1、<p><b>　　摘 要 </b></p><p>　　風電產業(yè)的飛速發(fā)展促成了風電裝備制造業(yè)的繁榮，風電齒輪箱作為風電機組的核心部件，倍受國內外風電相關行業(yè)和研究機構的關注。但由于國內風電齒輪箱的研究起步較晚，技術薄弱，特別是兆瓦級風電齒輪箱，主要依靠引進國外技術。因此，急需對兆瓦級風電齒輪箱進行自主開發(fā)研究，真正掌握風電齒輪箱設計制造技術，以實現風機國產化目標。&l

2、t;/p><p>　　本文設計的是兆瓦級風力發(fā)電機組的齒輪箱，通過方案的選取，齒輪參數計算等對其配套的齒輪箱進行自主設計。</p><p>　　1）根據風電齒輪箱承受載荷的復雜性，對其載荷情況進行了分析研究,確定齒輪箱的機械結構。選取兩級行星派生型傳動方案，在此基礎上進行傳動比分配與各級傳動參數如模數，齒數，螺旋角等的確定；通過計算，確定各級傳動的齒輪參數；選擇適當的齒輪。</p>

3、<p>　　2）對行星齒輪傳動進行受力分析，得出各級齒輪載荷結果。依據標準進行靜強度校核，結果符合安全要求。</p><p>　　3）繪制CAD裝配圖，并確定恰當合理參數。</p><p>　　關鍵詞：風電齒輪箱；風力發(fā)電；結構設計。</p><p><b>　　ABSTRACT </b></p><p>

4、　　The rapid development of wind power industry lead to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry．As the core component of wind turbine，the gearbox is received much concern from related industries and

5、research institution both at home and abroad．However, due to the domestic research of gearbox for wind turbine starts late，technology is weak，especially in the gearbox for MW wind turbine，which mainly relied on the intro

6、duction of foreign technology．Therefore，it is urgent need to c</p><p>　　1）The load Cases of gearbox for wind turbines ale analyzed，and the interrelation of loading cycle numbers under different torque levels

7、 is deduced according to the curve of materials’fatigue．the mechanical structure of gearbox is determined．The two-stage derivation planetary transmission scheme is selected．The gear parameters of every stage transmission

8、 is calculated．，and the force analysis results is obtained．</p><p>　　2）the static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard．The result shows that it is accord with

9、safety requirements．</p><p>　　3）Draw CAD drawings, and determine appropriate reasonable parameters. </p><p>　　KEYWORDS：Gearbox for Wind Turbine；the wind power；Structure Design.</p><p

10、><b>　　目 錄 </b></p><p>　　第一章 前 言- 1 -</p><p>　　1.1 國內外發(fā)展現狀與趨勢- 1 -</p><p>　　1.1.1風力發(fā)電國內外發(fā)展現狀與趨勢- 1 -</p><p>　　1.1.2風電齒輪箱的發(fā)展現狀- 2 -</p><p

11、>　　1.1.3我國風電齒輪箱設計制造技術的現狀- 3 -</p><p>　　1.1.4存在問題及展望- 4 -</p><p>　　1.2論文的主要內容- 5 -</p><p>　　第二章 增速箱齒輪結構設計- 6 -</p><p>　　2.1 增速箱齒輪的設計參數- 6 -</p><p>　

12、　2.2 增速箱齒輪設計方案- 6 -</p><p>　　2.3 齒輪參數的確定- 8 -</p><p>　　2.3.1 低速級參數的計算- 9 -</p><p>　　2.3.2 中間級參數的計算- 12 -</p><p>　　2.3.3 高速級參數計算- 14 -</p><p>　　2.4 受力

13、分析與強度校核- 16 -</p><p>　　2.4.1 受力分析- 16 -</p><p>　　2.4.2 齒輪強度計算與校核- 19 -</p><p>　　第三章 傳動軸的設計與校核- 23 -</p><p>　　3.1低速級傳動軸尺寸參數計算與校核- 23 -</p><p>　　3.1.1低速

14、級傳動軸尺寸參數計算- 23 -</p><p>　　3.1.2低速級傳動軸的強度校核- 24 -</p><p>　　3.2中間級傳動軸的設計計算與校核- 25 -</p><p>　　3.2.1中間級傳動軸尺寸參數計算- 25 -</p><p>　　3.2.2中間級傳動軸的強度校核- 26 -</p><p

15、>　　3.3 高速級傳動軸的設計計算- 27 -</p><p>　　3.4輸出傳動軸的設計計算- 28 -</p><p>　　第四章 齒輪箱其他部件的設計- 29 -</p><p>　　4.1軸系部件的結構設計- 29 -</p><p>　　4.2行星架的結構設計- 29 -</p><p>　

16、　4.3傳動齒輪箱箱體設計- 30 -</p><p>　　4.4齒輪箱的密封，潤滑，冷卻- 30 -</p><p>　　4.4.1 齒輪箱的密封- 30 -</p><p>　　4.4.2 齒輪箱的潤滑，冷卻- 31 -</p><p>　　4.5齒輪箱的使用安裝- 32 -</p><p>　　第五章

17、結論- 33 -</p><p>　　參考文獻- 34 -</p><p>　　致 謝- 36 -</p><p><b>　　第一章 前 言</b></p><p>　　1.1 國內外發(fā)展現狀與趨勢</p><p>　　1.1.1風力發(fā)電國內外發(fā)展現狀與趨勢</p>

