李 輝 ，楊 超 ，2，胡姚剛 ，李 洋 ，梁媛媛 ，歐陽(yáng)海黎

（1.重慶大學(xué) 輸配電裝備及系統(tǒng)安全與新技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400044；2.國(guó)網(wǎng)冀北電力有限公司秦皇島供電公司，河北 秦皇島 066004；3.重慶科凱前衛(wèi)風(fēng)電設(shè)備有限責(zé)任公司，重慶 401121；4.中船重工（重慶）海裝風(fēng)電設(shè)備有限公司，重慶 401122）

0 引言

隨著風(fēng)電機(jī)組單機(jī)容量的持續(xù)增長(zhǎng)，風(fēng)力機(jī)尺寸不斷增大，機(jī)組變得柔性大、阻尼小，承受的動(dòng)態(tài)載荷顯著增加，這對(duì)機(jī)組長(zhǎng)期安全運(yùn)行帶來巨大風(fēng)險(xiǎn)［1-3］。研究風(fēng)電機(jī)組的載荷主動(dòng)控制技術(shù)，對(duì)未來大型機(jī)組壽命的提高及發(fā)電成本的降低具有重要意義。

獨(dú)立變槳控制策略能夠大幅降低作為機(jī)組載荷源頭的葉片載荷，同時(shí)又不會(huì)引起其他部件載荷的增加，因此受到了越來越多的關(guān)注。受重力、風(fēng)切等因素影響，風(fēng)力機(jī)系統(tǒng)具有周期時(shí)變的特點(diǎn)，針對(duì)該問題，文獻(xiàn)［4-5］提出了基于科爾曼坐標(biāo)變換的獨(dú)立變槳控制策略，該策略通過科爾曼變換方法將葉根彎矩一倍葉輪轉(zhuǎn)頻（1p）周期載荷轉(zhuǎn)化為靜態(tài)輪轂傾覆和偏航力矩載荷，然后利用比例積分（PI）控制器減小該靜態(tài)載荷及葉片1p周期載荷。但是該控制策略忽略了風(fēng)力機(jī)的高次諧波載荷，而其也是引起風(fēng)力機(jī)結(jié)構(gòu)損傷的主要因素。為減小高次諧波載荷，文獻(xiàn)［6-7］進(jìn)一步研究了基于改進(jìn)科爾曼坐標(biāo)變換的獨(dú)立變槳控制策略。從控制的角度來看，科爾曼坐標(biāo)變換雖然能夠?qū)⒅芷跁r(shí)變的風(fēng)力機(jī)系統(tǒng)變換為時(shí)不變系統(tǒng)，但是給傾覆和偏航變量帶來了較為嚴(yán)重的耦合［8］，因此，利用經(jīng)典單輸入單輸出（SISO）理論設(shè)計(jì)的控制器參數(shù)難以保證系統(tǒng)的控制性能。后續(xù)研究相續(xù)提出了一些基于多變量控制理論的獨(dú)立變槳控制策略，例如，反饋前饋［9］、線性二次型調(diào)節(jié)器（LQR）［10］、線性二次高斯（LQG）［11］、H∞［8，12］等獨(dú)立變槳控制策略。雖然這些多變量控制方法提高了科爾曼坐標(biāo)變換后耦合系統(tǒng)的控制性能，但上述控制策略仍以坐標(biāo)變換為基礎(chǔ)，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜；另外，上述控制策略在設(shè)計(jì)控制器參數(shù)時(shí)，不僅要將風(fēng)力機(jī)和變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的模型進(jìn)行科爾曼坐標(biāo)變換，且需考慮科爾曼變換本身的動(dòng)態(tài)特性［12］，導(dǎo)致控制器參數(shù)設(shè)計(jì)的難度也大幅增加。文獻(xiàn)［13］借鑒電機(jī)系統(tǒng)的諧波控制方法，在Clark坐標(biāo)變換的基礎(chǔ)上，提出了利用比例諧振（PR）控制器抑制諧波載荷的獨(dú)立變槳控制策略，該控制策略雖結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單，但Clark坐標(biāo)變換顯著增加了系統(tǒng)的參數(shù)時(shí)變特性，而文獻(xiàn)并未對(duì)控制策略在系統(tǒng)參數(shù)時(shí)變下的性能進(jìn)行詳細(xì)分析；另外，隨著葉片長(zhǎng)度和柔性的不斷增加，葉片的動(dòng)態(tài)特性變得不可忽略，加之變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)引起的延遲，將導(dǎo)致槳距角參考給定值和葉片輸出載荷之間產(chǎn)生較大的相位偏移，考慮到該問題，文獻(xiàn)所提獨(dú)立變槳控制策略的載荷抑制效果可能會(huì)大打折扣。因此，從減小傳統(tǒng)獨(dú)立變槳控制策略參數(shù)耦合影響出發(fā)，并考慮風(fēng)力機(jī)的周期時(shí)變特性，進(jìn)一步研究有效的獨(dú)立變槳控制策略，并分析其性能十分必要。

