1000kw直驱型风电机组变桨机构与控制系统设计
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1000KW直驱型风力发电机组变桨机构与控制系统设计摘要 能源与环境己成为21世纪人类面临的首要问题。风能因具有可再生、无污染、低成本等优点，正受到世界各国的重视。高效而可靠的风力发电系统的研究与开发己经成为能源技术领域的热点和难点。由于风能具有能量密度低、随机性和不稳定性等特点，所以对风力发电机组尤其是大型机组控制技术的深入研究具有十分重要的现实意义。本文以1MW风力发电机组为依托，对大型风力发电机组变桨距控制技术进行了较深入的探讨。本文首先从风力机桨叶的空气动力学基本理论入手，分析了变桨距控制的基本规律。参考国内外的相关资料，研究了一种用于独立变桨距的电动变桨距系统设计方案，包括传动系统设计及变桨距系统伺服系统的选择等，并用理论计算分析了变桨距系统的机械性能，对减速器的设计，电气控制原理图的设计。关键字：风能，风电机组，变桨距系统，电动变桨，独立变桨，减速器，电气控制。1000 kw direct driving type of wind turbine is analyzed.studying mechanism and control system designIn this paper, Energy and the environment has become the top issue facing the humanity in the 21st century.Wind energy as renewable, no pollution, low cost, etc, are brought to the attention of the countries all over the world.Highly efficient and reliable wind power generation system research and development has become a hotspot and difficulty in the field of energy technology.Because of the wind energy density low, such characteristics as randomness and uncertainty, so the wind generating set, especially the large unit control technology research has very important practical significance.In this paper, based on 1 mw wind turbine, variable pitch control for large wind turbine technology has carried on the deeper discus This article first from the basic theory of aerodynamics of wind turbine blade, the basic rule of variable pitch control is analyzed.Reference information at home and abroad, the independent variable pitch for a design of electric variable pitch system, including the design of transmission system and the selection of variable pitch system servo system, etc., and the theoretical calculation on the mechanical properties of the variable pitch system is analyzed, the design of gearreducer, the design of the Key words: wind power, wind turbines, variable pitch system, electric propeller,independent variable propeller, speed reducer, electrical 。目录第一章：绪论1 1.1论文的研究背景和意义11.1.1 论文的研究背景11.1.2 选题的意义21.2 风力发电变桨控制系统国内外的研究现状21.3 本论文主要工作3第二章 风力发电机组的基本组成 、基本理论与变桨矩系统42.1风力发电机组的基本组成42.1.1桨叶系统42.1.2控制系统52.1.3制动系统62.2空气动力学原理62.2.1叶素理论62.2.2风能计算72.2.3风能利用系数与贝兹理论72.3变桨矩风力机组的运行状态102.3.1启动状态102.3.2欠功率状态112.3.3额定功率状态112.4变桨矩系统的原理与结构112.4.1变桨矩调节原理112.4.2变桨矩系统分类132.5 风力发电机组变桨矩驱动装置比较和选择162.5.1 液压变桨与电动变桨技术比较162.6本章小结17第三章变桨距传动系统的设计183.1 变桨距载荷计算183.2 变桨距传动系统的设计193.2.1 齿轮传动系统的设计193.2.2减速箱的传动比203.2.3各级传动比的分配203.2.4各级转速的计算213.3行星减速器传动零件设计计算223.3.1齿轮材料、工艺的选定223.4齿轮主要参数的计算223.4.1行星齿轮的数目223.4.2配齿计算223.5齿轮模数m和中心距a243.6齿轮几何尺寸计算：253.7啮合要素验算273.7.1 太阳轮-行星轮传动端面重合度273.8齿轮传动效率计算283.9齿轮强度的验算283.9.1 太阳轮传动283.9.2 行星轮传动333.9.3内齿圈传动383.9.4输入轴和输出轴的设计433.9.4.1 输入轴的设计与校核433.9.4.2输出轴的设计与校核513.9.5轴承的寿命计算563.9.6 轴上键的设计及校核573.9.6.1输入轴上键的设计及校核573.9.6.2输出轴上键的设计及校核573.10行星齿轮减速器的润滑583.11减速器箱体设计583.12附属零件设计61第四章变桨系统设备选型与电气控制原理图设计634.1变桨系统设备选型634.11伺服电机的选型634.3控制流程图设计67第五章设计心得69参考文献：70致 谢72附录731000kw直驱型风电机组变桨机构与控制系统设计第一章：绪论1.1论文的研究背景和意义1.1.1 论文的研究背景在21世纪的今天，能源、环境已成为人类生存和发展所要解决的紧迫问题，常规能源以煤、石油、天然气为主。它不仅资源有限，而且造成了严重的大气污染。因此，对可再生能源的开发利用受到世界各国的高度重视。日前风能是具有大规模开发利用前景的可再生能源之一。从全球范围来看，风力发电已经从试验研究阶段迅速发展为一项成熟技术。现代风电技术面临的挑战主要包括进一步提高可靠性、提高效率和降低成本。中国拥有着辽阔的地域、狭长的海岸、风能资源极其丰富。