抗液壓沖擊的風電機組液壓偏航剎車系統設計

程德蓉

DOI：10.16660/j.cnki.1674-098X.2016.18.067

摘 要：采用帶延時繼電器的小通徑換向電磁閥的組合作用來延長液壓缸換向時間的方法，設計了抗液壓沖擊的風電機組液壓偏航剎車系統。分析了此液壓偏航剎車系統產生液壓沖擊的原因，建立了泄壓回路的數學模型。通過仿真實驗表明，此設計能延長液壓缸的換向時間，能減小液壓沖擊且不會延長泄壓時間，驗證了方案的可行性。

關鍵詞：偏航液壓剎車系統 液壓沖擊 組合延時換向電磁閥

中圖分類號：TP137.7 文獻標識碼：A 文章編號：1674-098X（2016）06（c）-0067-02

大中型風電機組的主傳動系統、安全控制系統、功率控制系統等基本都是用液壓系統來完成控制和動力的傳遞[1-3]。風電機組偏航系統是使風輪始終處于較好的迎風狀態，保障風電機組的正常安全運行和提供最大發電功率，是由驅動系統與剎車系統組成。其剎車系統通常由液壓回路控制制動器來完成。當偏航電機轉動停止時，剎車系統剎車制動，液壓缸內壓力急劇上升，為降低缸內壓力，須通過換向閥換向進行泄壓。液壓油壓的急劇變化易產生液壓沖擊，會對液壓元件、管道產生較大損害。對此，文章通過改變電磁閥通徑、采用帶延時的多個電磁閥的組合等方式改進偏航剎車的液壓系統，以探尋更優的解決方案。

1 風電機組偏航液壓剎車系統設計

為了保證剎車制動過程中的平穩性，防止剎車制動時機艙偏離風向，風電機組偏航系統的阻尼剎車裝置剎車盤呈對稱分布。剎車制動力矩大小是通過調節剎車系統中電磁閥的開度來控制液壓油路流量和壓力的大小來實現的。為了減小液壓沖擊，采用小通徑的滑閥或小通徑組合延時換向電磁閥來延長液壓缸換向時間的方法，設計了1.5 MW風電機組偏航液壓剎車系統，如圖1所示。偏航卸荷電磁換向閥18、19及延時繼電器20構成的泄壓回路實現剎車制動，18、19的通徑不同，受20控制而調節泄壓時間。當風向改變時，風電機組自動對風，偏航剎車閥7通電，電磁閥18斷電，由于溢流閥10的作用系統保持一半余壓，使風電機組比較平穩地完成偏航。

2 剎車系統液壓沖擊分析

2.1 管內液流速度突變引起的液壓沖擊

從液壓泵出口經單向閥4、5與閥7相連的管道截面積為A，長度為，認為液壓泵出口壓力恒定，電磁閥7通電時閥門開啟，管道內液體的流速為，若不計壓力損失，則油液壓力均為；當電磁閥7斷電時閥門關閉，緊靠閥門的液體立即停止運動。因此液體的動能瞬時轉變為壓力能，產生沖擊壓力形成沖擊波，并以速度由液壓泵出口向閥7入口傳播。根據能量守恒定律可得最大液壓沖擊力為： （1）

2.2 負載制動引起的液壓沖擊

活塞以速度驅動負載m運動，活塞和負載的總質量為M。當閥7斷電換向時出口關閉，因負載組件慣性作用，液壓缸有桿腔內液體壓力急劇上升而使得負載組件受阻制動。根據動量定律可近似得到負載組件同側腔內的沖擊壓力為： （2）

式中：為無桿腔有效面積；為負載制動時間；，為負載制動前的液流速度，為負載經過時間后的速度。

由式（1）（2）得液壓沖擊力總和為：

（3）

4 仿真分析與結論

4.1 仿真參數設置

設置初始參數值為：活塞直徑φ=100 mm，活塞桿直徑φ=60 mm，活塞行程L=400 mm，=2×107 Pa，=N/m，= Pa，電磁閥18通徑φ3分別為0.5、1、1.2 mm，電磁閥19通徑φ4=1.2 mm，電磁閥閥芯軸向開度= mm。

4.2 不同泄壓系統MATLAB仿真

如圖2所示，曲線1是單個電磁閥，節流口直徑1 mm；曲線2、3是電磁閥18、19的組合，閥18的節流口直徑分別為0.5 mm、0.8 mm，閥19的節流口直徑為1 mm，在泄壓開始后2s時切換。從仿真曲線2、3可看出，電磁閥組（18、19）作用時曲線明顯變緩，特別是在壓力比較大的時候，這有利于減緩液壓沖擊。此方案可任意設置電磁閥18、19之間的控制時間，從而調節壓力變化曲線。

5 結語

由仿真實驗可知：在滿足泄壓時間的前提下，應該盡量選用小通徑閥；組合換向電磁閥可以有效控制泄壓壓力的下降速度，減小剎車泄壓時的液壓沖擊，且不會延長泄壓時間，因此文章對風電機組液壓偏航剎車系統的設計具有較好的抗液壓沖擊能力，是較合理的方案。

參考文獻

[1] 楊爾莊.液壓技術在風力發電中的應用概況[J].液壓氣動與密封，2006（2）：1-5.

[2] 孫勇.1.5MW風力發電機組液控技術研究[D].杭州：浙江大學，2011.

[3] 李俊峰.中國風電發展報告[R].北京：中國環境科學出版社，2008.

[4] 李守好.風力發電裝置剎車系統及偏航系統智能控制研究[D].西安：西安電子科技大學，2005.