機械畢業(yè)設(shè)計42風(fēng)力液動機

1 前言 風(fēng)能利用已有數(shù)千年的歷史，在蒸汽機發(fā)明以前，風(fēng)帆和風(fēng)車是人類生產(chǎn)和生活的重要動力裝置 。 埃及被認為可能是最先利用風(fēng)能的國家，約在幾千年以前，他們就開始用風(fēng)帆來幫助行船。波斯和中國也很早開始利用風(fēng)能，主要使用垂直軸風(fēng)車 。 從現(xiàn)在的能源角度來說，對風(fēng)能的利用更具有了時代意義。首先風(fēng)能是一種干凈的、儲量極為豐富的可再生能源，它 和存在于自然界的礦物燃料能源，如煤、石油、天然氣等不同，它不會隨著其本身的轉(zhuǎn)化和利用而減少，因此也可以說是一種取之不盡、用之不竭的能源；而煤、石油、天然氣等礦物燃料能源，其儲量將隨著利用 時間的增長而日趨減少。礦物燃料在利用過程中會帶來嚴重的環(huán)境污染問題，如空氣中的 CONOSOCOx 、 22等氣體的排放量的增長導(dǎo)致了溫室效應(yīng)、酸雨等現(xiàn)象的產(chǎn)生。因此自 20 世紀 70 年代末以來，隨著世界各國對環(huán)境保護、能源短缺及節(jié)能等問題的日益關(guān)注，認為大規(guī)模利用風(fēng)力發(fā)電是減少空氣污染、減少有害氣體（ 2CO 等）排放氣體的有效措施之一 2。 大自然的風(fēng)完全不用進口，是地道的自產(chǎn)能源，多加利用可減低對進口石油、煤炭等化石能源的依賴，促進能源來源多元化，在國 家安全上也有其戰(zhàn)略意義。在經(jīng)濟社會層面，風(fēng)力發(fā)電可制造工作機會，從零組件的生產(chǎn)、運輸、組裝、維護等，皆為設(shè)置風(fēng)力發(fā)電機當(dāng)?shù)貛硐喈?dāng)?shù)木蜆I(yè)機會與新的產(chǎn)業(yè)。 德國、丹麥、西班牙、英國、荷蘭、瑞典、印度加拿大等國在風(fēng)力利用技術(shù)的研究與應(yīng)用上投入了相當(dāng)大的人力及資金，充分綜合利用空氣動力學(xué)、新材料、新型電機、電力電子技術(shù)、計算機、自動控制及通信技術(shù)等方面的最新成果，開發(fā)建立了評估風(fēng)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(fēng)力機設(shè)計理論，采用了新型風(fēng)力機設(shè)計理論，采用了新型風(fēng)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(fēng)力發(fā)電機組成的機群的自動控制技術(shù)，從而大大提高了風(fēng)力發(fā)電的效率及可靠性 3。 因此， 本文基于風(fēng)力機的無污染和資源豐富等各種優(yōu)點， 通過對風(fēng)力液動機風(fēng)輪部分槳葉、槳葉軸、復(fù)位彈簧等以及主軸、回轉(zhuǎn)體的設(shè)計，并通過選擇對應(yīng)的增速器、液壓泵、液壓馬達等液動系統(tǒng)原件，以達到通過風(fēng)力液動機的將風(fēng)能轉(zhuǎn)化為其他機械能的目的。 2 1 緒論 本章重點在于對風(fēng)動機的基本特征進行分析，研究風(fēng)能的特點及并對其產(chǎn)生進行分析，研究對風(fēng)能利用的原 理，進一步說明對風(fēng)能利用的必要性，最后介紹世界風(fēng)動機發(fā)展的特點。 1.1 風(fēng)能的產(chǎn)生和特點 由于 太陽輻射造成地表面受熱不均引起大氣溫度、密度和壓力差別 產(chǎn)生了風(fēng) 。風(fēng)能是地球表面空氣從壓力高的地方向壓力低的地方移動時產(chǎn)生的動能，風(fēng)能資源是經(jīng)過測在量和質(zhì)上可供人類開發(fā)利用的風(fēng)能。風(fēng)能的大小用風(fēng)功率密度來度量，它與風(fēng)速的立方和空氣密度成正比 2。 太陽輻射的能量在地球表面約有 2%轉(zhuǎn)化為風(fēng)能。根據(jù)荷蘭和美國對風(fēng)能資源的研究，考慮城鎮(zhèn)、森林、復(fù)雜地形、交通困難的山區(qū)及社會環(huán)境的制約，如景觀和噪音影響等，取具有風(fēng)能資 源土地面積的 4%推算，可利用的風(fēng)能資源儲量估計約 96 億 kW 或 18.7 萬億kWh/a 。另外，海岸線附近的淺海區(qū)域也有非常豐富的風(fēng)能資源，且平均風(fēng)速大、湍流小，僅歐盟國家沿岸的海上風(fēng)能資源估計約 3萬億 kWh/a ，比歐盟 12 國目前的年用電量2萬億 kWh 還大，如按年滿功率發(fā)電 2 500h 計劃，則裝機容量可達 12億 kW。 1.2 風(fēng)動機對風(fēng)能的利用 風(fēng)動 機并不能將所有流經(jīng)的風(fēng)力能源轉(zhuǎn)換成電力，理論上最高轉(zhuǎn)換效率約為 59%，實際上大多數(shù)的葉片轉(zhuǎn)換風(fēng)能效率約介于 3050%之間，經(jīng)過機電設(shè)備轉(zhuǎn)換成電力能 或其他機械 能 后的總輸出效率則約介于 2045%。鑒于水平軸式擁有較高機械 效率 ， 現(xiàn)代風(fēng)動 機多為水平軸式。并且采用后背式輪轂設(shè)計，這樣可以省去尾翼 3。 