垂直軸風力發電機主軸（zhóu）結構優化設計-功能部件網-數控機（jī）床市場網

您現在的位置：功能部（bù）件網> 技術前沿（yán）>垂直軸風力發電機主（zhǔ）軸結構優化設計

垂直軸風（fēng）力發電機（jī）主軸結構優（yōu）化設計

2020-3-16 來源：南通大學機（jī）械工程學院江蘇省風能應用作（zuò）者（zhě）：何大偉吳國慶陸彬張旭東

摘要：在全麵分析垂直軸風力發電機主軸結構和受力的基礎上（shàng），運用 ANSYS Workbench 建（jiàn）立垂直軸風力發電（diàn）機主軸的參數化有限元模型（xíng）。以主（zhǔ）軸的強度和剛度為約束條（tiáo）件，以主軸質量最小為（wéi）目標。對主軸的內徑、支承跨距、輪輻與支承的距離和輪輻跨距（jù）進行了優化計算。並對優化前後結果進行了對比分析。計算結果表明（míng）：垂直軸風機主軸結構優化後，在保證各項（xiàng）力學性能的前提下（xià），主軸質（zhì）量得到較大幅度（dù）的減小。從而降低了主軸的生產成（chéng）本，提高了垂直軸（zhóu）風力發（fā）電機的市場競爭力。

關鍵詞（cí）：垂直軸風力發電機；主軸；優化設計；ANSYS Workbench

1、引言

風能作為一種蘊含量巨大的可再生能源；是替代化（huà）石燃料最主要（yào）的能源之一。風力發電技（jì）術（shù）越來越受（shòu）到各個國家的大力發展，風能是解決我國（guó）能源短缺和環境汙染問題最現實的能源。風力機按（àn）其主軸與地麵的相對位（wèi）置（zhì），分為水平（píng）軸風力機和垂直軸風力機兩大類，垂直軸風力機的設計與（yǔ）研究相對比較滯後（hòu）。垂直軸風力發電機具有結構簡單、能捕獲（huò）任意方向風能等眾多優點，是近年來在內陸和近城區大力（lì）研發的一種風力發電機。以該（gāi）課（kè）題組自主設計的垂直軸風力發電機主（zhǔ）軸為研究（jiū）對象。詳細分析了主軸的結構和受力情況，尤其是風機所受的風載荷，使用 ANSYS 的Workbench 模塊建立垂直軸風力發（fā）電（diàn）機主軸的有限元模型[4]。運用目標驅（qū）動優（yōu）化（huà）設計模塊以主軸（zhóu）的強（qiáng）度（dù）和剛度為約束（shù）條件，以主軸的體積為目標函數，對主軸（zhóu）的內徑、支承跨距（jù）、輪輻與支承（chéng）的距離（lí）和輪輻跨距進行了（le）優化設計，並對優化結果進行了分析。

2 、風機主（zhǔ）軸（zhóu）結構及優（yōu）化設計原理

2.1 垂直軸風機主軸結構

風力發電機組結構較為複雜，加工製造成本較高，為了提高風力發電的市場競爭（zhēng）力，必須降低加工製造成（chéng）本。機（jī）組零部件的設計直接決定風力發電機組的加工製造成本。主軸是垂直軸風機（jī）組中主要的支承部件，其主要尺寸將對風力機的性能和整個風（fēng）機（jī）的加工製造成本（běn）產生很重要的影響。主軸的設計要與風機的功率（lǜ）相匹配，主軸的高度將決定風機捕獲風能的麵積。所以垂直軸風力發電機主軸是風（fēng）力發電機中非常關鍵的零部件。

