CN103470720B - 低速比液力变矩器及导叶调节方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供的是一种低速比液力变矩器及导叶调节方法。包括壳体、泵轮、二级导轮、二级涡轮、一级导轮和一级涡轮，泵轮安装在泵轮力矩输入轴上，一级涡轮与二级涡轮直连在一个共同的涡轮力矩输出轴上，一级导轮固定安装在一级涡轮与二级涡轮之间的壳体上，二级导轮位于泵轮与二级涡轮之间，二级导轮的叶片为与导叶调节机构相连的可调叶片，在壳体中工作液体从泵轮进入一级涡轮，经由一级导轮、二级涡轮和二级导轮再进入泵轮形成液流循环。本发明主要用于风力发电机械传动系统中，该低速比液力变矩器只传递一小部分的输入功率，但可以在较宽范围内调节涡轮转速，并保证发电机输入转速恒定。体积小、重量轻、成本低，可在比较恶劣的环境下可靠工作。

Description

低速比液力变矩器及导叶调节方法

技术领域

本发明涉及的是一种液力变矩器，尤其是一种适合于大型风力发电系统的低转速比高效率的液力传动装置。

背景技术

传动装置是风力发电装置的关键部件系统，是连接风力机和发电机的枢纽。为了使发电机输入转速保持恒定，并快速响应作用于风力机上的风速变化，则要求该传动装置具有自动调节转速的能力，并通过合适的传动设计，使发电机输入转速基本不变。

目前，国内外用于风力发电的调速装置有双馈发电机和直驱式永磁发电机组，双馈发电机系统根据风力机的转速变化与电网电压频率的要求，通过变流器给发电机转子送入相应转差频率的励磁电流，使定子绕组发出的电压频率与电网相同，这种方案是当前实现变速恒频的常用方案，在欧美等风电发达国家得到迅速发展，兆瓦级变速恒频风力发电机组已投入使用，但其总效率不高，平均无故障运行时间较短，成本较高，重量大，且频率不稳定；直驱式永磁发电机组用变频器将风力发电机发出的频率变化的交流电转换为与电网频率幅值和相位相同的电压后送入电网，这种方案结构简单，系统可靠性高，可解决频率不稳定性问题，但变频器本身质量较大，随着风力发电机组的大型化，变频器的质量，体积越来越大。

发明内容

本发明的目的在于提供一种体积小、重量轻、成本低，并可在比较恶劣的环境下可靠工作的低速比液力变矩器。本发明的目的还在于提供一种低速比液力变矩器的导叶调节方法

本发明的目的是这样实现的：

本发明的低速比液力变矩器包括壳体、泵轮、二级导轮、二级涡轮、一级导轮和一级涡轮，泵轮安装在泵轮力矩输入轴上，一级涡轮与二级涡轮直连在一个共同的涡轮力矩输出轴上，一级导轮固定安装在一级涡轮与二级涡轮之间的壳体上，二级导轮位于泵轮与二级涡轮之间，二级导轮的叶片为与导叶调节机构相连的可调叶片，在壳体中工作液体从泵轮进入一级涡轮，经由一级导轮、二级涡轮和二级导轮再进入泵轮形成液流循环。

本发明的低速比液力变矩器还可以包括：

1、所述一级导轮为轴流式叶轮、柱状叶片，叶型方程为：

y₁＝-0.01135x⁴+0.0853x³-0.02144x²+0.76649x-0.03968(0≤x≤64.9)

y₂＝0.0025x⁴-0.0189x³-0.00279x²+0.30658x+0.08564(0≤x≤55)

y₃＝0.02825x³-4.96954x²+291.0386x-5673.08285(55≤x≤64.9)。

2、所述二级导轮为径流式叶轮、柱状叶片，叶型方程为：

y₄＝-0.0181x⁴+0.00129x³-0.09095x²+2.23669x+9.29544(0≤x≤58.6)

y₅＝0.00477x⁴-0.104x³+0.97783x²-4.258x+7.56(0≤x≤10)

y₆＝0.016x⁴-0.155x³+0.02427x²+0.25108x-3.80903(10≤x≤58.6)。

3、所述泵轮为空间扭曲叶片。

4、所述一级涡轮为柱状叶片，叶型方程为：

y₇＝-0.00796x⁴+0.0018x³-0.1063x²+2.34797x+9.18301(0≤x≤62.69)

