低传递效率越来越小，而在高转速区系统的最高传递效率越来越大.从图8(c)可知，同一输入转速时涡轮输出功率与输入功率的比值保持不变，涡轮输出功率比曲线出现部分重叠(虚直线表示α2不同时，涡轮输出功率比曲线的起点位置，终点位置均为500 r/min).随着α2的增大，涡轮输出功率的比值越来越小，系统传递效率比却没有全部增大，只是在额定工况区，最高效率越来越大，在启动阶段，最低效率越来越小，且随着传递范围的减小，系统的高效区范围变小．

图7 α1取不同值时液力调速系统的特性

3.1.3 α2/α1的影响

当φ(φ=α2/α1)恒定时，液力调速系统的特性曲线如图9所示.随着α1的增大，液力调速系统效率曲线向左移动，调速范围逐渐减小，但系统传递效率变化趋势保持不变.液力调速系统的调速范围与α1有明显的比例关系.只要输入转速ni与α1成倍数关系，那么系统的传递效率相同.因此，当需要在系统传递效率不变情况下增大系统的调速范围时，只需要保持φ的值不变，同时减小结构参数α1、α2的值.由图9(b)、9(c)可知，随着输入转速的增大，泵轮吸收功率、涡轮输出功率的比值均逐渐减小，且变化趋势完全相同.因为泵轮吸收功率、涡轮输出功率与输入功率的比值变化趋势相同，所以液力调速系统的传递效率的变化趋势也相同．

在实际的风电机组中需要考虑整个风电机组的运行范围，使得机组在在运行范围内，特别是额定转速时，效率尽可能的高，以保证风轮转速范围内的效率值满足要求，进而保证整个风电机组传动系统高效运行．

3.2D的影响

液力变矩器设计的问题，是针对已有导叶可调式液力变矩器的匹配问题，即选取合适的循环圆直径，使得风电液力调速系统效率最优．

在α1=2、α2=5时，分析欠功率情况下风电液力调速装置的传递效率.根据相似原理，增大液力变矩器循环圆直径D，其能容增大，液力变矩器泵轮吸收的转矩增大.图10(a)为欠功率工况下泵轮吸收的功率比.保持行星排参数不变，液力变矩器吸收的功率随着循环圆直径的增大而逐渐增大(虚直线表示不同循环圆直径D时，泵轮吸收功率比曲线的终点位置、起点位置均相同).循环圆直径变化时液力调速系统在欠功率工况下的效率曲线如图10(b)所示，随着导叶可调式液力变矩器循环圆直径D的增大，额定工况点的效率先增大后减小(虚直线表示不同循环圆直径D时，液力调速装置在额定工况下的效率).其原因为导叶可调式液力变矩器吸收的功率一直在增大，但涡轮输出的功率不变，使得导叶可调式液力变矩器的工况点只有在最高效率区时，才能保证系统的额定工况点在最高效率值附近．

图8 α2取不同值时液力调速系统的特性

图9 φ不变时液力调速系统的传递效率

图10 欠功率工况下液力调速系统的特性

Fig.10 Characteristics of hydrodynamic speed regulating system under partial power condition

4 结论

文中基于风电液力传动系统模型，提出了风电液力调速系统匹配计算方法，并计算得到了风电机组液力调速系统的输入、输出特性.研究发现，风电机组液力调速系统的调速范围及传递效率与液力传动装置的行星排参数(α1、α2)、导叶可调式液力变矩器的循环圆直径(D)有关．

根据不同结构参数下的液力调速系统特性，分析了主要结构参数对风电液力传动系统性能影响规律，并给出了这些参数确定的原则:①行星排的机构参数α1增大，调速范围先增大后减小，最高效率值减小，最小效率值增大;②行星排的机构参数α2增大，调速范围减小，最高效率值增大，最小效率值减小;③行星排的机构参数α1、α2的比值φ相同时，调速范围与α1成反比，效率曲线相似;④在行星排参数不变时，导叶可调式液力变矩器循环圆直径D增大，额定工况点的效率先增大后减小，每一组行星排参数都存在一个最佳的循环圆直径D，使得系统的传递效率最大．

根据上述原则，依据风轮的输入转速合理地选取风电机组液力调速系统的结构参数，不仅可保证液力调速风电机组的高效运行，还能提高风能利用率，降低风电机组的成本．

[1] 李春.现代大型风力机设计原理 [M].上海:上海科学技术出版社，2013．

[2] POLINDER H，FERREIRA J A，JENSEN B B，et al.Trends in wind turbine generator systems [J].IEEE Journal of Emerging and Selected Topics in Power Electro-nics，2013，1(3):174- 185.