根据不完全数字统计，在全国陆地上风能的技术可开发量共计约2.53亿千瓦（根据地面以上10m高度的风力资料计算得出），在海上可开发利用的风能资源约7.5亿千瓦，风能资源的总量高达10亿千瓦，所以我国开发和利用风能的潜力非常大1。截止到2008年12月底，全球的风电机组总装机容量已经超过了2.2亿千瓦；国内已有25个省、市、自治区已具有风电装机，风力发电机组总的装机容量达到6500万千瓦。全球风能展望2010报告称，2010年，在每3台安装完成的风电机组中，就有1台安装在中国。到2020年，中国的风电机组总装机容量有可能达到现在的10倍，届时风力发电可解决全球约12%的电力需求量，到2030年可达到22%。随着风力发电产业技术的不断成熟和发展，变桨矩风力发电机的优越性越来越突显；于是风力机运行的可靠性有了大大的提高；再加上拥有高的风能利用系数和不断优化的输出功率曲线；进而由于叶轮的重量有所减轻，因此风力机的受力状况有了极大的改善，这就使风力机在不同的风速下运行时，始终保持着最佳的转换效率，从而获得最大的输出功率，提高风能利用率。当前，单机容量越来越大，兆瓦级别的机组占据了主要位置，变桨矩技术已经成为了风电的发展趋势。1.1.2 选题的意义变桨矩风力发电机组有很多的优越性，变桨矩风力发电机组将会成为大型风力发电机组发展的主流2。而变桨矩风力发电机组核心之一就是变桨矩系统，其中的变桨矩控制器是非常重要的，合理控制桨叶角度，在额定风速以下运行时与变速恒频技术结合以最大限度的获取能量，在额定风速以上运行时能够得到稳定的功率输出。控制器设计的是否合理直接关系到变桨矩风力发电机组是否能够正常、可靠、安全的运行。我国幅员辽阔，蕴藏着丰富的风力资源。为了开发利用我国的风力资源，应尽快研制生产具有自主知识产权的风电设备，以减少对进口设备的依赖，降低风电的制造成本对我国的新能源产业发展具有极其重要的意义。本课题对变桨矩风力发电机组的变桨矩控制系统进行研究，希望对我国变桨矩控制系统的国产化提供有益参考，具有重要的现实意义。1.2 风力发电变桨控制系统国内外的研究现状 风力发电发展到20世纪80年代，风力发电机装机还比较少，技术也不够成熟，发展到90年代中期，世界风力发电技术取得了突飞猛进的发展，设计、制造技术日趋成熟，产品进入商品化阶段，功率等级从几十千瓦到几百千瓦，逐渐发展为兆瓦级。同时，也对风电并网技术的发展起到了促进作用，而且风电场的建设和管理水平以及规模也上升到崭新的阶段。国外最早的风力发电机主要采用定桨矩系统3。国内如新疆金风科技早期主要研发和制造定桨矩风力发电机。对于定桨矩风力发电机组，在低风速段的风能利用系数高，而当风速接近额定点，风能利用系数开始大幅度下降，这时随着风速的升高，功率上升己趋缓，而过了额定点后，桨叶已开始失速，风速升高，功率反而有所下降。所以定桨矩风力发电机组对风能利用效率不高。目前世界上风力发电机上大多采用变桨矩控制系统。其特点是:变桨矩风力发电机的整个叶片攻角在一定范围绕叶片中心轴旋转，使叶片攻角在一定范围内(一般为00一900)变化，以调节输出功率不超过设计的容许值4。变桨系统按照原理有分为电动变桨和液压变桨两种，主要是动力不一样，电动变桨用伺服电机驱动，液压变桨用液压缸驱动。我国早在上个世纪七八十年代开始研制风力发电机组，但直到90年代，风力发电才真正从科研走向市场。初期研制成功的主要是额定功率为600KW以下的风力发电机组，近年来开始研制兆瓦级风力发电机组，并且已经取得成功，其制造技术已基本掌握。虽然我国近几年风电发展快，但是相比国外，我国在风力发电技术上的研究比较落后。主要是工艺技术落后，零部件以及大容量的风力发电装置大多数依靠进口，因此，我国风电行业有很长的路要走。1.3 本论文主要工作本文的主要研究工作有以下几点：1）查找很多相关风力发电的相关材料，了解风力发电技术的发展趋势和最新动态。2）对电动变桨矩系统与液压变桨矩系统进行比较，根据独立变桨矩和统一变桨矩的优劣性进行选择。3）根据风力发电机的空气动力学特性明确不同风速段的不同控制。4）变桨矩系统的设计，包括变桨机构设计及控制系统的设计5）对设计进行总结以及思考。第二章 风力发电机组的基本组成 、基本理论与变桨矩系统随着风力发电机组的单机容量的不断增大，在额定风速下能提高捕获风能效率，在额定风速以上能保持额定功率稳定输出成为迫切需要解决的问题。变桨矩调速方式和变速恒频技术，在捕获风能效率和稳定输出功率等问题上显示出优势，逐渐占据了风力发电技术的主导地位。变桨矩控制是保持功率稳定输出的主要手段，因此本章介绍了风力发电机组的基本组成，基于风机空气动力学原理、变桨矩系统原理与结构，以及变桨矩风力机组的运行状态，风力发电机组变桨矩驱动装置比较和选择，为本文的变桨矩控制提供了理论基础。2.1风力发电机组的基本组成前研究最多的也是双馈感应风力机系统，与传统的恒速恒频风力发电系统相比，采用双馈电机的变速恒频风力发电系统具有风能利用系数高，能吸收由风速突变所产生的能量波动以避免主轴及传动机构承受过大的扭矩和应力，以及可以改善系统的功率因数等但无论哪种结构形式，风力发电机系统基本包括以下几个组成部分：风力机桨叶系统，齿轮箱系统（永磁直趋式风力发电机则无齿轮增速箱）发电机系统，控制系统，偏航系统，刹车系统等。本文我们主要分析讨论桨叶系统，控制系统，刹车系统。2.1.1桨叶系统风轮是吸收风能并将其转换成机械能的部件，风以一定的速度和攻角作用在桨叶上，使桨叶产生旋转力矩而转动，将风能转变为机械能，进而通过增速器驱动发电机。风能是随机性能源，当风力变化时，风力机轴上输出功率也将随之发生变化，因此如何调节风力机的输出功率对并网运行的风力发电机而言是十分重要的关键技术之一。对于水平轴风力机，功率调节方式可分为两类，即变桨矩功率调节与定桨矩失速功率调节。(1)定桨矩系统对于定桨矩系统，其桨叶与轮毂的连接是固定的，即当风速变化时，桨叶的迎风角度不能随之改变。就是根据计算所得的实际安装角将其固定到轮毂上，不能变动叶片安装角。这一特点，给定桨矩风力发电机组提出了两个必须要解决的问题，一是当风速高于风轮额定风速时，桨叶必须能够自动地将功率限制在额定值附近，因为风力机上所有材料的物理性能是有限度的。称桨叶的这一特性为自动失速性能。二是运行中的风力发电机组在突然失去电网的情况下，桨叶自身必须具备制动能力，使风力发电机组能够在大风情况下安全停机。为解决这样的问题，制造商家通过改善叶轮的制造材料，采用加强玻璃塑料、碳纤维强化塑料、钢和铝合成。另外在桨叶尖部安装叶尖扰流器，在需要制动时打开。由于叶尖部分处于矩离轴的最远点，整个叶片作为一个长的杠杆，扰流器产生的气动阻力相当高，足以使风力机在几乎没有任何磨损的情况下迅速减速，这一过程即是桨叶空气动力刹车。 (2)变桨矩系统就是叶片用可转动的轴安装在轮毂上，轮毂上安装的几个叶片可同步转动以改变叶片的安装角，即同步改变叶片的迎角以满足不同的风速条件下风力发电机得到最大功率。随着风力机单机容量的不断增加，风力机发电效率和可靠性的不断改善，大中型风力机的叶片材料逐渐由玻璃纤维增强树脂发展为强度高、质量轻的碳纤维。2.1.2控制系统与一般工业控制过程不同，风力发电机组的控制系统是综合性控制系统。它不仅要监视电网状况和机组运行参数，而且还要根据风速与风向的变化，对机组进行优化控制，以提高机组的运行效率和发电量。定桨矩风力发电机组主要解决了风力发电机组的并网问题和运行的安全性与可靠性问题，采用了软并网技术、空气动力刹车技术、偏航与自动解缆技术，这些都是并网运行的风力发电机组需要解决的最基本的问题。