y₈＝-0.22178x³+2.3437x²-7.44608x+7.05(0≤x≤5)

y₉＝-0.00835x⁴+0.1295x³-0.06215x²+2.06769x-8.06277(5≤x≤62.69)。

5、所述二级涡轮为柱状叶片，叶型方程为：

y₁₀＝-0.01778x⁴+0.121x³-0.02186x²+0.81042x-0.35509(0≤x≤67)

y₁₁＝0.01258x⁴-0.1199x³+0.01797x²+0.15536x+0.05822(0≤x≤54)

y₁₂＝0.002254x⁴-0.53489x³+47.58234x²-1880.6265x+27861.87684(54≤x≤67)。

6、所述二级导轮的导叶调节机构的结构为：周向布置的一圈可调导叶安装在导叶同步环上，导叶同步环和传动齿轮组相连，传动齿轮组由传动机构组件控制，传动机构组件接收调节信号后将使传动齿轮组运动依次驱动可调导叶运动。

本发明的导叶调节方法为：

（1）信号获取，包括原变速行星排6的结构参数，主增速器（MVA）7的传动比及风力机转速。

（2）确定液力变矩器的涡轮输出轴转速。

（3）根据涡轮输出转速确定传动比。

（4）根据风速变化确定液力变矩器转速比的范围。

（5）由液力变矩器转速比范围确定导叶调节机构调节范围，两者之间成比例关系，比例系数由导叶调节机构决定。

本发明主要是针对大型风电装置而设计的一种液力机械传动装置。实际运行中，风能通过风力机输入，然后经过主增速器（MVA）进入变速行星排，通过行星排变速后输入同步发电机的输入轴，同时通过泵轮力矩输入轴进入泵轮。因为同步发电机和液力变矩器泵轮是同轴布置的，故具有相同的转速n_G=n_B。泵轮力矩输入轴和同步发电机共享同一转速，而该转速来自于经过主增速器MVA的风力机转矩，而经过二级可调式导轮调节后得到的涡轮力矩是可以变化的，以此适应变化的风力机转矩。在液力变矩器循环腔中，工作液体从泵轮进入一级涡轮，经由一级导轮、二级涡轮和二级导轮再进入泵轮形成液流循环。泵轮和一级、二级涡轮均为离心式，具有较大的启动工况力矩系数，这两级涡轮具有相同的输出轴，故具有相同的转速，以提高涡轮输出力矩。

本发明在采用了液力机械传动的风力发电传动装置中，设计了一种低转速比液力变矩器。该液力变矩器和变速行星齿轮排、主增速器MVA一起构成风电系统的液力机械传动方式，使用该种传动方式，可以使用普通低造价的同步发电机。当主增速器MVA和行星齿轮排的设计参数确定之后，风力机的转速变化引起发电机转速变化时，可以通过导叶调节机构调节液力变矩器的第二导轮的导叶开度，改变液力变矩器的涡轮输出转速，从而保证行星齿轮排的输出转速（即发电机转速）基本不变。

本发明在传递大功率时体积小、重量轻、成本低，并可在比较恶劣的环境下可靠工作，寿命相比双馈式和直驱式长，大大延长了机械传动的寿命。

对于低转速比的应用场合，所述的一级、二级导轮结构中，一级导轮截面具有翼型结构，在空间为拉伸的柱状叶片，径向尺寸减小，造型容易，造价降低。二级导轮为径流式叶轮，为可调式设计，调节叶栅可以获得不同的导叶开度，从而进入循环腔的流量变化引起涡轮输出力矩的变化。所述的泵轮和两级涡轮结构中，合适的涡轮叶栅设计可以使得设计工况效率达到82.2%，而转速比高效区范围达到2.26。

本发明通过对双级液力变矩器的结构、叶型和叶栅系统的设计，得到了一种适合于大型风电系统的低转速比液力机械传动装置，在保证系统外形尺寸小型化的前提下，提升系统的无故障运行时间和使用寿命，为恶劣条件下风力发电系统设计提供解决方案。

