风力液动机

1 前言 风能利用已有数千年的历史，在蒸汽机发明以前，风帆和风车是人类生产和生活的重要动力装置 。 埃及被认为可能是最先利用风能的国家，约在几千年以前，他们就开始用风帆来帮助行船。波斯和中国也很早开始利用风能，主要使用垂直轴风车 。 从现在的能源角度来说，对风能的利用更具有了时代意义。首先风能是一种干净的、储量极为丰富的可再生能源，它 和存在于自然界的矿物燃料能源，如煤、石油、天然气等不同，它不会随着其本身的转化和利用而减少，因此也可以说是一种取之不尽、用之不竭的能源；而煤、石油、天然气等矿物燃料能源，其储量将随着利用 时间的增长而日趋减少。矿物燃料在利用过程中会带来严重的环境污染问题，如空气中的 CONOSOCOx 、 22等气体的排放量的增长导致了温室效应、酸雨等现象的产生。因此自 20 世纪 70 年代末以来，随着世界各国对环境保护、能源短缺及节能等问题的日益关注，认为大规模利用风力发电是减少空气污染、减少有害气体（ 2CO 等）排放气体的有效措施之一 2。 大自然的风完全不用进口，是地道的自产能源，多加利用可减低对进口石油、煤炭等化石能源的依赖，促进能源来源多元化，在国 家安全上也有其战略意义。在经济社会层面，风力发电可制造工作机会，从零组件的生产、运输、组装、维护等，皆为设置风力发电机当地带来相当的就业机会与新的产业。 德国、丹麦、西班牙、英国、荷兰、瑞典、印度加拿大等国在风力利用技术的研究与应用上投入了相当大的人力及资金，充分综合利用空气动力学、新材料、新型电机、电力电子技术、计算机、自动控制及通信技术等方面的最新成果，开发建立了评估风力资源的测量及计算机模拟系统，发展了变浆距控制及失速控制的风力机设计理论，采用了新型风力机设计理论，采用了新型风力机叶片材料及叶片翼型， 研制出了变极、变滑差、变速、恒频及低速永磁等新型发电机，开发了由微机控制的单台及多台风力发电机组成的机群的自动控制技术，从而大大提高了风力发电的效率及可靠性 3。 因此， 本文基于风力机的无污染和资源丰富等各种优点， 通过对风力液动机风轮部分桨叶、桨叶轴、复位弹簧等以及主轴、回转体的设计，并通过选择对应的增速器、液压泵、液压马达等液动系统原件，以达到通过风力液动机的将风能转化为其他机械能的目的。 2 1 绪论 本章重点在于对风动机的基本特征进行分析，研究风能的特点及并对其产生进行分析，研究对风能利用的原 理，进一步说明对风能利用的必要性，最后介绍世界风动机发展的特点。 1.1 风能的产生和特点 由于 太阳辐射造成地表面受热不均引起大气温度、密度和压力差别 产生了风 。风能是地球表面空气从压力高的地方向压力低的地方移动时产生的动能，风能资源是经过测在量和质上可供人类开发利用的风能。风能的大小用风功率密度来度量，它与风速的立方和空气密度成正比 2。 太阳辐射的能量在地球表面约有 2%转化为风能。根据荷兰和美国对风能资源的研究，考虑城镇、森林、复杂地形、交通困难的山区及社会环境的制约，如景观和噪音影响等，取具有风能资 源土地面积的 4%推算，可利用的风能资源储量估计约 96亿 kW 或 18.7 万亿kWh/a 。另外，海岸线附近的浅海区域也有非常丰富的风能资源，且平均风速大、湍流小，仅欧盟国家沿岸的海上风能资源估计约 3 万亿 kWh/a ，比欧盟 12国目前的年用电量2万亿 kWh 还大，如按年满功率发电 2 500h 计划，则装机容量可达 12 亿 kW。 1.2 风动机对风能的利用 风动 机并不能将所有流经的风力能源转换成电力，理论上最高转换效率约为 59%，实际上大多数的叶片转换风能效率约介于 3050%之间，经过机电设备转换成电力能 或其他机械 能 后的总输出效率则约介于 2045%。鉴于水平轴式拥有较高机械 效率 ， 现代风动 机多为水平轴式。并且采用后背式轮毂设计，这样可以省去尾翼 3。 风动机的机械能 输出与风的速度非常有 关，叶片能自风获得之能量与风速的三次方成正比，一般市场上风动 机的启动风速约介于 2.54m/s，于风速 1215m/s 时达到额定的输出容量，风速更高时风动 机的控制机构将电力输出稳定在额定容量左右，为避免过高的风速损坏发电机，大多于风速达 2025m/s 范围内停机。