[3] Van BINH N，HOFMANN W.Control of doubly-fed induction generator based wind turbine at synchronous operating point [C]∥Proceedings of 2013 IEEE International Conference on Industrial Technology.Dubai:IEEE，2013:295- 300．

[4] BINH N V，HOFMANN W.Low voltage ride-through control of doubly-fed induction generator at synchronism [C]∥Proceedings of International Conference on Electrical Machines.Berlin:IIEEE，2014:803- 809．

[5] MAO-HSIUNG C，WANG C S，CHEN Y C，et al.Develop-ment and analysis of variable rotational speed transmission system for large wind turbines [C]∥Proceedings of Aasri International Conference on Industrial Electronics and Applications.London:Atlantis Press，2015:139- 142．

[6] MÜLLER H，BASTECK A，TILSCHER M，et al.Grid compatibility of variable speed wind turbines with directly coupled synchronous generator and hydro-dynamically controlled gearbox [C]∥Proceedings of the Sixth International Workshop on Large-Scale Integration of Wind Power and Transmission Networks for Offshore Wind Farms.Delft:TU Delft，2006:307- 315．

[7] 闫国军，董泳.风力发电液力机械传动装置的特性及设计 [J].太阳能学报，2012，33(4):571- 576． YAN Guo-jun，DONG Yong.Characteristic and design of hydro-mechanical transmission device [J].Acta Energy Solaris Sinica，2012，33(4):571- 576．

[8] 董泳，周绪强，毕强.风力机与液力变速传动装置匹配工作特性研究 [J].中国机械工程，2012，23(6):660- 665，687． DONG Yong，ZHOU Xu-qiang，BI Qiang.Research on working characteristic about wind rotor matching with hydrodynamic variable speed drive unit [J].China Mecha-nical Engineering，2012，23(6):660- 665，687.

[9] 李奇敏，杨鑫.风电机组新型传动控制系统设计 [J].机械科学与技术，2014，33(7):957- 960． LI Qi-min，YANG Xin.Design of a novel drive train for wind turbine with stepless speed regulation [J].Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering，2014，33(7):957- 960．

[10] 李仁年，刘鑫，刘姝君.前端调速式风力机组传动链建模与仿真 [J].中国机械工程，2015，26(4):479- 484． LI Ren-nian，LIU Xin，LIU Shu-jun.Modeling and simulation of front-end speed adjusting wind turbine drive train [J].China Mechanical Engineering，2015，26(4):479- 484.

[11] 马文星，刘彬，刘春宝，等.风力发电液力调速系统及其控制 [J].吉林大学学报(工学版)，2013，43(5):1276- 1283． MA Wen-xing，LIU Bin，LIU Chun-bao，et al.Hydrodynamic speed adjusting system and its control of wind turbine [J].Journal of Jilin University(Engineering and Technology Edition)，2013，43(5):1276- 1283.

[12] 刘春宝，马文星，杜魏魏，等.基于液力调速的风力发电传动系统计算与分析 [J].同济大学学报(自然科学版)，2013，41(10):1584- 1588． LIU Chun-bao，MA Wen-xing，DU Wei-wei，et al.Calculation and analysis of wind turbine transmission system based on hydrodynamic speed adjustment [J].Journal of Tongji University(Nature Science)，2013，41(10):1584- 1588

[13] 马文星，王若仰，才委.导叶可调式液力变矩器导轮特性研究 [J].华南理工大学学报(自然科学版)，2014，42(12):84- 89． MA Wen-xing，WANG Ruo-yang，CAI Wei.Investigation into characteristics of guide wheels of hydraulic torque converters with adjustable guide vanes [J].Journal of South China University of Technology(Natural Science Edition)，2014，42(12):84- 89.

[14] PAO L Y，JOHNSON K E.Control of wind turbines [J].IEEE Control Systems，2011，31(2):44- 62．

[15] TILSCHER M，BASTECK A.Control system for a wind power plant with hydrodynamic gear:US7081689B2 [P].2006- 07- 25．

[17] LAGUNA A J，DIEPEVEEN N F B，van WINGERDEN J W.Analysis of dynamics of fluid power drive-trains for variable speed wind turbines:parameter study [J].IET Renewable Power Generation，2014，8(4):398- 410．

Characteristic Analysis of Drive System of Wind Turbines with Hydrodynamic Speed Regulation

MAWen-xingLIUHaoLIUChun-bao

(School of Mechanical Science and Engineering, Jilin University, Changchun 130022, Jilin, China)

Firstly, on the basis of the mathematical model of hydrodynamic drive systems applied to wind turbines, the influences of main structural parameters on the performance of hydrodynamic speed regulating system applied to wind turbines are analyzed. Then, the input/output characteristics of hydrodynamic speed regulating system, as well as the speed range and efficiency of the whole system, are determined according to the mathematical model of hydrodynamic torque converter with adjustable guide vanes as well as the torque and energy balance equation of the drive system. Finally, the transmission efficiency of the system at various structural parameters is quantitatively analyzed. The results indicate that both the speed range and the efficiency of hydrodynamic speed regulating system are related to the parameters of planet gears and the effective cycle round diameter of hydrodynamic torque converter with adjustable guide vanes; and that, according to wind turbine’s input speed, the structural parameters of hydrodynamic speed regulating system can be reasonably selected, which not only ensures the efficient operation of wind turbines but also improves the utilization rate of wind energy and reduces the cost of wind turbines．

wind turbines;drive character;hydrodynamic speed regulating system; matching computation; structural parameter; quantitative analysis

2016- 07- 07

吉林省科技发展计划项目(20130102023JC) Foundation item: Supported by the Science and Technology Development Plan of Jilin Province(20130102023JC)

马文星(1962-),男,教授,博士生导师,主要从事液力传动与自动变速研究.E-mail:mawx@jlu.edu.cn

†通信作者: 刘春宝(1980-),男,副教授,博士生导师,主要从事液力传动与自动变速研究.E-mail:liuanbc@126.com

1000- 565X(2017)05- 0031- 07

TH 137.332

10.3969/j.issn.1000-565X.2017.05.005