附图说明

图1是本发明的低速比液力变矩器在风力发电系统中的布置和传动示意图；

图2是本发明的低速比液力变矩器单流道示意图；

图3是本发明的低速比液力变矩器轴面剖视图；

图4是一级导轮叶型示意图；

图5是二级导轮叶型示意图；

图6是二级可调式导叶开度示意图；

图7是二级导轮的导叶调节机构剖视图；

图8是一级涡轮叶型示意图；

图9是一级涡轮叶栅摆放设计；

图10是二级涡轮叶型示意图；

图11是二级涡轮叶栅摆放设计；

图12两级涡轮螺栓直连结构图；

图13是泵轮叶型示意图；

图14是导叶调节机构调节流程图。

具体实施方式

下面结合附图举例对本发明做更详细的描述。

结合图3，本发明的低速比液力变矩器的主要部件包括泵轮B、两级涡轮T1和T2、两级导轮D1和D2、泵轮力矩输入轴2、涡轮力矩输出轴1和导叶同步环4。双涡轮通过直连共同输出力矩，提供了较高的启动力矩，这样在保证液力变矩器传动效率的前提下，可使得其高效区范围向低转速比方向移动，并获得较大的高效区范围，本发明的设计转速比为i=0.35，效率达82.2%。

结合图1，本发明的低速比液力变矩器在风力发电系统中的布置和传动过程为：风能通过风力机8输入，风力机8得到转速n_r和转矩M_r，然后经过主增速器（MVA）7进入变速行星排6，通过行星排6变速后输入同步发电机5的输入轴3，其得到转速n_G和转矩M_G，同时通过泵轮力矩输入轴2进入泵轮B。因为同步发电机和液力变矩器泵轮是同轴布置的，故具有相同的转速和转矩，即有n_G=n_B，M_G=M_B。在液流经过一次内部循环后，涡轮输出轴1得到转速n_T和转矩M_T，该转矩即叠加在行星排6上，以此保证了转速平衡。

图2给出了本发明的液力变矩器单流道示意，显示了内部叶轮的布置，即变矩器循环腔沿着圆周方向的其中一个剖面。在一个流体能量传递过程中，循环腔内流体依次通过泵轮叶片间流道、一级涡轮叶片间流道、一级导轮叶片间流道、二级涡轮叶片间流道和二级可调导轮叶片间流道。泵轮、各级导轮和涡轮具有翼型式叶片，计算流体动力学结果表明，该布置能够很好的调节内部流场，抑制流动中漩涡脱离和液流冲击，提高效率。

结合图4，一级导轮主要为引流作用，轴流式布置，因为径向尺寸较小，空间设计为具有翼型的柱状叶片，可以使用一个翼型截面在径向拉伸而成。这样可以降低制造成本，减小工艺误差，且不损失效率。一级导轮的叶片截面由上弧段y₁，下弧段y₂和端弧段y₃连接构成，各段满足如下设计方程：

y₁＝-0.01135x⁴+0.0853x³-0.02144x²+0.76649x-0.03968(0≤x≤64.9)  (1)

y₂＝0.0025x⁴-0.0189x³-0.00279x²+0.30658x+0.08564(0≤x≤55)  (2)

y₃＝0.02825x³-4.96954x²+291.0386x-5673.08285(55≤x≤64.9)  (3)

结合图5，二级导轮为柱状叶片，二级导轮的叶片截面由上弧段y₄，端弧段y₅和下弧段y₆连接构成，各段满足如下设计方程：

y₄＝-0.0181x⁴+0.00129x³-0.09095x²+2.23669x+9.29544(0≤x≤58.6)  (4)

y₅＝0.00477x⁴-0.104x³+0.97783x²-4.258x+7.56(0≤x≤10)  (5)

y₆＝0.016x⁴-0.155x³+0.02427x²+0.25108x-3.80903(10≤x≤58.6)  (6)

结合图6，二级导轮的叶轮可以绕调节机构的轴旋转，使叶栅形成不同宽度的流道。本发明中二级导轮设计（最优）工况为84%的导叶开度。

结合图7，二级导轮导叶调节机构为：周向布置的一圈可调导叶叶片D2安装在导叶同步环4上，并由其进行同步动作。导叶同步环4和传动齿轮组9相连，因为传动机构组件10接收调节信号后将使传动齿轮9运动，这样依次驱动了可调导叶运动。

结合图8，一级涡轮为柱状叶片，一级涡轮的叶片截面由上弧段y₇，端弧段y₈和下弧段y₉连接构成，各段满足如下设计方程：

y₇＝-0.00796x⁴+0.0018x³-0.1063x²+2.34797x+9.18301(0≤x≤62.69)  (7)

y₈＝-0.22178x³+2.3437x²-7.44608x+7.05(0≤x≤5)  (8)

y₉＝-0.00835x⁴+0.1295x³-0.06215x²+2.06769x-8.06277(5≤x≤62.69)  (9)