定桨矩风力机控制系统由于功率输出是由桨叶自身的性能来限制的，桨叶的节矩角在安装时已经固定；发电机的转速则是由电网频率限制。所以，在允许的风速范围内，该形式的控制系统在运行过程中对由于风速的变化引起输出量的变化是不作任何控制的。变桨矩风力发电机组，则在控制性能方面，大大改善，不但在起动时可对转速进行控制，在并网后则可对功率进行控制。相对于定桨矩风力发电机组来说，变桨矩风力发电机组的液压系统也不再是简单的执行机构，作为变矩系统，它自身是一个闭环控制系统，采用了电液比例阀或驱动电机，控制系统水平得到了极大的改善和提高，并逐渐发展成熟。使控制系统的水平提高到一个新的阶段。2.1.3制动系统其功能是当风力机需要停止运转或在大风时使风力机停止运转以达到维修或保护风力机的目的。在小型风力机中多采用机械抱闸刹车方式实现制动停车，可以手动也可自动实现停车;在大中型风力机中多采用液压或电气制动方式实现抱闸停车。2.2空气动力学原理2.2.1叶素理论叶素理论将叶片等效为若干个基本单元进行研究，将每个基本单元称作叶素。叶片翼型弦线与风轮扫掠面的夹角，称作桨矩角。风轮旋转角速度为，则半径为处叶素的圆周速度为，而风轮平面的绝对风速为，叶片的相对风速和风轮的圆周速度三者之间的关系是。功角是弦线与气流速度矢量之间的夹角。是和风轮扫掠面的夹角，称作入流角。如图2.4所示，气流流经叶素，会对其产生气动力作用，在垂直于气流方向产生一个气动力，即升力，同时，还会在气流方向产生一个阻力。单个叶素受到的升力和阻力可以表示为升力系数和阻力系数的函数8：图2.4 叶素受力分析 式(2.1) 式(2.2) 其中: 为叶素弦长，为空气密度。2.2.2风能计算由流体力学理论可知，流动气体所含有的动能可以表示为9： 式(2.3)式中: 为气体质量。假设单位时间内流经截面积为的气体体积为，则有： (2.4)该体积的空气质量为： 2.5)则气流所具有的动能为： (2.6)2.2.3风能利用系数与贝兹理论风轮作为风电机组的能量捕获和转换部件，将风能转换为主轴旋转机械能，该能量经过齿轮箱传递到发电机。依据贝兹(Betz)理论，流过风轮的气流速度不可能为零，因此，只有部分风能能够被转换为机械能10。贝兹理论假定风轮是一个平面桨盘(即无轮毂，叶片无穷多)，经过风轮的气流没有阻力，且整个风轮扫掠面上的气流是均匀的，气流速度的方向在通过风轮前后都平行于风轮轴线。图2.5为气流流过理想风轮旋转面所形成风廓线和通过前后风速和压力的变化。由于风轮的旋转，在靠近风轮处及风轮后某距离处的气流速度均有所降低，同时，气流通过风轮前到达靠近风轮处时，空气压力升高，而通过风轮后压力急剧下降，形成某种程度的“真空”，之后“真空”程度逐渐减弱，直到恢复原来的压力11。设为通过风轮截面的实际风速，为风轮后方远处的风速，在单位时间内，从风轮前到风轮后气流动能的变化量就是为风轮所吸收并使风轮旋转的风能，即： 式(2.7)图2.5 空气流过风轮旋转面及其前后的状况假设风速己知，而可以看成是v2的函数，按照求解一元函数极值方法，得到风轮吸收风能最大值为 (2.8)定义单位时间内风轮吸收的风能E与通过风轮旋转面的全部风能之比为风能利用系数，即： (2.9)由贝兹理论可知，理想风轮的最大理论效率，就是说即使转化风能过程无损耗，也只能有的风能可以为风力发电机组所用。贝兹理论中，没有考虑涡流损失，而是假设在叶尖速比时，叶片翼形优化，涡流损失很小。叶尖速比是旋转风轮的叶尖速度与风速之比，是风力发电机组的一个重要设计参数，表示为： 式(2.10)其中: 为风轮半径；叶尖速比直接影响叶片的能量捕获，影响风能利用系数，如图2.6所示，在实际中常用风能利用系数对叶尖速比入的变化曲线表示该风轮的空气动力特性12。图2.6 风能利用系数与叶尖速比的关系曲线风能利用系数在叶尖速比为，时取到最大值。恒速运行的风力发电机组，风轮转速恒定，而风速一直变化，因此不可能保持在最大值，这样一来，风力发电机组的运行效率通常不高。变速运行的风力发电机组，可以使机组在叶尖速比恒定的情况下运转，从而使在较大风速范围内保持最大值。对于变速变桨矩风电机组来说，是叶尖速比和桨矩角的函数，风能利用系数可以表示为13： 式(2.11)对于不同桨矩角，风能利用系数与叶尖速比入的变化曲线如图2.7所示14，可以看出：对于某一固定桨矩角，对应存在风能利用系数的唯一最大值。对于任意叶尖速比，叶片桨矩角时的风能利用系数相对较大，而随着桨矩角增大，风能利用系数变小，这为风电机组的运行控制提供了理论依据。图2.7 不同桨矩角条件下，风能利用系数与叶尖速比的关系曲线2.3变桨矩风力机组的运行状态根据风机所处的状态以及变桨矩系统所起的作用，变桨矩风力发电机组大致可以分为3种运行状态，即启动状态、欠功率状态和额定功率状态17。2.3.1启动状态变桨矩风力发电机在停机状态的时候，叶片的桨矩角为900，此时气流对桨叶不产生切向力也没有转矩，整个桨叶实际上相当于一块阻尼板。当风速达到启动风速的时，变桨矩机构控制桨叶向00方向转动，直到气流对桨叶产生一定的攻角，风轮由于桨叶受力开始转动。在发电机并入电网之前，发电机转速信号作为变桨矩系统的桨矩角的主要控制量。转速控制器按照一定的速度上升斜率给出速度的参考值，变桨矩系统根据给定的速度参考值，进而调整桨叶的桨矩角，进行速度控制。为了确保并网平稳及稳定性，对电网产生尽可能小的冲击，变桨矩系统可以在一定时间内，保持发电机的转速在同步转速附近，以便寻找最佳并网时机。为了使控制过程简单化，早期的变桨矩风力发电机在风轮转速达到发电机同步转速前采用不控制桨叶的桨矩角的方式。在这种情况下，桨叶的桨矩角一直保持在同步转速对应的角度。直到发电机转速上升到同步转速后，变桨系统才开始投入工作。转速控制的给定值是恒定的，即同步转速。然后，转速反馈信号与给定值进行比较，当转速超过同步转速的时，桨叶的桨矩角就向迎风面积减小的方向转动一定的角度；反之，桨叶向迎风而增大的方向转动一个角度。当转速在同步转速附近保持一段时间后，发电机才并入电网。2.3.2欠功率状态欠功率状态是指发电机并入电网后，由于风速低于额定风速，发电机的输出功率在额定功率以下运行方式。与转速控制方式同理，在早期的变桨矩风力发电机组中，对于欠功率状态是不进行控制的。这时变桨矩风力发电机组和定桨矩风力发电机组相同，它的功率完全取决于桨叶的气动特性。现在多采用的双馈异步发电机的风力发电机在该状态能够通过风速采集的低频分量为参数调整发电机转差率，使其运行在最佳叶尖速比，进而达到对风能的最大利用率。2.3.3额定功率状态在风速达到或超过额定风速后，风力发电机组进入额定功率运行状态。这时风力发电机组运行方式从转速控制切换到功率控制，变桨矩系统开始根据发电机的功率信号进行控制。控制信号的给定值是恒定的，即额定功率。功率反馈信号与给定值进行比较，当功率超过额定功率的时，桨叶就向着迎风面积减小的方向转动一个角度，反之则向着迎风面积增大的方向转动一个角度。2.4变桨矩系统的原理与结构2.4.1变桨矩调节原理变桨矩风机的叶片与轮毂之间采用非刚性联结方式，这时叶片可以绕叶片纵梁进行桨矩调节，使得叶片相对于风向有不同的攻角。当风速持续变化时，叶片的桨矩角始终保持在最佳的角度，从而使风电机组在不同风速下始终保持其风轮的最佳转换效率，使输出功率达到最大值。风机吸收风能产生的输出功率为： 式(2.14)式中：为输出功率；价为风能利用系数；为空气密度；为风轮半径；为风轮正面风速。风机将产生的能量转换为机械能传递给负载，机械能表达式为 式(2.15)式中：为机械能；为风机扭矩；为风机角速度。