機械畢業(yè)設計41風力發(fā)電機

1 前言 自然界的風是可以利用的資源，然而，我們現在還沒有很好的對它進行開發(fā)。這就向我們提出了一個課題：我們如何開發(fā)利用風能？ 自然風的速度和方向是隨機變化的，風能具有不確定特點，如何使風力發(fā)電機的輸出功率穩(wěn)定，是風力發(fā)電技術的一個重要課題。迄今為止，已提出了多種改善風力品質的方法，例如采用變轉速控制技術，可以利用風輪的轉動慣量平滑輸出功率。由于變轉速風力發(fā)電組采用的是電力電子裝置，當它將電能輸出輸送給電網時，會產生變化的電力協(xié)波，并使功率因素惡化。 因此，為了滿足在變速控制過程中良好的動態(tài)特性，并使發(fā)電機向電 網提供高品質的電能，發(fā)電機和電網之間的電力電子接口應實現以下功能：一，在發(fā)電機和電網上產生盡可能低的協(xié)波電波；二，具有單位功率因素或可控的功率因素；三，使發(fā)電機輸出電壓適應電網電壓的變化；四，向電網輸出穩(wěn)定的功率；五，發(fā)電機磁轉距可控 8。 此外，當電網中并入的風力電量達到一定程度，會引起電壓不穩(wěn)定。特別是電網發(fā)生短時故障時，電壓突降，風力發(fā)電機組就無法向電網輸送能量，最終由于保護動作而從電網解列。在風能占較大比例的電網中，風力發(fā)電機組的突然解列，會導致電網的不穩(wěn)定。因此，用合理的方法使風力發(fā)電機組電功率 平穩(wěn)具有非常重要的意義。 本文通過對 風力發(fā)電機的總體設 計，葉片、輪轂機構的設計，水平回轉機構的設計，齒輪箱系統(tǒng)的設計，以達到利用風能發(fā)電的目的， 有效利用風能資源，減少對不可再生資源的消耗，降低對環(huán)境的污染。 2 1 概述 1.1 風力發(fā)電機的發(fā)展史簡介 我國是最早使用風帆船和風車的國家之一，至少在 3000 年前的商代就出現了帆船，到唐代風帆船已廣泛用于江河航運。最輝煌的風帆時代是明代， 14 世紀初葉中國航海家鄭和七下西洋，龐大的風帆船隊功不可沒。明代以后風車得到了廣泛的應用，我國沿海沿江的風帆船和用風力提水灌溉 或制鹽的做法，一直延續(xù)到 20 世紀 50 年代，僅在江蘇沿海利用風力提水的設備增達 20 萬臺 7。 隨著蒸汽機的出現，以及煤、石油、天然氣的大規(guī)模開采和廉價電力的獲得，各種曾經被廣泛使用的風力機械，由于成本高、效率低、使用不方便等，無法與蒸汽機、內燃機和電動機等相競爭，漸漸被淘汰。歐洲到中世紀才廣泛利用風能，荷蘭人發(fā)展了水平軸風車。 18 世紀荷蘭曾用近萬座風車排水，在低洼的海灘上造出良田，成為著名的風車之國。德國、丹麥、西班牙、英國、荷蘭、瑞典、印度加拿大等國在風力發(fā)電技術的研究與應用上投入了相當大的人力及資金，充 分綜合利用空氣動力學、新材料、新型電機、電力電子技術、計算機、自動控制及通信技術等方面的最新成果，開發(fā)建立了評估風力資源的測量及計算機模擬系統(tǒng)，發(fā)展了變漿距控制及失速控制的風力機設計理論，采用了新型風力機設計理論，采用了新型風力機葉片材料及葉片翼型，研制出了變極、變滑差、變速、恒頻及低速永磁等新型發(fā)電機，開發(fā)了由微機控制的單臺及多臺風力發(fā)電機組成的機群的自動控制技術，從而大大提高了風力發(fā)電的效率及可靠性。 到了 19 世紀末，開始利用風力發(fā)電，這在解決農村電氣化方面顯示了重要的作用，特別是 20 世紀 70 年代以后，利 用風力發(fā)電更進入了一個蓬勃發(fā)展的階段 3。 1.2 我 國現階段 風電技術發(fā)展狀況 中國現代風力發(fā)電機技術的開發(fā)利用起源于 20世紀 70年代初。經過初期發(fā)展、單機分散研制、系列化和標準化幾個階段的發(fā)展，無論在科學研究、設計制造，還是試驗、示范、應用推廣等方面均有了長足的進步和很大的提高，并取得了明顯的經濟效益和社會效益 1。 我國對風電已有部分優(yōu)惠政策，包括一下幾個方面。 1)風電配額 制定出常規(guī)火電污染排放量分配比例，由全國所有省區(qū)共同分攤的政策。 2)風電上網電價 落實風電 高于火電的價差攤到全省的平均銷售電價中。