基于此，為更有效地減小風(fēng)力機(jī)的諧波載荷，本文提出了一種新穎的無(wú)需坐標(biāo)變換的直接PR獨(dú)立變槳控制策略，并試圖從頻域角度分析控制策略在參數(shù)時(shí)變情況下的穩(wěn)定性。該控制策略以單個(gè)葉片的葉根彎矩為被控變量，從而避免了傳統(tǒng)獨(dú)立變槳控制策略中坐標(biāo)變換給控制系統(tǒng)帶來的結(jié)構(gòu)復(fù)雜、參數(shù)耦合及隨之而來的控制器參數(shù)設(shè)計(jì)困難等問題；同時(shí)，PR控制器在諧振點(diǎn)的增益非常高、在其他頻率處的增益迅速衰減的特點(diǎn)，也使控制系統(tǒng)對(duì)風(fēng)力機(jī)參數(shù)周期時(shí)變具有一定的魯棒性。文章首先分析葉片根部彎矩載荷對(duì)輪轂載荷的影響規(guī)律及其抑制機(jī)理；然后，給出所提直接PR獨(dú)立變槳控制策略，詳細(xì)闡述基于周期時(shí)變?nèi)~片系統(tǒng)的平均線性化模型設(shè)計(jì)相位補(bǔ)償器和控制器參數(shù)的方法，并對(duì)所提控制策略的穩(wěn)定性進(jìn)行頻域分析；最后，通過建立風(fēng)電機(jī)組載荷及控制聯(lián)合模型進(jìn)一步仿真驗(yàn)證所提獨(dú)立變槳控制策略的有效性。

1 考慮諧波影響的風(fēng)力機(jī)結(jié)構(gòu)載荷分析

風(fēng)速的塔影效應(yīng)和風(fēng)切效應(yīng)導(dǎo)致風(fēng)力機(jī)葉根拍打彎矩產(chǎn)生周期性變化，其是風(fēng)力機(jī)周期載荷的源頭。葉根拍打彎矩變化周期與葉片在風(fēng)輪掃略面內(nèi)所處位置角有關(guān)，可表示為 Mi（φi）（i=1，2，3）的形式，其中φi表示第i個(gè)葉片在葉輪掃略面內(nèi)的方位角。假設(shè) φ1=φ=ωrt，其中 ωr為葉輪轉(zhuǎn)速，則 φ2=φ+2π/3，φ3=φ+4π/3。

