基于Matlab/Simulink風電機組測試平臺液壓加載系統仿真研究

朱 怡, 孫 淵, 陳國初

(上海電機學院 機械學院, 上海201306)

隨著風電產業的快速發展,人們對風電機組的要求越來越高。國內的風電機組測試僅通過對拖試驗系統對其機械特性、效率特性和力矩控制精度等進行測試。但是,對拖試驗無法模擬風電機組真實載荷工況。對此,國內已開展多自由度加載地面測試系統的研制[1-2]。為了有效模擬風電機組在不同工況下所受的載荷力,本文設計了可模擬真實風載荷的測試平臺:風電機組傳動鏈測試平臺。測試平臺主要包含主軸傳動機構、液壓加載機構、扭矩實現機構,用于模擬風電機組在實際運行中受到的載荷力。通過該測試平臺,可以在風電機組安裝前對傳動鏈系統的不同工況進行測試。

本文以單缸液壓加載系統為例,根據1 MW風電機組在輪轂處所受到的最大載荷值,計算液壓加載中各部分的參數,最后進行液壓加載實驗,驗證載荷模擬的效果。

1 測試平臺工作原理

風電機組測試平臺的工作原理為:異步電動機輸出的高轉速、低扭矩的力通過減速箱轉化為低轉速、高轉矩的力,并由聯軸器將運動與轉矩傳遞給主軸機構,為主軸機構提供轉矩。同時由液壓缸和加載盤組成的液壓加載機構為主軸機構提供其他5個方向的載荷(軸向推力F x、水平推力F y、垂直推力F z、彎矩M y,彎矩M z),從而實現傳動鏈的動靜態機械測試[3]。

2 載荷的確定

2.1 6自由度物理量分解

圖1為載荷分解示意,坐標的原點位于3個葉片的幾何中心,x軸方向與風機主軸同向,通過右手定則確定y軸與z軸方向。實際運行中受到的載荷力沿著x、y、z軸分解,將其分解為6個方向的力和力矩[3-5]。根據等效變換原則,將風機葉根、塔架、輪轂所受到的載荷分解到加載坐標系中,分解出的各部分的載荷為F x、F y、F z、M x、M y、M z。風電機組傳動鏈進行載荷加載實驗時,由電動機的轉動和多組液壓缸的加載實現對風電機組實際載荷的真實模擬。

圖1 風機載荷分解示意

2.2 6自由度物理量確定

風電機組葉片受力來源較多,為簡化運算,主要考慮氣動載荷、重力載荷、離心力3種[6-9]。參考已有的研究成果,表1為1 MW 風力發電機的主軸輪轂處的最大載荷值,表2為6個液壓缸受到的載荷值[10]。

表1 1 MW 風電機組主軸輪轂處的最大載荷值

表2 6個液壓缸載荷

3 傳動鏈測試平臺設計

根據1 MW 風電機組加載主軸輪轂處的最大載荷,設計選擇電動機、加載主軸、液壓加載機構和聯軸器。在SolidWorks中建立1 MW 風力發電機傳動鏈測試平臺的重要部件模型,將模型導入到ADAMS[11],對各零部件施加約束,建立1 MW 風力發電機傳動鏈測試平臺,其加載機構如圖2所示。

圖2 傳動鏈加載機構

變頻異步電動機經減速箱輸出的力通過聯軸器傳遞給主軸提供轉矩,使主軸旋轉運動。同時由多組液壓缸和加載盤組成的液壓加載機構為主軸提供其他5個方向的載荷。

4 液壓加載裝置設計

液壓加載裝置由6個液壓缸與加載盤組成。通過6個液壓缸實現模擬風機載荷的不同工況,共6個液壓回路。每個液壓回路可構成單獨回路,且其性能要求和參數一致。故設計液壓加載系統可以通過先計算單缸加載系統完成。液壓加載系統原理如圖3所示,單缸液壓加載系統原理如圖4所示。

圖3 液壓加載系統原理

圖3所示的液壓加載系統為6個單缸加載方案的并列。6個液壓缸共用一個油源,電動機帶動液壓泵工作,液壓泵輸出的油液經過過濾器過濾后分別作為6個電液伺服閥的共同輸入,當液壓缸需要增壓時,伺服閥換向至左側通路,高壓油流向單向作用液壓缸的左側,帶動活塞桿向右運動實現增壓。