制定出按常 3 規(guī)水電污染排放量分配比例，由全國所有省區(qū)共同分攤的政策。按地區(qū)具體情況定出風電最高上網電價的限制，并保持 10年不變，促使業(yè)主充分利用資源，降低成本。 3)售電增值稅 發(fā)電增加了新的稅源，建議參照小水電，核定風電銷售環(huán)節(jié)增值稅率為 6%。 4)銀行貸款 為降低風電電價，減輕還貸壓力，建議適當延長風電還貸期限，還貸期增至 15年；為風電項目提供貼息貸款。 5)鼓勵采用國產化風電機 為采用國產化風電機的業(yè)主提供補貼和貼息貸款，補償開發(fā)商的風險 ，幫助初期國產化機組進入市場，得到批量生產和改進產品的機會，以利降低成本。 表 1-1 中國風電場裝機容量發(fā)展情況（單位：萬 KW） Table 1-1 Chinas installed capacity of wind power development (unit : 10， 000 KW) 裝機容量 1999 2000 2001 2002 2003 2004 當年新增 4.47 7.65 5.72 6.69 9.98 19.8 累計容量 26.83 34.48 40.20 46.62 56.6 76.4 1.3 風 力 的等級 選擇 風力等級是根據風對地面或海面物體影響而引起的各種現象，按風力的強度等級來估計風力的大小，國際上采用的是英國人蒲福（ Francis Beaufort， 17741859）于 1805 年所擬定的等級，故又稱蒲福風級，他把靜風到颶風分為 13 級 7。見表 2-2。 表 1-2 蒲福 風力等級表 Table 1 -2 Bofu wind scale 風 力 等 級 名稱 相當于平地 10m 高處的風速（ m/s） 陸上地物征象 中文 英文 范圍 中數 0 靜風 Calm 0.00.2 0 靜、煙直上 1 軟風 Light air 0.31.5 1 煙能表示風向，樹葉略有搖動 2 輕風 Light breeze 1.63.3 2 人面感覺有風，樹葉有微響，旗子開始飄 4 動，高的草開始搖動 3 微風 Gentle breeze 3.45.4 4 樹葉及小枝搖動不息，旗子展開，高的草搖動不息 4 和風 Moderate breeze 5.57.9 7 能吹起地面灰塵和紙張，樹枝動搖，高的草呈波浪起伏 5 清勁風 Fresh breeze 8.010.7 9 有葉的小樹搖擺， 內陸的水面有小波，高的草波浪起伏明顯 6 強風 Strong breeze 10.813.8 12 大樹枝搖動，電線呼呼有聲，撐傘困難，高的草不時傾伏于地 7 疾風 Near gale 13.917.1 16 大樹搖動，大樹枝彎下來，迎風步行感覺不變 8 大風 Gale 17.220.7 20 可折毀小樹枝，人迎風前行感覺阻力甚大 9 烈風 Strong gale 20.824.4 23 草房遭受破壞，屋瓦被掀起，大樹枝可折斷 10 狂風 Storm 24.528.4 26 樹木可被吹倒 ，一般建筑物遭破壞 11 暴風 Violent storm 28.532.6 31 大樹可被吹倒，一般建筑物遭嚴重破壞 12 颶風 Hurricane 32.6 33 陸上少見，其摧毀力極大 1.4 風能利用發(fā)展中的關鍵技術問題 風能利用發(fā)展中的關鍵技術問題風能技術是一項涉及多個學科的綜合技術。而且，風力機具有不同于通常機械系統(tǒng)的特性：動力源是具有很強隨機性和不連續(xù)性的自然風，葉片經常運行在失速工況，傳動系統(tǒng)的動力輸入異常不規(guī)則，疲勞負載高于通常旋轉機械幾 5 十倍 7。對于這樣的強隨機性的綜合系 統(tǒng)，其技術發(fā)展中有下列幾個關鍵技術問題 1） 空氣動力學問題 空氣動力設計是風力機設計技術的基礎，它主要涉及下列問題 :一是風場湍流模型，早期風力機設計采用簡化風場模型，對風力機疲勞載荷和極端載荷的確定具有重要意義；另一是動態(tài)氣動模型。再一是新系列翼型。 2） 結構動力學問題 準確的結構動力學分析是風力機向更大、更柔和結構更優(yōu)方向發(fā)展的關鍵。 3） 控制技術問題 風力機組的控制系統(tǒng)是一個綜合性的控制系統(tǒng)。