18、<p>　　風能是一種清潔的永續(xù)能源，與傳統(tǒng)能源相比，風力發(fā)電不依賴外部能源，沒有燃料價格風險，發(fā)電成本穩(wěn)定，也沒有碳排放等環(huán)境成本；此外，可利用的風能在全球范圍內分布都很廣泛。正是因為有這些獨特的優(yōu)勢，風力發(fā)電逐漸成</p><p>　　為許多國家可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的重要組成部分，發(fā)展迅速。根據全球風能理事會的統(tǒng)計，全球的風力發(fā)電產業(yè)正以驚人的速度增長，在過去10年平均年增長率達到28％，2007年年底

19、，全球裝機總量達到了9400萬千瓦，每年新增2000萬千瓦，意味著每年在該領域的投資額達到了200億歐元。</p><p>　　許多國家采取了諸如價格，市場配額，稅收等各種激勵政策，從不同的方面引導和支持風電的發(fā)展。在政策的鼓勵下，200年全球風電新裝機容量約為2000</p><p>　　萬千瓦，累計裝機9400萬千瓦。2008年是風電發(fā)展具有標志性的一年：這一年風電成為非水電可再生能源

20、中第一個全球裝機超過l億千瓦的電力資源。風電作為能源領域增長最快的行業(yè)，共為全球提供了近20萬個就業(yè)機會，僅2006年風電場建設投資就接近170億歐元。歐洲和美國在風電市場中占統(tǒng)治地位，其中德國是目前風電裝機最大的國家，裝機容量超過2000萬千瓦；美國和西班牙也都超過了1000萬千瓦：印度是除美國和歐洲之外新裝機容量最大的國家，裝機總容量也超過600萬千瓦。世界風電前十名國家近05至07年發(fā)展情況如圖1.1所示。</p>

21、<p>　　圖1-1 世界風電前十名國家05-07年發(fā)展情況比較</p><p>　　就近幾年來世界風電發(fā)展格局和趨勢分析來看，主要有以下幾個特征：</p><p>　　(1) 風電發(fā)展向歐盟，北美和亞洲三駕馬車井駕齊驅的格局轉變。</p><p>　　(2) 風電技術發(fā)展迅速，成本持續(xù)下降。</p><p>　　(3) 政府支持

22、仍然是歐洲風電發(fā)展的主要動力。</p><p>　　(4) 中國是未來世界風電發(fā)展最重要的潛在市場。</p><p>　　全球風能理事會是世界公認的風電預測的權威機構，據全球風能理書會的預</p><p>　　測。未來五年，全球風電還將保持20％以上增長速度，到2012年，全球風電機容量將達到2.4億千瓦．年發(fā)電5000億干瓦時．風電電力約占全球電力供應的</

23、p><p>　　3％。歐洲將繼續(xù)保持總裝機容景第一的位置，亞洲將會超過北美市場排在第二位。</p><p>　　我國幅員遼闊，海岸線長，風能資源豐富。2006年，國家氣候中心也采用數值模擬方法對我國風能資源進行評價，得到的結果是：在不考慮青藏高原的情況下．全國陸地上離地面10米高度層風能資源技術可開發(fā)量為25.48億千瓦。近年來，特別是《可再生能源法》實施以來，中國的風電產業(yè)和風電市場發(fā)展十分

24、迅速。 </p><p>　　2007年，全球風電資金15％投向了中國，總額達34億歐元，中國真正成為全球最大的風電市場。從我國的發(fā)展情況來看，我國風電產業(yè)將會長期保持快速發(fā)展，主要由以下因素的支撐：</p><p>　　(1) 國家能源政策升華；</p><p>　　(2) 氣候變化的推動；</p><p>　　(3) 風電技術成熟。<

25、;/p><p>　　依據目前的趨勢，保守估計，到2020年，我國風電累計裝機可以達到7000</p><p>　　萬千瓦。屆時風電在全國電力裝機中的比例接近6％，風電電量約占總發(fā)電量的2.8％．從2020年開始，風電和常規(guī)電力相比，成本優(yōu)勢已比較明顯。至2030年，風電在全國電力容量中的比重將超過11％，可以滿足全國5.7％的電力需求。</p><p>　　1.1.2風

26、電齒輪箱的發(fā)展現狀</p><p>　　風電產業(yè)的飛速發(fā)展促成了風電裝備制造業(yè)的繁榮，風電齒輪箱作為風電機組中最重要的部件，倍受國內外風電相關行業(yè)和研究機構的關注。風機增速齒輪箱是風力發(fā)電整機的配套產品，是風力發(fā)電機組中一個重要的機械傳動部件，它</p><p>　　的重要功能是將風輪在風力作用下所產生的動力傳遞給發(fā)電機，使其得到相應的轉速進行發(fā)電，它的研究和開發(fā)是風電技術的核心，并正向高

27、效，高可靠性及大功率方向發(fā)展。風力發(fā)電機組通常安裝在高山，荒野，海灘，海島等野外風口處，</p><p>　　經常承受無規(guī)律的變相變負荷的風力作用以及強陣風的沖擊，并且常年經受酷暑嚴寒和極端溫差的作用，故對其可靠性和使用壽命都提出了比一般機械產品高得多的要求。</p><p>　　風電行業(yè)中發(fā)展最快，最有影響的國家主要有美國，德國等歐美發(fā)達國家，</p><p>　