風(fēng)動機的機械能 輸出與風(fēng)的速度非常有 關(guān)，葉片能自風(fēng)獲得之能量與風(fēng)速的三次方成正比，一般市場上風(fēng)動 機的啟動風(fēng)速約介于 2.54m/s，于風(fēng)速 1215m/s 時達到額定的輸出容量，風(fēng)速更高時風(fēng)動 機的控制機構(gòu)將電力輸出穩(wěn)定在額定容量左右，為避免過高的風(fēng)速損壞發(fā)電機，大多于風(fēng)速達 2025m/s 范圍內(nèi)停機。一般采用旋角節(jié)制或失速節(jié)制方式來調(diào)節(jié)葉片之氣動性能及葉輪之輸出。 除了風(fēng) 速外，葉輪直徑?jīng)Q定了可獲 取風(fēng)能的多少，約與葉輪直徑平方成正比 ，以目前商業(yè)化的中、大型風(fēng)動 機為例，容量 600kW 的機組其葉輪直徑約 45m 左右， 1000kW 的機組葉輪直徑約 55m 左右， 2000kW 的機組葉輪直徑則約 75m 左右，依型號各異。 葉片的數(shù)量也影響風(fēng)力發(fā)電機的輸出，一般而言多葉片的風(fēng)車效率較低但機械力矩較 3 高；少葉片型 (13 葉片 )效率較高而力矩較低，其中又以 2 葉及 3 葉效率較高。此外，現(xiàn)代風(fēng)力發(fā)電機的葉片多采用機翼型，以更有效的攝取風(fēng)能 2。 1.3 世界風(fēng)電 技術(shù)發(fā)展 的特點 1）風(fēng)動 機單機大型化 風(fēng)動機單機容量不斷增加是風(fēng)電技術(shù)的顯著特點之一。商業(yè)風(fēng)動 機平均單機容量從1982 年為 55kw 到 2002 年約為 1100kw， 20 年增加了近 20 倍。隨著技術(shù)的逐漸成熟早年多樣化的設(shè)計理念也趨向統(tǒng)一。單機容量大，有利于降低每千瓦的制造成本；而且大型機組采用更高的塔架，有利于捕獲風(fēng)能， 50m 高度捕獲的風(fēng)能要比 30m 高度處多 20%。目前，商業(yè)化機組的單機容量已達 3.6MW。 2） 變速恒頻機組將成為主流機型 目前，世界各地風(fēng)電場的風(fēng)力發(fā)電機組，絕大多數(shù)為恒速運行機組。隨著控制技術(shù)的發(fā)展和變速恒頻機組的應(yīng)用，風(fēng)力機開始改 恒速運行為變速運行，風(fēng)輪轉(zhuǎn)速隨風(fēng)速變化，在低于額定風(fēng)俗的相當(dāng)大范圍內(nèi)保持最佳葉尖速比已獲得最大風(fēng)能。 3） 重量更輕、結(jié)構(gòu)更具柔性 隨著風(fēng)動 機葉片的增長，其單位功率的重量更輕、結(jié)構(gòu)更柔性。葉片材 料由玻璃纖維增強樹脂發(fā)展為強度高、質(zhì)量輕的碳纖維。同時，針對風(fēng)動機的空氣動力環(huán)境，風(fēng)動 機專用新翼型也得到廣泛應(yīng)用，大大改善葉片的氣動性能。 4） 海上風(fēng)力發(fā)電迅速發(fā)展 由于海上風(fēng)力資源比陸地上好，風(fēng)速比沿岸路上約高 25%，且海面粗糙度小，海上風(fēng)場湍流強度小，具有穩(wěn)定的主導(dǎo)風(fēng)向，減少機組疲勞載荷，延長使用壽命 3。 4 2 風(fēng)力液動機風(fēng)輪的設(shè)計 風(fēng)輪機是一種葉片式 機械，風(fēng)輪機的槳葉與機翼類似，可用機翼升力理論描述。風(fēng)輪機的風(fēng)能轉(zhuǎn)換有效性特性，用風(fēng)能高速特性曲線來描述，風(fēng)能利用系數(shù)相當(dāng)于風(fēng)輪機的效率，葉尖風(fēng)速比相當(dāng)于風(fēng)輪機的速比，是風(fēng)力機最重要的參數(shù) 2。 2.1 基礎(chǔ)理論 2.1.1 風(fēng)場的風(fēng)速資料 風(fēng)場的風(fēng)速資料是設(shè)計風(fēng)輪機最基本的資料。風(fēng)場的實際風(fēng)速是隨時間不斷變化的量，因此風(fēng)速一般用瞬時風(fēng)速和平均風(fēng)速來描述。瞬時風(fēng)速是短時間發(fā)生的實際風(fēng)速，也稱有效風(fēng)速，平均風(fēng)速是一段較長時間內(nèi)瞬時風(fēng)速的平均值 3。 表 2-1 蒲福 風(fēng)力等級表 Table 2 -1 Bofu wind scale 風(fēng) 力 等 級 名稱 相當(dāng)于平地 10m 高處的風(fēng)速（ m/s） 陸上地物征象 中文 英文 范圍 中數(shù) 0 靜風(fēng) Calm 0.00.2 0 靜、煙直上 1 軟風(fēng) Light air 0.31.5 1 煙能表示風(fēng)向，樹葉略有搖動 2 輕風(fēng) Light breeze 1.63.3 2 人面感覺有風(fēng)，樹葉有微響，旗子開始飄動，高的草開始搖動 3 微風(fēng) 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(fēng) 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(fēng) Fresh breeze 8.010.7 9 有葉的小樹搖擺，內(nèi)陸的水面有小波，高的草波浪起伏明顯 5 6 強風(fēng) 