周期性葉根拍打彎矩可分解為直流分量、基頻分量和高次諧波分量，如下式所示：

其中，M10p、M20p、M30p分別為葉片 1、2、3 的葉根拍打彎矩直流分量；M1ip、M2ip、M3ip分別為葉片 1、2、3 葉根拍打彎矩 i（i=1，2，…，n）倍葉輪轉(zhuǎn)頻（ip）分量的幅值；θi為葉根拍打彎矩ip分量的初始相角。對(duì)于葉輪平衡的風(fēng)力機(jī)，各葉片葉根拍打彎矩的各次諧波分量的幅值分別相等，假設(shè)M10p=M20p=M30p=M0p，M1ip=M2ip=M3ip=Mip。

對(duì)于上風(fēng)向風(fēng)力機(jī)，忽略傳動(dòng)軸的仰角影響，根據(jù)葉片旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系和輪轂固定坐標(biāo)系之間關(guān)系，可得葉根拍打彎矩與輪轂傾覆和偏航力矩的關(guān)系為［14］：

其中，Mtilt和Myaw分別為輪轂傾覆和偏航力矩。

葉根拍打彎矩以 0p、1p、2p、3p和 4p載荷分量為主。將式（1）的葉根拍打彎矩的主要諧波載荷分量分別代入式（2），可得出各次諧波載荷分量對(duì)傾覆和偏航力矩的影響。

a.葉根拍打彎矩0p載荷分量的影響：

b.葉根拍打彎矩的1p載荷分量的影響：

c.葉根拍打彎矩2p載荷分量的影響：

d.葉根拍打彎矩3p載荷分量的影響：

e.葉根拍打彎矩4p載荷分量的影響：

由式（3）—（7）可知，葉根拍打彎矩1p載荷分量會(huì)產(chǎn)生傾覆和偏航力矩的直流載荷分量，葉根拍打彎矩2p和4p載荷分量會(huì)產(chǎn)生傾覆和偏航力矩的3p載荷分量，而葉根拍打彎矩0p和3p載荷分量則對(duì)傾覆和偏航力矩?zé)o影響。從載荷控制的角度來看，為減小傾覆和偏航力矩的0p和3p載荷分量，需通過相應(yīng)控制算法來抑制葉根拍打彎矩的1p、2p和4p載荷分量。

2 直接獨(dú)立變槳控制策略

為抑制葉根拍打彎矩的1p、2p和4p載荷分量，本文基于高諧波PR控制器，提出了圖1所示的直接PR獨(dú)立變槳控制策略。該控制策略以單個(gè)葉片的葉根彎矩為控制變量，通過高諧波PR控制器獨(dú)立調(diào)節(jié)每個(gè)葉片的槳距角，實(shí)現(xiàn)分別減小各葉片葉根彎矩的基波和高次諧波載荷分量的目標(biāo)。

圖1 所提直接獨(dú)立變槳控制策略原理框圖Fig.1 Schematic diagram of proposed direct IPC strategy

圖中，各葉片的葉根拍打彎矩 Mi（i=1，2，3）可通過傳感器裝置測(cè)量的方法獲取。受葉片和變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的影響，槳距角給定值與葉根拍打彎矩之間存在較大的相位滯后，為取得更好的控制性能，葉根拍打彎矩測(cè)量值Mi進(jìn)入高諧波PR控制器之前，利用超前補(bǔ)償器進(jìn)行相位補(bǔ)償。超前補(bǔ)償器的傳遞函數(shù)見式（8），其中α＞1為分度系數(shù)，T為時(shí)間常數(shù)。

經(jīng)過相角補(bǔ)償后的Mi信號(hào)作為高諧波PR控制器的反饋輸入信號(hào)（其給定值分別為0），可產(chǎn)生抑制各葉片載荷的獨(dú)立變槳偏差角給定信號(hào)將其與統(tǒng)一變槳控制策略的輸出距角給定信號(hào)相加，便可得到每個(gè)葉片的最終槳距角給定為抑制Mi的1p、2p和4p載荷分量，高諧波PR控制器采用了圖2所示的結(jié)構(gòu)。圖中，諧振器R-1p、R-2p和R-4p分別用于消除Mi的1p、2p和4p載荷分量。所采用高諧波PR控制器在s域的傳遞函數(shù)如下：

