關于風力發電機組液壓系統蓄能器的設計研究

馬保記 歐 肖

（1.南京風電科技有限公司，南京 210000；2.江蘇新貝斯特中傳科技有限公司，南京 211100）

隨著“雙碳”目標的提出，大力發展新能源和構建綠色低碳的能源體系已經成為我國能源發展的重要戰略方向。風能是目前主要的綠色能源之一。風力發電的高質量健康發展是實現“雙碳”目標的關鍵環節之一[1]。

液壓系統是風力發電機組的重要組成部分，具有高效率和高可靠性等運行特點。深入研究液壓系統的設計原理及其功能部件的參數確定具有重要意義。本文針對目前一些常用風力發電機組的液壓系統，結合風機的實際運行情況，對其主要功能部件蓄能器的設計參數進行了分析計算和工程應用驗證。

1 風力發電機組的液壓系統概述

風力發電機組的液壓系統實際是制動系統的驅動機構，主要用來執行風力發電機的啟停任務。它通常由兩個壓力保持回路組成，一路是通過蓄能器供給的風輪剎車系統，另一路是通過蓄能器供給的偏航剎車系統。這兩個回路的作用是當風力發電機正常運行時使風力機制動系統始終保持一定的壓力。當壓力傳感器測得的壓力值小于系統設定值時，可編程邏輯控制器（Programmable Logic Controller，PLC）就會控制液壓站電機啟動來補償損耗的壓力，使實際壓力值始終保持為設定值[2]。一種常見的主動偏航型風力發電機組的液壓系統設計原理圖，如圖1所示。

圖1 一種風力發電機組液壓系統原理圖

1.1 風輪剎車系統

風輪剎車系統又稱為高速軸剎車系統，是通過液壓力夾緊、彈簧力開啟的自動控制系統。它的高速軸剎車卡鉗由電磁閥82控制。當電磁閥82帶電時，剎車卡鉗的壓力腔室充油使活塞伸出，從而使卡鉗夾緊；當電磁閥82失電時，壓力卸荷，活塞在彈簧力的作用下退回，從而使卡鉗松開。只有當剎車鉗的壓強降到壓力繼電器811的設定值（1 MPa）時，風力發電機組才能啟動。一種常用的高速軸剎車卡鉗及其主要參數，如圖2所示[3]。

圖2 一種高速軸剎車卡鉗及其主要參數

1.2 偏航剎車系統

偏航剎車卡鉗由電磁閥97和91控制。在正常風機運行中（無風向變化時），兩個電磁閥均處在失電位置，剎車卡鉗處于滿壓條件。當機艙需要偏航調整時，電磁閥91通電，通過溢流閥93，使壓力降低到設定值Pb；當需要電纜解纜時，電磁閥97通電，使剎車卡鉗腔室內的油壓完全卸掉，以防止在較長時間內偏航剎車系統的不必要磨損。常用的偏航剎車卡鉗的最高工作壓強為16 MPa[4]。

由此可知，電機泵組為間歇工作狀態，主要作用是為壓力蓄能器7補充能量，啟停依據由壓力繼電器811設定，啟動和停止的壓力值與壓力蓄能器7的最低工作壓力和最高工作壓力吻合。液壓系統兩個剎車回路的主要動力源均來自蓄能器，下面主要研究蓄能器的設計。

2 蓄能器的設計分析

壓力蓄能器7負責向液壓系統提供足夠的壓力油，保證電機泵組的間歇工作順利進行。它的供能作用對液壓系統至關重要。根據玻義耳氣體定律：

式中：P0、V分別為蓄能器的充氣壓強及容量；P1、V1分別為蓄能器的最低工作壓強及該壓力下的氣體體積；P2、V2分別為蓄能器的最高工作壓強及該壓強下的氣體體積；n為多變指數，當蓄能器用于短期大量供油時，釋放能量的速度很快，可認為氣體在絕熱條件下工作，此時取n=1.4[5]。