在垂直軸風（fēng）力發電機（jī）組中，主軸是安裝輪輻和葉片的（de）部件。把（bǎ）葉片等部件（jiàn）放置於一定的高度處（chù）運行，以捕獲足夠的風能，使（shǐ）發機按照一（yī）定的速度旋轉[5]。主軸工（gōng）作環境惡劣，在遭受台風或暴風襲擊時，主軸需要有足夠的強度和剛度，以防止風機組發生破壞。因此，垂直軸風機主軸既要滿足剛度、強度等力學性（xìng）能要求，又要盡量減輕重量（liàng），降低生產製造成本。該設計（jì）的 H 型垂直軸風力發電機主軸采用兩支承（chéng）結構的空心（xīn）階梯軸，材料采用 45# 鋼。在主軸下端通過聯軸器與發電機連接，在主軸的上半部分安裝輪輻部件，下（xià）半部（bù）分安裝支承的軸承。風機主軸結構裝配（pèi）關係，如圖 1 所示。風機主軸最大外徑為 68mm，最小外徑為 54mm，孔徑（jìng）為 40mm，高（gāo）度為 1008mm，質（zhì）量為 42.623kg。相對於該風機的功（gōng）率，主軸（zhóu）的質量較大；其加工製造成本較高。該垂（chuí）直軸風力發電機主軸存在優化的空間。

1.上輪輻連接件 2.主（zhǔ）軸 3.下輪輻連接件 4.上（shàng）軸承端蓋 5.軸（zhóu）承

6.軸承套筒 7.下軸承（chéng）端蓋 8.風機支架 9.聯（lián）軸器 10.發電機

圖 1 風機（jī）主（zhǔ）軸裝配圖

2.2 垂（chuí）直軸風機主軸優化設計原理

機械結構和機械零部件的優化（huà）設計（jì）是（shì）為了使設計出的結（jié）構具有重量輕（qīng）、效益（yì）高（gāo）、成本低、可靠性好、易（yì）於加工等特點[6]。垂直軸（zhóu）風力發電機主軸的優化大多以質量最輕為目標，在滿足設定的條件下，對主軸的支承跨度、軸徑、輪輻跨度等設計變量（liàng）進行（háng）優化設計。傳統的材料力學分析方法已無法解決複雜載荷的風機主（zhǔ）軸的優化設計問（wèn）題。有限元法的思想是離散化地求（qiú）解連續變化的區域（yù）問（wèn）題，把（bǎ）物體劃分為（wéi）節點上相連接的單元，用施加於節點上的等效（xiào）力代替實際的外力[7]，利用插值函數求出精確的近似值，能夠較為（wéi）準確地計算出零部件的各（gè）項力學性能。最優設計是一個可以（yǐ）滿足全部的（de）約束條件，而且所需（xū）的（de）目標變量（如（rú）重量、麵積、體積、應力等）最小的方案。有（yǒu）限元法優化設計結果準確、可靠（kào），機械結構優化設計普遍采用此（cǐ）方法。ANSYS 軟件是功能非常強大的計算機（jī）輔助分析軟件，廣泛應用於機械、電子、建築、交通等工程領域（yù）的設計與研究。

3 、主軸靜（jìng）力（lì）分（fèn）析

H 型（xíng）垂直軸風力機複雜多變的工作環（huán）境和自身的結構特點，使風機主軸受力比較（jiào）複雜。風力發電機主軸受到輪輻部件及（jí）葉片的重力、風載荷、葉片的風載荷。風機主軸自身所（suǒ）受風載荷較小，所以研究忽略主軸自身風載荷。以三葉片達裏厄 H 型垂直軸風力發電機為研（yán）究對象（xiàng），以風機主軸（zhóu）受力最（zuì）大的時刻為加載條件。風輪截麵簡化模型，如圖（tú） 2 所（suǒ）示（shì）。風機直徑為 1.8m，葉（yè）片長為2m，寬為 0.28m。輪輻部件及 3 個葉片總質量為 56kg，因此（cǐ）主軸安裝上（shàng）下輪輻軸（zhóu）肩處分別受到垂直向下的力為 274.4N。

圖 2 風輪受風截麵圖

在風（fēng）場中，每個葉（yè）片的迎風麵積隨著風機的轉動而發生變化。所（suǒ）以主軸受到的力矩隨著葉片轉動而變化。在初始位置，風（fēng）輪的迎風麵積為：