一般采用旋角节制或失速节制方式来调节叶片之气动性能及叶轮之输出。 除了风 速外，叶轮直径决定了可获 取风能的多少，约与叶轮直径平方成正比 ，以目前商业化的中、大型风动 机为例，容量 600kW 的机组其叶轮直径约 45m左右， 1000kW 的机组叶轮直径约 55m左右， 2000kW 的机组叶轮直径则约 75m左右，依型号各异。 叶片的数量也影响风力发电机的输出，一般而言多叶片的风车效率较低但机械力矩较 3 高；少叶片型 (13 叶片 )效率较高而力矩较低，其中又以 2 叶及 3 叶效率较高。此外，现代风力发电机的叶片多采用机翼型，以更有效的摄取风能 2。 1.3 世界风电 技术发展 的特点 1）风动 机单机大型化 风动机单机容量不断增加是风电技术的显著特点之一。商业风动 机平均单机容量从1982 年为 55kw 到 2002 年约为 1100kw， 20 年增加了近 20 倍。随着技术的逐渐成熟早年多样化的设计理念也趋向统一。单机容量大，有利于降低每千瓦的制造成本；而且大型机组采用更高的塔架，有利于捕获风能， 50m高度捕获的风能要比 30m高度处多 20%。目前，商业化机组的单机容量已达 3.6MW。 2） 变速恒频机组将成为主流机型 目前，世界各地风电场的风力发电机组，绝大多数为恒速运行机组。随着控制技术的发展和变速恒频机组的应用，风力机开始改 恒速运行为变速运行，风轮转速随风速变化，在低于额定风俗的相当大范围内保持最佳叶尖速比已获得最大风能。 3） 重量更轻、结构更具柔性 随着风动 机叶片的增长，其单位功率的重量更轻、结构更柔性。叶片材 料由玻璃纤维增强树脂发展为强度高、质量轻的碳纤维。同时，针对风动机的空气动力环境，风动 机专用新翼型也得到广泛应用，大大改善叶片的气动性能。 4） 海上风力发电迅速发展 由于海上风力资源比陆地上好，风速比沿岸路上约高 25%，且海面粗糙度小，海上风场湍流强度小，具有稳定的主导风向，减少机组疲劳载荷，延长使用寿命 3。 4 2 风力液动机风轮的设计 风轮机是一种叶片式 机械，风轮机的桨叶与机翼类似，可用机翼升力理论描述。风轮机的风能转换有效性特性，用风能高速特性曲线来描述，风能利用系数相当于风轮机的效率，叶尖风速比相当于风轮机的速比，是风力机最重要的参数 2。 2.1 基础理论 2.1.1 风场的风速资料 风场的风速资料是设计风轮机最基本的资料。风场的实际风速是随时间不断变化的量，因此风速一般用瞬时风速和平均风速来描述。瞬时风速是短时间发生的实际风速，也称有效风速，平均风速是一段较长时间内瞬时风速的平均值 3。 表 2-1 蒲福 风力等级表 Table 2 -1 Bofu wind scale 风 力 等 级 名称 相当于平地 10m 高处的风速（ m/s） 陆上地物征象 中文 英文 范围 中数 0 静风 Calm 0.00.2 0 静、烟直上 1 软风 Light air 0.31.5 1 烟能表示风向，树叶略有摇动 2 轻风 Light breeze 1.63.3 2 人面感觉有风，树叶有微响，旗子开始飘动，高的草开始摇动 3 微风 Gentle breeze 3.45.4 4 树叶及小枝摇 动不息，旗子展开，高的草摇动不息 4 和风 Moderate breeze 5.57.9 7 能吹起地面灰尘和纸张，树枝动摇，高的草呈波浪起伏 5 清劲风 Fresh breeze 8.010.7 9 有叶的小树摇摆，内陆的水面有小波，高的草波浪起伏明显 5 6 强风 Strong breeze 10.813.8 12 大树枝摇动，电线呼呼有声，撑伞困难，高的草不时倾伏于地 7 疾风 Near gale 13.917.1 16 大树摇动，大树枝弯下来，迎风步行感觉不变 8 大风 Gale 17.220.7 20 可折毁小树枝，人迎风前行感觉阻力甚大 9 烈风 Strong gale 20.824.4 23 草房遭受破坏，屋瓦被掀起，大树枝可折断 10 狂风 Storm 24.528.4 26 树木可被吹倒，一般建筑物遭破坏 11 暴风 Violent storm 28.532.6 31 大树可被吹倒，一般建筑物遭严重破坏 12 飓风 Hurricane 32.6 33 陆上少见，其摧毁力极大 某地一年内发生同一风速的小时数与全年小时数（ 8760h）的比称为该风速的风速频率 ，它是风能资源和风能电站研究报告的基本数据。