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(fēng) Near gale 13.917.1 16 大樹搖動，大樹枝彎下來，迎風(fēng)步行感覺不變 8 大風(fēng) Gale 17.220.7 20 可折毀小樹枝，人迎風(fēng)前行感覺阻力甚大 9 烈風(fēng) 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(fēng) Storm 24.528.4 26 樹木可被吹倒，一般建筑物遭破壞 11 暴風(fēng) 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(fēng) Hurricane 32.6 33 陸上少見，其摧毀力極大 某地一年內(nèi)發(fā)生同一風(fēng)速的小時數(shù)與全年小時數(shù)（ 8760h）的比稱為該風(fēng)速的風(fēng)速頻率 ，它是風(fēng)能資源和風(fēng)能電站研究報告的基本數(shù)據(jù)。風(fēng)速與地形、地勢、高度、建筑物等密切相關(guān)，風(fēng)能槳葉高度處的風(fēng)速才是風(fēng)輪設(shè)計風(fēng)速，風(fēng)的變化是隨機的，任意地點的風(fēng)向、風(fēng)速和持續(xù)的時間是變化的。因此，設(shè)計風(fēng)輪機電站還要有風(fēng)速隨高度變化的資料 2。 2.1.2 風(fēng)能、風(fēng)的能量密度 風(fēng)是空氣，空氣可視為理想氣體，滿足狀態(tài)方程 pv RT （ 2-1） 式中 p 大氣壓，aP； v 空氣比容， 3/kg m ； R 普適氣體恒量 ， 1mol 任何氣體 J/mol=0.082Latm/mol； T 華氏溫度， K。 根據(jù)空氣狀態(tài)方程可計算風(fēng)場的空氣密度?？諝饷芏扰c風(fēng)的能量密度、風(fēng)輪機功 6 率成正比，是風(fēng)力發(fā)電場計算的重要參數(shù) 3。 由狀態(tài)方程（ 2-1），可求得空氣比容，以及密度 RTpv 1（ 2-2） 例如大氣溫度為 15、大氣壓力為 1ata（ 1ata=1.033 pa410 ）的空氣密度為 4 31 . 0 3 3 1 0 1 . 2 2 4 /2 9 . 3 2 8 8p k g mRT 2.2 風(fēng)輪槳葉選材及設(shè)計 水平軸風(fēng)力機的風(fēng)輪一般由 1 3 個葉片組成（本設(shè)計中取 6 片槳葉），它是風(fēng)力機從風(fēng)中吸收 能量的部件。葉片選用 實心木質(zhì)葉片。這種葉片是用優(yōu)質(zhì)木材精心加 工而成，其表面可以蒙上一層玻璃鋼，以防雨水和塵土對木材的侵蝕 2。 2.2.1 槳葉材料的選用 根據(jù)需要， 槳葉材料的選用 落葉松，產(chǎn)地東北， 35 9 4 k g / m 木。 表 2-1 木材參數(shù) Tab.2-1 Table of the parameter of lumber 順紋抗壓 強度 順紋抗拉 強度 強度極限 彈性模數(shù) 順紋抗剪 52.2aMP122.6aMP99.3aMP126 210aMP徑向 弦向 8.8aMP7.0aMP2.2.2 槳葉整體 設(shè)計 1）掃掠半徑 任何種類風(fēng)力機產(chǎn)生的功率可用下式表示： 風(fēng)輪機功率 P=Pw CVr 3221 （ 2-3） 風(fēng)輪半徑 332 2 2 5 0 0 0 5 . 3 21 . 2 5 3 . 1 4 1 0 0 . 4 5wpPrmVC （ 2-4） 取 5.5rm 葉尖速比 355.21060 505.414.32602 ww V nrV u （ 2-5） 風(fēng)輪機轉(zhuǎn)速 n=rVw 30（ 2-6） 7 式中 P 輸出功率（指額定工況下輸出的電功率）（ W）； P=25KW（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(shè)計的風(fēng)速（風(fēng)輪中心高度處）（ m/s） ; wV=10m/s（給定值） A 風(fēng)輪掃掠面積 )()( =A 22 mmrr 風(fēng)輪半徑； ; pC 風(fēng)能利用系數(shù)；pC 0.45 （給定值） n 風(fēng)輪機轉(zhuǎn)速； n=50r/min （給定值） u 葉尖每分鐘轉(zhuǎn)過的距離， m。 2）半徑分配 根據(jù)實際需要，以及考慮槳葉軸的擺放，圓盤輪轂半徑取1r0.6m，圓盤輪轂與槳葉間距取 0.1m 則槳葉長度 1 0 . 1 5 . 5 0 . 6 0 . 1 4 . 8l r r m 槳葉初步擬定為長方體，則槳葉的體 積為 V=4.8 0.24 0.06=0.069 3m 則槳葉的質(zhì)量為 M 5 9 4 0 . 0 6 9 4 1 . 0 6V k g 2.3 槳葉軸設(shè)計 考慮風(fēng)對槳葉的作用，對槳葉軸同時產(chǎn)生彎矩和扭矩，槳葉軸在槳葉 1/3 處進行連接，對槳葉軸進行設(shè)計 3。 1） 風(fēng)對槳葉軸的彎矩 M 2 1 . 2 5 4 0 0 4 . 8 0 . 