運用 MATLAB 軟件可以求出葉片迎風麵積隨風輪轉過 θ 角度（dù）的變（biàn）化曲線，如圖 2 所示。

圖（tú） 3 葉片迎風麵（miàn）積隨風輪轉過θ 角（jiǎo）度（dù）的變化（huà）曲線圖（tú）

根（gēn）據文獻[8]的規定，作用在葉片上的風壓計算公式為：

所以計算出風壓 ωk為 2.159kN/m2。葉片受到的最大風載荷為 2418N。所以垂直軸（zhóu）風力發電機主（zhǔ）軸上、下輪輻連接處受徑向力為 1209N。

4 、主軸的優化（huà）設計

4.1 風機主軸參數化模型的建立

該研究的 H 型（xíng）垂直（zhí）軸風力發（fā）電機主軸，采用二支承結構的空心階梯軸，下端軸承（chéng）為 7012 角接觸球軸承，用於承受徑向力（lì）和較小的軸向力；上端軸承（chéng）為 7012 角接觸球軸承，用於承受徑向力。主軸上裝有上、下輪輻，用於支撐葉片。在風機旋轉過程中，主軸上、下輪（lún）輻連接處受到（dào）葉片風載（zǎi）荷的徑向力和輪（lún）輻（fú）等部件的重力。根據對風機主軸結（jié）構及受力的分析，為了提高有限元分析效率，又（yòu）不顯著影（yǐng）響主軸的力學性能（néng）分析。忽略螺栓孔、倒角特征，把主軸（zhóu）簡（jiǎn）化為（wéi）空（kōng）心階梯軸實體結構，在 Geometry 中畫出主（zhǔ）軸模型，如圖 4 所示。

圖 4 風機（jī）主軸三維模型

為了（le）提（tí）高計算結果的（de）精度，最真實的模擬風機主軸的工（gōng）作環境；認（rèn）為軸承是一（yī）個剛度很大的彈簧[9]。根據文獻[10]提供（gòng）的軸承剛度計算公式：

由此計算得到軸承的剛度為 3.71×105N/mm。在設（shè）計垂直軸風（fēng）力電機主軸時，強度和（hé）伸出端的撓度（dù）是（shì）主軸最（zuì）重要的性能（néng）。對垂直軸風力發電機（jī）主軸的優化設計，以選取主軸的質量最小為目標（biāo）變量。風機主軸結構的主要尺寸有孔徑 d、各軸（zhóu）段外徑（jìng） D、上下支承跨距 L1、下輪輻作用點到上支承作用點的距離 L2、上下輪輻跨距 L3。垂直軸風力發電機主軸外徑 D 由輪（lún）輻、軸承及（jí）聯軸器所決定，所以外（wài）徑 D 不作（zuò）為設計變量。因此將風機主軸的內徑 d、上下支承跨距 L1、下輪（lún）輻到上支承的距離（lí） L2、上下輪（lún）輻跨距 L3四個參數作為設計變量，建立垂直軸風力發（fā）電機主軸參數化模型，主軸簡化（huà）二維模型，如圖 3 所示（shì）。

圖 5 主軸二維模型

4.2 靜力學（xué）分析（xī）

優化（huà）設（shè）計是（shì） ANSYS 的（de）高級（jí）分析技術，在進行優化設計之（zhī）前，需要進行主軸結構靜力（lì）學分析。所討論的（de）垂直軸風機主軸材料采用（yòng） 45# 鋼，彈性模量為 E=2.1E8，泊鬆比為 0.31，屈服應（yīng）力為355MPa，密（mì）度為 7850kg/m3；用 Work-bench 智能（néng）網格劃（huá）分方法，網格大（dà）小設置為 5mm，生成（chéng）節（jiē）點（diǎn）總數為 211300，單元（yuán）總數為122555 的有限（xiàn）元（yuán）模（mó）型。主軸裝配上下輪輻相應的軸段處分（fèn）別施加徑向風（fēng）載荷為 1209N、軸肩處施加（jiā）軸向重力載（zǎi）荷為（wéi） 274.4N；對軸承施加剛度（dù）為 3.71×105N/mm 的彈性約束。進行靜力（lì）學分析。