风速与地形、地势、高度、建筑物等密切相关，风能桨叶高度处的风速才是风轮设计风速，风的变化是随机的，任意地点的风向、风速和持续的时间是变化的。因此，设计风轮机电站还要有风速随高度变化的资料 2。 2.1.2风能、风的能量密度 风是空气，空气可视为理想气体，满足状态方程 pv RT （ 2-1） 式中 p 大气压，aP； v 空气比容， 3/kg m ； R 普适气体恒量 ， 1mol任何气体 J/mol=0.082Latm/mol； T 华氏温度， K。 根据空气状态方程可计算风场的空气密度。空气密度与风的能量密度、风轮机功 6 率成正比，是风力发电场计算的重要参数 3。 由状态方程（ 2-1），可求得空气比容，以及密度 RTpv 1（ 2-2） 例如大气温度为 15、大气压力为 1ata（ 1ata=1.033 pa410 ）的空气密度为 4 31 . 0 3 3 1 0 1 . 2 2 4 /2 9 . 3 2 8 8p k g mRT 2.2 风轮桨叶选材及设计 水平轴风力机的风轮一般由 1 3 个叶片组成（本设计中取 6 片桨叶），它是风力机从风中吸收 能量的部件。叶片选用 实心木质叶片。这种叶片是用优质木材精心加 工而成，其表面可以蒙上一层玻璃钢，以防雨水和尘土对木材的侵蚀 2。 2.2.1 桨叶材料的选用 根据需要， 桨叶材料的选用 落叶松，产地东北， 35 9 4 k g / m 木。 表 2-1 木材参数 Tab.2-1 Table of the parameter of lumber 顺纹抗压 强度 顺纹抗拉 强度 强度极限 弹性模数 顺纹抗剪 52.2aMP122.6aMP99.3aMP126 210aMP径向 弦向 8.8aMP7.0aMP2.2.2 桨叶整体 设计 1）扫掠半径 任何种类风力机产生的功率可用下式表示： 风轮机功率 P=Pw CVr 3221 （ 2-3） 风轮半径 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 叶尖速比 3 5 5.21060 505.414.32602 ww V nrV u （ 2-5） 风轮机转速 n=rVw 30（ 2-6） 7 式中 P 输出功率（指额定工况下输出的电功率）（ W）； P=25KW（给定值） 空气密度（一般取大气标准状态）（ kg/ 3m ） ； =1.25 kg/ 3m （给定值） wV 设计的风速（风轮中心高度处）（ m/s） ； wV=10m/s（给定值） A 风轮扫掠面积 )()( =A 22 mmrr 风轮半径； ； pC 风能利用系数；pC 0.45 （给定值） n 风轮机转速； n=50r/min （给定值） u 叶尖每分钟转过的距离， m。 2）半径分配 根据实际需要，以及考虑桨叶轴的摆放，圆盘轮毂半径取1r0.6m，圆盘轮毂与桨叶间距取 0.1m 则桨叶长度 1 0 . 1 5 . 5 0 . 6 0 . 1 4 . 8l r r m 桨叶初步拟定为长方体，则桨叶的体 积为 V=4.8 0.24 0.06=0.069 3m 则桨叶的质量为 M 5 9 4 0 . 0 6 9 4 1 . 0 6V k g 2.3 桨叶轴设计 考虑风对桨叶的作用，对桨叶轴同时产生弯矩和扭矩，桨叶轴在桨叶 1/3 处进行连接，对桨叶轴进行设计 3。 1） 风对桨叶轴的弯矩 M 2 1 . 2 5 4 0 0 4 . 8 0 . 