隨著風力機組由恒速定漿距運行發(fā)展到變速變漿距運行，控制系統(tǒng)除了對機組進行并網、脫網和調向控制外，還要對機組進行轉 速和功率的控制，以保證機組安全和跟蹤最佳運行功率 8。 6 2 風輪的結構設計 2.1 風輪 設計中的關鍵技術 -迎風技術 風速的大小、方向隨時間總是在不斷變化，為保證風輪機穩(wěn)定工作，必須有一個裝置跟蹤風向變化，使風輪隨風向變化自動相應轉動，保持風輪與風向始終垂直。這種裝置就是風輪機迎風裝置。 PW CvrP 3221 (2-1) rvn W 30(2-2) 式中 P風輪機輸出功率， KW； 空氣密度， kg/ 3m ； r 風輪半徑， m； PC 風能利用系數 ； Wv風速， m/s； n 風輪轉速， r/min； 由式（ 2-1）和（ 2-2）可知 風輪機的 輸 出 功率 與風速立方成正比 ， 轉速與風速一次方成正比。因此，風速變化將引起出力和轉速的變化。 風輪迎風裝置有 三種方法：尾舵法、 舵輪法 和偏心法。 風向變化時，機身上受三個扭力矩作用，機頭轉動的摩擦力矩fM，斜向風作用于主軸上的扭力矩WM， 尾舵輪扭力矩tM。fM與機頭質量、支持軸承有關，WM決定于風斜角 、距離 L，尾舵力矩由下式近似計算 LKuACMtRt 222（ 2-3） 式中 RC 尾舵升力、阻力合力系數 22 DLR CCC由實驗曲線查得； tA 尾舵面積 ， 2m ； u 風輪的圓周速率， m/s； K 風速損失系數約 0.75； L 尾舵距離， m。 7 機頭轉動條件 Wft MMM （ 2-4） 尾舵面積 LKuCMMARWft222 （ 2-5） 式中 tM 尾舵輪扭力矩 ， mN ； fM 機頭轉動的摩擦力矩 ， mN ； WM 斜向風作用于主軸上的扭力矩 ， mN ； 按上式設計的尾舵面積就可以保證風輪機槳葉永遠對準風向。 舵輪法是用自動測風裝置測定風向，按風向偏差信號控制同步電動機轉動風輪，此方法也 可保證風輪機槳葉永遠對準風向。 在本設計中把尾舵取消增加槳葉軸與圓盤角度到 7角這樣可以加大與斜向風的接觸面積增大斜向風對主軸的轉矩當斜向風的轉矩為零時風輪機槳葉對準風向 7。 2.2 風輪 槳葉的 結構 設計 2.2.1 槳葉材料的選擇 水平軸風力機的風輪一般由 1 3 個葉片組成（本設計中取 6 片槳葉 ），它是風力機從風中吸收能量的部件。葉片采用 實心木質葉片。這種葉片是用優(yōu)質木材精心加 工而成，其表面可以蒙上一層玻璃鋼 9。 在本設計中 槳葉材料選用落葉松 作為內部骨架， 木材物理力學性能見下表 。 表 2-1 木 材物理力學性能 Table 2-1 Physical and mechanical properties of wood 順紋抗壓強度 /MPa 順紋抗拉強 /Mpa 強度極限 /MPa 彈性模數 /MPa 順紋抗剪強度 /MPa 52.2 122.6 99.3 126 210 徑向 弦向 8.8 7.0 2.2.2 風輪 掃掠半徑的 參數 計算 任何種類風力機產生的功率可用下式表示： 8 風輪機功率 P=Pw CVr 3221 （ 2-6） 風輪半徑 332 2 5 0 0 0 2 . 3 81 . 2 5 3 . 1 4 1 0 0 . 4 5wpPrmVC 取 2.5rm （ 2-7） 葉尖速比 2 2 3 . 1 4 2 . 5 5 01 . 3 0 86 0 6 0 1 0wwu r nVV （ 2-8） 風輪機轉速 n=rVw 30（ 2-9） 式中 P 輸出功率（指額定工況下輸出的電功率）（ W）； P=5KW（給定值） 空氣密度（一般取大氣標準狀態(tài)）（ kg/ 3m ） ； =1.25 kg/ 3m （給定值） wV 設計的風速（風輪中心高度處）（ m/s） ； wV=10m/s（給定值） A 風輪掃掠面積 )()( =A 22 mmrr 風輪半徑； ； pC 風能利用系數；pC 0.45 （給定值） n 風輪機轉速； n=50r/min （給定值） r 風輪半徑 (m) 葉尖速比 n 風輪機轉速 (m/s) 2.2.3 風輪的 半徑分配 問題 根據需要，圓盤輪轂半徑取1r0.45m，圓盤輪轂與槳葉間距取 0.05m。 則槳葉長度 1 0 . 1 2 . 5 0 . 4 5 0 . 0 . 