4.3 優化計（jì）算

風（fēng）機（jī）工（gōng）作時，主軸的擾度決定輪輻和葉片旋轉時的（de）偏（piān）心距，所以在滿足垂直軸風力（lì）發電機主軸強度的條件下，主軸上（shàng）端的最大橫（héng）向位移必須小（xiǎo）於設計的擾度。該垂直軸風力發電機主軸設計的最大位移<0.2mm、最大等效應力<15 MPa。對主軸靜力學分析結果進行後處理，讀取主軸的質量、最大（dà）位移，最大等效應力；打開目標驅動設計模塊。設置（zhì）風機主（zhǔ）軸（zhóu）設計變量（liàng）的上、下取值極限（如表 1），選擇優化方（fāng）法為（wéi） Screening，初始樣（yàng）本數為 500 個。以質量（liàng）最小為目標函數，設置約束條件為最大位移<0.2mm、最大等效應力<15 MPa。進（jìn）行優化（huà）計算，得（dé）到最優（yōu）設計樣本（běn）。設計變量對（duì）質量、最大位移、最大應力靈敏度直方圖，如圖 6 所示。由圖 6 可以看出內徑 d 對主軸位移、應力（lì）、質量有十分顯著的（de）影響；輪輻跨徑L3對主軸位移（yí）、應力（lì）有顯著的影響（xiǎng）。支撐跨徑 L1和下輪輻到上支承的距離 L2對主軸位移、應力、質量的影響較小。

表（biǎo） 1 設計變（biàn）量初始（shǐ）數據

圖 6 靈敏度直方圖

4.4 優化前後主軸性能對比

優化前（qián）後設計參數及（jí）力學性（xìng）能對比，如表 2 所示。優化（huà）後（hòu）主軸上端的橫（héng）向位（wèi）移為（wéi）0.19373mm，主軸的最大應力為 14.715MPa，滿足垂直軸風力發電機主軸最大位移<0.2mm，最（zuì）大等（děng）效應力<15MPa 的設（shè）計要求，優化前主軸的質量（liàng）為（wéi） 42.634kg，優化（huà）後質量為31.407kg，主軸質量（liàng）減小了（le） 26.33%，優（yōu）化後有效的減輕了（le）主軸的重量，降低了主軸的生產製造成本。優化前後等效（xiào）應力對比，如圖7 所（suǒ）示。優化前後最大位移對比，如圖 8 所示。

圖 7 主（zhǔ）軸優化前後等效應力對比圖

圖 8 主軸優化前後位移對比（bǐ）圖

表 2 優化前後對比

5 、結論

在全麵分析垂直軸風力發電機主（zhǔ）軸結構和受力的基礎上，應用 ANSYS Workbench 建立垂直軸風力發電機主軸的參（cān）數化有限元模型，用目標驅動設計模塊以主軸的質量最小（xiǎo）為優化目標進行優化（huà）計算，優（yōu）化後主軸的內徑為 44.64mm、支承跨距為 162.39mm、輪輻與支承的（de）距離為 100.81mm、輪輻（fú）跨距為 560.4mm。在保證（zhèng）垂直軸風機（jī）強度、剛度的前提下，使（shǐ）主軸質量減小了（le） 26.33%。從而使（shǐ）垂直軸風機主軸製造成本得到有效的降低。

投稿箱：
如果您有機床行業（yè）、企業相關新聞稿件發表（biǎo），或進行（háng）資訊合作，歡迎聯係（xì）本網編（biān）輯部（bù），郵箱：skjcsc@vip.sina.com

更（gèng）多相關信（xìn）息

名企推薦

業界視點

| 更多

行業數據

| 更（gèng）多

博文選（xuǎn）萃（cuì）

| 更多

數（shù）控機床