2 4 5 7 6F V A N （ 2-7） 式中 F 风对桨叶施加的 对桨叶轴产生弯曲的 力， N 风的密度， 3/mkg V 风速 取最大值 20m/s A 桨叶面积， 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 弯曲力的力臂长度， m 1h 桨叶长度的一半， m 8 2h 桨叶末端到第一个轴承座的距离， m。 2） 桨叶轴扭矩计算： 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 风对桨叶施加的 对桨叶轴产生扭转的 力， N h 扭转力的力臂长度， m 1h 桨叶轴宽度的 1/3， m 2h 桨叶轴宽度的 1/3 的一半 ， m。 682.41 362 .72 21 7.80 . 2 4 m4 . 8 mH = 2 . 6 mh=0.12m344.7图 2-1 桨叶轴联接部分 Fig.2-1 The link part of oar shaft 3）桨叶轴危险截面轴颈的 计算 考虑风能对桨叶施加的对桨叶轴产生的弯矩和扭矩，桨叶轴的危险截面轴颈应为圆盘轮毂上第一个轴承座的中间处，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 计算弯矩 9 根据转矩所产生应力的性质而定的应力校正系数。 脉动变化的转矩， 0.6 b 许用弯曲应力，aMP0 脉动循环应力，aMP1 对称循环应力，aMP。 危险截面轴颈 d 取 60mm 4）则根据 设计要求桨叶轴轴 从 0 左至右安装零部件： 桨叶轴复位斜板、桨叶轴支撑轴承座、轴套、轴向固定螺母、垫片、桨叶轴支撑轴承座、光轴、加强钣金、桨叶夹槽 2。 图 2-2 桨叶轴 Fig.2-2 The oar shaft 则桨叶轴的体积为 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 桨叶轴末端挡板的复位弹簧设计 2.4.1 风动机的 功率调节 功率调节是风力机的关键技术之一。风力机 在超过额定风速（一般为 12 16m/s；）以后，由于机械强度和发电机、电力电子容量等物理性能的限制，必须降低风轮的能量捕获，使功率输出仍保持在额定值的附近。这样也同时限制了桨叶承受的负荷和整个风力机受到的冲击，从而保证风力机安全不受损害。功率调节方式主要有定桨距失速调节、变桨距角调节和混合调节三种方式。 10 1） 定桨距失速调节 定桨距是指风轮的桨叶与轮毂是刚性连接，叶片的桨距角不变。当空气流流 经上下翼面形状不同的叶片时，叶片弯曲面的气流加速，压力降低，凹面的气流减速，压力升高，压差在叶片上产生由凹面指向弯曲面的升力。如果桨距角 不变，随着风速Wv增加，攻角 相应增大，开始升力会增大，到一定攻角后，尾缘气流分离区增大，形成大的涡流，上下翼面压力差减小，升力迅速减少，造成叶片失速（与飞机的机翼失速机理一样），自动限制了功率的增加。 因此，定桨距失速控制没有功率反馈系统和变 桨距角伺服执行机构，整机结构简单、部件少、造价低，并具有较高的安全系数。缺点是这种失速控制方式依赖育叶片独特的翼型结构，叶片本身结构较复杂，成型工艺难度也较大。随着功率增大，叶片加长，所承受的气动推力大，使得叶片的刚度减弱，失速动态特性不易控制，所以很少应用在兆瓦级以上的大型风力发电机组的功率控制上。 2） 变桨距角调节 变桨距角型风力发电机能使风轮叶片的安装角随风速而变化，风速增大时，桨距角向迎风面积减小的方向转动一个角度，相当于增大桨距角 ，从而减小攻角 ，风力机功率相应增大。 变桨距角机组启动时可对转速进行控制，并网后可对功率进行控制，使风力机的启动性能和功率输出特性都有显著改善。 变桨距角调节的风力发电机在阵风时，塔架、叶片、基础受到的冲击，较之失速调节型风力发电机组要小得多，可减少材料，降低整机质量。它的缺点是需要有一套比较复杂的变桨距角调节机构，要求风力机的变桨距角系统对阵风的响应速度足够快，才能减轻由于风的波动引起的功率脉动。 3)混合调节 这种调节方式是前两种功率调节方式的组合。在低风速时，采用变桨距角调节， 可达到更高的气动效率；当风机达到额定功率后，使桨距角 向减小的方向转过一个角度，相应的攻角 增大，使叶片的失速效应加深，从而限制风能的捕获。