如图9所示，一级涡轮的叶栅摆放设计，以调节流道中液流和叶型的切合程度，并调整各级涡轮和导轮之间的过流间隙。

如图10所示，二级涡轮为柱状叶片，二级涡轮的叶片截面由上弧段y₁₀，下弧段y₁₁和端弧段y₁₂连接构成，各段满足如下设计方程：

y₁₀＝-0.01778x⁴+0.121x³-0.02186x²+0.81042x-0.35509(0≤x≤67)  (10)

y₁₁＝0.01258x⁴-0.1199x³+0.01797x²+0.15536x+0.05822(0≤x≤54)  (11)

y₁₂＝0.002254x⁴-0.53489x³+47.58234x²-1880.6265x+27861.87684(54≤x≤67)  (12)

如图11所示，二级涡轮的叶栅摆放方式设计，以调节流道中液流和叶型的切合程度，并调整各级涡轮和导轮之间的过流间隙。在本发明中，两级涡轮均为柱状叶片，涡轮的布置可以实现正反转调节，且转速范围宽达-80%～+100%，并无论对恒转矩负载还是抛物线型负载，都具有稳定的输出特性。

如图12所示，两级涡轮采用螺栓直接连接的方法，这样两级涡轮共享同一转速。二级涡轮T2和一级涡轮T1使用螺栓连接，T1通过法兰将转矩输出至涡轮力矩输出轴1。

如图13所示，泵轮的设计采用了空间扭曲形叶片，可以适应液流等轴面速度的要求，并能调整进入一级涡轮流动状态。设计中轴面投影图上等距分割的直线（表示叶片截面，如0、1～8、a），在界面内显示为不规则的曲线，计算流体动力学结果表明，此叶型设计效率可达82.2%。

如图14所示，液力变矩器导叶调节机构调节过程的流程图示，给出了一种液力变矩器的导叶调节方法，该调节原则的具体实施过程为：

（1）获取原变速行星排6的结构参数α₁和α₂，主增速器（MVA）7的传动比i_r，风力机转速n_r，它们由原机械传动系统设计给出。

（2）液力变矩器的涡轮输出轴转速n_T计算：

$n_T=\frac{n_B{\mathrm{\α}}_2-(1+{\mathrm{\α}}_1)n_r{i}_r{\mathrm{\α}}_2}{{\mathrm{\α}}_1}$

式中n_B为液力变矩器的泵轮转速。

（3）液力变矩器转速比i_TB的计算，如下：

因为泵轮转速n_B和同步发电机转速一致，是确定量，得到：

$i_{\mathrm{TB}}=\frac{n_T}{n_B}=\frac{[n_B-(1+{\mathrm{\α}}_1)n_r{i}_r]{\mathrm{\α}}_2}{{\mathrm{\α}}_1{n}_B}$

（4）液力变矩器转速比的范围Π计算，如下：

风力机最低转速n_rmin对应液力变矩器的最高转速比i_TB2，风力机的最低转速n_rmax对应液力变矩器的最低转速比i_TB1，液力变矩器的转速比范围Π计算得：

$\mathrm{\Π}=\frac{i_{\mathrm{TB}2}}{i_{\mathrm{TB}1}}=\frac{n_B-(1+{\mathrm{\α}}_1)n_{r\min }{i}_r}{n_B-(1+{\mathrm{\α}}_1){\mathrm{\α}}_{r\max }{i}_r}$

（5）导叶调节机构调节范围β计算，如下：

二级导轮叶栅最大开度β_max对应液力变矩器的最高转速比i_TB2，最小开度β_min对应液力变矩器的最低转速比i_TB1，则β调节范围为：

$\frac{{\mathrm{\β}}_{\max }}{{\mathrm{\β}}_{\min }}=k\frac{i_{\mathrm{TB}2}}{i_{\mathrm{TB}1}}=\mathrm{k\Π}$

