【文章內容簡介】 度角編碼器控制變頻電機到開環(huán)跟蹤位置光照強？閉環(huán)跟蹤傳感器定日鏡角度計算控制變頻電機到閉環(huán)跟蹤位置是否間隔10分？停機時間到？17：00預設YN圖26 定日鏡跟蹤開閉環(huán)控制系統框圖本章首先根據不同的太陽能發(fā)電原理對太陽能發(fā)電方式進行分類，確定本論文太陽能發(fā)電設備直驅式液壓系統設計針對何種發(fā)電方式進行設計，其次通過對太陽能運動軌跡及定日鏡運動分析，確定所需要的液壓執(zhí)行元件需要完成的功能，最后通過對太陽能跟蹤系統進行理論研究，確定定日鏡選用何種跟蹤方式，在跟蹤過程中，液壓驅動系統中的執(zhí)行元件是如何運動的。本章通過對太陽能發(fā)電相關理論知識研究，確定了液壓系統設計的主要功能要求，為后續(xù)工作的展開提供了基礎。3液壓系統工況分析設計能夠滿足塔式太陽能發(fā)電定日鏡運動所需的液壓系統，采用直接驅動方案，齒輪或柱塞泵壓力小于25MPa，假定工作地點，北京（北緯40186。），單天工作時間9小時（8:00~17:00），高度角方向角度變化90186。，方位方向角度變化100186。，要求具有抵抗風壓載荷的能力，當風速小于16m/s，定日鏡正常工作，當風速大于16m/s，啟動自我保護功能，定日鏡反射鏡快速升起與地面平行，減小大風對定日鏡的傷害，調整時間小于10min，同時要求具有抵抗冰雹等惡劣天氣能力，定日鏡反射鏡快速下降與地面垂直，要求調整時間小于10min，當驅動系統停機時，定日鏡要求具有自鎖功能。系統采用水平軸跟蹤方式，支撐機構采用單立柱旋轉臺式，定日鏡反射鏡面積100mm2，質量7噸，定日鏡總質量10噸，定日鏡高度反向與方位方向角度變化均采用液壓擺動馬達直接驅動，擺動馬達軸與旋轉軸采用脹緊套連接。定日鏡在正常工作時，俯仰軸方向受到啟動加速和減速的慣性載荷，旋轉時的摩擦載荷，由于定日鏡反射鏡偏心所造成的偏心重力載荷，當大風時受到風壓載荷，現針對各載荷進行計算。1）慣性載荷根現對夏至時定日鏡俯仰軸方向角度變化最大時進行分析，跟據控制要求，定日鏡每10分鐘調整一次，每次調整時間3秒鐘，定日鏡正常工作速度為，轉動慣量為J，慣性扭矩為，啟動加速時間s，則 (31) (32) (34)當遭遇大風等惡劣天氣時，定日鏡要求快速升至水平或垂直位置，取緊急工作速度，則快速調整時間 (35)符合快速調整要求。2）摩擦載荷工作時旋轉受到摩擦扭矩，初設旋轉軸頸220mm，選用圓錐滾子軸承32044，則 (36)3）偏心重力載荷根據俯仰軸馬達設計，定日鏡反射鏡偏心距離，則 (37)4）風壓載荷當定日鏡反射鏡受到風力作用時，不同的風向角和豎直角的情況下，定日鏡反射鏡平板不同位置所受的分壓系數不同，風壓系數分布極其復雜，現參考湖南大學定日鏡風洞實驗的相關數據（見圖31），確定定日鏡所受最大風力載荷。圖31 湖南大學定日鏡風洞實驗模型[16]相關計算公式如下 (38)式中：——風壓系數；——設計用速度壓 ()；——受風面積 (mm2)； (39)式中：——基準速度壓 ()；——高度補償系數，；——用途系數，=；——環(huán)境系數，=； (310)式中：——空氣密度風速，；——風速，=16 m/s。 將圖32所示定日鏡風壓分布豎直方向分成六部分，計算風壓對旋轉軸產生的扭矩。圖32 定日鏡反射鏡最大風壓系數變化[16] 5）載荷綜合無風時定日鏡各工作階段所受載荷 啟動加速階段： 正常工作階段：受風最大情況時各工作階段所受載荷 啟動加速階段： 正常工作階段：定日鏡在正常工作時，方位軸方向受到啟動加速和減速的慣性載荷，旋轉時的摩擦載荷，當大風時大風引起的風壓載荷，現針對各載荷進行計算。1）慣性載荷現對夏至時定日鏡方位軸方向角度變化最大時進行分析，根據控制要求，定日鏡每10分鐘調整一次，每次調整時間3秒鐘，定日鏡正常工作速度為，轉動慣量為J，慣性扭矩為，啟動加速時間，則 當傍晚時，定日鏡停止工作，方位軸方向快速返回初始位置，取返回速度，則快速返回時間符合快速返回要求。2）摩擦載荷工作時旋轉受到摩擦扭矩，初設旋轉軸頸220 mm，選用滑動軸承，則3）風壓載荷定日鏡方位軸方向所受風壓載荷與俯仰軸方向相似，現取俯仰軸方向數據進行計算4）載荷綜合無風時定日鏡各工作階段所受載荷 啟動加速階段： 正常工作階段：受風最大情況時各工作階段所受載荷 啟動加速階段： 正常工作階段： 本章小結本章首先根據第2章太陽能發(fā)電相關理論知識研究，確定所設計液壓系統的技術要求，包括功能要求和結構要求，其次通過對液壓系統的工況（包括俯仰軸和方位軸兩個方向）進行分析，確定液壓執(zhí)行元件在工作過程中受何種載荷，載荷大小為多少，為下一章液壓執(zhí)行元件（轉葉馬達）的設計提供基礎。4 轉葉馬達設計 轉葉馬達技術要求設計能夠同時滿足定日鏡俯仰軸和方位軸工作要求的液壓擺動馬達，輸出扭矩46000 ，擺動角度120176。，工作壓力20 MPa。 (41) (42) (43)式中：——弧度排量 (m3/rad)；——每轉排量 (m3/rev)；——葉片高度 (m)，= m；—— 葉片數，=2；——馬達效率，=。轉子軸與俯仰旋轉軸直接連接，旋轉軸直徑220 mm，馬達轉子軸材料選用， MPa，取安全因數，則許用應力 MPa (44)根據第三強度理論（最大切應力理論） (45)式中：——許用切應力 (MPa)。 (46)(47)考慮到軸段連接時局部變形不宜過大，取，則轉子軸連接軸承處軸頸140 mm，動葉片連接處軸頸155 mm取，則輸出扭矩每轉排量轉葉馬達結構如下圖41 雙葉片轉葉馬達主視剖視圖圖42 雙葉片轉葉馬達右視剖視圖 轉葉馬達其他具體結構尺寸參見液壓轉葉馬達繪圖。、流量、排量計算根據所設計的轉葉馬達技術參數，計算俯仰軸和方位軸兩個方向轉葉馬達在工作時的壓力、流量、和排量。、流量、功率計算取出口壓力 MPa，則MPa (48) (49) (410)、流量、功率計算取出口壓力，則MPa、流量、功率計算取出口壓力 MPa，則 MPa 、流量、功率計算取出口壓力 MPa，則MPa W對于片狀結構的葉片，其危險截面在根部。最大正應力為 (MPa) (411)式中：——葉片根部所受彎矩 ()；由下式求得 (412)——葉片根部抗彎截面系數，對矩形截面 (413)式中：——缸體內徑 (m)；——葉片安裝