0 5 2l r r m （ 2-10） 2.3 理想風能的利用 經風輪做功后的風也有一定流速和動能，因此風的能量只能被部分轉化為機械能 2。風輪前后流場如圖 2-2。 9 ABV w t輪 后 風 速 V w c風 速 V wv W 輪 前 風 速v W Av W BP AP a 輪 前 壓 力P B輪 后 壓 力 P A圖 2-2 風輪前后流場 Figure 2 -2 Wind flow around 設 a ， PPc ， wtwbwa VVV (2-11) 由伯努 利 方程 bawcw PPVV )(21 22(2-12) 作用在風輪上的軸向力 F=A(ba PP )= )(21 22 wcw VVA (2-13) A= 2r (2-14) 式中 A 槳葉掃過的面積， ； 空氣密度， 3/mkg ； P 風輪機功率， KW； wtV平均風速， m/s； wV輪前風速， m/s； wcV輪后風速， m/s； aP輪前壓力， pa； 10 bP輪后壓力， pa； F 軸向力， N； r 風輪半徑， m； 質量流量 wtm AVq （ 2-15） 槳葉中的平均風速等于輪前、輪后風速的平均值 )(21 wcwwt VVV （ 2-16） 從風能中可能提取的能量 E 是進出口風的動能差 )(41)(21)(21222222wcwwcwwcwwtwcmwmVVVVAVVAVVqVqE（ 2-17） 已 知輸入風輪的能量為 win AVAEE 321 （ 2-18） 風能利用系數 inEEC p 輸入的風能可能提取的風能(2-19) 可能提取的能量 w3p 21 AVCE (2-20) 代入各 值得 wwcwwcw AV VVVVAC 322p 5.0)(25.0 (2-21) 令 aVVwwc (2-22) 將式 2-12代入 下式 得風能利用系數 ),(2 )1)(1(2wcwp VVfaaC (2-23) 11 可由 式 2-13 求得風輪 機風能利用系數pC的極值。 進口風速wV是已知的，對wcV求導，并令為零， 0wcpdVdC ， 求得風能利用系數 pC 為極大值時的輪后風速 31,3 aVV wwc(2-24) 通過式 2-13 求得 風能利用系數pC的極大值為 maxPC=0.593 (2-25) 由式 2-10 得出最大理想可能利用的風能為 win AVEE 2m a x 21593.0593.0 (2-26) 理想風輪機的能量密度 wVE 3m a x 21593.0 (2-27) 2.4 槳葉軸的結構設計計算 2.4.1 槳葉軸危險截面軸頸的計算 當風垂直吹過槳葉時 風對槳葉軸的彎矩 M 由下式算得： 2 1 . 2 5 4 0 0 2 0 . 2 1 2 1 0F V A N （ 2-28） 式中 F 風對槳葉施加的力， N 風的密度， 3/mkg V 風速， m/s A 槳葉面積， 2m 1 0 . 1 5 1 . 1 52 1 0 1 . 1 5 2 4 1 . 5HmM F H N m （ 2-29） 式中 H槳葉的一半到槳葉軸危險截面的距離， m； M槳葉軸危險截面處所受彎矩， mN ； 12 682.4136 2.721 7.80 . 2 1 米h=0.105米426.52 米H = 1 . 1 5 米圖 2-4 槳葉受力簡圖 Figure 2-4 Blade force schematic 槳葉軸所受扭矩如下式： 21 . 2 5 2 0 2 0 . 0 7 7 00 . 1 0 57 0 0 . 1 0 5 7 . 3 5FNhmT F h N m （ 2-30） 式中 F槳葉偏心面積所受風的吹力， N； h槳葉軸中心到槳葉偏心面積中心線的距離， m； T槳葉軸所受轉矩， mN ； 槳葉軸的危險截面按彎扭合成強度條件校核見下式： 2222 2 2 236 5 0 /()1 . 7 0 . 1 6 5 0 1 1 0 . 5( ) 2 4 1 . 5 ( 0 . 6 7 . 3 5 )2 4 1 . 5 4 2 4 1 5 4 02 7 . 9 6 ( 2 30 . 