其中，Kp為比例增益系數(shù)；Kr為諧振增益系數(shù)；ωc為截止頻率；hωr（h=1，2，4）為諧振頻率。

槳距角最終給定值經(jīng)過變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)便可輸出作用于葉片的實(shí)際槳距角βi。變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)可用式（10）的簡(jiǎn)單一階傳遞函數(shù)表示，其中Tp為變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的等效慣性時(shí)間常數(shù)。

圖2 高諧波PR控制器結(jié)構(gòu)框圖Fig.2 Schematic diagram of high-order harmonic PR controller

風(fēng)力機(jī)葉片 i（i=1，2，3）的線性模型可用式（11）的槳距角βi至葉根拍打彎矩Mi的傳遞函數(shù)表示［6］：

其中，mi（φ）、ci（φ）和 ki（φ）分別為葉片的質(zhì)量系數(shù)、阻尼系數(shù)和剛度系數(shù)；ζbi（φ）為空氣動(dòng)力對(duì)槳距角的輸入系數(shù)；CVi（φ）和 CDi（φ）分別為葉片拍打波動(dòng)的位移和速度輸出系數(shù)；Di（φ）為葉根拍打彎矩對(duì)槳距角的輸出系數(shù)。受重力、風(fēng)切效應(yīng)等影響，式（11）的葉片模型參數(shù)具有周期時(shí)變的特點(diǎn)，模型在不同的葉輪位置角φ處具有不同的參數(shù)。

3 控制器參數(shù)設(shè)計(jì)及系統(tǒng)性能分析

控制器參數(shù)設(shè)計(jì)對(duì)控制系統(tǒng)運(yùn)行性能具有重要影響，本節(jié)從獨(dú)立變槳控制系統(tǒng)模型出發(fā)，分析了相位補(bǔ)償器和高諧波PR控制器的參數(shù)設(shè)計(jì)方法，并對(duì)控制器的性能進(jìn)行頻率分析。

葉片模型 G（s）（φ）1具有參數(shù)時(shí)變的特點(diǎn)，在不同葉輪位置角處的葉片線性化模型Bode圖如圖3所示（G（s）（φ）2、G（s）（φ）3與 G（s）（φ）1頻域變化規(guī)律相似）。由該圖可見，在不同葉輪位置角處，系統(tǒng)的幅值增益和相位增益均有較大差別。

圖3 不同葉輪位置角處的葉片線性化模型Bode圖Fig.3 Bode diagram of linear blade model for different rotor azimuths

為使控制系統(tǒng)更具魯棒性，本文將首先對(duì)式（11）的葉片線性周期時(shí)變模型進(jìn)行平均化處理，然后在平均化模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行控制器參數(shù)設(shè)計(jì)。葉片平均化模型可表示為：

其中，Xi_Avg表示各葉片模型的平均化參數(shù)，假設(shè)在整個(gè)風(fēng)輪掃略面內(nèi)共有N個(gè)位置角處的線性化模型，則平均化模型的參數(shù)為所有模型對(duì)應(yīng)參數(shù)的平均值，例如等。

由式（12）所示的葉片平均化模型和式（6）所示的變槳驅(qū)動(dòng)模型容易求出1p、2p和4p頻率點(diǎn)處至Mi的相角偏移，然后根據(jù)式（13）即可求出式（4）所示相位補(bǔ)償器的各參數(shù)值，式（13）中ωm為補(bǔ)償點(diǎn)的角頻率，φm為對(duì)應(yīng)角頻率下的相角偏移量。

相位補(bǔ)償前后的平均化系統(tǒng)Bode圖如圖4所示，可見，經(jīng)過相位超前補(bǔ)償，系統(tǒng)在 1p（0.34 Hz）、2p（2×0.34 Hz）和 4p（4×0.34 Hz）頻率點(diǎn)處的相移大幅減小。