2 4 5 7 6F V A N （ 2-7） 式中 F 風(fēng)對槳葉施加的 對槳葉軸產(chǎn)生彎曲的 力， N 風(fēng)的密度， 3/mkg V 風(fēng)速 取最大值 20m/s A 槳葉面積， 2m 。 12 2 . 4 0 . 2 2 . 65 7 6 2 . 6 1 4 9 7 . 6H h h mM F H N m （ 2-8） 式中 H 彎曲力的力臂長度， m 1h 槳葉長度的一半， m 8 2h 槳葉末端到第一個軸承座的距離， m。 2） 槳葉軸扭矩計算： 2121 . 2 5 2 0 4 . 8 0 . 0 8 1 9 20 . 0 8 0 . 0 4 0 . 1 21 9 2 0 . 1 2 2 3 . 0 4FNh h h mT F h N m （ 2-9） 式中 F 風(fēng)對槳葉施加的 對槳葉軸產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)的 力， N h 扭轉(zhuǎn)力的力臂長度， m 1h 槳葉軸寬度的 1/3， m 2h 槳葉軸寬度的 1/3 的一半 ， m。 682.41 362 .72 21 7.80 . 2 4 m4 . 8 mH = 2 . 6 mh=0.12m344.7圖 2-1 槳葉軸聯(lián)接部分 Fig.2-1 The link part of oar shaft 3）槳葉軸危險截面軸頸的 計算 考慮風(fēng)能對槳葉施加的對槳葉軸產(chǎn)生的彎矩和扭矩，槳葉軸的危險截面軸頸應(yīng)為圓盤輪轂上第一個軸承座的中間處，其 2 2 2 2( ) 1 4 9 7 . 6 ( 0 . 6 2 3 . 0 4 )1 4 9 7 . 6 6 2 1 4 9 7 6 6 2caM M TN m N m m gg （ 2-10） 01 1 . 7 1 . 7 0 . 1 6 5 0 1 1 0 . 5ba MP （ 2-11） 3 5 4 . 4 6 80 . 1 cabMd m m（ 2-12） 式 中 caM 計算彎矩 9 根據(jù)轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生應(yīng)力的性質(zhì)而定的應(yīng)力校正系數(shù)。 脈動變化的轉(zhuǎn)矩， 0.6 b 許用彎曲應(yīng)力，aMP0 脈動循環(huán)應(yīng)力，aMP1 對稱循環(huán)應(yīng)力，aMP。 危險截面軸頸 d 取 60mm 4）則根據(jù) 設(shè)計要求槳葉軸軸 從 0 左至右安裝零部件： 槳葉軸復(fù)位斜板、槳葉軸支撐軸承座、軸套、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 2。 圖 2-2 槳葉軸 Fig.2-2 The oar shaft 則槳葉軸的體積為 V 2 2 2 2 2 2( 0 . 0 6 0 . 0 2 0 . 0 5 6 5 5 0 . 0 5 1 9 0 0 . 0 4 5 0 . 0 2 0 . 0 4 0 . 0 9 5 ) 0 . 0 6 5 0 . 1 54 0.001349 3m 2.4 槳葉軸末端擋板的復(fù)位彈簧設(shè)計 2.4.1 風(fēng)動機的 功率調(diào)節(jié) 功率調(diào)節(jié)是風(fēng)力機的關(guān)鍵技術(shù)之一。風(fēng)力機 在超過額定風(fēng)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(fēng)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(fēng)力機受到的沖擊，從而保證風(fēng)力機安全不受損害。功率調(diào)節(jié)方式主要有定槳距失速調(diào)節(jié)、變槳距角調(diào)節(jié)和混合調(diào)節(jié)三種方式。 10 1） 定槳距失速調(diào)節(jié) 定槳距是指風(fēng)輪的槳葉與輪轂是剛性連接，葉片的槳距角不變。當(dāng)空氣流流 經(jīng)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，凹面的氣流減速，壓力升高，壓差在葉片上產(chǎn)生由凹面指向彎曲面的升力。如果槳距角 不變，隨著風(fēng)速Wv增加，攻角 相應(yīng)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。 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(gòu)，整機結(jié)構(gòu)簡單、部件少、造價低，并具有較高的安全系數(shù)。缺點是這種失速控制方式依賴育葉片獨特的翼型結(jié)構(gòu)，葉片本身結(jié)構(gòu)較復(fù)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(yīng)用在兆瓦級以上的大型風(fēng)力發(fā)電機組的功率控制上。 2） 變槳距角調(diào)節(jié) 變槳距角型風(fēng)力發(fā)電機能使風(fēng)輪葉片的安裝角隨風(fēng)速而變化，風(fēng)速增大時，槳距角向迎風(fēng)面積減小的方向轉(zhuǎn)動一個角度，相當(dāng)于增大槳距角 ，從而減小攻角 ，風(fēng)力機功率相應(yīng)增大。 