吳勝勝，包道日娜，劉旭江，劉嘉文，劉東

（內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)，內(nèi)蒙 古呼和浩特 010051）

0 引言

隨著風(fēng)力發(fā)電成本的逐漸降低以及陸上風(fēng)電開發(fā)的不斷成熟，海上風(fēng)電和分布式風(fēng)能利用將快速增長。分布式風(fēng)電布局在負(fù)荷中心附近，不以大規(guī)模遠(yuǎn)距離輸送電力為目的，所產(chǎn)生的電力就近接入當(dāng)?shù)仉娋W(wǎng)消納，有利于進(jìn)一步提高能源利用率[1]。2017年，全國首個分布式風(fēng)電項(xiàng)目在江蘇投運(yùn)，開辟了經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)地區(qū)就近開發(fā)利用風(fēng)電的新道路[2]。近年來，我國中小型風(fēng)能設(shè)備制造行業(yè)呈現(xiàn)減緩趨勢，通過提升中小型風(fēng)電產(chǎn)品質(zhì)量，加快技術(shù)研發(fā)創(chuàng)新有利于推動中小型風(fēng)電及分布式電網(wǎng)進(jìn)一步發(fā)展。

小型風(fēng)力發(fā)電機(jī)普遍采用定槳距失速或被動變槳方式進(jìn)行大風(fēng)限速保護(hù)，其輸出功率穩(wěn)定性較差，無法滿足功率實(shí)時主動控制要求。國內(nèi)外學(xué)者對小型風(fēng)力機(jī)功率控制方式進(jìn)行了大量研究。青島安華小型變槳距風(fēng)力機(jī)質(zhì)量優(yōu)勢明顯，已有1款產(chǎn)品獲得Class NK認(rèn)證[3]。Wei Xie[4]提出了水平軸風(fēng)力機(jī)傘形轉(zhuǎn)子概念，并制作樣機(jī)模型進(jìn)行風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該結(jié)構(gòu)對功率控制的有效性。徐學(xué)根[5]以某型號小型被動變槳風(fēng)力機(jī)為研究對象，計(jì)算得到槳葉變槳驅(qū)動力，并通過平衡離心重錘與變槳彈簧之間的重量、力臂、行程、剛度及預(yù)緊力關(guān)系，得到轉(zhuǎn)速限制和提升功率輸出的結(jié)論。Macphee D W[6]研究了一種葉片由柔性材料制成的新型風(fēng)力發(fā)電機(jī)，使用數(shù)值模擬及風(fēng)洞試驗(yàn)的方法對該風(fēng)力機(jī)進(jìn)行分析，試驗(yàn)結(jié)果證明了采用柔性葉片可以改變?nèi)~片表面壓力分布，改善風(fēng)力機(jī)輸出性能。Mohammadi E[7]設(shè)計(jì)了一種失速調(diào)節(jié)風(fēng)力機(jī)葉片，對其進(jìn)行仿真模擬，研究了高風(fēng)速下風(fēng)力機(jī)失速現(xiàn)象及風(fēng)力機(jī)輸出性能。Bidyadhar S[8]從智能控制的角度提出了一種基于多重自適應(yīng)控制方案，在減小發(fā)電機(jī)功率和速度波動的同時使風(fēng)力機(jī)葉片應(yīng)力最小化。

雖然國內(nèi)外學(xué)者對小型風(fēng)力機(jī)功率控制展開了大量研究，并取得了一定成果，但仍無法完全滿足小型風(fēng)力機(jī)對控制方式簡單可靠、成本低廉、實(shí)時準(zhǔn)確的要求。因此本文設(shè)計(jì)了一種新型主動統(tǒng)一變槳風(fēng)力機(jī)調(diào)節(jié)裝置，通過3D打印制作小比例樣機(jī)模型，驗(yàn)證變槳調(diào)節(jié)裝置的可行性及設(shè)計(jì)的合理性，同時利用ANSYS Workbench軟件對建立的風(fēng)力機(jī)模型進(jìn)行了數(shù)值模擬仿真，分析變槳風(fēng)力機(jī)功率控制性能及載荷變化情況，為實(shí)體樣機(jī)加工制作及風(fēng)洞試驗(yàn)提供參考。