这里的扭矩是由负载决定的。这样由式(2.14)和(2.15)得 式(2.16)当风机处于一定的风速下，对于一定的负载，、亦为常数量，那么转速就取决于风能利用系数的大小。则有 式(2.17)根据叶素理论特性，根据风轮起动后以某种速度稳定旋转时叶片的受力情况，得出理想情况下气流与叶片角的关系 式(2.18) 式(2.19)式中：为攻角；为桨矩角；为入流角；为叶尖速比。根据力的平衡关系，叶片的扭矩为 式(2.20) 式(2.21) 式(2.22)式中：为扭矩系数；为风轮的迎风面积；为风轮半径；为叶片的相对风速。由图2.10可知，升力系数和升阻比/随攻角的变化而变化。对于在一定转速下运转的风机，当风速和风向一定时，和为定值。如果增大攻角，升力系数将增大，升阻比/。也将增大，由式(2.22)可知扭矩系数也会增大。又由(2.17)和(2.20)可以得到 式(2.23) 所以有 式(2.24)式中：为风机叶片受力平衡时的叶尖速比。图2.10 i和CL与CL与CD的关系由式(2.20)可得正比于，所以当攻角增大时，风能利用系数增大；反之当攻角减小时，风能利用系数减小。又由式(2.17)可知，当风速和风机负载一定时，当攻角增大，风机转速增大；反之，当攻角减小，值减小，风机转速减小。再由式(2.19)，这里增大，将减小;如果减小，将增大。为了直观起见，通常用桨矩角来说明上面的关系，即当增大时，风机速度下降;当减小时，风机转速增加。2.4.2变桨矩系统分类（1）变桨矩的执行机构大致分为电液伺服系统和电动伺服系统两类18。a) 液压变桨矩 b) 电动变桨矩图2.8 变桨矩系统的轮毂照片 1）液压伺服变桨矩系统。液压伺服变桨矩系统具有传动力矩大、重量轻、刚度大等优点。目前丹麦Vestas公司的V80-2.0MW风机等都采用液压变桨矩机构。然而，液压系统存在死区、滞环、库伦摩擦，还有一些软参量，如体积弹性模量、油的粘度、系统阻尼比等，有非线性特征，甚至会出现漏油、卡塞等现象。液压伺服变桨矩执行机构原理如图2.9所示。桨叶通过机械连杆机构与液压缸相连接，桨矩角的变化同液压缸位移成正比。当液压缸活塞杆向左移动到最大位置时，桨矩角为900;而活塞杆向右移动最大位置时，桨矩角为00。液压缸的位移由液压比例阀进行精准的控制。在负载变化不大的情况下，电液比例阀的输入电压与液压缸的速度成正比，为进行精确的液压缸位置控制，则必须引入液压缸位置检测和反馈控制。图2.9 液压伺服变桨矩执行机构的原理框图2）电动变桨矩系统。电动伺服变桨矩执行机构可对每个桨叶采用独立的调节方式，电动变桨距系统的3个桨叶分别带有独立的电驱动变桨距系统，其机械部分包括回转支撑、减速机和传动装置等。减速机固定在轮毅上，回转支撑的内环安装在叶片上，叶片轴承的外环固定在轮毅上。当变桨距系统上电后，电机带动减速机的输出轴小齿轮旋转，而且小齿轮与回转支承的内环啮合，从而带动回转支撑的内环与叶片一起旋转，实现了改变桨距角的目的。本论文中电动变桨距系统设计中，采用三级行星齿轮作为减谏机。如图2.10所示19。图2.10 电动变桨矩结构图图2.10中只画出了一个桨叶的电动变桨矩的结构，其它两个桨叶则与此完全相同。而每个桨叶采用一个带位置反馈的伺服电动机进行单独调节，安装在伺服电动机输出轴上，采集电动机的转动角度。伺服电机通过主动齿轮与桨叶轮毂内齿圈相连，带动桨叶转动，从而实现对桨叶的桨矩角的直接控制。在轮毂内齿圈的边上又安了一个非接触式位移传感器，对内齿圈转动的角度进行直接检侧，即桨叶桨矩角变化，当内齿圈转过一个角度，则非接触式位移传感器输出一个脉冲信号。位置传感器采集桨矩角的变化与电动机形成闭环PID负反馈控制。变桨矩控制是根据伺服电动机自带的位置编码器所测的位移值进行控制的，电动伺服变桨矩执行机构原理框图如图2.11。在系统出现故障，控制电源断电时，桨叶控制电动机由UPS系统供电，使桨叶调节到顺桨位置。该执行机构结构简单、可靠，充分利用了有限的空间，实现了分散布置，且可以实现对单一桨叶进行控制，但对于大功率风机的动态特性相对较差。图2.11 电动伺服变桨矩执行机构原理框图制动装置的突出特点是空气动力学制动刹车单独由变桨矩控制，桨叶充分发挥刹车的作用。即使其中一个桨叶刹车制动失败，其它两个叶片也可以安全完成刹车的过程，提高了整个系统的安全性和可靠性。制动系统还装备了备用电源，用于故障或维修时可以快速准确地控制桨叶。它为风力发电机组功率输出和刹车制动提供了足够的能力。这样可以避免过载对风机的破坏20。（2）按每个叶片是独立调节还是同步调节可以分为两种：1）共同驱动变桨矩系统。这种变桨矩系统在早期风力发电机组中采用的较为普遍。其特点是三只叶片的驱动由同一个驱动装置驱动，三只叶片的桨矩角调节是同步的。它的控制系统比较简单、成本低，但机械装置庞大，调整复杂，安全冗度小。2）独立驱动变桨矩系统。这种变桨矩系统在现代风力发电机组中采用的较为普遍。其特点是三只叶片的驱动由同三个相同的驱动装置驱动，三只叶片的桨矩角调节是相互独立的。它需要三套控制系统、成本较高，但结构紧凑、可靠、控制灵活，安全余度大。2.5 风力发电机组变桨矩驱动装置比较和选择2.5.1 液压变桨与电动变桨技术比较由于风力发电机组大多安装在环境恶劣的偏远地区，这为风力发电机组的维护和保养增加了许多困难，这就要求风力机组具有高度的可靠性，因此要求风机的各个部件要有稳定且可靠的质量。变桨系统在风力发电机组各组成部分中是非常重要的，其性能及质量的优劣直接影响整台风机的性能。液压变桨系统与电动变桨系统的特点及性能比较21见表 2.1。表2.1 液压变桨系统与电动变桨系统的比较项目液压变桨矩系统电动变桨矩系统桨矩调节响应速度慢响应速度快紧急情况下的保护储存能量小储存能量较大使用寿命蓄能器的使用寿命大约6年蓄电池的使用寿命大约3年外部配套需求占用空间小占用空间相对较大环境清洁容易漏油，造成机舱及轮毂内部油污机舱及轮毂内部清洁维护液压油、滤清器进行更换，维护困难蓄电池的更换，易维护因此，本文选择的研究对象是基于独立驱动的电动变桨系统。2.6本章小结本章首先对风力发电机组的基本组成进行介绍，然后对变桨矩风电机组的空气动力学原理以及风切变、塔影效应等风速特性进行分析，得出结论:对于某一确定的桨矩角，存在唯一的CPmax；对于任意的情况，桨矩角为00时CP相对最大。随着桨矩角的增加，风轮受力明显减小，由此得出变桨矩风力发电电机组的功率调节原理：当风速低于额定值时，桨矩角在00附近，通过变速恒频技术实现最大风能捕获；当风速高于额定值时，调节桨矩角实现机组输出功率稳定在额定值附近。此外，本章对于变桨矩控制原理和系统的类型进行介绍，对比分析液压变桨和电动变桨的工作原理，得出结论：电动变桨矩伺服可以实现对单一桨叶进行控制，执行机构结构简单、可靠，充分利用有限的空间，实现分散布置，对于迅速发展的大型风电机组来说，更容易实施独立变桨矩调节方式，具有更好的应用前景。第三章变桨距传动系统的设计3.1 变桨距载荷计算变桨距机构的载荷不是恒定不变的。执行机构的驱动力是一个非常重要的设计参数。由于风力发电机组运行时，桨叶实际受力非常复杂，对变桨距有作用的力矩，包括：1、离心力分量产生的变桨距力矩Mc；2、气动力产生的变桨距力矩Ma ；3、弹性力矩Me；4、重力产生的变桨距力矩 Mg及摩擦产生的变桨距力矩Mf 。3.1.1 离心力分量产生的变桨距力矩Mc 为了便于数值计算，将上式的积分写成求和形式选用SUT-1000KW叶片片翼型：Mc=8600Nm气动力距Ma：对变桨力矩气动力距相对于离心力矩，不作考虑。