變槳距角機組啟動時可對轉(zhuǎn)速進行控制，并網(wǎng)后可對功率進行控制，使風(fēng)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(diào)節(jié)的風(fēng)力發(fā)電機在陣風(fēng)時，塔架、葉片、基礎(chǔ)受到的沖擊，較之失速調(diào)節(jié)型風(fēng)力發(fā)電機組要小得多，可減少材料，降低整機質(zhì)量。它的缺點是需要有一套比較復(fù)雜的變槳距角調(diào)節(jié)機構(gòu)，要求風(fēng)力機的變槳距角系統(tǒng)對陣風(fēng)的響應(yīng)速度足夠快，才能減輕由于風(fēng)的波動引起的功率脈動。 3)混合調(diào)節(jié) 這種調(diào)節(jié)方式是前兩種功率調(diào)節(jié)方式的組合。在低風(fēng)速時，采用變槳距角調(diào)節(jié)， 可達到更高的氣動效率；當(dāng)風(fēng)機達到額定功率后，使槳距角 向減小的方向轉(zhuǎn)過一個角度，相應(yīng)的攻角 增大，使葉片的失速效應(yīng)加深，從而限制風(fēng)能的捕獲。這種方式變槳距調(diào)節(jié)不需要很靈敏的調(diào)節(jié)速度，執(zhí)行機構(gòu)的功率相對可以較小 3。 本 文采用變槳距角調(diào)節(jié)的方式來調(diào)節(jié)風(fēng)力液動機的功率，通過在槳葉軸末端安裝復(fù)位彈簧，達到變槳距角的目的。 11 2.4.2 槳葉復(fù)位 壓縮 彈簧 選取和 計算 1） 當(dāng) 6 級風(fēng)時 V 12m/s；此時槳葉所受力 22c o s 3 0 1 . 2 5 1 2 4 . 8 0 . 0 8 c o s 3 0 5 9 . 8 65 9 . 8 6 ( 0 . 0 8 0 . 0 4 ) 7 . 1 86 4 3 . 0 8F V A NT F H N mT T N m oo總 （ 2-13） 式中 T 1 根槳葉軸所受的扭矩。 14 3 . 0 8 14360 . 0 3TF N PL 總總 （ 2-14） 式中 1P 彈簧最 小 工作載荷 ， N L 彈簧擋板的水平距離， m。 TF606 0 383.23843.1L = 3 0 m mh = 5 1 . 9 6圖 2-3 槳葉復(fù)位彈簧工作示意圖 Fig.2-3 The working sketch map of the replacement spring of blade 2） 當(dāng) 7 級風(fēng)時 V 16m/s 時 ， 此時槳葉所受力 22c o s 3 0 1 . 2 5 1 6 4 . 8 0 . 0 8 c o s 3 0 1 0 6 . 4F V A N oo 1 0 6 . 4 0 . 1 2 1 2 . 7 6 8T F H N m 1T T N m 6 = 7 6 .6 0 8 F 總 = 1 7 6 . 6 0 8 2 5 5 3 . 60 . 0 3 NTL =nP 12 式中 nP 彈簧最大 工作載荷 N 3）彈簧的 工作行程 h Q tan 6 0 /hLo （ 2-15） h= tan 60 30o =51.96 1=52mm 4） 初算彈簧剛度 P 1 2 5 5 3 . 6 1 4 3 6 2 1 . 4 952nPPP h mmN/（ 2-16） 5） 工作極限載荷jP因是 類載荷；nj PP 故jP 2553.6N 查表選jP 2602N 表 2-2 彈簧有關(guān)參數(shù) Tab.2-2 Table of the parameter of spring D D jP jf dP 10mm 85mm 2602N 16.16mm 161N 6） 有效圈數(shù) n 161 7 . 4 92 1 . 4 9dPnP ，按 表取標準值 n 7.5 （ 2-17） 總?cè)?shù) 1n 1n n+2=9.5 7） 彈簧剛度 P 161 2 1 . 4 77 . 5dPPn N/mm （ 2-18） 8） 工作極限載荷下的變形量jF7 . 5 1 6 . 1 6 1 1 6 . 3 5 2jjF n f mm （ 2-19） 9） 節(jié)距 t 1 1 6 . 3 5 21 0 2 5 . 57 . 5jFtdn mm （ 2-20） 13 10） 自由高度0H0H nt+1.5d=7.5 25.5+1.5 10=206.25 mm （ 2-21） 取標準值0 210H mm11） 彈簧外徑 2D 2D D+d=85+10=95mm （ 2-22） 12） 彈簧內(nèi)徑 1D 1D D-d 85-10 75 mm （ 2-23） 13） 螺旋角 arctan 2 5 . 5a r c t a n 5 . 4 63 . 1 4 8 5tD o（ 2-24） 14） 展開長度 L 1 3 . 1 4 8 5 9 . 5 2547c o s c o s 5 . 4 6DnL omm （ 2-25） 15） 最小載荷時高度 1H 110 14362 1 0 2 1 0 6 6 . 8 2 1 4 3 . 1 82 1 . 4 9PHH P mm （ 2-26） 14） 最大載荷時的高度nH0 2 5 5 3 . 62 1 0 9 1 . 1 52 1 . 4 9nn PHH P mm （ 2-27） 15） 極限載荷時的高度jHjH=026022 1 0 8 8 . 9 22 1 . 