圖4 葉片平均化模型和變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)模型的Bode圖Fig.4 Bode diagram of averaged blade model and pitch drive system model

基于相位補(bǔ)償后的平均化系統(tǒng)Bode圖，利用經(jīng)典SISO控制理論便可設(shè)計(jì)出獨(dú)立變槳高諧波PR控制器參數(shù)［15］。PR 控制器包含 Kp、Kr和 ωc3 個(gè)參數(shù)，各參數(shù)的整定方法簡(jiǎn)單描述如下：首先，PR控制器中參數(shù)ωc主要影響系統(tǒng)的帶寬，考慮到高風(fēng)速時(shí)，風(fēng)電機(jī)組的轉(zhuǎn)速一般在額定轉(zhuǎn)速ωN的1%左右變化，為了增加控制系統(tǒng)對(duì)轉(zhuǎn)速波動(dòng)的魯棒性，設(shè)計(jì)ωc=0.01×ωN；為有效減小系統(tǒng)的載荷穩(wěn)態(tài)跟蹤誤差，本文在1p諧振頻率處的增益根據(jù)經(jīng)驗(yàn)設(shè)定為60 dB，則由高諧波PR控制器的傳遞函數(shù)式易于求出Kr的值；控制器參數(shù)Kp主要影響系統(tǒng)的穩(wěn)定裕度和抗擾能力。圖5給出了不同Kp值下系統(tǒng)的開環(huán)Bode圖，由圖可見，隨著Kp的增加，諧振頻率之外系統(tǒng)的幅值增益不斷增加，系統(tǒng)的抗擾能力不斷減小，然而系統(tǒng)的穩(wěn)定裕度卻經(jīng)歷了先增大后減小的過程，所以Kp的取值應(yīng)綜合考慮系統(tǒng)的穩(wěn)定性和抗擾能力。

圖5 不同Kp下控制系統(tǒng)的開環(huán)Bode圖Fig.5 Open-loop Bode diagram of control system for different values of Kp

為分析上述基于葉片平均化模型所設(shè)計(jì)控制器的穩(wěn)定性、載荷跟蹤控制能力，圖6和圖7分別給出了葉片1的獨(dú)立變槳控制回路在時(shí)變?nèi)~片參數(shù)下的開環(huán)和閉環(huán)Bode圖（葉片2、3的控制回路與葉片1的控制回路相同）。

圖6 葉片模型參數(shù)時(shí)變下的控制系統(tǒng)開環(huán)Bode圖Fig.6 Open-loop Bode diagram of control system for blade model with time-varying parameters

圖7 葉片模型參數(shù)時(shí)變下的控制系統(tǒng)閉環(huán)Bode圖Fig.7 Close-loop Bode diagram of control system for blade model with time-varying parameters

由圖6所示的系統(tǒng)開環(huán)Bode圖可見，在不同的葉片模型參數(shù)下，基于葉片平均化模型設(shè)計(jì)的控制器參數(shù)都能夠保證系統(tǒng)具有滿意的穩(wěn)定裕度（相角裕度≈42°，幅值裕度＞20 dB），表明采用葉片的平均線性化模型設(shè)計(jì)的控制器參數(shù)能保證系統(tǒng)具有較好穩(wěn)定性，控制策略對(duì)葉片參數(shù)時(shí)變具有較好的魯棒性。

由圖7所示的系統(tǒng)閉環(huán)Bode圖可見，在不同的葉片模型參數(shù)下，1p、2p和4p頻率點(diǎn)的幅值增益都能保證在0 dB附近，且各頻率點(diǎn)處的相移很小，表明閉環(huán)控制系統(tǒng)具有較好的載荷跟蹤控制能力。

4 仿真驗(yàn)證

為驗(yàn)證所提獨(dú)立變槳控制策略的有效性，以NREL WP-1.5 MW［16］風(fēng)電機(jī)組為研究對(duì)象進(jìn)行仿真分析。