这种方式变桨距调节不需要很灵敏的调节速度，执行机构的功率相对可以较小 3。 本 文采用变桨距角调节的方式来调节风力液动机的功率，通过在桨叶轴末端安装复位弹簧，达到变桨距角的目的。 11 2.4.2桨叶复位 压缩 弹簧 选取和 计算 1） 当 6 级风时 V 12m/s；此时桨叶所受力 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总 （ 2-13） 式中 T 1 根桨叶轴所受的扭矩。 14 3 . 0 8 14360 . 0 3TF N PL 总总 （ 2-14） 式中 1P 弹簧最 小 工作载荷 ， N L 弹簧挡板的水平距离， m。 TF606 0 383.23843.1L = 3 0 m mh = 5 1 . 9 6图 2-3 桨叶复位弹簧工作示意图 Fig.2-3 The working sketch map of the replacement spring of blade 2） 当 7 级风时 V 16m/s 时 ， 此时桨叶所受力 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 总 = 1 7 6 . 6 0 8 2 5 5 3 . 60 . 0 3 NTL =nP 12 式中 nP 弹簧最大 工作载荷 N 3）弹簧的 工作行程 h Q tan 60 /hLo （ 2-15） h= tan 60 30o =51.96 1=52mm 4） 初算弹簧刚度 P 1 2 5 5 3 . 6 1 4 3 6 2 1 . 4 952nPPP h mmN/（ 2-16） 5） 工作极限载荷jP因是 类载荷；nj PP 故jP 2553.6N 查表选jP 2602N 表 2-2 弹簧有关参数 Tab.2-2 Table of the parameter of spring D D jP jf dP 10mm 85mm 2602N 16.16mm 161N 6） 有效圈数 n 161 7 . 4 92 1 . 4 9dPnP ，按 表取标准值 n 7.5 （ 2-17） 总圈数 1n 1n n+2=9.5 7） 弹簧刚度 P 161 2 1 . 4 77 . 5dPPn N/mm （ 2-18） 8） 工作极限载荷下的变形量jF7 . 5 1 6 . 1 6 1 1 6 . 3 5 2jjF n f mm （ 2-19） 9） 节距 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） 取标准值0 210H m m11） 弹簧外径2D2D D+d=85+10=95mm （ 2-22） 12） 弹簧内径1D1D 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） 展开长度 L 1 3 . 1 4 8 5 9 . 5 2547c o s c o s 5 . 4 6DnL omm （ 2-25） 15） 最小载荷时高度 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） 最大载荷时的高度nH0 2 5 5 3 . 62 1 0 9 1 . 1 52 1 . 4 9nn PHH P mm （ 2-27） 15） 极限载荷时的高度jHjH=026022 1 0 8 8 . 9 22 1 . 4 9jPH P mm （ 2-28） 16） 实际工作行程 h h= 1H -nH=143.18-91.15=52.03 1 （ 2-29） 17）工作区范围 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） 高径比 b b 0 210 2 .4 785HD （ 2-31） b2.6 不进行稳定验算 14 1 08 5图 2-4 弹簧 Fig.2-4 The spring 该弹簧的技术要求： 1.