4 9jPH P mm （ 2-28） 16） 實際工作行程 h h= 1H -nH=143.18-91.15=52.03 1 （ 2-29） 17）工作區(qū)范圍 1 1 4 3 6 2 5 5 3 . 60 . 5 5 ; 0 . 9 82 6 0 2 2 6 0 2njjPPPP （ 2-30） 18） 高徑比 b b 0 210 2 .4 785HD （ 2-31） b2.6 不進行穩(wěn)定驗算 14 1 08 5圖 2-4 彈簧 Fig.2-4 The spring 該彈簧的技術(shù)要求： 1.總?cè)?shù) 1n 9.5 2.旋向為右旋 3.展開長度 L 2547mm 4.硬度 HRC4550 2.5 軸承座螺栓的選用 2.5.1 螺栓組分布 槳葉軸軸承座 與圓盤輪轂相聯(lián)結(jié)，起到連接槳葉軸與圓盤輪轂的作用， 螺栓組結(jié)構(gòu)設(shè)計 采用四周均勻分布 的結(jié)構(gòu)，螺栓數(shù) z=4，對稱布置 1。 2.5.2 螺栓的受力分析 1）考慮在極限風(fēng)速 20m/s時，螺栓組承受以下各力和翻轉(zhuǎn)力矩的作用 軸向力 F = 2V Acoso =1.25 220 4.8 0.24 cos30 o =498.8N （ 2-32） 式中 空氣密度（一般取大氣標準狀態(tài)）（ kg/ 3m ） ， =1.25 kg/ 3m （給定值） A 槳葉的面積， 2m 槳葉與輪轂的夾角 V 極限風(fēng)速，取 20m/s。 橫向力 R=12F G G（ 2-33） 式中 F 離心力， N 1G 槳葉重力， N 15 2G 槳葉軸重力， N。 4 09 0圖 2-5 軸承座 Fig.2-5 The bearing seat 槳葉重力 11GV g= 4 . 8 0 . 0 6 0 . 2 4 5 9 4 1 0 4 1 0 . 6 N （ 2-34） 式中 槳葉材料選用東北落葉松，氣干密度為 594kgg 3m 1V 槳葉體積， 3m 。 槳葉軸重力 22G V g（ 2-35） 2 2 2 2 2 20 . 0 6 0 . 0 2 0 . 0 5 6 5 5 0 . 0 5 1 9 0 0 . 0 4 5 0 . 0 2 0 . 0 4 0 . 0 9 5 0 . 0 6 5 0 . 1 5 7 8 5 0 1 04 =105.9N 式中 剛的密度， 37850 /kg m 2V 槳葉軸的體積， 3m 。 離心力 F =1m 22()60n 1r+2m 22()60n 2r=3481.6N+105.8N=3587.4N （ 2-36） 式中 1m 槳葉的質(zhì)量， kg 2m 槳葉軸的質(zhì)量， kg 1r 槳葉中心到主軸中心線的距離， m 2r 槳葉軸中心到主軸中心線的距離， m。 R=3857.4N+410.6N+105.9N=4103.9N 16 翻轉(zhuǎn)力矩 M= FL=1.25 22 0 4 . 8 0 . 2 4 c o s 3 0 2 . 5 6 o= 1276.969Nmg =1276969Nmmg (2-37) 式中 L 槳葉中心到第一個軸承座中心的距離， m F 槳葉受風(fēng)對軸承座翻轉(zhuǎn)方向的力， N。 2）在軸向力 F 的作用下，各螺栓所受的工作拉力為 1F=Fz= 4 9 8 .8 1 2 4 .74 N（ 2-38） 式中 F 軸向力， N z 軸承座螺栓數(shù)， z=4。 3）在翻轉(zhuǎn)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 22211 2 7 6 9 6 9 4 5 7 0 9 4 . 32 ( 4 5 4 5 )2 ziiMLFNL （ 2-39） 式中 M 翻轉(zhuǎn)力矩， Nmmg maxL 螺栓中心到軸承座中心的最大距離， mm iL 螺栓中心到軸承座中心的距離， mm 根據(jù)以上分析可見前面的螺栓所受的軸向工作拉力為 12 7219F F F N （ 2-40） 4)在橫向力 R的作用下，底板鏈接接合面可能產(chǎn)生滑移，根據(jù)底板接合面不滑移條件，并考慮軸向力 F 對預(yù)緊力的影響，則各螺栓所需要的預(yù)緊力為 ()FpfLFCf z Q F K RCC （ 2-41） 查得聯(lián)結(jié)接合面間的摩擦系數(shù) f=0.35，查得LLFCCC =0.2，取可靠性系數(shù) fK =1.2 則各螺 栓所需要的預(yù)緊力為 1 1 1 . 2 4 1 0 3 . 9( ) ( 0 . 8 4 9 8 . 8 )4 0 . 3 5f Fp LFKR CQFz f C C （ 2-42） =3617.4N 17 5）螺栓所受的總拉力 Q 3 6 1 7 . 4 0 . 2 7 2 1 9LpLFCQ Q FCC 5061.2N （ 2-43） 2.5.3 確定螺栓直徑 螺栓的性能等級為 6.6級，查得 360saMP ， S=5 螺栓的許用應(yīng)力 360 725s aMPS （ 2-44） 螺栓危險剖面的直徑為 1 4 1 . 3 4 1 . 3 5 0 6 1 . 2 1 0 . 7 93 . 