28、　在風電行業(yè)中處于統(tǒng)治地位。歐美發(fā)達國家早已開發(fā)出單機容量達兆瓦級的風力發(fā)電機，并且技術相對成熟，具有比較完善的設計理論和豐富的設計經驗，而且商業(yè)化程度比較高，因此在國際風力發(fā)電領域中處于明顯的優(yōu)勢和主導地位。</p><p>　　國外兆瓦級風電齒輪箱是隨風電機組的開發(fā)而發(fā)展起來的，Renk，Flender等風電齒輪箱制造公司在產品開發(fā)過程中采用三維造型設計，有限元分析，動態(tài)設計等先進技術，并通過模擬和試驗測試對

29、設計方案進行驗證。此外，國外通過理論分析及試驗測試對風電齒輪箱的運行性能進行了系統(tǒng)的研究，為風電齒輪箱的設計提供了可靠的依據。</p><p>　　國家標準GB/Tl9703-2003和國際標準IS081400-4：2005都對風電齒輪箱設計提出了具體的設計規(guī)范和要求。盡管國際上齒輪箱設計技術已經比較成熟，但統(tǒng)計數據表明，齒輪箱出現故障仍然是M機故障的最主要原因，約占風機故障總數的20％左右。</p>

30、<p>　　由于我國商業(yè)化大型風力發(fā)電產業(yè)起步較晚，技術上較歐美等風能技術發(fā)達</p><p>　　國家存在報大差距。我國在九五期間開始走引進生產技術的路子，通過引進和吸</p><p>　　收國外成熟的技術，成功開發(fā)出了兆瓦級以下風力發(fā)電機。十五期間在國家863</p><p>　　計劃中重點提出容量更大的兆瓦級風力發(fā)電機組的研究和開發(fā)課題．但是最為

31、世</p><p>　　界上的風能大國，目前我國大型風力發(fā)電機組的開發(fā)主要是引進國外成熟的技術，關鍵就因為我國的設計水平不高。</p><p>　　目前我國主要有幾家公司制造風電齒輪箱：南京高精齒輪有限公司，重慶齒</p><p>　　輪箱有限責任公司，杭州前進齒輪箱集團。其中，前兩家公司占據了將近70％市場份額。對于現行主流的兆瓦級以風力發(fā)電機組，國內的幾十家生產

32、廠商絕大多數采用的部是引進國外的成熟技術。由于傳遞的功率大，對兆瓦級增速齒輪傳動的可靠性和壽命要求非常高．因而增速齒輪的設計成為風力發(fā)電機組的瓶頸，是整個風力發(fā)電機組穩(wěn)定運行的關鍵。從目前的情況來看，風電齒輪箱市場可發(fā)展空間廣闊，齒輪箱驅動式風電機組仍是市場主流。</p><p>　　1.1.3我國風電齒輪箱設計制造技術的現狀 </p><p>　　目前國內已基本掌握了兆瓦以下風電增速箱的

33、設計制造技術國產風電機組的主流機型為600kW～800kW其增速齒輪箱已在重慶齒輪箱有限責任公司，南京高精齒輪集團有限公司，杭州前進齒輪箱集團有限公司等廠家批量生產。產品系列方面目前已有重慶齒輪箱有限責任公司的FL系列，南京高精齒輪集團有限公司的Ⅲ系列，杭州前進齒輪箱集團有限公司的FZ系列以及鄭州機械研究所的FC系列風電增速箱這四家企業(yè)及國內其它一些齒輪制造企業(yè)正在進行1.5MW,2MW風電增速箱的開發(fā)和5MW以及更大功率的風電增速箱試

34、生產。盡管如此我國風電齒輪箱仍是風電設備國產化中的薄弱環(huán)節(jié)尚不能滿足市場需求。</p><p>　　目前國內風電機組的技術引進基本上是以產品生產許可方式進行的從國外</p><p>　　引進的只是風力發(fā)電機組的集成技術并不包括齒輪箱的設計制造技術。國內風力</p><p>　　發(fā)電增速齒輪箱的設計基本是參照引進集成技術中的齒輪箱采購規(guī)范進行的齒輪箱的結構設計和外聯結

35、尺寸按進口風力發(fā)電機組要求進行類比設計。因此國內</p><p>　　并未真正引進風電齒輪箱的設計制造技術更談不上完全掌握先進的設計制造技術。</p><p>　　在風力發(fā)電傳動裝置技術研究方面國內起步較晚基礎較薄弱人才匱乏。鄭州</p><p>　　機械研究所近幾年來對國內外風電齒輪箱先進技術進行了跟蹤研究并依靠幾十年的齒輪傳動和強度等專業(yè)的成果，經驗的積累開發(fā)出

36、了全套風力發(fā)電傳動裝置</p><p>　　設計分析軟件——WinGear。該軟件是在該所專業(yè)齒輪軟件基礎上開發(fā)的風力發(fā)</p><p>　　電齒輪箱專用設計，計算分析和繪圖軟件集成了通用齒輪箱的設計經驗同時考慮</p><p>　　了風電機組齒輪箱的變載荷，高可靠性，增速傳動等特點。軟件涵蓋了A(MA6006，AGvIA2101，IS06336及(B3480等標準