1 新型變槳調(diào)節(jié)裝置設(shè)計(jì)方案

1.1 總體結(jié)構(gòu)方案

本文設(shè)計(jì)的新型變槳調(diào)節(jié)裝置可實(shí)現(xiàn)各葉片主動同步變槳，變槳動作由一推桿帶動三對齒輪齒條傳動。變槳系統(tǒng)主要由控制器、驅(qū)動機(jī)構(gòu)和傳動機(jī)構(gòu)組成。驅(qū)動機(jī)構(gòu)包括伺服電機(jī)和渦輪蝸桿減速器；傳動機(jī)構(gòu)包括導(dǎo)軌、推桿、齒輪、齒條、葉片傳動件及同步叉等。圖1為新型變槳裝置的三維結(jié)構(gòu)圖。

圖1 總體結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of overall structure

伺服電機(jī)與蝸輪蝸桿減速器通過支架固定安裝于風(fēng)力機(jī)機(jī)艙底板，絲桿前端法蘭盤通過螺栓與推力軸承架連接，推力軸承架內(nèi)設(shè)有一雙向推力軸承，通過推桿軸肩、止推環(huán)及外側(cè)螺母固定。推桿一端穿過發(fā)電機(jī)中空軸，與中空軸內(nèi)銅套配合實(shí)現(xiàn)軸向移動，另一端固定安裝同步叉。同步叉上安裝有3個定制加工的齒條，齒條在輪轂導(dǎo)向臺內(nèi)移動并與齒輪配合，齒輪通過花鍵軸固定安裝于葉片傳動件底部。葉片傳動件法蘭與變槳軸承內(nèi)圈通過螺栓連接，變槳軸承外圈安裝于輪轂法蘭處，以實(shí)現(xiàn)葉片傳動件與輪轂的相對轉(zhuǎn)動。在安全保障措施方面，該新型變槳風(fēng)力機(jī)為保證葉片在設(shè)定角度范圍內(nèi)安全運(yùn)行，調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)導(dǎo)軌處設(shè)有最大、最小電子限位開關(guān)，輪轂內(nèi)部傳動機(jī)構(gòu)設(shè)有機(jī)械限位卡臺，全方位保證變槳機(jī)構(gòu)安全可靠地實(shí)現(xiàn)葉片變槳動作。

1.2 工作原理

變槳風(fēng)力機(jī)由于特殊結(jié)構(gòu)的要求，若各葉片槳距角在變槳過程中不一致，將由于氣動載荷不平衡造成風(fēng)力機(jī)振動，嚴(yán)重時還可能危及機(jī)組運(yùn)行安全，因此，需要額外安裝角位計(jì)或其它位置傳感器，將槳葉位置傳輸給變槳控制器，以保證各葉片在變槳過程中槳距角保持一致，避免氣動不平衡造成的危害。本文所設(shè)計(jì)的新型變槳調(diào)節(jié)方式由一推桿及同步叉帶動齒輪齒條傳動機(jī)構(gòu)在輪轂內(nèi)導(dǎo)向臺作用下實(shí)現(xiàn)各葉片同步變槳，不需要額外的槳距角位置傳感器，變槳過程中自動實(shí)現(xiàn)同步變槳，結(jié)構(gòu)簡單可靠。輪轂內(nèi)部調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)安裝示意圖如圖2所示。

圖2 調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)安裝示意圖Fig.2 Installation schematic diagram of regulating mechanism

風(fēng)力發(fā)電機(jī)變槳距控制通常利用風(fēng)速測量儀測得的風(fēng)速信號作為變槳依據(jù)，由于成本的限制，該方法不適用于小型風(fēng)力發(fā)電機(jī)，因此，本文提出了一種基于風(fēng)輪轉(zhuǎn)速的變槳控制方法。當(dāng)控制器檢測到主軸轉(zhuǎn)速高于額定轉(zhuǎn)速一定范圍，需進(jìn)行功率調(diào)節(jié)時，控制器發(fā)出變槳指令，通過簡單的同步及導(dǎo)向裝置將推桿和齒條的直線運(yùn)動轉(zhuǎn)化為齒輪與葉片的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，從而改變?nèi)~片槳距角，控制風(fēng)力機(jī)功率輸出，降低強(qiáng)風(fēng)天氣運(yùn)行載荷，保護(hù)機(jī)組安全運(yùn)行。變槳調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)工作原理如圖3所示。