1 4 7 2Qd m m 按 GB196-81，選用 M12的螺栓， d=12mm 2.6 風(fēng)輪迎風(fēng)技術(shù) 2.6.1 風(fēng)輪機的出力與風(fēng)速 1） 風(fēng)輪機的出力與風(fēng)速立方成正比 P=Pw CVr 3221 （ 2-45） 式中 P 輸出功率（指額定工況下輸出的電功率）（ W）； P=25KW（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(shè)計的風(fēng)速（風(fēng)輪中心高度處）（ m/s） ; wV=10m/s（給定值） pC 風(fēng)能利用系數(shù)；pC 0.45 （給定值） 葉尖速比； r 風(fēng)輪掃掠半徑， m。 2） 轉(zhuǎn)速與風(fēng)速一次方成正比 30 WVn r （ 2-46） 因此，風(fēng)速變化將引起出力和轉(zhuǎn)速 的變化。風(fēng)速的大小、方向隨時間總是在不斷變化，為保證風(fēng)輪機穩(wěn)定工作，必須有一個裝置跟蹤風(fēng)向變化，使風(fēng)輪隨風(fēng)向變化自動相應(yīng)轉(zhuǎn)動，保持風(fēng)輪與風(fēng)向始終垂直。這種裝置就是風(fēng)輪機迎風(fēng)裝置 2。 18 2.6.2 風(fēng)輪迎風(fēng)裝置 風(fēng)輪迎風(fēng)裝置有兩種方法：尾舵法和舵輪法，風(fēng)向變化時，機身上受三個扭力矩作用，機頭轉(zhuǎn)動的摩擦力矩fM，斜向風(fēng)作用于主軸上的扭力矩WM， 尾舵輪扭力矩tM3。 1） 尾舵法 fM與機頭質(zhì)量、支持軸承有關(guān)，WM決定于風(fēng)斜角 、距離 l，尾舵力矩由下式近似計算 LKuACM tRt 222 （ 2-47） 式中 RC 尾舵升力、阻力合力系數(shù) 22 DLR CCC由實驗曲線查得； tA 尾舵面積 ， 2m ； u 風(fēng)輪的圓周速率， m/s； K 風(fēng)速損失系數(shù)約 0.75； L 尾舵距離， m。 機頭轉(zhuǎn)動條件 Wft MMM （ 2-48） 尾舵面積 LKuCMMARWft222 （ 2-49） 式中 fM 機頭轉(zhuǎn)動的摩擦力矩 ， Nmg ； WM 斜向風(fēng)作用于主軸上的扭力矩 ， Nmg 按上式設(shè)計的尾舵面積就可以保證風(fēng)輪機槳葉永遠對準風(fēng)向。 2） 舵輪法 舵輪法是用自動測風(fēng)裝置測定風(fēng)向，按風(fēng)向偏差信號控制同步電動機轉(zhuǎn)動 風(fēng)輪，此方法也可保證風(fēng)輪機槳葉永遠對準風(fēng)向。 在本設(shè)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(fēng)的接觸面積增大斜向風(fēng)對主軸的轉(zhuǎn)矩當(dāng)斜向風(fēng)的轉(zhuǎn)矩為零時風(fēng)輪機槳葉對準風(fēng)向 2。 2.6.3 風(fēng)能利用 的關(guān)鍵技術(shù)問題 風(fēng)能技術(shù)是一項涉及多個學(xué)科的綜合技術(shù)。而且，風(fēng)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(fēng)，葉片經(jīng)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(zhuǎn)機械幾十倍。對于這樣的強隨機性的綜 19 合系統(tǒng)，其技術(shù)發(fā)展中有下列幾個關(guān)鍵技術(shù)問題 1） 空 氣動力學(xué)問題 空氣動力設(shè)計是風(fēng)力機設(shè)計技術(shù)的基礎(chǔ)，它主要涉及下列問題 :一是風(fēng)場湍流模型，早期風(fēng)力機設(shè)計采用簡化風(fēng)場模型，對風(fēng)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(jié)構(gòu)動力學(xué)問題 準確的結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析是風(fēng)力機向更大、更柔和結(jié)構(gòu)更優(yōu)方向發(fā)展的關(guān)鍵。 3） 控制技術(shù)問題 風(fēng)力機組的控制系統(tǒng)是一個綜合性的控制系統(tǒng)。隨著風(fēng)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(wǎng)、脫網(wǎng)和調(diào)向控制外，還要對機組進行轉(zhuǎn)速和功率的控制，以保證機組安全和跟蹤最佳運行功 率 2。 20 3 風(fēng)力液動機 主軸 的 設(shè)計 3.1 主軸參數(shù)計算 1）軸頸估算 33 251 1 5 9 1 . 2 850pdA n mm （ 3-1） 式中 P 額定功率，取 25 kw（給定值） n 額定轉(zhuǎn)速，取 50r/min（給定值） A 主軸設(shè)計參數(shù)，取 115。 因為軸段上有一個鍵槽，軸頸應(yīng)增大 3%5%，故估取主軸 d 120mm 則主軸轉(zhuǎn)矩為 T 9.55 6 6 6251 0 9 . 5 5 1 0 4 . 7 7 5 1 050P N m mn （ 3-2） 2） 主軸鍵的選擇 根據(jù)主軸軸頸，選取主軸鍵型為的普通 B 型鍵 其主要參數(shù)為 b h=32 18; t=11; k= 92h; L=90; d=120; (mm) 其中， b 鍵寬， mm； h 鍵高， mm； L 鍵工作長度， mm； t 鍵槽深， mm； k 鍵的工作高度， mm； d 主軸軸頸， mm。 