37、具有齒輪，軸，軸承，鍵等主要零部件的設計，計算和分析等功能，可完成風電載荷譜分析，當量載荷計算軸承擴展壽命計算等功能。利用該軟件鄭州機械研究所已完成了750kW，1OMW，1.5MW和2.0MW以及5.0MW齒輪箱的參數設計。此外鄭州機械研究所還開發(fā)了基于Solid Works的智能型CAE分析系統(tǒng)能方便地實現對箱體，行星架，輸入軸等重要零部件的有限元分析和優(yōu)化。</p><p>　　1.1.4存在問題及展望&l

38、t;/p><p>　　盡管我國風電齒輪箱國產化工作近年來取得了長足的進步基本掌握了兆瓦級以下機組的設計制造技術并形成了600kW至800kW風電增速箱的批量生產能力，但目前仍存在以下問題：</p><p>　　1) 國內缺乏基礎性的研究工作和基礎性的數據對國外技術尚未完全消化自</p><p><b>　　主創(chuàng)新能力不足。</b></p>

39、;<p>　　2) 嚴重缺乏既掌握低速重載齒輪箱設計制造技術又了解風電技術的人才，缺乏高水平的系統(tǒng)設計人員。</p><p>　　3) 未完全掌握大型風電增速箱的設計制造技術產品以仿制為主可靠性不高,</p><p>　　質量穩(wěn)定性較差。掌握設計制造技術的企業(yè)數量較少無論是產品數量還是產品質量都難以滿足市場需要。</p><p>　　4) 缺乏大型試驗

40、裝置及測試手段。</p><p>　　5) 缺乏行業(yè)資源共享，信息互通，共同發(fā)展的平臺和機制。</p><p>　　1.2論文的主要內容</p><p>　　風電齒輪箱結構設計。依據某型風機所要求的技術匹配參數，選擇適當的齒</p><p>　　輪傳動方案，在此基礎上進行傳動比分配與各級傳動參數如模數，齒數，螺旋角</p>&l

41、t;p>　　等的確定。通過對運動副的受力分析，依照相關標準進行靜強度校核。</p><p>　　風機的結構形式主要有兩種：水平軸風機；垂直軸風機。目前市場上普遍應用的均為水平軸風力機。本文也主要參考水平軸的結構形式。在風力發(fā)電機組中，齒輪箱是一個重要的機械部件，其主要功能是將風輪在風力作用下所產生的動力傳遞到發(fā)電機并使其得到相應的轉速。通常風輪的轉速較低，遠達不到發(fā)電機發(fā)電要求的轉速，必須通過齒輪箱齒輪副的

42、增速作用來實現，故也將齒輪箱稱之為</p><p><b>　　增速箱。</b></p><p>　　根據機組的總體布置要求，有時將與風輪輪轂直接相連的傳動軸(俗稱大軸)</p><p>　　與齒輪箱合為一體，也有將大軸與齒輪箱分別布置，其間利用漲緊套裝置或聯軸</p><p>　　節(jié)聯接的結構，本文選用后一種方案。為了

43、增加機組的制動能力，在齒輪箱的輸</p><p>　　出端設置剎車裝置，配合變槳距制動裝置共同對機組傳動系統(tǒng)進行聯合制動。具體到齒輪箱其它部位諸如軸承，軸等，因為很難用試驗臺來驗證齒輪箱各部分的可靠性。</p><p>　　第二章 增速箱齒輪結構設計</p><p>　　2.1 增速箱齒輪的設計參數</p><p>　　在設計5.0MW海上

44、風電機組齒輪傳動系統(tǒng)基礎上，該設計提供以下的技術指標：</p><p>　　發(fā)電機額定功率：5000KW</p><p>　　總齒輪傳動比： 97：1</p><p>　　額定功率時輸入轉速：12.1rpm</p><p>　　額定功率時輸出轉速：1173.7rpm</p><p>　　同時根據機械設計手冊規(guī)定進行齒

45、輪計算，按3倍功率計算靜強度，同時外齒輪制造精度不低于6級，齒面硬度HRC60~62（太陽輪）和HRC56~58（行星輪），太陽輪和行星輪材料用，滲碳淬火。</p><p>　　2.2 增速箱齒輪設計方案</p><p>　　對于兆瓦級風電齒輪箱，傳動比多在100左右，一般有兩種傳動形式：一級行星+兩級平行軸圓柱齒輪傳動，兩級行星+一級平行軸圓柱齒輪傳動。相對于平行軸圓柱齒輪傳動，行星傳動

46、的以下優(yōu)點：</p><p>　　1）傳動效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞功率范圍大，使功率分流；</p><p>　　2）合理使用了內嚙合；共軸線式的傳動裝置，使軸向尺寸大大縮小而；運動平穩(wěn)，抗沖擊和振動能力較強。</p><p>　　在具有上述特點和優(yōu)越性的同時，行星齒輪傳動也存在一些缺點：結構形式比定軸齒輪傳動復雜；對制造質量要求高：由于體積小

47、，散熱面積小導致油溫升高，故要求嚴格的潤滑與冷卻裝置。這兩種行星傳動與平行軸傳動相混合的傳動形式，綜合了兩者的優(yōu)點。</p><p>　　依據提供的技術數據，經過方案比較，總傳動比i=97：1，采用兩級行星派生5.0MW風電機組齒輪箱設計型傳動，即兩級行星傳動+高速軸定軸傳動。為補償不可避免的制造誤差，行星傳動一般采用均載機構，均衡各行星輪傳遞的載荷，提高齒輪的承載能力，嚙合平穩(wěn)性和可靠性，同時可降低對齒輪的精度