重力距Mg：假定桨叶的变桨轴线均通过各截面重心则Mg=0弹性力矩Me：假定桨叶不变形所以Me=0摩擦产生的变桨距力矩Mf：与变桨距轴承特性有关，Mf=0.1Mc在理想状态下：当风电机组关桨：Mz=Mc+Mf+Mm当风电机组开桨：Mz=Mf+Mm-Mc 由于风力机支撑桨叶的轴承是一个回转支撑内齿圈，假定传动效率为0.9。所以关桨负载力矩：Mz=1.1Mc=9460Nm开桨负载力矩：Mz=-0.9Mc=-7740Nm传动效率0.9则:以关桨负载力矩:Mz=10511Nm开桨负载力矩Mz=-8600Nm所以取驱动力矩为：MD=11000Nm变桨距角速度范围：20-330/min取300/min=5/s转速Wc=0.0873(rad/s)驱动功率P=MD*yf*Wc=1.1*103*1.35*0.0873=1296w电机额定功率：PM=1364w选择大齿轮齿数为135，小齿轮齿数为16则齿轮副传动比iG=w1/wc=135/16=8.44选用Y100L-6型电机：功率：1.5kw，同步转速：1000r/min3.2 变桨距传动系统的设计3.2.1 齿轮传动系统的设计2K-H的NGW类型是动力传动中使用得最多、效率高、传递功率最大、结构简单、工艺性好、轴向尺寸小的传动，并且已有各种标准减速器，所以本设计选择了2K-H型中的NGW型。其具体参数如下图3.1所示传动方案设计 根据选型，可以初步对减速器的传动方案结构进行设计，具体如图1.2所示。其工作过程如下：电动机的输出转速由一级的主动轴输入，接着带动一级太阳轮的转动，太阳轮接着驱动行星架上的行星齿轮转动，由于行星齿轮的齿数比太阳轮多，所以行星齿轮的转速比太阳轮慢，而且与行星齿轮相啮合的内齿圈是固定不动的，所以动力由行星齿轮接着传递到行星架上，接着由行星架输出动力到二级的太阳轮上。第二、三级的传动同理，最后由三级行星架把动力传送到输出轴上，所以三级行星减速器即利用了各级齿轮传动来达到降速的目的。图3.2 三级行星减速器结构设计3.2.2减速箱的传动比电动机转动角速度WM=1000/30=104.7(rad/s)小齿轮转动角速度W1=WCiG=0.0873*8.44=0.737(rad/s)减速箱的减速比iD=WM/W1=104.7/0.737=142.13.2.3各级传动比的分配减速箱输出转速为，由156.1.4经验法分配各级传动比：一级传动比： ( i=140400) （3.1） 二级传动比： （3.2） （3.3）则可得， （3.4） （3.5） （3.6）所以，在三级行星齿轮减速器中，一级传动比为，二级传动比为，三级传动比为。3.2.4各级转速的计算 =1000r/min （3.7） = r/min （3.8） = r/min （3.9） 3.2.5各轴输入功率的计算设1、2、3分别为联轴器、3对行星齿轮传动、2对轴承，由1表1-7查得1 =0.99，2 =0.97，3 =0.98。所以 P1=1.5kw （3.10） P2= P11 =kw （3.11） P3=P223 =kw （3.12）3.3行星减速器传动零件设计计算3.3.1齿轮材料、工艺的选定由1表1-4选定表3.1以下参数：齿轮类型材料牌号热处理方式硬度接触疲劳极限弯曲疲劳极限太阳轮20CrMnTi渗碳淬火回火56-62HRC1500MPa850MPa行星轮20CrMnTi渗碳淬火回火56-62HRC1500MPa595MPa内齿圈42CrMo调质处理262-302HBS740MPa290MPa表3.1 齿轮材料参数由1表11-2选定渐开线直齿为太阳轮和行星轮的齿形，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈最终加工为插齿，精度为7级。3.4齿轮主要参数的计算3.4.1行星齿轮的数目 3.4.2配齿计算 在行星轮中，太阳轮、为内齿轮、行星轮、行星架分别为a、b、c、x。由2K-H型齿轮传动的传动比公式 （3.13）即 （3.14）则可得 （3.15）且 （3.16）第一级选取，由以上公式得 （3.17） （3.18）此时 （3.19）由传动比误差 （3.20） 所以，最终传动比：。 表3.2各级齿轮的齿数太阳轮齿数行星齿轮齿数内齿圈齿数第一级173485第二级183078第三级2024683.5齿轮模数m和中心距a由16表5-3得 T=()=()9550 （3.21）其中为行星齿轮传动效率，取则第一级的转矩 = （3.22）同理，可以算出 第二级的转矩 = （3.23）第三级的转矩 = （3.24）由165-3公式，得太阳轮的分度圆直径为 = （3.25）式中 齿数比； 使用系数，由16表5-6取1.25； 算式系数，直齿传动为768； 综合系数，由16表5-7取2.0； 行星轮齿间载荷分配不均衡系数，由16表7-3取1.05； 试验齿轮的接触疲劳极限(MPa)； 齿宽系数，暂取； 太阳轮中单齿传递转矩。第一级太阳轮中， =1500MPa （3.26）代入公式 = （3.27） =768 （3.28） 模数m =2 （3.29） 取=5。则中心距 =51mm （3.30） （3.31）取b=20.4mm。同理可以算出二级三级的数据，各级数据如下表3.3所示：表3.3 三级行星齿轮传动各级齿轮的基本数据转矩T（Nm）分度圆直径（mm）模数m中心距a(mm)齿宽b(mm)第一级29.483425120.4第二级158.35613.481.636.6第三级 698.181045.2114.462.43.6齿轮几何尺寸计算：由14表4-5得：名称代号公式分度圆直径d d=mz 齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径其中：齿顶高系数 :太阳轮、行星齿轮=1，内齿轮=0.8齿顶隙系数:内齿轮=0.25由以上公式计算一级齿轮可得：太阳轮： （3.32） （3.33） （3.34） （3.35）行星齿轮： （3.36） （3.37） （3.38） （3.39） 内齿轮： （3.40） （3.41） （3.42） （3.43）同理可以算出二级、三级的各个尺寸。表3.5 各级齿轮的基本尺寸数据分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径一级太阳轮34mm38mm29mm31.9mm行星齿轮68mm72mm63mm63.9mm内齿轮170mm166.4mm175mm159.7mm二级太阳轮61.2mm68mm52.7mm57.5mm行星齿轮102mm 108.8mm93.5mm95.8mm内齿轮265.2mm259.1mm273.7mm249.2mm三级太阳轮104mm114.4mm91mm97.7mm行星齿轮124.8mm135.2mm111.8mm117.3mm内齿轮353.6mm344.4mm366.6mm332.3mm3.7啮合要素验算3.7.1 太阳轮-行星轮传动端面重合度=0总重合度=齿顶压力角,计算得各级齿轮的重合度 端面重合度一级a-c1.61b-c1.80二级a-c1.60b-c1.82三级a-c1.58b-c1.793.8齿轮传动效率计算由以上，则一级齿轮传动效率由15表5-1得 （3.44） （3.45） （3.46） 取=0.1，代入各个齿轮齿数得 （3.47） （3.48）同理算出二级三级的齿轮传动效率分别为97.97%和97.91%。