总圈数 1n 9.5 2.旋向为右旋 3.展开长度 L 2547mm 4.硬度 HRC4550 2.5 轴承座螺栓的选用 2.5.1 螺栓组分布 桨叶轴轴承座 与圆盘轮毂相联结，起到连接桨叶轴与圆盘轮毂的作用， 螺栓组结构设计 采用四周均匀分布 的结构，螺栓数 z=4，对称布置 1。 2.5.2 螺栓的受力分析 1）考虑在极限风速 20m/s 时，螺栓组承受以下各力和翻转力矩的作用 轴向力 F = 2V Acoso =1.25 220 4.8 0.24 cos30 o =498.8N （ 2-32） 式中 空气密度（一般取大气标准状态）（ kg/ 3m ） ， =1.25 kg/ 3m （给定值） A 桨叶的面积， 2m 桨叶与轮毂的夹角 V 极限风速，取 20m/s。 横向力 R=12F G G（ 2-33） 式中 F 离心力， N 1G 桨叶重力， N 15 2G 桨叶轴重力， N。 4 09 0图 2-5 轴承座 Fig.2-5 The bearing seat 桨叶重力 11GV g= 4 . 8 0 . 0 6 0 . 2 4 5 9 4 1 0 4 1 0 . 6 N （ 2-34） 式中 桨叶材料选用东北落叶松，气干密度为 594kgg 3m 1V 桨叶体积， 3m 。 桨叶轴重力 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 刚的密度， 37850 /kg m 2V 桨叶轴的体积， 3m 。 离心力 F =1m 22()60n 1r+2m 22()60n 2r=3481.6N+105.8N=3587.4N （ 2-36） 式中 1m 桨叶的质量， kg 2m 桨叶轴的质量， kg 1r 桨叶中心到主轴中心线的距离， m 2r 桨叶轴中心到主轴中心线的距离， m。 R=3857.4N+410.6N+105.9N=4103.9N 16 翻转力矩 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 桨叶中心到第一个轴承座中心的距离， m F 桨叶受风对轴承座翻转方向的力， N。 2）在轴向力 F 的作用下，各螺栓所受的工作拉力为 1F=Fz= 4 9 8 .8 1 2 4 .74 N（ 2-38） 式中 F 轴向力， N z 轴承座螺栓数， z=4。 3）在翻转力矩的作用下，前面两螺栓受加载作用，而后面两螺栓受到减载作用，故前面两个螺栓受力较大，所受的载荷为 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 翻转力矩， Nmmg maxL 螺栓中心到轴承座中心的最大距离， mm iL 螺栓中心到轴承座中心的距离， mm 根据以上分析可见前面的螺栓所受的轴向工作拉力为 12 7219F F F N （ 2-40） 4)在横向力 R 的作用下，底板链接接合面可能产生滑移，根据底板接合面不滑移条件，并考虑轴向力 F 对预紧力的影响，则各螺栓所需要的预紧力为 ()FpfLFCf z Q F K RCC （ 2-41） 查得联结接合面间的摩擦系数 f=0.35，查得LLFCCC =0.2，取可靠性系数 fK =1.2 则各螺 栓所需要的预紧力为 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）螺栓所受的总拉力 Q 3 6 1 7 . 4 0 . 2 7 2 1 9LpLFCQ Q FCC 5061.2N （ 2-43） 2.5.3 确定螺栓直径 螺栓的性能等级为 6.6 级，查得 360saMP ， S=5 螺栓的许用应力 360 725s aMPS （ 2-44） 螺栓危险剖面的直径为 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，选用 M12 的螺栓， d=12mm 2.6 风轮迎风技术 2.6.1 风轮机的出力与风速 1） 风轮机的出力与风速立方成正比 P=Pw CVr 3221 （ 2-45） 式中 P 输出功率（指额定工况下输出的电功率）（ W）； P=25KW（给定值） 空气密度（一般取大气标准状态）（ kg/ 3m ） ； =1.25 kg/ 3m （给定值） wV 设计的风速（风轮中心高度处）（ m/s） ； wV=10m/s（给定值） pC 风能利用系数；pC 0.45 （给定值） 叶尖速比； r 风轮扫掠半径， m。 