48、要求，從而降低制造成本。</p><p>　　對于具有三個行星輪的NGW型行星傳動，常用的均載機構為基本構件浮動。由于太陽輪重量輕，慣性小，作為均載浮動件時浮動靈敏，結構簡單，被廣泛應用于中低速工況下的浮動均載，尤其是具有三個行星輪時，效果最為顯著。因此在本文的風電增速箱中，兩級NGW型行星傳動中，均采用中心輪浮動的均</p><p><b>　　載機構。</b>&l

49、t;/p><p>　　圖2-1 5.0MW風電機傳動齒輪箱結構簡圖</p><p>　　行星齒輪傳動由于有多對齒輪同時參與嚙合承受載荷，要實現這一目標行星輪系各齒輪齒數必須要滿足一定的幾何條件： </p><p>　?。?）保證兩太陽輪和系桿轉軸的軸線重合，即滿足同心條件:</p><p><b>　?。?.1）</b>&

50、lt;/p><p>　　（2）保證3個均布的行星輪相互間不發(fā)生干涉，即滿足鄰接條件:</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　?。?）設計行星輪時，為使各基本構件所受徑向力平衡，各行星輪在圓周上應均勻分布或對稱分布。為使相鄰兩個行星輪不相互碰撞，必須保證它們齒頂之間在連接線上有一定問隙。保證在采用多個行星輪時，各行星輪能夠

51、均勻地分布在兩太陽輪之間，即滿足安裝條件</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　式中 C為整數，裝配行星輪時，為使各基本構件所受徑向力平衡，各行星輪在圓周上應均勻分布或對稱分布。</p><p>　　保證輪系能夠實現給定的傳動比 ，即滿足傳動比條件。當內齒圈不動時 （2.

52、4）</p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　——中心太陽輪齒數；</p><p><b>　　——行星輪齒數；</b></p><p><b>　　——內齒圈齒數；</b></p><p><b>　　K——行星輪個

53、數；</b></p><p><b>　　——齒頂高系數；</b></p><p>　　滿足的同心條件：行星架的回轉軸線應該和兩中心輪的幾何軸線相互垂直，符合要求是輪1和輪3的中心距等于輪2和輪3的中心距：</p><p>　　(同時選用奇數或同時為偶數) （2.5）</p><p>　　2

54、.3 齒輪參數的確定</p><p>　　取兩級行星傳動比，而總傳動比是97：1 則高速端定軸傳動比為。角標表示低速級輸入端，角標表示中間級輸入端。兩級外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同。則。</p><p><b>　　取，，，，</b></p><p><b>　　， </b></p><p&g

55、t;<b>　　所以，=3.8</b></p><p><b>　　而</b></p><p>　　查機械設計手冊得 故 </p><p>　　式中：——齒輪的接觸疲勞極限；</p><p>　　—— 載荷不均勻系數；</p><p>　　—— 對分度圓直徑的齒寬

56、系數；</p><p><b>　　——動載荷系數</b></p><p>　　—— 接觸強度計算的壽命系數；</p><p>　　—— 接觸強度計算的齒向載荷分布系數；</p><p>　　—— 齒面工作硬化系數；</p><p>　　2.3.1 低速級參數的計算</p><

57、p>　　根據經驗選取螺旋角，壓力角 ，則</p><p>　?。?）計算低速級齒輪齒數 </p><p>　　取， ， 適當調整。</p><p>　?。ǜ鶕闄C械設計手冊：NGW型行星齒輪傳動的齒數組合） </p><p><b>　　則得到：， ，。</b></p><p>　　采用

58、不等角變位，?。ㄕ{整C取整數）</p><p>　　根據機械設計手冊表14-327，不等角變位公式：</p><p>　　查機械設計手冊表14-5-2（變位傳動的端面嚙合角）。</p><p>　　可得到預計嚙合角：，。 </p><p><b>　　預選</b></p><p>　?。?）計算

59、a-c傳動的中心距與模數</p><p>　　首先，輸入的扭矩 。</p><p>　　在a-c傳動中，小輪（太陽輪）傳遞的扭矩：</p><p>　　太陽輪和行星輪材料用，滲碳淬火，齒面硬度HRC60~62（太陽輪）和HRC56~58（行星輪），選取，齒數比，齒寬系數 (查機械設計手冊得到)</p><p>　　則：按照機械設計手冊表14-

60、1-60中的公式計算中心距：</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　（式中k表示接觸強度使用的綜合系數，查機械設計手冊，選取k=2）</p><p>　　模數： 模數整化取</p><p><b>　　而為變位時，mm。</b></p><p>　　

61、按預選，可得a-c傳動中心距變動系數：</p><p><b>　　=0.40952</b></p><p><b>　　則中心距：mm</b></p><p><b>　　則取mm</b></p><p>　?。?）計算a-c 傳動的實際中心距變動系數y和嚙合角</p&

62、gt;<p><b>　　， 則</b></p><p>　?。?）計算a-c傳動的變位系數</p><p><b>　　由公式：</b></p><p>　?。ㄊ街校?--漸開線函數，《查機械設計手冊》第三版第三卷表14-1-13（漸開線函數得到相應的漸開線函數值））</p><p>