3.9齿轮强度的验算3.9.1 太阳轮传动（1）确定计算负荷由上述计算可知，名义转矩 =29.48Nm （3.49）所以，切向力 （3.50）(2)应力循环次数 次 （3.51）(3）确定强度计算的各种系数a 、使用系数 =1.25b、动负荷系数因为 ( 3.52）而且 （3.53）可根据圆周速度 （3.54）由16图5-1查得（6级精度）=1.01.1，取=1.07C、齿向载荷分布系数 （3.55） （3.56） 齿轮相对行星架H的圆周速度及大齿轮齿面硬度对的影响系数，查14图6-7（a）得齿轮相对行星架H的圆周速度及大齿轮齿面硬度对的影响系数，查14图6-7（b）得齿宽和行星轮数对和的影响系数，查14图6-8得所以 （3.57） （3.58）d、齿间载荷系数分布、由 （3.59）查16表5-9得=1.0e、节点区域系数可查16图5-13则=2.45f、弹性系数由16表5-10查的=189.8g、载荷作用下齿顶的齿形系数根据由16表5-8和图5-11查的=3.08h、载荷作用下齿顶的应力修正系数由165-11和图5-20d查的=1.53i、重合度系数 （3.60） （3.61） j、螺旋角系数 由； 由。（4）齿数比 （3.62） （5）计算接触应力的基本值 （3.63）（6）接触应力 （3.64）（7）弯曲应力的基本值 （3.65)（8）齿根弯曲应力 （3.66)(9)确定计算许用接触应力a、寿命系数因，查16图5-19得b、润滑系数由于，由16图5-14查的c、速度系数因由16图5-15查的d、粗糙度系数因和齿面由图165-16查的e、工作硬化系数由于齿轮均为硬齿面，且齿面由图5-17取f、尺寸系数 由图165-18查的（10）许用接触应力 （3.67）（11）接触强度安全系数 （3.68）（12）确定计算许用弯曲应力时的系数 a、试验齿轮的应力修正系数b、寿命系数 因查16 图5-25得c、齿根圆角的敏感系数由，查16图5-22得 d、由16图5-23查得 齿根表面状况系数e、尺寸系数 （13）许用弯曲应力 （3.69）（14）弯曲强度安全系数 （3.70） 由于，其满足安全许用应力，均为超过许用接触以及弯曲应力，其设计要求都符合。同理算出第二级： 第三级： 均符合设计要求。3.9.2 行星轮传动（1）确定计算负荷由上述计算可知，名义转矩 =29.48Nm （3.71）所以，切向力 （3.72）(2)应力循环次数 （3.73）(3）确定强度计算中的系数a 、使用系数 =1.25b、动负荷系数因为 （3.74）而且 （3.75）可根据圆周速度 （3.76）由16图5-1查得（7级精度）=1.18C、齿向载荷分布系数 （3.77） （3.78） 齿轮相对行星架H的圆周速度及大齿轮齿面硬度对的影响系数，查14图6-7（a）得齿轮相对行星架H的圆周速度及大齿轮齿面硬度对的影响系数，查14图6-7（b）得齿宽和行星轮数对和的影响系数，查14图6-8得所以 （3.79） （3.80）d、齿间载荷系数分布、由 （3.81）查16表5-9得=1.0e、节点区域系数可查16图5-13则=2.47f、弹性系数由16表5-10查的=189.8g、载荷作用在齿顶的齿形系数根据由16表5-8和图5-11查的=2.53h、载荷作用在齿顶的应力修正系数由165-11和图5-20d查的=1.62i、重合度系数 （3.82） （3.83） j、螺旋角系数由； 由。（4）齿数比 （3.84） （5）计算接触应力的基本值 （3.85）（6）接触应力 （3.86）（7）弯曲应力的基本值 （3.87)（8）齿根弯曲应力 （3.88)(9)确定计算许用接触应力a、寿命系数因，查16图5-19得b、润滑系数由于，由16图5-14查的c、速度系数因由16图5-15查的d、粗糙度系数因和齿面由图165-16查的e、工作硬化系数由于齿轮均为硬齿面，且齿面由图5-17取f、尺寸系数 由图165-18查的（10）许用接触应力 （3.89）（11）接触强度安全系数 （3.90）（12）确定许用弯曲应力的系数 a、试验齿轮的应力修正系数b、寿命系数 因查16 图5-25得c、相对齿根圆角敏感系数由，查16图5-22得d、由16图5-23查得 齿根表面状况系数e、尺寸系数 （13）许用弯曲应力 （3.91）（14）弯曲强度安全系数 （3.92） 由于，则满足安全许用应力，都没有为超过许用接触以及弯曲应力，其设计的要求符合。同理算出第二级： 第三级： 均符合设计要求。3.9.3内齿圈传动 （1）确定计算负荷由上述计算可知，名义转矩 =29.48Nm （3.93）所以，切向力 （3.94）(2)应力循环次数 （3.95）(3）确定强度计算的系数a 、使用系数 =1.25b、动负荷系数可根据圆周速度 （3.96）由16图5-1查得（7级精度）=1.28C、齿向载荷分布系数 （3.97） （3.98） 齿轮相对行星架H的圆周速度及大齿轮齿面硬度对的影响系数，查14图6-7（a）得齿轮相对行星架H的圆周速度及大齿轮齿面硬度对的影响系数，查14图6-7（b）得齿宽和行星轮数对和的影响系数，查14图6-8得所以 （3.99 （3.100）d、齿间载荷系数分布、由 （3.101）查16表5-9得=1.0e、节点区域系数可查16图5-13则=2.32f、弹性系数由16表5-10查的=189.8g、载荷作用在齿顶的齿形系数根据由16表5-8和图5-11查的=2.25h、载荷作用在齿顶的应力修正系数由165-11和图5-20d查的=1.72i、重合度系数 （3.102） （3.103） j、螺旋角系数 由； 由。（4）齿数比 （3.104） （5）计算接触应力的基本值 （3.105）（6）接触应力 （3.106）（7）弯曲应力的基本值 （3.107)（8）齿根弯曲应力 （3.108)(9)确定计算许用接触应力a、寿命系数因，查16图5-19得b、润滑系数由于，由16图5-14查的c、速度系数因由16图5-15查的d、粗糙度系数因和齿面由图165-16查的e、工作硬化系数由于齿轮都为硬齿面，且齿面由图5-17取f、尺寸系数 由图165-18查的（10）许用接触应力 （3.109）（11）接触强度安全系数 （3.110）（12）确定许用弯曲应力的系数 a、试验齿轮的应力修正系数b、寿命系数 因查16 图5-25得c、相对齿根圆角敏感系数由，查16图5-22得 d、由16图5-23查得 齿根表面状况系数e、尺寸系数 （13）许用弯曲应力 （3.111）（14）弯曲强度安全系数 （3.112） 由于，则满足安全许用应力，都为超过许用接触和弯曲应力，其设计的要求符合。同理算出第二级： 第三级： 均符合设计要求。3.9.4输入轴和输出轴的设计3.9.4.1 输入轴的设计与校核轴的机械结构草图（直径和长度标号）1输入轴材料的选择以及热处理方法的确定查11表16-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径，热处理方法为调质。2确定轴的最小直径查11表16-2得扭转强度由此估算轴最小直径的公式： （3.113）再查11表16-3，查C=10798. 所以 （3.114）轴最小直径处要考虑到输入轴安装的联轴器，其存在着键槽，所以要将轴的直径增大57%，取6%.。所以 （3.115）取3确定各轴段直径名称依据单位确定结果，大于输入轴的最小直径，由 和选择连轴器，其型号为YL-YLD4并进行定位。取=14，=50.