4.1 單缸液壓系統設計

本文采用單活塞桿液壓缸,對液壓缸的相關參數進行設計計算[12-14]:①根據主機的類型,確定液壓缸工作壓力p為32 MPa。②確定液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。缸筒內徑為

式中:F1為液壓缸的理論推力,k N;p為供油壓力,MPa。

圖4 單缸液壓加載系統原理

取d/D=0.7,d=200 mm。根據相關標準,D=320 mm,d=200 mm,則無桿腔面積為

取無桿腔面積與有桿腔面積之比為1.4,則有桿腔面積為

液壓缸的總行程L=200 mm,當活塞桿處于零位移位置時,液壓缸總有效容積為

彈性模量一般在700～1 400 MPa,取彈性模量βe=800 MPa,液壓缸的固有頻率為

式中:βe 為液壓缸的有效體積彈性模量;Ap為液壓缸的活塞有效面積,m2;

mT為活塞和活塞桿等效質量,取mT=6.8 kg。

液壓缸的固有頻率為

已知液壓油密度為ρ=860 kg/m3,取活塞桿端的最大負載質量為m=50 kg,通過計算可得液壓缸的流量增益kq=0.019 m2/s,流量壓力系數kc=0.95(mm3·s-1)·Pa-1。

液壓阻尼比

計算得ζh=1.2。

故液壓缸與負載的傳遞函數為

式中:s為復變量。

將數據代入,可得液壓缸傳遞函數為

液壓加載系統中力與伺服閥閥芯位移的傳遞函數為

代入數據計算可得力與閥芯位移的傳遞函數為

計算伺服閥參數。伺服閥性能對控制系統的精度有著重要影響。本文使用FESTO 生產的電液伺服閥。該伺服閥額定流量為30 L/min,額定工作壓降為21 MPa,額定電流8 mA。通過計算得伺服閥流量增益為

根據伺服閥的頻率特性,取伺服閥的固有頻率為ωsv=90,阻尼比ζsv=0.7。故伺服閥的傳遞函數為

伺服放大器的放大系數為

壓力傳感器增益為

4.2 單缸系統動態特性分析

根據參數計算可得單缸電液伺服加載系統的傳遞函數為

在Matlab中對式(16)所示的開環傳遞函數進行仿真,可得該開環系統的零極點分布如圖5所示。

由圖5可知,傳遞函數的極點均分布在左半平面,故可以判斷對于該液壓加載而言,系統是穩定的。

圖5 零極點分布

5 液壓加載仿真

在Simulink上對液壓加載系統做載荷仿真,將設定的載荷譜作為輸入,運行系統的控制程序,得到相關仿真曲線如圖6～圖10所示。

通過圖6～圖10可知,在常規PID控制下,F x目標載荷與實際載荷誤差大約為10%～15%,最大誤差為21.2%;F y的目標載荷與實際載荷誤差大約為2%～5%,最大誤差為7%;F z的目標載荷與實際載荷誤差大約為3%～5%,最大誤差為5%;M y的目標載荷與實際載荷誤差大約為5%～6%,最大誤差為6.8%;M z的目標載荷與實際載荷誤差大約為3%～10%,最大誤差為17%。故當系統輸入實際載荷值時,在Simulink中仿真得出的目標函數載荷與實際載荷基本一致,可以較好地模擬各個自由度載荷。

圖6 F x 載荷仿真曲線

圖7 F y 載荷仿真曲線

圖8 F z 載荷仿真曲線

圖9 M y 載荷仿真曲線

圖10 M z 載荷仿真曲線

6 結 語

本文設計了風電機組傳動鏈測試平臺。對1 MW風電機組所受載荷進行6個自由度的簡化分解,將結果作為液壓加載系統中液壓缸活塞桿的輸出。在載荷分析基礎上,以單缸液壓系統為例,分析計算了液壓缸伺服閥的參數,根據參數計算出單缸電液伺服加載系統的傳遞函數,在Simulink上對液壓加載系統做載荷仿真,驗證了系統的穩定性。