圖3 工作原理圖Fig.3 Principle diagram

2 關(guān)鍵零部件選型

2.1 風(fēng)力機(jī)載荷分析

風(fēng)力機(jī)運(yùn)行過程中，風(fēng)輪承受著復(fù)雜的交變載荷，為研究變槳風(fēng)力機(jī)運(yùn)行過程中葉片載荷的變化情況，建立了葉片坐標(biāo)系（圖4）。

圖4 葉片坐標(biāo)系Fig.4 Blade coordinate system

作為連接葉片與輪轂的重要零部件，變槳軸承同時承擔(dān)著傳遞變槳載荷的作用，受到葉片和葉片連接件產(chǎn)生的離心力Fz以及風(fēng)載作用于葉片產(chǎn)生的彎矩My。在風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)過程中，F(xiàn)z是變槳軸承及輪轂疲勞的主要載荷。本文通過模擬分析結(jié)合數(shù)值計(jì)算的方法，重點(diǎn)分析計(jì)算Fz，為變槳軸承設(shè)計(jì)選型提供理論基礎(chǔ)。

2.2 變槳軸承選型

為進(jìn)行變槳軸承載荷計(jì)算與選型，查詢相關(guān)零部件材料屬性，并通過Creo進(jìn)行了質(zhì)量分析。葉片選用玻璃纖維復(fù)合材料，密度為1.8×103kg/m3；葉片連接件與齒輪選用45號鋼，密度為7.85×103kg/m3。由Creo質(zhì)量分析功能模塊，對建立的1：1葉片、葉片連接件及齒輪三維模型定義密度，分析零件質(zhì)量及質(zhì)心位置，基本參數(shù)的載荷計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1 載荷計(jì)算基本參數(shù)Table 1 Basic parameters of load calculation

變槳軸承額定工況下所受Fz為

式中：R1為葉片質(zhì)心到風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)中心距離；R2為葉片傳動件質(zhì)心到風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)中心距離；R3為齒輪質(zhì)心到風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)中心距離；n為額定轉(zhuǎn)速。

通過分析該風(fēng)力機(jī)變槳機(jī)構(gòu)的工作特點(diǎn)，Creo模擬分析數(shù)據(jù)以及載荷基本估算為軸承選型提供了參考依據(jù)，最終選取RU85UUCC0P5型交叉滾子軸承，額定載荷為20.3 kN，可滿足該風(fēng)力機(jī)的基本工作要求。

2.3 運(yùn)動仿真與小比例模型測試驗(yàn)證

通過Creo建立機(jī)構(gòu)仿真模型進(jìn)行運(yùn)動學(xué)仿真，同時檢查機(jī)構(gòu)有無干涉現(xiàn)象，最終對仿真結(jié)果進(jìn)行回放。該機(jī)構(gòu)可在推桿驅(qū)動下帶動齒輪齒條機(jī)構(gòu)順利完成葉片變槳動作，檢查無運(yùn)動干涉現(xiàn)象，驗(yàn)證了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性。為避免設(shè)計(jì)與仿真過程中存在的未知性錯誤，針對1.5 kW風(fēng)力機(jī)三維模型進(jìn)行等比例縮小，利用熔融沉積3D打印技術(shù)加工制造部分零部件，組裝制作小比例樣機(jī)模型（圖5）。通過尾部電動推桿作用使模型樣機(jī)葉片繞變槳軸承做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，整個過程平穩(wěn)順暢，無運(yùn)動干涉現(xiàn)象，與仿真檢測結(jié)果一致，該測試也說明了變槳傳動裝置的可行性。