2） 转速与风速一次方成正比 30 WVn r （ 2-46） 因此，风速变化将引起出力和转速 的变化。风速的大小、方向随时间总是在不断变化，为保证风轮机稳定工作，必须有一个装置跟踪风向变化，使风轮随风向变化自动相应转动，保持风轮与风向始终垂直。这种装置就是风轮机迎风装置 2。 18 2.6.2 风轮迎风装置 风轮迎风装置有两种方法：尾舵法和舵轮法，风向变化时，机身上受三个扭力矩作用，机头转动的摩擦力矩fM，斜向风作用于主轴上的扭力矩WM， 尾舵轮扭力矩tM3。 1） 尾舵法 fM与机头质量、支持轴承有关，WM决定于风斜角 、距离 l，尾舵力矩由下式近似计算 LKuACM tRt 222 （ 2-47） 式中 RC 尾舵升力、阻力合力系数 22 DLR CCC由实验曲线查得； tA 尾舵面积 ， 2m ； u 风轮的圆周速率， m/s； K 风速损失系数约 0.75； L 尾舵距离， m。 机头转动条件 Wft MMM （ 2-48） 尾舵面积 LKuCMMARWft222 （ 2-49） 式中 fM 机头转动的摩擦力矩 ， Nmg ； WM 斜向风作用于主轴上的扭力矩 ， Nmg 按上式设计的尾舵面积就可以保证风轮机桨叶永远对准风向。 2） 舵轮法 舵轮法是用自动测风装置测定风向，按风向偏差信号控制同步电动机转动 风轮，此方法也可保证风轮机桨叶永远对准风向。 在本设计中把尾舵取消增加桨叶轴与圆盘角度到 7角这样可以加大与斜向风的接触面积增大斜向风对主轴的转矩当斜向风的转矩为零时风轮机桨叶对准风向 2。 2.6.3 风能利用 的关键技术问题 风能技术是一项涉及多个学科的综合技术。而且，风力机具有不同于通常机械系统的特性：动力源是具有很强随机性和不连续性的自然风，叶片经常运行在失速工况，传动系统的动力输入异常不规则，疲劳负载高于通常旋转机械几十倍。对于这样的强随机性的综 19 合系统，其技术发展中有下列几个关键技术问题 1） 空 气动力学问题 空气动力设计是风力机设计技术的基础，它主要涉及下列问题 :一是风场湍流模型，早期风力机设计采用简化风场模型，对风力机疲劳载荷和极端载荷的确定具有重要意义；另一是动态气动模型。再一是新系列翼型。 2） 结构动力学问题 准确的结构动力学分析是风力机向更大、更柔和结构更优方向发展的关键。 3） 控制技术问题 风力机组的控制系统是一个综合性的控制系统。随着风力机组由恒速定浆距运行发展到变速变浆距运行，控制系统除了对机组进行并网、脱网和调向控制外，还要对机组进行转速和功率的控制，以保证机组安全和跟踪最佳运行功 率 2。 20 3 风力液动机 主轴 的 设计 3.1 主轴参数计算 1）轴颈估算 33 251 1 5 9 1 . 2 850pdA n mm （ 3-1） 式中 P 额定功率，取 25 kw（给定值） n 额定转速，取 50r/min（给定值） A 主轴设计参数，取 115。 因为轴段上有一个键槽，轴颈应增大 3%5%，故估取主轴 d 120mm 则主轴转矩为 T 9.55 6 6 6251 0 9 . 5 5 1 0 4 . 7 7 5 1 050P N m mn （ 3-2） 2） 主轴键的选择 根据主轴轴颈，选取主轴键型为的普通 B 型键 其主要参数为 b h=32 18； t=11； k= 92h； L=90； d=120； (mm) 其中， b 键宽， mm； h 键高， mm； L 键工作长度， mm； t 键槽深， mm； k 键的工作高度， mm； d 主轴轴颈， mm。 