=14mm=50mm，考虑轴承端盖以及连轴器的定位，所以轴肩的高度 ，孔的倒角C取1mm,则 ，端盖的外端面与联轴器相距18mm.取=25mm。mm=25mm，考虑退刀槽，考虑轴承d3 d2选用轴承代号为6204，B=14mm，D=47mm，mm，为了使定位可靠，取=56mm。= 20mm=56mm，考虑退刀槽，=16mm=5mm，安装齿轮，齿轮和轴做成一体，考虑到一级行星齿轮的太阳轮齿根圆直径为29mm，则取，齿宽为20.4mm，则长度取为=24mm4.轴的强度校核由于直齿是齿轮采用的类型，所以输入轴主要承受的是扭矩，其齿轮的工作能力按扭转的强度条件来计算。由114-4得扭转强度条件为： （3.116） （3.117）由1表14-2得4052HRC 式中扭转切应力， ； 轴所受的扭矩，Nmm ； 抗扭截面模量， ； 轴的转速， ； 轴所传递的功率，Kw; 轴的许用扭转切应力， ， 由材料的许用扭转切应力 的系数来决定所以 （3.118） 因为 所以，轴的强度满足要求。5.精确校核轴的疲劳强度（1）选择危险截面由于第一段的轴上有键存在，所以应力较大且集中严重，所以第一段轴和第二段轴其中有应力集中源，应选接近于第二段轴处的截面为危险截面。（2）计算危险截面上工作应力轴主要承受扭矩，且键在轴上，所以，抗弯截面系数 （3.119）抗扭截面系数 （3.120）截面上的扭剪应力： （3.121）扭矩 : （3.122） 扭切应力： （3.123） 所以 （3）确定轴材料机械性能 查16表8-2，弯曲疲劳极限 ，剪切疲劳极限等效系数：， （4）确定综合影响系数, 轴肩圆角处的有效的应力集中系数 ， ，根据，由16表8-9得 ， 配合处的综合影响系数，由，配合 ，由16表8-11的插值计算得, 键槽处的有效应力集中系数， ，由16表8-10的插值计算得，尺寸系数 ， ，根据，由8表8-12查得， ， 。表面状况系数 ，根据 ，所以表面的加工方法查16图8-2得 轴肩处综合影响系数 ， 为： （3.124） （3.125）键槽处综合影响系数 ， 为： （3.126） （3.127）由于同一截面上的应力集中源有两个，则计算安全系数要取较大的综合影响系数，所以，选择配合处系数， 。（5）计算安全系数 由16表8-13取许用安全系数 （3.128） （3.129） （3.130）因为，所以疲劳强度满足要求。 6.轴的弯矩图和扭矩图（1）求轴承反力圆周力 （3.131） （3.132）支点反力 （3.133） 水平面 （3.134） （ 3.135） 垂直面 （3.136） （3.137）(2)第一个轴承处的弯矩 水平面 （3.155） （3.138） 垂直面 支点反力为 （3.139） （3.140） （3.141） （3.142） （3.143） （3.144） （3.145） 合成弯矩 （3.146） （3.147） （3.148） 扭矩 （3.149）由于行星减速器是单向运转的，所以看成转矩是脉动循环的变化，所以修正系数为。当量弯矩 （3.150） （3.151） （3.152） 弯矩图，扭矩图如图3.2：3.9.4.2输出轴的设计与校核输出轴的机械结构草图（直径和长度标号）1输出轴的材料的选择及热处理方法的确定由于是中、小功率选用，对材料无特殊要求，查11表16-1轴的材料选为45号钢；热处理方法为调质。2确定轴的最小直径查11表16-2得扭转强度估算输出轴最小直径的公式为： （3.153）再查11表16-3，查C=107118. 所以 （3.154）轴最小直径处要考虑到输入轴安装的联轴器，其存在着键槽，所以要将轴的直径增大57%，取6%所以 （3.155） 取3确定各轴段直径名称依据单位确定结果，大于输出轴最小直径，由 和选择连轴器，由其型号为YL11-YLD11进行定位。取=50，=120.=50mm=120mm，考虑轴承端盖以及连轴器定位，所以轴肩高度 ，孔倒角C取1mm,则 ，端盖外端面与联轴器相距20mm.取=30mm。mm=30mm，该段轴一边行星架相连，该端面还有一凸起与弹性垫片连接，可以限制其太阳轮向轴向的移动。所以，轴可以定位和以传递运动的合力，所以该段要大于轴的最小直径，而且长度应该小于行星轮上的厚度。取=50，=80.4.轴的强度校核由于直齿是齿轮采用的类型，所以输出轴主要承受的是扭矩，其齿轮的工作能力按扭转的强度条件来计算。扭转强度条件为： （3.156） （3.157）选择材料为：45号钢3040HRC式中，扭转切应力， ； 轴所受的扭矩，Nmm ； 抗扭截面模量， ； 轴的转速， ； 轴所传递的功率，KW; 轴的许用扭转切应力， ， 由材料许用扭转切应力 的系数决定所以 轴的强度满足要求。5.精确校核轴的疲劳强度（1）选择危险截面由于第三段的轴上有键存在，所以应力较大且集中严重，所以第二段轴和第三段轴其中有应力集中源，应选接近于第二段轴处的截面为危险截面。（2）计算危险截面上工作应力由于轴主要承受的是扭矩，而且双键在轴上，所以抗弯截面系数 （3.158）抗扭截面系数 （3.159）截面上的扭剪应力： （3.160）扭矩 : （3.161） 扭切应力： （3.162） （3）确定轴材料机械性能 查16表8-2，弯曲疲劳极限 ，剪切疲劳极限等效系数：， （4）计算安全系数 由16表8-13取许用安全系数 （3.163） （3.164） （3.165）因为，所以疲劳强度满足要求。 （5）轴的弯矩图和扭矩图 圆周力 （3.166） （3.167）支点反力 （3.168） 水平面 （3.169） （3.170） 垂直面 （3.171） （3.172）在水平面上： （3.173） （3.174）在垂直面上： （3.175） （3.176） （3.177） 画弯矩图水平面上： （3.178） （3.179）垂直面上： （3.180） （3.181） （3.182） 弯矩图，扭矩图如图3.4：3.9.5轴承的寿命计算由输入轴选择的深沟球轴承型号为6204。根据1表6-1得。由，所以其当量动载荷，径向系数为1，则，轴承寿命由公式： （3.183）式中，n转速； P 当量动载荷； 寿命指数，球轴承 ； 温度系数，取1； 所以 （3.184）由于齿轮的工作时间为24h所以，轴承寿命则为1.2年，需要满足要求则可以1.2年一大修。3.9.6 轴上键的设计及校核3.9.6.1输入轴上键的设计及校核（1）键的选择选用普通圆头平键A 型,轴径50mm,查1表4-1得键 GB/T 10962003（2）键的校核键长度小于轮毂长度，前面选择的联轴器毂孔长40mm,根据键的长度系列选键长28。查1表10-10得 所以，所选用的平键强度足够。3.9.6.2输出轴上键的设计及校核（1）键的选择选用普通圆头平键A型,轴径80mm,查1表4-1得键GB/T 10962003（2）键的校核键长度小于轮毂长度，前面选择的联轴器毂孔长167mm,根据键的长度系列选键长160。查1表10-10得 所以，所选用的平键强度足够。3.10行星齿轮减速器的润滑在机械中，润滑是必不可少的，因为机械工作寿命的提高以及传动效率与它息息相关。所以，润滑油以及润滑方式的正确的选择也显得十分重要。而对于行星齿轮减速器的特点有以下几点：1、行星减速器为NGW型，其工作的温度会随着工作状态变化而变化；2、行星减速器的体积小，并且散热面积小；由1表7-1润滑油选用GB5903-1995中的L-CKC220或L-CKC320。选择油浴润滑为轴承的润滑方式。