供給系統的油液體積是V2與V1的體積差ΔV，根據式（1）可知：

由圖1可知：在高速軸剎車回路及偏航剎車回路的進出油口均設置有可開啟的單向閥，以保持液壓系統的管路之中始終充滿油液；高速軸剎車卡鉗為常開狀態，偏航剎車卡鉗則為常閉狀態，因此在電機泵組不工作時，液壓系統的供油需求量ΔVdem主要由高速軸剎車回路決定。設計時，高速軸剎車回路的回油管路單向閥開啟壓強需要進行驗算，以確保在此壓強下剎車卡鉗的復位彈簧可以正常復位。

計算可得，ΔVdem=0.293 L。根據液壓系統各元件和剎車卡鉗的工作壓強可知，最高工作壓強P2=16 MPa。最低工作壓強P1應考慮電機泵組間歇工作的時間間隔，同時考慮在該壓強下產生的總摩擦扭矩Mf與偏航驅動電機（與驅動輪相連接）的抱閘扭矩Mb之和能夠抵抗綜合評估的風載峰值Mz，從而保證機艙不會反轉，即：

利用摩擦扭矩的理論知識和偏航剎車卡鉗的相關數據，由式（4）可計算出滿足要求的最低工作壓強P1，如取值14 MPa。充氣壓強P0理論上可與P1相等，但為了保證系統壓強為P1時蓄能器還有補償能力，應使P0＜P1。根據經驗，對于折合型皮囊P0=（0.80～0.85）P1，取P0=14×0.85≈12.5 MPa。令ΔV=ΔVdem，蓄能器的工作狀態符合絕熱過程，依據式（3）計算得蓄能器的容積V=2.7 L，取公稱值V=2.8 L。在部分機組的液壓系統中，壓力蓄能器常采用上述設計參數。但是，因為充氣壓強P0是根據經驗選定的，在此基礎上才能計算出蓄能器的容量V，所以這些參數是否完全合適需要進一步驗證。

本文驗證當系統壓強降至最低壓強P1的臨界位置時，即系統壓強處于14 MPa附近時的極端工況下所計算的參數是否符合要求。此時，油泵電機仍處于不工作狀態，操作者需要進行風輪剎車動作。該蓄能器（V=2.8 L，P0=P1=12.5 MPa，P2=14 MPa）可向系統提供的油量ΔV1為：

計算可得，ΔV1=0.22 L＜ΔVdem。

由此可知，若高速軸剎車卡鉗摩擦片磨損過多，在系統壓強處于較低狀態時進行風輪剎車，蓄能器供給風輪剎車回路的油量不能滿足要求，此時油泵電機會因未能及時啟動而來不及補壓，將導致發生短時間的高速軸剎車卡鉗不動作而系統壓強突然降低為零的狀況，從而引發風機報警停機。實際工程中也驗證了上述情況。

要解決此問題，可通過提高蓄能器的容積或者降低充氣壓強，使ΔV1＞ΔVdem。從產品的經濟性角度考慮，降低蓄能器的充氣壓強P0是最優方案。需要注意的是，蓄能器的充氣壓強要高于高速軸剎車回路減壓閥86的設定壓強。這里將P0降至10 MPa，再次進行上述工況的驗算，依據式（5）可得該蓄能器向系統提供的油量ΔV1=0.6 L＞ΔVdem。

因此，改變充氣壓強后，該蓄能器可以滿足上述工況下的風輪剎車需求，目前已在風機實際應用中得到了驗證。

3 結語

本文通過分析主動偏航型并網風力電機組液壓系統的功能及系統結構，結合風力發電機組的實際工作狀態，闡述其主要液壓功能部件蓄能器設計參數的選定機理，并根據工程實際應用對液壓系統進行設計及參數優化，減少了因液壓系統設計參數與風機運行狀態不一致而造成的故障停機，提高了風力發電機組的運行效率和可靠性。