对其进行校核 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 许用挤压应力， 2 1 1 0 /p N m m ，取轻微冲击； T 主轴转矩， T= 34 .7 7 5 1 0 N m m； 该键合理 21 3.2 轴段轴颈分布 主轴从左至右装配的零部件分别为：弹簧挡板调节螺母、弹簧上挡板、 压缩弹簧 、弹簧下挡板、 圆盘定位螺母、带轮毂圆 盘、支撑轴承座 3。所以将其轴段轴颈分布设计如下 图 3-1 主轴 Fig.3-1 The spindle 3.2.1主轴校核 1） 圆盘、桨叶和桨叶轴重力对主轴的弯矩 圆盘 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 圆盘厚度； B=10mm 钢 的密度； =7850 3/kg m 桨叶 G桨叶 =V桨叶 g= 4 . 8 0 . 0 6 0 . 2 4 5 9 4 1 0 4 1 0 . 6 N （ 3-6） 式中 桨叶材料选用东北落叶松，气干密度为 594kgg 3m 桨叶轴 G 桨叶轴 =V 桨叶轴 钢 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 桨叶轴 +G 桨叶 )+G 圆盘 = 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 总 重力， N。 22 69100图 3-2 主轴的联结 Fig 3-2 The link of the spindle 则弯矩 M=1G h=4577.94 0.155=709.58 Nm =709580 Nmmg （ 3-8） 式中 h 圆盘到主轴轴承座第一个轴承的末端的距离， 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 额定功率，取 25 kw（给定值） n 额定转速，取 50r/min（给定值） 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 计算弯矩， Nmmg 根据转矩所产生应力的性质 而定的应力校正系数。 脉动变化的转矩， 0.6 因为主轴上有键槽 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 抗弯截面模量， 3mm b 键宽， mm； t 键槽深， mm； d 主轴轴颈， 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 许用弯曲应力，aMP0 脉动循环应力，aMP1 对称循环应力，aMPca 弯曲应力，aMP d=120mm，主轴轴颈设计 合理 24 4 风力液动机液动系统的设计 4.1 风力液动机其主要工作原理及优缺 点 风力液动机其主要工作原理是风能通过桨叶的转动，并通过增速器的放大，传递至液压泵，再通过液压系统传递至液压马达，以达到输出机械能的目的，其优点是功率稳定，液压马达可接发电机或直接用于其他设备等；缺点是在液动系统中存在能量损失，温度对液压系统有一定影响等 2。 4.2 联轴器的选择 4.2.1 弹性柱销联轴器的特点 由于风力液动机在工作时，主轴会产生偏移，因此采用弹性连轴器。 弹性柱销联轴器制造容易，耐久性好，安装维护方便，传递转矩大。为防止脱销，柱销两端用螺栓固定了挡板。 适用于轴向位移大，正、 反转或启动频繁传动 5。 4.2.2 弹性柱销联轴器 的选择 主轴末端轴颈为 110mm，选择 HL7 型 弹性柱销联轴器 ，其主要参数为 表 4-1 联轴器参数 Tab.4-1 Table of the parameter of coupling 公称转矩 /nT N mg 许用转速（钢）1/ minnr g 质量 /mkg 转动惯量 2/I kg mg 6300 2240 98 41.1 4.3 增速器的选择 增速器的 原理与减速器相同，只是将其的输出与输入调换，根据要求本设计采用 NGW型行星齿轮减速器 6。 4.3.1 行星齿轮减速器的使用范围和特点 1）适用范围 NGW 型行星齿轮减速器主要用于冶金、矿山、起重