63、;　　《查機械設計手冊》第三版第三卷表14-1-5a進行校核：</p><p>　　在與線之間，為綜合性能較好區(qū)，可用。</p><p>　　《查機械設計手冊》表第三版第三卷14-1-5c（分配變位系數）得：</p><p><b>　　， </b></p><p>　　（5）計算c-b傳動的中心距變動系數及嚙合角

64、</p><p>　　c-b傳動未變位時的中心距：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　則</b></p><p>　?。?）計算c-b傳動變位系數</p><p><b>　?。?）計算重合度</b></p>

65、;<p><b>　　根據重合度計算公式</b></p><p><b>　　式中b--齒寬 </b></p><p><b>　　式中 ， </b></p><p><b>　　所以，總重合度</b></p><p>　　2.3.2

66、 中間級參數的計算</p><p>　　首先，中間級輸入轉矩：N.m</p><p><b>　　輸入轉速：</b></p><p>　　根據低速級計算步驟和參考機械設計手冊，確定中間級齒輪參數。</p><p>　　根據經驗選取螺旋角，壓力角 ，則</p><p>　?。?）計算中間級齒輪齒數&

67、lt;/p><p>　　取， ， 適當調整。</p><p>　?。ā恫闄C械設計手冊》第三版第三卷表14-5-7：NGW型行星齒輪傳動的齒數組合） </p><p><b>　　則得到：</b></p><p><b>　　， ，。</b></p><p>　　采用不等角變位

68、，取（調整C取整數）</p><p>　　根據機械設計手冊有，不等角變位公式：</p><p>　　《查機械設計手冊》第三版第三卷表14-5-2（變位傳動的端面嚙合角）。</p><p>　　可得到預計嚙合角：，。</p><p><b>　　預選</b></p><p>　?。?）計算a-c傳動

69、的中心距與模數</p><p>　　在對a-c傳動中，小輪（太陽輪）傳遞的扭矩：</p><p>　　選取太陽輪和行星輪材料用，滲碳淬火，齒面硬度HRC60~62（太陽輪）和HRC56~58（行星輪），選取，齒數比，齒寬系數（查機械設計手冊）。</p><p>　　則：按照機械設計手冊表14-1-60中的公式計算中心距：</p><p>&l

70、t;b>　　mm</b></p><p>　?。ㄊ街衚表示接觸強度使用的綜合系數，查機械設計手冊，選取k=2）</p><p>　　模數： 模數整化取</p><p><b>　　而為變位時，mm。</b></p><p>　　按預選，可得傳動中心距變動系數：</p><p

71、><b>　　則中心距：mm</b></p><p>　　則取mm 齒寬mm</p><p>　　（3）計算a-c 傳動的實際中心距變動系數y和嚙合角</p><p><b>　　則</b></p><p>　　計算a-c傳動的變位系數</p><p&

72、gt;<b>　　根據公式</b></p><p>　?。ㄊ街校?--漸開線函數，《查機械設計手冊》第三版第三卷表14-1-13（漸開線函數得到相應的漸開線函數值））</p><p>　　《查機械設計手冊》第三版第三卷表14-1-5a進行校核：</p><p>　　在與線之間，為綜合性能較好區(qū)，可用。</p><p>　

73、　《查機械設計手冊》表第三版第三卷14-1-5c（分配變位系數）得：</p><p><b>　　， </b></p><p>　　（5）計算c-b傳動的中心距變動系數及嚙合角</p><p>　　c-b傳動未變位時的中心距：</p><p><b>　　mm</b></p>&

74、lt;p><b>　　則</b></p><p>　?。?）計算c-b傳動變位系數</p><p><b>　?。?）計算重合度 </b></p><p>　　根據重合度計算公式:</p><p><b>　　所以，總重合度</b></p><p>

75、;　　2.3.3 高速級參數計算</p><p>　　高速級輸入轉矩：N.m</p><p><b>　　輸入轉速：</b></p><p>　　計算高速級齒輪參數：</p><p>　　根據經驗選取螺旋角，壓力角 ，則</p><p>　?。?）計算1-2傳動中心距</p><

76、;p><b>　　mm</b></p><p>　?。?--許用接觸應力，可查機械設計手冊14-1-21得到對應值）</p><p><b>　　則取整數，得， </b></p><p><b>　　按照模數經驗公式：</b></p><p><b>　　模數

77、標準化取 </b></p><p>　　根據齒輪齒數計算公式， 計算得到：， </p><p><b>　　而傳動比</b></p><p>　　則 故得到：</p><p>　?。?）計算1-2 傳動的實際中心距變動系數y和嚙合角</p><p><

78、;b>　　， 則</b></p><p>　　（3）計算1-2分配度的變位系數</p><p><b>　　由公式</b></p><p>　　查機械設計手冊，分配變位系數：，</p><p><b>　?。?）計算重合度：</b></p><p>　　根據

79、重合度計算公式:</p><p><b>　　則</b></p><p>　　2.4 受力情況分析與強度校核</p><p>　　2.4.1 受力分析</p><p>　　行星齒輪傳動的主要受力構件有中心輪，行星輪，行星架，軸及軸承等。為進行齒輪的強度計算，需要對行星輪以及太陽輪進行受力分析。當行星輪數目為。，假定各套

80、行星輪載荷均勻，只需分析其中任一套行星輪與中心輪的組合即可。通常略去摩擦力和重力的影響，各構件在輸入轉矩的作用下傳力時都平衡，構件問的作用力等于反作用力。</p><p>　　圖2-2 5.0MW齒輪箱中行星齒輪傳動受力分析</p><p>　　行星架輸入功率為，太陽輪輸出功率為，增速傳動比為，太陽輪節(jié)圓直徑為，根據斜齒圓柱齒輪傳動受力分析公式，齒輪所受切向力，徑向力，軸向力分別為：&l