整個(gè)仿真由 NREL 開發(fā)的 TurbSim［17］、FAST［16］軟件與MATLAB/Simulink組成的風(fēng)電機(jī)組載荷及控制聯(lián)合仿真系統(tǒng)完成，如圖8所示。其中，TurbSim用于標(biāo)準(zhǔn)湍流風(fēng)速建模，F(xiàn)AST用于風(fēng)電機(jī)組空氣動(dòng)力、結(jié)構(gòu)載荷及簡(jiǎn)單發(fā)電機(jī)的建模，而Simulink則用于變槳驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)和變槳控制系統(tǒng)建模。利用該聯(lián)合仿真系統(tǒng)仿真比較了采用所提獨(dú)立變槳控制策略及采用常規(guī)統(tǒng)一變槳控制策略的風(fēng)力機(jī)載荷。

圖8 TurbSim-FAST-MATLAB/Simulink風(fēng)電機(jī)組載荷及控制聯(lián)合仿真系統(tǒng)示意圖Fig.8 Schematic diagram of TurbSim-FASTMATLAB/Simulink-based combined load-control simulation model for WTGS

根據(jù)第3節(jié)的方法，設(shè)計(jì)出的獨(dú)立變槳高諧波PR控制器參數(shù)為：比例系數(shù)Kp=1.1×10-4，增益系數(shù)Kr=0.25，截止頻率 ωc=0.021 rad/s。

仿真所用IEC61400-1-Ed3［18］標(biāo)準(zhǔn)湍流風(fēng)速如圖9所示，其平均值16 m/s，湍流強(qiáng)度10%，風(fēng)切系數(shù)0.2。

圖9 IEC標(biāo)準(zhǔn)湍流風(fēng)速Fig.9 Wind speed of IEC turbulence

4.1 機(jī)組載荷特性分析與比較

圖10（a）、（b）分別給出了統(tǒng)一變槳和所提獨(dú)立變槳控制策略下的葉根拍打彎矩及其功率密度譜。圖中，CPC、IPC分別表示常規(guī)統(tǒng)一變槳控制策略和所提獨(dú)立變槳控制策略。由圖10（a）可見，采用所提獨(dú)立變槳控制策略后，葉根拍打彎矩的波動(dòng)幅度大幅減??；由圖10（b）進(jìn)一步可見，所提獨(dú)立變槳控制策略幾乎能夠?qū)⑷~根拍打彎矩的1p、2p和4p載荷分量消除。

圖10 葉根拍打彎矩及其功率密度譜比較Fig.10 Comparison of blade bending moment and corresponding power spectral density

圖11 傾覆和偏航力矩及其功率密度譜比較Fig.11 Comparison of tilt and yaw moments and corresponding power spectral densities

圖11（a）、（b）分別給出了 2 種變槳控制策略下的傾覆和偏航力矩及其功率密度譜。由圖11（a）可見，采用所提獨(dú)立變槳控制策略后，傾覆和偏航力矩的平均值減小為0 N·m左右，且其波動(dòng)幅度也大為減小。由圖11（b）進(jìn)一步可知，所提獨(dú)立變槳控制策略幾乎能夠?qū)A覆和偏航力矩的直流載荷分量和3p周期載荷分量完全消除。

為了進(jìn)一步驗(yàn)證本文提出獨(dú)立變槳控制策略的載荷抑制效果，本文利用NREL開發(fā)的Mlife軟件［19］計(jì)算比較了2種變槳控制策略下葉根拍打彎矩、傾覆和偏航力矩的1 Hz等值損傷載荷，如圖12所示。1 Hz等值損傷載荷，即在對(duì)材料疲勞損傷程度相等的條件下，利用周期為1 s且幅值恒定的正弦載荷來等值代替幅值和周期不相等的一組載荷譜［19］。由圖可以看出，相比統(tǒng)一變槳控制策略，所提獨(dú)立變槳控制策略能夠?qū)⑷~根拍打彎矩、傾覆和偏航力矩的疲勞損傷分別減小大約35%、37%和25%。