1Bc a bcacacaN m mMTmmwM M TN m N m mMd m m gg 1)危險截面軸頸 d 取 40mm 式中 B 許用抗拉強度極限， 2/mmN ； ca彎扭合成強度， 2/mmN ； M 主軸彎矩， N； T 主軸扭矩， N； 13 當剪應力為脈動循環(huán)應變力時為 0.6； W 危險截面處的抗扭截面模量 ， 3mm ； b 許用彎曲應力， 2/ mmN ； d 危險截面軸頸， mm； 2.4.2 槳葉軸各軸段軸頸的 結構 設計 計算 槳葉軸從左至右安裝零部件分別為： 槳葉軸復位斜板、槳葉軸支撐軸承座、軸套、光軸、軸向固定螺母、墊片、槳葉軸支撐軸承座、光軸、加強鈑金、槳葉夾槽 7。所以軸頸分布如下： 圖 2-5 槳葉軸軸頸分布 Figure 2-5 Paddle axle parts map 2.5 風力發(fā)電機組的 功率調節(jié) 問題 功率調節(jié)是風力發(fā)電機組的關鍵技術之一。風力發(fā)電機組在超過額定風速（一般為12 16m/s；）以后，由于機械強度和發(fā)電機、電力電子容量等物理性能的限制，必須降低風輪的能量捕獲，使功率輸出仍保持在額定值的附近。這樣也同時限制了槳葉承受的負荷和整個風力機受到的沖擊，從而保證風力機安全不受損害。功率調節(jié)方式主要有定槳距失速調節(jié)、變槳距角調節(jié)和混合調節(jié)三種方式 8。 1） 定槳距失速調節(jié) 定槳距是指風輪的槳葉與輪轂是剛性連接，葉片的槳距角不變。當空氣流流經上下翼面形狀不同的葉片時，葉片彎曲面的氣流加速，壓力降低，凹面的氣 14 流減速，壓力升高，壓差在葉片上產生由凹面指向彎曲面的升力。如果槳距角 不變，隨著風速Wv增加，攻角 相應增大，開始升力會增大，到一定攻角后，尾緣氣流分離區(qū)增大，形成大的渦流，上下翼面壓力差減小，升力迅速減少，造成葉片失速（與飛機的機翼失速機理一 樣），自動限制了功率的增加 8。 29.59.35風輪回轉平面葉 型 弦 線F dFF 1風 向攻 角 風入口相對速度風 速 V w槳 距 角 轉 速轉 向圖 2-6 槳葉失速前的狀態(tài)圖 Figure 2 -6 Blade stall before the state chart 因此，定槳距失速控制沒有功率反饋系統(tǒng)和變槳距角伺服執(zhí)行機構，整機結構簡單、部件少、造價低，并具有較高的安全系數。缺點是這種失速控制方式依賴育葉片獨特的翼型結構，葉片本身結構較復雜，成型工藝難度也較大。隨著功率增大，葉片加長，所承受的氣動推力大，使得葉片的剛度減弱，失速動態(tài)特性不易控制，所以很少應用在兆 瓦級以上的大型風力發(fā)電機組的功率控制上 8。 2） 變槳距角調節(jié) 變槳距角型風力發(fā)電機能使風輪葉片的安裝角隨風速而變化，風速增大時，槳距角向迎風面積減小的方向轉動一個角度，相當于增大槳距角 ，從而減小攻角 ，風力機功率相應增大。 變槳距角機組啟動時可對轉速進行控制，并網后可對功率進行控制，使風力機的啟動性能和功率輸出特性都有顯著改善。變槳距角調節(jié)的風力發(fā)電機在陣風時，塔架、葉片、基礎受到的沖擊，較之失速調節(jié)型風力發(fā)電機 組要小得多，可減少材料，降低整機質量。它的缺點是需要有一套比較復雜的變槳距角調節(jié)機構，要求風力機的變槳距角系統(tǒng)對陣風的響應速度足夠快，才能減輕由于風的波動引起的功率脈動 8。 15 3） 混合調節(jié) 這種調節(jié)方式是前兩種功率調節(jié)方式的組合。在低風速時，采用變槳距角調節(jié)，可達到更高的氣動效率；當風機達到額定功率后，使槳距角 向減小的方向轉過一個角度，相應的攻角 增大，使葉片的失速效應加深，從而限制風能的捕獲。這種方式變槳距調節(jié)不 需要很靈敏的調節(jié)速度，執(zhí)行機構的功率相對可以較小 7。 2.6 風輪 槳葉 的 復位彈簧 參數 計算 1） 當 6 級風時 V 12m/s；此時槳葉所受力 22c o s 3 0 1 . 2 5 1 2 2 0 . 0 7 c o s 3 0 2 1 . 82 1 . 8 ( 0 . 0 7 0 . 0 3 5 ) 2 . 2 8 96 1 3 . 7 3 4F V A NT F H N mT T N m oo總 （ 2-31） 式中 V 風速 m/s (給定值 ) ； A 槳葉的迎風面積 2m ； H 槳葉軸作用點到槳葉受力中點的距離 m； T 槳葉受到的轉矩 mN 。 