其特点是轴承的一部分浸入油槽中，油面在最下面的转动体的一半地方，可适当延长轴承的工作寿命。3.11减速器箱体设计名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚选=8=8mm箱盖壁厚取=8=8mm箱座凸缘厚度b=12mm箱盖凸缘厚度=12mm箱座底凸缘厚度=20mm地脚螺栓直径查1表11-1取=24=20mm地脚螺钉数目a=309250,所以n=6n=6轴承旁联接螺栓直径取=18=16mm箱盖和箱座的联接螺栓直径取=10mm=10mm联接螺栓的间距150200取=180=180mm轴承端盖螺钉直径取=10=10mm定位销直径取d=8d=8mm、至外箱壁距离=16mm所以=20=20mm、到凸缘边缘的距离查2表11-1，和表11-2=16mm所以=20=20mm轴承旁凸台半径=22=22mm凸台高度取h=60h=60mm轴承座宽度=68mm铸造过渡尺寸查手册 表1-38X=3，y=5大齿轮顶圆和内箱壁的距离=18mm齿轮端面和内箱壁的距离1015取=15=15mm箱盖以及箱座肋厚、取=11取m=12=11mm=12mm轴承端盖外径取=130=130mm轴承旁联接螺栓距离3.12附属零件设计附属零件零件设计窥视孔和窥视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况，润滑油也由此注入机体内。窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封。通气塞和通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。油标、油尺油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察减速器油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。油塞、封油垫放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。起吊装置为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，用以起吊或搬运较重的物体。并在机座上铸出吊钩。轴承端盖、调整垫片通过轴承端盖、调整垫片可以调整滚动轴承的轴向游动，有利于轴承的正常工作。调整垫片用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。第四章变桨系统设备选型与电气控制原理图设计4.1变桨系统设备选型4.11伺服电机的选型1 功能 1）液晶：开机，背光亮，显示风速值2）工作指示灯：正常运行时，绿灯闪烁。3）欠风速指示灯：当风速WWmin时,黄灯亮，同时报警； 4）过风速指示灯：当风速WWmax时,红灯亮，同时报警； 5）功能键：按此键，进入参数设置画面；此时光标在第一位数字上闪烁。6）数字键：在参数设置画面状态，按此键则光标闪烁位的数字增加1；连续按此键，可以设置所需要的数值。7）移位键：在参数设置画面状态，按此键，则光标在不同位数字之间切换；结合数字键，可以设置所需要的欠风速（）、过风速（）及回差值。图4.1 风速仪平面图2 参数设置： a.按功能键进入欠风速、过风速设置画面 b.当设置好上面数值后，再按一下功能键；进入欠风速、过风速回差设置画面，c.设置好所有数值以后，按再按一下功能键：液晶显示主画面；到参数设置完毕。3技术指标测量范围：风速：060M/S风向：03600精 度:0.3M/S30工作电源：AC220V20%50HZ，直流12V、5V可选。记录间隔：1分钟60分钟连续可调通讯接口：RS-232工作环境温度：-4050输出信号：4-20mA4接线端子：表4.1 风速仪接线表输入+5V5V接地输出+5V风速过风速欠风速123456当风速在一段时间内平均值大于25m/s 时，风力发电机组可能出现超速和过载，为了机组的安全停机风速传感器给PLC一个脉冲信号这时风力发电机组必须进行大风脱网停机。风力发电机组先投入气动刹车，同时偏航900，等功率下降后脱网，20s后或者低速轴转速小于一定值时，抱机械闸，风力发电机组完全停止。当风速回到工作风速区后，风力发电机组开始恢复自动对风，待转速上升后，风力发电机组又重新开始自动并网运行，从而保证变桨系统的安全控制。5特点FS10风传感器由风速传感器和风向传感器组成。风杯采用碳纤维材料，强度高，起动好。风向重锤采用附翼板，提高了动态特性。FS10风传感器互换性好、量程大、线性好、抗雷击能力强、工作可靠。二、功率传感器1、简介WZ625型电参数测量模块，该模块是三相电参数数据的综合采集设备，负责接收测控主机指令，完成相关电参数的采集和传送。它可以精确可靠地检测电力设备的三相电流、三相电压、三相有功功率、总有功功率、三相无功功率、总无功功率、视在功率、三相功率因数、总有功电能和总无功电能等电参数。WZ625型电参数测量模块技术含量高、计量误差小/性能稳定。功能：把测量数据与模块设置的极限值进行对比，超出模块设置的极限值，自动报警。极限值可根据实际情况和需要设置。对于三相平衡电路的欠压、过流、缺相等现象可以进行监测并自动报警。如需重新计量电能，可现场将累积电能数据全部清零，再从零开始重新计量电能。2、工作原理电参数测量模块由信号取样电路、逻辑电路及其它元器件测量单元结构共同组成。引进电压信号和电流信号测量线路三相电参数数据。软件主要的功能是完成测量数据的处理；同时，利用外部通信接口传输采集的数据，响应外部设备的各种查询，校准数据设置操作。4.2变桨矩控制系统在变桨矩变速风力机组的控制技术中两项关键的控制技术起到了至关重要的作用：他们分别是最大风能捕获控制技术和恒功率控制技术。最大风能捕获控制技术是在风速低于额定风速时，调节发电机转子转速以追踪最佳叶尖速比，尽可能最大限度地捕获风能，同时通过控制励磁电流频率稳定发电机输出电能的频率。而恒功率控制技术是当风速高于额定风速时，由于风力发电机组自身机械电气强度的限制，以及电网对供电品质的要求，控制发电机输出功率稳定在额定功率左右，这就是恒功率控制。变速风力发电机组的一个重要运行特性就是运行工况随风速变化的切换特性，所以根据风速情况和风力机功率特性，可以将整个运行过程划分为四个典型工况。不同的工况控制目标不同，对变桨矩和励磁调节也各有侧重。第一个工况是启动并网阶段。此时风速应满足的条件是达到切入风速并保持一定的时间，风电机组解除刹车装置，由待机状态进入启动状态。第二个工况是最大风能捕获控制阶段。由于此工况下风速没有达到额定风速，发电机送入电网的功率必然小于额定值，所以这个工况下的控制目标是最大限度的利用风能，提高机组的发电量。因此，变桨矩控制系统此时只需将桨矩角设定在最佳风能吸收效率角度不变即可（即零度）。第三个工况为恒功率控制阶段。当风速超过额定，发电机的功率不断增大，此时变桨矩系统开始动作，增大转矩角，恒功率控制则以维持发电机输出功率的恒定。所以，恒功率控制阶段主要由变桨矩控制系统完成。第四个工况为超风速切出阶段。如果机组处于风速高于额定风速的恒功率阶段，风速不断增大到机组所能承受的最大风速，即切出风速，控制系统的控制目标就变成保护机组而使机组安全停机。变桨矩控制系统任务是使桨叶顺桨，以使风轮尽快减速，刹车系统也同时用于此目标，这样就完成了一个
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