81、t;/p><p><b>　?。?.6）</b></p><p><b>　　（2.7）</b></p><p><b>　?。?.8）</b></p><p><b>　　（2.9）</b></p><p>　　式中：——法面壓力角&

82、lt;/p><p><b>　　——分度圓螺旋角</b></p><p>　　——主動輪齒寬中點處直徑</p><p>　　——主動輪分度圓直徑</p><p><b>　　——表示額定轉矩</b></p><p>　　按照上述公式計算低速級各個齒輪的受力情況：</p>

83、;<p>　?。?）低速級輸入級行星輪C：</p><p>　　分度圓螺旋角， 法面壓力角</p><p><b>　　節(jié)圓直徑，</b></p><p><b>　　力矩</b></p><p><b>　　切向力：<

84、/b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力2*</b></p><p>　?。?）低速級輸入級太陽輪b：</p><p>　　分度圓螺旋角， 法面壓力角</p><p><

85、;b>　　節(jié)圓直徑，</b></p><p>　　力矩 切向力：</p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力2*</b></p><p>　?。?）中間級太陽輪b：</p><p>　　分度圓螺旋角，

86、 法面壓力角</p><p><b>　　節(jié)圓直徑，</b></p><p>　　力矩 切向力：</p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力2*</b></p><p&

87、gt;　?。?）中間級行星輪C：</p><p>　　分度圓螺旋角， 法面壓力角</p><p><b>　　節(jié)圓直徑，</b></p><p>　　力矩 切向力：</p><p><b>　　徑向力</b></p>

88、<p><b>　　軸向力</b></p><p>　?。?）高速級大齒輪：</p><p>　　分度圓螺旋角， 法面壓力角</p><p><b>　　節(jié)圓直徑，</b></p><p>　　力矩 切向力：</p><p&

89、gt;<b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　?。?）高速級大齒輪：</p><p>　　分度圓螺旋角， 法面壓力角</p><p><b>　　節(jié)圓直徑，</b></p>&l

90、t;p>　　力矩 切向力：</p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　　2.4.2 齒輪強度計算與校核</p><p>　?。?）低速級接觸強度計算：</p><p>　　依據要求，按3倍額定功率計

91、算靜強度。(其余嚙合齒輪副的計算步驟，結論與此相似。)</p><p><b>　　載荷：</b></p><p>　　式中: ——計算切向載荷，N；</p><p>　　——齒輪分度圓直徑，mm</p><p>　　——最大轉矩，N.m</p><p><b>　　修正載荷系數：<

92、;/b></p><p>　　因已經按最大載荷計算，取使用系數。</p><p><b>　　計算安全系數 </b></p><p>　　式中：——靜強度最大齒面應力， </p><p><b>　　（接觸應力）</b></p><p>　　式中：——小輪分度圓直徑；

93、 </p><p><b>　　——齒寬； </b></p><p>　　——齒數比； </p><p><b>　　——使用系數； </b></p><p>　　——動載荷系數； </p><p>

94、<b>　　——壽命系數；</b></p><p>　　——節(jié)點區(qū)域系數； </p><p><b>　　——彈性系數； </b></p><p>　　——接觸強度計算的齒向載荷分布系數； </p><p>　　——接觸強度計算的齒間載荷分布系數；</p><p

95、>　　——接觸強度計算的重合系數；</p><p>　　——接觸強度計算的螺旋角系數； </p><p>　　（式中各數據通過查《機械設計手冊》第三版第三卷表14-2-9（強度計算公式中個參數的確定方法）得到。）</p><p>　　① 使用系數查表 =1.3</p><p>　?、?動載荷系數 </p>

96、<p>　　其中， （齒輪精度5級，查表得）；</p><p>　?、?齒向載荷分布系數 </p><p>　　太陽輪浮動，對對稱支承，查表得：</p><p>　?、?齒間載荷分布系數 </p><p>　　查機械設計手冊得 =1</p><p><b>　?、?節(jié)點區(qū)域系數 </b

97、></p><p><b>　?。ㄆ渲校?lt;/b></p><p><b>　　⑥ 彈性系數 </b></p><p>　?、?重合度系數 （其中，按算）</p><p><b>　?、?螺旋角系數 </b></p><p>　　其中按接觸應力 =8

98、78.83</p><p><b>　?、?壽命系數 </b></p><p><b>　　⑩ 工作硬化系數 </b></p><p>　　而安全系數 代入上述值：</p><p>　　得到 故符合要求，具有高的可靠度。</p><p>　?。?）中間級接

99、觸強度計算</p><p>　　參照上述低速級接觸強度計算步驟和公式，得到中間級齒面計算接觸應力各項系數如下表所示：</p><p>　　代入以上系數，計算接觸應力</p><p>　　按接觸應力 =928.74 </p><p>　　計算安全系數 =1.438 故符合要求。</p><p>　　（3）高速級接觸強度

100、計算</p><p>　　參照上述低速級接觸強度計算步驟和公式，得到高速級齒面計算接觸應力各項系數如下表所示：</p><p>　　代入以上系數，計算接觸應力</p><p>　　按接觸應力 =961.76 </p><p>　　計算安全系數 =1.42 故符合要求。</p><p><b>　　傳動軸的