取 L=20mm 時 11 3 . 7 3 4 6 8 6 . 70 . 0 2TF N PL 總總 （ 2-32） 式中 1P 彈簧最 小 工作載荷 N 2） 當 V 16m/s 時 ， 此時槳葉所受力 22c o s 3 0 1 . 2 5 1 6 2 0 . 0 7 c o s 3 0 3 8 . 8F V A N oo （ 2-33） 3 8 . 8 0 . 1 0 5 4 . 0 7 4T F H N m （ 2-34） 1T T N m 6 = 2 4 .4 4 4 （ 2-35） F 總 =1 2 4 . 4 4 4 1 2 2 2 . 20 . 0 2 NTl =nP（ 2-36） 式中 nP 彈簧最大 工作載荷 N 3） 工作行程 Q tan 6 0 /hLo （ 2-37） h= tan 60 20o （ 2-38） =34.64 1=35mm 16 TF606 0 3843.138.2h = 3 4 . 6 4L = 2 0 m m圖 2-7 槳葉復位彈簧工作示意圖 Fig.2-7 The working sketch map of the replacement spring of blade 彈簧類別 圓柱螺旋壓縮彈簧 端部結構 端部并緊、磨平，支承圈為 1 圈 彈簧材料 碳素彈簧鋼絲 C 級 4） 初算彈簧剛度 P 1 1 2 2 2 . 2 6 8 6 . 7 1 5 . 335nPPP h mmN/ （ 2-39） 5） 工作極限載荷jP因是 類載荷；nj PP 故jP 1222.2N 查表選jP 1280.3N 表 2-2 彈簧有關參數 Tab.2-2 Table of the parameter of spring D D jP jf dP 6 38 1280.3 5.489 233 17 6） 有效圈數 n 233 1 5 . 21 5 . 3dPnP ，按 表取標準值 n 16 （ 2-40） 總圈數 1n 1n n+2=18 7） 彈簧剛度 P 233 1 4 . 5 616dPPn N/mm （ 2-41） 8） 工作極限載荷下的變形量jF1 6 5 . 4 8 9 8 7 . 8 2 4jjF n f mm （ 2-42） 9） 節(jié)距 t 8 7 . 8 2 46 1 1 . 4 8 916jFtdn mm （ 2-43） 10） 自由高度0H0H nt+1.5d=16 11.489+1.5 6=192.8 mm （ 2-44） 11） 彈簧外徑 2D 2D D+d=38+6=44mm （ 2-45） 12） 彈簧內徑 1D 1D D-d 38-6 32 mm （ 2-46） 13） 螺旋角 arctan 1 1 . 4 8 9a r c t a n 5 . 53 . 1 4 3 8tD o（ 2-47） 14） 展開長度 L 1 3 . 1 4 3 8 1 8 2 1 5 8 . 6c o s c o s 5 . 5DnL omm （ 2-48） 15） 最 小載荷時高度 1H 110 6 8 6 . 71 9 2 . 8 1 9 2 . 8 4 4 . 9 1 4 7 . 91 5 . 3PHH P mm （ 2-49） 14） 最大載荷時的高度nH0 1 2 2 2 . 21 9 2 . 8 1 1 2 . 91 5 . 3nn PHH P mm （ 2-50） 18 15） 極限載荷時的高度jHjH=01 2 8 0 . 31 9 2 . 8 1 0 9 . 11 5 . 3jPH P mm （ 2-51） 16） 實際工作行程 h h= 1H -nH=147.9-112.9=35 1 （ 2-52） 17）工作區(qū)范圍 1 6 8 6 . 7 1 2 2 2 . 20 . 5 4 ; 0 . 9 5 51 2 8 0 . 3 1 2 8 0 . 3njjPPPP （ 2-53） 18） 高徑比 b b 0 1 9 2 . 8 5 . 0 738HD （ 2-54） 該彈簧的技術要求： 1.總圈數 1n 18 2.旋向為右旋 3.展開長度 L 2158.6mm 4.硬度 HRC4550 2.7 風輪的 槳葉軸軸承座 上的螺栓強度校核計算 2.7.1 軸承座上 螺栓組 的布置問題 螺栓組結構設計 采用如圖所示的結構，螺栓數 z=4，對稱布置。 