對其進行校核 62 2 4 . 7 7 5 1 0 9 8 . 2 5 1 2 0 9 9 0ppTd k l （ 3-3） 式中 p 許用擠壓應(yīng)力， 2 1 1 0 /p N m m ，取輕微沖擊； T 主軸轉(zhuǎn)矩， T= 34 . 7 7 5 1 0 N m m； 該鍵合理 21 3.2 軸段軸頸分布 主軸從左至右裝配的零部件分別為：彈簧擋板調(diào)節(jié)螺母、彈簧上擋板、 壓縮彈簧 、彈簧下?lián)醢濉?圓盤定位螺母、帶輪轂圓 盤、支撐軸承座 3。所以將其軸段軸頸分布設(shè)計如下 圖 3-1 主軸 Fig.3-1 The spindle 3.2.1 主軸校核 1） 圓盤、槳葉和槳葉軸重力對主軸的彎矩 圓盤 233 . 1 4 0 . 6 0 . 0 1 0 . 0 1 8 8 4V r B m （ 3-4） 7 8 5 0 0 . 0 1 8 8 4 1 0 1 4 7 8 . 9 4G V g N （ 3-5） 式 中 B 圓盤厚度； B=10mm 鋼 的密度； =7850 3/kg m 槳葉 G槳葉 =V槳葉 g= 4 . 8 0 . 0 6 0 . 2 4 5 9 4 1 0 4 1 0 . 6 N （ 3-6） 式中 槳葉材料選用東北落葉松，氣干密度為 594kgg 3m 槳葉軸 G 槳葉軸 =V 槳葉軸 鋼 g= （ 3-7） 2 2 2 2 2 20 . 0 6 0 . 0 2 0 . 0 5 6 5 5 0 . 0 5 1 9 0 0 . 0 4 5 0 . 0 2 0 . 0 4 0 . 0 9 5 0 . 0 6 5 0 . 1 5 7 8 5 0 1 04 =105.9N 1 6G ( G 槳葉軸 +G 槳葉 )+G 圓盤 = 6 ( 4 1 0 . 6 1 0 5 . 9 ) 1 4 7 8 . 9 4 4 5 7 7 . 9 4 N 式中 1G 總 重力， N。 22 69100圖 3-2 主軸的聯(lián)結(jié) Fig 3-2 The link of the spindle 則彎矩 M=1G h=4577.94 0.155=709.58 Nm =709580 Nmmg （ 3-8） 式中 h 圓盤到主軸軸承座第一個軸承的末端的距離， mm。 2）扭矩 T 6 6 6259 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 4 . 7 7 5 1 050nPT N m mn g（ 3-9） 式中 P 額定功率，取 25 kw（給定值） n 額定轉(zhuǎn)速，取 50r/min（給定值） 3）合成校核 22()caM M T = 227 0 9 5 8 0 ( 0 . 6 4 7 7 5 0 0 0 ) 2 9 5 1 5 6 3 . 8 N m m g （ 3-10） 式中 caM 計算彎矩， Nmmg 根據(jù)轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生應(yīng)力的性質(zhì) 而定的應(yīng)力校正系數(shù)。 脈動變化的轉(zhuǎn)矩， 0.6 因為主軸上有鍵槽 23 32() 1 6 9 5 6 0 1 7 4 2 5 . 5 1 5 2 1 3 4 . 53 2 2T d b t d tW d （ 3-11） 式中 TW 抗彎截面模量， 3mm b 鍵寬， mm； t 鍵槽深， mm； d 主軸軸頸， mm。 2951563. 8 1 9 . 41 5 2 1 3 4 . 5cac a aTM MPW （ 3-12） 01 1 . 7 1 1 0 . 5b ca b式中 b 許用彎曲應(yīng)力，aMP0 脈動循環(huán)應(yīng)力，aMP1 對稱循環(huán)應(yīng)力，aMPca 彎曲應(yīng)力，aMP d=120mm，主軸軸頸設(shè)計 合理 24 4 風(fēng)力液動機液動系統(tǒng)的設(shè)計 4.1 風(fēng)力液動機其主要工作原理及優(yōu)缺 點 風(fēng)力液動機其主要工作原理是風(fēng)能通過槳葉的轉(zhuǎn)動，并通過增速器的放大，傳遞至液壓泵，再通過液壓系統(tǒng)傳遞至液壓馬達，以達到輸出機械能的目的，其優(yōu)點是功率穩(wěn)定，液壓馬達可接發(fā)電機或直接用于其他設(shè)備等；缺點是在液動系統(tǒng)中存在能量損失，溫度對液壓系統(tǒng)有一定影響等 2。 4.2 聯(lián)軸器的選擇 4.2.1 彈性柱銷聯(lián)軸器的特點 由于風(fēng)力液動機在工作時，主軸會產(chǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)或啟動頻繁傳動 5。 4.2.2 彈性柱銷聯(lián)軸器 的選擇 主軸末端軸頸為 110mm，選擇 HL7型 彈性柱銷聯(lián)軸器 ，其主要參數(shù)為 表 4-1 聯(lián)軸器參數(shù) Tab.4-1 Table of the parameter of coupling 公稱轉(zhuǎn)矩 /nT N mg 許用轉(zhuǎn)速（鋼）1/ minnr g 質(zhì)量 /m kg 轉(zhuǎn)動慣量 2/I kg mg 6300 2240 98 41.1 4