式中k为比例系数，由导叶调节机构决定。

本发明的低速比液力变矩器用于大型风力发电系统，低速比的设计非常适合于控制整个传动系统外形尺寸的场合。其创造性在于将该液力机械用于风力发电系统时，液力变矩器只起到了调节输入同步发电机转速的作用，而通过其分流的功率最后通过行星排依然重新输入到了同步发电机，于是使用了低速比液力变矩器之后，整个损失的功率仅来自于液力变矩器自身的滑差损失和系统的机械损失，于是在低转速高效区范围内，系统的效率可以达到80%以上。

最后需要提出，以上列举的是本发明应用的一个具体实例，即特别适合于大型风力发电系统的液力机械式调速系统。显然，本发明不限于以上实例，如需要在低转速比下传递大功率的液力传动场合，本领域的普通技术人员能从本发明公开的内容直接导出或联想到的所有变形，均应认为是本发明的保护范围。

Claims (7)

1.一种低速比液力变矩器，包括壳体、泵轮、二级导轮、二级涡轮、一级导轮和一级涡轮，其特征是：泵轮安装在泵轮力矩输入轴上，一级涡轮与二级涡轮直连在一个共同的涡轮力矩输出轴上，一级导轮固定安装在一级涡轮与二级涡轮之间的壳体上，二级导轮位于泵轮与二级涡轮之间，二级导轮的叶片为与导叶调节机构相连的可调叶片，在壳体中工作液体从泵轮进入一级涡轮，经由一级导轮、二级涡轮和二级导轮再进入泵轮形成液流循环；二级导轮的导叶调节机构的结构为：周向布置的一圈可调导叶安装在导叶同步环上，导叶同步环和传动齿轮组相连，传动齿轮组由传动机构组件控制，传动机构组件接收调节信号后将使传动齿轮组运动依次驱动可调导叶运动。

2.根据权利要求1所述的低速比液力变矩器，其特征是所述一级导轮为轴流式叶轮、柱状叶片，叶片截面各弧段的叶型方程为：

y₁＝-0.01135x⁴+0.0853x³-0.02144x²+0.76649x-0.03968(0≤x≤64.9)

y₂＝0.0025x⁴-0.0189x³-0.00279x²+0.30658x+0.08564(0≤x≤55)

y₃＝0.02825x³-4.96954x²+291.0386x-5673.08285(55≤x≤64.9)。

3.根据权利要求1所述的低速比液力变矩器，其特征是所述二级导轮为径流式叶轮、柱状叶片，叶片截面各弧段的叶型方程为：

y₄＝-0.0181x⁴+0.00129x³-0.09095x²+2.23669x+9.29544(0≤x≤58.6)

y₅＝0.00477x⁴-0.104x³+0.97783x²-4.258x+7.56(0≤x≤10)

y₆＝0.016x⁴-0.155x³+0.02427x²+0.25108x-3.80903(10≤x≤58.6)。

4.根据权利要求1所述的低速比液力变矩器，其特征是所述泵轮为空间扭曲叶片。

5.根据权利要求1所述的低速比液力变矩器，其特征是所述一级涡轮为柱状叶片，叶片截面各弧段的叶型方程为：

y₇＝-0.00796x⁴+0.0018x³-0.1063x²+2.34797x+9.18301(0≤x≤62.69)

y₈＝-0.22178x³+2.3437x²-7.44608x+7.05(0≤x≤5)

y₉＝-0.00835x⁴+0.1295x³-0.06215x²+2.06769x-8.06277(5≤x≤62.69)。

6.根据权利要求1所述的低速比液力变矩器，其特征是所述二级涡轮为柱状叶片，叶片截面各弧段的叶型方程为：

y₁₀＝-0.01778x⁴+0.121x³-0.02186x²+0.81042x-0.35509(0≤x≤67)

y₁₁＝0.01258x⁴-0.1199x³+0.01797x²+0.15536x+0.05822(0≤x≤54)

y₁₂＝0.002254x⁴-0.53489x³+47.58234x²-1880.6265x+27861.87684(54≤x≤67)。

7.基于权利要求1所述的导叶调节机构的导叶调节方法，其特征是：

(1)信号获取，包括原变速行星排(6)的结构参数，主增速器(7)的传动比及风力机转速；

(2)确定液力变矩器的涡轮输出轴转速；

(3)根据涡轮输出转速确定传动比；

(4)根据风速变化确定液力变矩器转速比的范围；

(5)由液力变矩器转速比范围确定导叶调节机构调节范围，两者之间成比例关系，比例系数由导叶调节机构决定。