3 58 5圖 2-8螺栓布置圖 Figure 2-8 bolts layout 19 2.7.2 螺栓的受力分析 和參數計算 1） 考慮在極限風速 20m/s 時，螺栓組承受以下各力和翻轉力矩的作用： 軸向力 F = 2V Acos30o =1.25 220 2 0.21 cos30 o =181.86N （ 2-55） 橫向力 R=F 離心 +G 槳葉 +G 槳葉軸 （ 2-56） G 槳葉 =V 槳葉 g= 2 0 . 2 1 0 . 0 4 5 9 4 1 0 9 9 . 8 N （ 2-57） 式中 槳葉材料選用東北落葉松，氣干密度為 594kgg 3m gVG 鋼槳葉軸槳葉軸 （ 2-58） 2 2 2 2 2 2 993 . 1 4 ( 2 2 . 5 1 5 0 2 0 1 5 1 8 3 5 1 7 1 4 0 1 6 2 0 1 5 7 0 ) 1 0 7 8 5 0 106 9 4 1 3 9 . 3 9 5 1 0 7 8 5 0 1 05 4 . 5 N 5.198.935.045.535602 2222 葉槳葉軸槳葉軸離心 LmLmnRmRmvFF =462.3N （ 2-59） 式中 葉L 槳葉中心到主軸中心線的距離 m； 軸L 槳葉軸中心到主軸中心線的距離 m； R=462.3N+99.8N+54.5N=616.6N 翻轉力矩 M=FL=1.25 220 2 0.21 cos30 o 1.325= 240.96 mN （ 2-60） 式中 L 槳葉中心到第一個軸承座中心的距離 m； 2） 在軸向力 F的作用下，各螺栓所受的工作拉力為 1F=Fz=1 8 1 . 8 6 4 5 . 4 6 54 N（ 2-61） 3） 在翻轉力矩的作用下，前面兩螺栓受加載作用，而后面兩螺栓受到減載作用，故前面 兩個螺栓受力較大，所受的載荷為 m a x2 /2 22212 4 0 9 6 0 4 2 . 5 1 4 1 7 . 42 ( 4 2 . 5 4 2 . 5 )2 ZiiMLFNL （ 2-62） 式中maxL 受力最大的螺栓到中心的距離 m； iL 單個螺栓到中心的距離； i 螺栓數目的初始值。 20 根據以上分析可見前面的螺栓所受的軸向工作拉力為 12 4 5 . 4 6 5 1 4 1 7 . 4 1 4 6 2 . 8 6 5F F F N （ 2-63） 4） 在橫向力 R的作用下，底板鏈接接合面可能 產生滑移，根據底板接合面不滑移條件，并 考慮軸向力 F 對預緊力的影響，則各螺栓所需要的預緊力為 RKFCC CzQf fFLFp )(（ 2-64） 式中 PQ 螺栓所需要的預緊力 N； FFLCCC 地的相對連接剛度系數； 查得聯(lián)結接合面間的摩擦系數 f=0.35，查得螺栓的相對連接剛度系數FLLCC C=0.2，取可靠性系數fK=1.2 則各螺栓所需要的預緊力為 1 1 1 . 2 6 1 6 . 6( ) ( 0 . 8 1 4 6 2 . 8 6 5 )4 0 . 3 5f Fp LFKR CQFz f C C （ 2-65）1 ( 2 1 1 4 . 1 1 1 7 0 . 2 9 2 )4 =821.1N 5） 螺栓所受的總拉力 Q 8 2 1 . 1 0 . 2 1 4 6 2 . 8 6 5 1 1 1 3 . 6 7LpLFCQ Q F NCC （ 2-66） 2.7.3 軸承座上 螺栓直徑 的計算 螺栓的性能等級為 6.6級，查得 360saMP ， S=5 螺栓的許用應力 360 725s aMPS 螺栓危險剖面的直徑為 14 1 . 3 4 1 . 3 1 1 1 3 . 6 7 5 . 0 6 3 . 1 4 7 2Qd m m （ 2-67） 所以選用 M8的螺栓，強度以及安全性足夠。 21 3 風力發(fā)電機的 主軸 結構 設計 3.1 主軸 的相關 參數 的選擇和 計算 1）主軸的軸頸估算如下式： 33 51 1 0 5 1 . 5 650pdA n mm （ 3-1） 估取主軸 d 80mm 式中 d主軸軸頸， mm； P風輪機輸入功率， kw； n風輪機額定轉速， r/min； A 主軸參數，查表得 A=110。 