圖5 3D打印樣機(jī)模型Fig.5 3D printing prototype model

3 模擬仿真分析

3.1 輸出特性分析

為研究變槳風(fēng)力機(jī)輸出功率隨槳距角、風(fēng)速以及轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律，運(yùn)用ANSYS Workbench軟件中的CFX模塊對1.5 kW風(fēng)輪簡化模型進(jìn)行有限元分析，得到不同工況下主軸功率的變化曲線（圖6）。

圖6 不同工況下主軸功率的變化情況Fig.6 Variation of spindle power under different working conditions

由圖6可知：當(dāng)主軸轉(zhuǎn)速為375 r/min時，隨著風(fēng)速的增加，通過適當(dāng)調(diào)節(jié)葉片槳距角可有效控制風(fēng)力機(jī)在額定功率值附近運(yùn)行；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)速為350 r/min時，隨著風(fēng)速的增加，增大槳距角的同時功率值逐漸增大；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)速為390 r/min時，隨著風(fēng)速增加，功率值逐漸衰減，說明在低轉(zhuǎn)速條件下，增大槳距角對該風(fēng)力機(jī)輸出功率的抑制效果較差；在高轉(zhuǎn)速條件下，增大槳距角對該風(fēng)力機(jī)功率輸出性能有較強(qiáng)抑制作用，尤其在風(fēng)速為17 m/s、槳距角為20?時，風(fēng)輪轉(zhuǎn)速為390 r/min時的主軸輸出功率比350 r/min時降低了38%。

為了分析槳距角的變化對該風(fēng)力機(jī)輸出功率的抑制能力，在額定轉(zhuǎn)速為375 r/min時，對不同風(fēng)速下主軸功率的變化進(jìn)行分析，得到主軸功率隨槳距角的變化曲線（圖7）。

圖7 不同風(fēng)速下主軸功率隨槳距角的變化情況Fig.7 Variation of spindle power with pitch angle under different wind speeds

由圖7可知：在同一槳距角條件下，風(fēng)速越高主軸輸出功率越大；而在同一風(fēng)速條件下，隨著槳距角的增加，主軸功率總體呈減小趨勢，在槳距角為3～11?時下降趨勢較緩，槳距角超過11?后，功率快速衰減。造成該趨勢的主要原因是在某一固定葉尖速比下，隨著槳距角的增加，風(fēng)力機(jī)的氣動性能下降，風(fēng)能利用系數(shù)降低，從而導(dǎo)致輸出功率隨槳距角增加而逐漸減小[9]。

為進(jìn)一步探究該風(fēng)力機(jī)不同槳距角大小對風(fēng)速變化的敏感性，做出不同風(fēng)速區(qū)間段風(fēng)速每增加1 m/s時的功率增長率隨槳距角的變化曲線，如圖8所示。

圖8 主軸功率增長率隨槳距角的變化趨勢Fig.8 Variation trend of spindle power growth rate with pitch angle

由圖8可知：槳距角由3?增加到11?時，主軸功率最大增長率為31%；槳距角由11?增加到15?時，主軸功率增長率最高達(dá)57%。以上結(jié)果說明，槳距角越大，風(fēng)速增加造成的功率增長率越高，即在大槳距角條件下，該風(fēng)力機(jī)主軸輸出功率對風(fēng)速的敏感性較高。

3.2 風(fēng)輪載荷分析

為研究該變槳風(fēng)力機(jī)功率控制過程中風(fēng)輪載荷的變化情況，利用單向流固耦合方法，通過ANSYS Workbench軟件對風(fēng)輪模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)計(jì)算，分析超額定風(fēng)速條件下該風(fēng)力機(jī)葉片應(yīng)力及風(fēng)輪軸向推力變化規(guī)律。模擬得出的不同工況下風(fēng)力機(jī)葉片的應(yīng)力云圖（圖9）（圖中數(shù)值單位為MPa）。由圖9可知：葉片應(yīng)力集中區(qū)域主要在葉片根部與葉片中部靠近前緣位置；隨著槳距角與風(fēng)速的增加，應(yīng)力集中區(qū)域逐漸從葉片中部向葉根方向偏移，最大應(yīng)力值也呈減小趨勢。

圖9 不同工況下葉片的應(yīng)力云圖Fig.9 Stress nephogram of blade under different working conditions