圖12 1 Hz等值載荷比較Fig.12 Comparison of 1 Hz equivalent load

4.2 機(jī)組運(yùn)行特性分析與比較

圖13 槳距角比較Fig.13 Comparison of pitch angle

圖14 發(fā)電機(jī)功率、轉(zhuǎn)速比較Fig.14 Comparison of generator power and generator speed

為了進(jìn)一步分析所提獨(dú)立變槳控制策略對(duì)機(jī)組運(yùn)行特性的影響，圖13和圖14分別比較了統(tǒng)一變槳和所提獨(dú)立變槳控制策略下的槳距角、發(fā)電機(jī)輸出功率及轉(zhuǎn)速運(yùn)行特性。從圖13可以看出，采用所提獨(dú)立變槳控制策略后，3個(gè)葉片的槳距角周期性獨(dú)立動(dòng)作。從圖14可以看出，槳距角的周期性獨(dú)立動(dòng)作并未引起發(fā)電機(jī)輸出有功功率及轉(zhuǎn)速的額外波動(dòng)。

5 結(jié)論

本文從減小獨(dú)立變槳控制系統(tǒng)變量耦合和提高系統(tǒng)魯棒性角度出發(fā)，以單個(gè)葉片的葉根彎矩為被控量，提出了一種減小風(fēng)力機(jī)諧波載荷的直接PR獨(dú)立變槳控制策略。通過建立周期時(shí)變?nèi)~片系統(tǒng)的平均線性化模型，設(shè)計(jì)了系統(tǒng)相位補(bǔ)償器和控制器參數(shù)，且對(duì)所提控制策略在系統(tǒng)參數(shù)時(shí)變情況下的穩(wěn)定性進(jìn)行了頻域分析，并通過建立風(fēng)電機(jī)組載荷及控制聯(lián)合仿真模型，在IEC標(biāo)準(zhǔn)湍流風(fēng)速下進(jìn)一步仿真驗(yàn)證了所提獨(dú)立變槳控制策略的載荷抑制效果。理論分析和仿真得出如下結(jié)論：

a.葉根彎矩諧波載荷分量會(huì)對(duì)輪轂載荷產(chǎn)生影響，特別是葉根彎矩1p載荷分量會(huì)產(chǎn)生傾覆和偏航力矩的直流載荷分量，葉根拍打彎矩2p和4p載荷分量會(huì)產(chǎn)生傾覆和偏航力矩的3p載荷分量；

b.通過建立周期時(shí)變?nèi)~片系統(tǒng)的平均線性化模型，并對(duì)所提控制策略的穩(wěn)定性進(jìn)行頻域分析，結(jié)果表明，所提控制策略能很好地跟蹤抑制葉根拍打彎矩的1p、2p和4p載荷分量，且具有良好的穩(wěn)定性和魯棒性；

c.通過建立 TurbSim-FAST-MATLAB/Simulink風(fēng)電機(jī)組載荷及控制聯(lián)合仿真模型，仿真比較常規(guī)統(tǒng)一變槳控制策略和所提獨(dú)立變槳控制策略下機(jī)組的載荷特性，結(jié)果表明，所提直接獨(dú)立變槳控制策略能夠?qū)⑷~片的1p、2p和4p及輪轂的0p和3p周期載荷分量基本消除，能夠?qū)⑷~片和輪轂的疲勞損傷大幅減小，且所提獨(dú)立變槳控制策略雖然使得槳距角運(yùn)行更為頻繁，但槳距角的周期性獨(dú)立調(diào)節(jié)并未引起機(jī)組輸出有功功率和轉(zhuǎn)速的額外波動(dòng)。

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