主軸所受轉矩如下式 T 9.55 3551 0 9 . 5 1 050 N m m （ 3-2） 2）主軸鍵的選擇 主軸鍵的擠壓應力校核如下式： 2/2 mmNd k lT pp 取 2/120 mmNp （ 3-3） 2 2 1 4bh ； t=9mm， k=14-9=5mm， L=45mm， d=85mm； 52 2 9 . 5 1 0 1 0 5 . 6 8 0 5 4 5ppTd k l 所以 該鍵合理 （ 3-4） 式中 p 許用擠壓應力 ， 2/ mmN ； k 鍵與輪轂槽（或軸槽）的接觸高度， mm， k=h/2 h 鍵高； mm l 鍵的工作長度， mm， A 型： l=L-b， B 型： l=L， C 型： l=L-b/2， b 鍵寬， mm 3.2 軸段設計與校核 主軸從左至右裝配的零部件分別為： 1） 彈簧擋板調節(jié)螺母 2） 彈簧上擋板 3）壓縮彈簧 4） 彈簧下?lián)醢?5）圓盤定位螺母 6）帶輪轂圓盤 7）支撐軸承座 7。 22 12345 67123 45 6 7圖 3-1 主軸裝配圖 Figure 3-1 Spindle assembly 圓盤 作用在主軸上的力由下式計算得出 2 2 33 . 1 4 0 . 4 5 0 . 0 1 0 . 0 0 6 3 6V r B m （ 3-5） 圓盤m 7 8 5 0 0 . 0 0 6 3 6 4 9 . 9V k g （ 3-6） NF 225.616 式中 V 圓盤體積， 3m ； 圓盤m 圓盤質量， kg； F 圓盤自重施加在主軸上的力， N； 槳葉軸 、槳葉作用在主軸上的力 ;45.5 kgm 槳葉軸 ;98.9 kgm 槳葉 kgmmmm 48.1429.4998.945.566 圓盤槳葉槳葉軸總 （ 3-7） 主總F 1424.8N式中 總m 六片槳葉、槳葉軸與圓盤整體自重， kg； 主總F 六片槳葉、槳葉軸與圓盤整體自重作用在主軸上的力， N； 圓盤、槳葉、槳葉軸整體對主軸的彎矩強度校核如下： M=1424.8 h=1424.8 0.0775=110400 mmN （ 3-8） 23 5.1101.07.1)( 22 Bbcaca w TMwM （ 3-9） 22 31 1 0 4 0 0 ( 0 . 6 9 5 0 0 0 0 ) 0 . 11 1 0 . 5 d 即 54.18 d 所以 選取 d=80mm 主軸軸頸校核 強度滿足要求。 式中 V 圓盤體積， 3m ； B 圓盤厚度， m； r 圓盤半徑， m； 圓盤m 圓盤質量， kg； 槳葉軸m槳葉軸質量， kg； 槳葉m 槳葉質量， kg； 圖 3-2 主軸 Fig.3-2 The spindle 24 4 風力發(fā)電機的增速器和電動機的選取 4.1 主軸與增速器之間的聯(lián)軸器 4.1.1 聯(lián)軸器的特點 由于風力液動機在工 作時，主軸會產生偏移，因此采用彈性連軸器。 彈性柱銷聯(lián)軸器制造容易，耐久性好，安裝維護方便，傳遞轉矩大。為防止脫銷，柱銷兩端用螺栓固定了擋板。 適用于軸向位移大，正、反轉或啟動頻繁傳動，因此選用 彈性柱銷聯(lián)軸器 2。 4.2.2 聯(lián)軸器 的型號及主要參數 主軸末端軸頸為 80mm，選擇 HL6型 彈性柱銷聯(lián)軸器 ，其主要參數為 表 4-1 聯(lián)軸器參數 Tab.4-1 Table of the parameter of coupling 公稱轉矩 /nT N mg 許用轉速（ 鋼）1/ minnr g 質量 /m kg 轉動慣量 2/I kg mg 3150 2100 53 15.6 4.2 風力發(fā)電機 增速器的選擇 由于槳葉輪的轉速較小，因此需要借助增速器來帶動電動機， 增速器的 原理與減速器相同，只是將其的輸出與輸入調換，根據 設計 要求 和具體需要 本設計采用 NGW 型行星齒輪減速器 3。 4.2.1 使用范圍和特點 1）適用范圍 NGW 型行 星齒輪減速器主要用于冶金、礦山、起重運輸等機械設備減速。其工作條件為：工作環(huán)境溫度為 40 45 C oo；高速軸最高轉速不超過 1500 /minr ；齒輪圓周速度不超過 10 /ms；可正反兩方向運轉。 2）主要特點