分析不同轉(zhuǎn)速下葉片應(yīng)力隨槳距角的變化規(guī)律，研究轉(zhuǎn)速對風(fēng)輪葉片載荷的影響，分別模擬得到主軸轉(zhuǎn)速為350，375，390 r/min時，不同工況下葉片最大應(yīng)力的變化曲線（圖10）。

圖10 不同工況下葉片最大應(yīng)力的變化情況Fig.10 Variation of blade maximum stress under different working conditions

由圖10可知：在同一轉(zhuǎn)速下，在槳距角不斷增大的過程中，葉片最大應(yīng)力值總體呈下降趨勢，但在轉(zhuǎn)速為390 r/min，槳距角為17?時，最大應(yīng)力值有突增情況，通過對比分析該工況下的應(yīng)力云圖，認(rèn)為造成最大應(yīng)力值突增的原因是最大應(yīng)力發(fā)生部位由葉中向葉根遷移，而葉中部位應(yīng)力值呈下降趨勢；在不同轉(zhuǎn)速下，小槳距角范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)速越高葉片最大應(yīng)力值越大，隨著槳距角逐漸增大，轉(zhuǎn)速對葉片應(yīng)力值的影響逐漸減小。以上結(jié)果說明在增大槳距角進(jìn)行輸出功率控制的同時，該變槳風(fēng)力機(jī)的葉片載荷得到了有效控制。

不同風(fēng)速下風(fēng)輪推力隨槳距角的變化曲線如圖11所示。由圖11可知：當(dāng)槳距角一定時，風(fēng)速越高風(fēng)輪推力越大；當(dāng)風(fēng)速一定時，隨著槳距角的增加，風(fēng)輪推力呈下降趨勢，其中風(fēng)速為11 m/s，槳距角由3?增加到15?時，風(fēng)輪推力下降最明顯，由最初的360.62 N下降到了69.46 N，總體下降了81%，可見增加槳距角對降低風(fēng)輪推力是有效的。造成該趨勢的原因一方面是隨著槳距角的增加風(fēng)輪實(shí)度降低（風(fēng)輪推力隨著實(shí)度的減小而減?。涣硪环矫媸亲儤獙?dǎo)致空氣動力性下降從而使作用于風(fēng)輪上的氣動載荷降低，風(fēng)輪推力隨之降低。

圖11 不同風(fēng)速下風(fēng)輪推力隨槳距角變化規(guī)律Fig.11 Variation of wind turbine thrust with pitch angle at different wind speeds

4 結(jié)論

本文設(shè)計(jì)了一種新型統(tǒng)一變槳調(diào)節(jié)風(fēng)力機(jī)，為小型風(fēng)力機(jī)提供了一種新的功率控制方式，并基于1.5 kW風(fēng)輪模型進(jìn)行了數(shù)值模擬，得到以下結(jié)論。

①利用三維建模軟件Creo對新型變槳調(diào)節(jié)裝置進(jìn)行了總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，分析了其基本工作原理，最后使用3D打印機(jī)制作小比例模型，驗(yàn)證了該設(shè)計(jì)方案的可行性。

②通過對該變槳風(fēng)力機(jī)主軸輸出特性進(jìn)行模擬，在轉(zhuǎn)速為390 r/min的條件下，增大槳距角對其功率輸出性能有較強(qiáng)的抑制作用；當(dāng)風(fēng)速為17 m/s，槳距角為20?時，風(fēng)輪轉(zhuǎn)速為390 r/min時的主軸輸出功率比轉(zhuǎn)速為350 r/min時降低了38%。

③通過分析風(fēng)輪載荷變化情況可知，葉片應(yīng)力集中區(qū)域主要在葉片中部靠近前緣以及葉根部位，隨著槳距角增加，應(yīng)力集中區(qū)域由葉中向葉根轉(zhuǎn)移，最大應(yīng)力值總體呈下降趨勢。

④在不同風(fēng)速條件下，主軸推力隨槳距角增大呈下降趨勢，當(dāng)風(fēng)速為11 m/s時，槳距角由3?增加到15?過程中，風(fēng)輪推力下降最為明顯，由360.62 N下降到了69.46 N，總體下降了81%。