101、設計與校核</b></p><p>　　在傳動軸的初步設計過程中，由于傳動軸支撐和其他零件的位置，作用載荷等需要設計確定。首先可根據主軸傳遞扭矩初定出最小軸徑，再以此為基礎進行結構設計和強度校核。</p><p>　　3.1 低速級傳動軸尺寸參數計算與校核</p><p>　　3.1.1低速級傳動軸尺寸參數計算</p><p>　

102、　低速級傳動軸經上述計算，傳動的功率=5378.8kw，轉速，齒輪寬度 。</p><p>　　因為傳遞的功率適中，并對重量及結構尺寸無特殊要求，參考機械設計手冊。選用的材料45鋼，調質處理。</p><p>　　根據軸的直徑計算公式：</p><p>　　計算軸的最小直徑并加大3%用來考慮鍵槽的影響.</p><p>　　查機械設計手冊得A

103、=106~135，取A=125初定最小直徑</p><p><b>　　軸的結構如下圖所示</b></p><p>　　圖3-1 低速軸零件圖</p><p>　　由上圖的知，低速級傳動軸不長，采用兩端螺釘固定方式。然后按軸上零件的安裝順序，確定軸各數據。</p><p>　　3.1.2低速級傳動軸的強度校核</

104、p><p>　　齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉強度條件計算。根據以上情況，可得低速級傳動軸的受力簡圖：</p><p>　　圖3-2 低速軸受力圖</p><p>　　由上受力圖經行軸的強度校核</p><p><b>　　扭轉強度條件為：</b></p><p>　　mm

105、 45鋼＝30～40</p><p><b>　　軸的強度滿足要求。</b></p><p>　　式中，——軸的扭轉切應力， ；</p><p>　　——軸所受的扭矩， ；</p><p>　　——軸的抗扭截面模量， ；</p><p><b>　　——軸的轉速， ；</b&

106、gt;</p><p>　　——軸所傳遞的功率，Kw;</p><p>　　——軸的許用扭轉切應力，；</p><p>　?。Q于軸材料的許用扭轉切應力 的系數，其值可查機械設計手冊。</p><p><b>　　故滿足強度要求。</b></p><p>　　3.2中間級傳動軸的設計計算與校核&

107、lt;/p><p>　　3.2.1中間級傳動軸尺寸參數計算</p><p>　　中間級傳動軸經上述計算，傳動的功率=5271.2kw，轉速，齒輪寬度。</p><p>　　因為傳遞的功率適中，并對重量及結構尺寸無特殊要求，參考機械設計手冊。選用的材料45鋼，調質處理。</p><p>　　根據軸的直徑計算公式：</p><p&

108、gt;　　計算軸的最小直徑并加大3%用來考慮鍵槽的影響</p><p>　　查機械設計手冊得A=106~135，取A=125初定最小直徑</p><p><b>　　軸的結構如下圖所示</b></p><p>　　圖3-3 中間軸零件圖</p><p>　　由上圖的知，中間級傳動軸不長，采用兩端螺釘固定方式。然后按軸上

109、零件的安裝順序，確定軸各數據。</p><p>　　3.2.2中間級傳動軸的強度校核</p><p>　　齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉強度條件計算。根據以上情況，經行軸的強度校核。</p><p><b>　　扭轉強度條件為：</b></p><p>　　mm 45鋼＝30～40<

110、/p><p>　　根據條件，按照強度校核公式計算：</p><p><b>　　故滿足強度要求。</b></p><p>　　3.3 高速級傳動軸的設計計算</p><p>　　高速級傳動軸經上述計算，傳動的功率=5060.2kw，轉速，齒輪寬度。</p><p>　　因為傳遞的功率適中，并對重量及結

111、構尺寸無特殊要求，參考機械設計手冊。選用的材料，調質處理。</p><p>　　根據軸的直徑計算公式：</p><p>　　計算軸的最小直徑并加大3%用來考慮鍵槽的影響</p><p>　　查機械設計手冊得A=106~135，取A=125初定最小直徑</p><p><b>　　軸的結構如下圖所示</b></p&g

112、t;<p>　　圖3-4 高速軸零件圖</p><p>　　3.4輸出傳動軸的設計計算</p><p>　　高速級傳動軸經上述計算，傳動的功率=5000kw，轉速，齒輪寬度。</p><p>　　因為傳遞的功率適中，并對重量及結構尺寸無特殊要求，參考機械設計手冊。選用的材料，調質處理。</p><p>　　根據軸的直徑計算公式

113、：</p><p>　　計算軸的最小直徑并加大3%用來考慮鍵槽的影響</p><p>　　查機械設計手冊得A=106~135，取A=125初定最小直徑</p><p><b>　　軸的結構如下圖所示</b></p><p>　　圖3-5 輸出軸零件圖</p><p>　　第四章 齒輪箱其他部件

114、的設計</p><p>　　4.1軸系部件的結構設計</p><p>　　軸承蓋用以固定軸承，調整軸承間隙及承受軸向載荷，軸承蓋有嵌入式和凸緣式兩種。</p><p>　　嵌入式軸承蓋結構簡單，為增強其密封性能，常與O形密封圈配合使用。由于調整軸承間隙時，需打開箱蓋，放置調整墊片，比較麻煩，故多用于不調整間隙的軸承處。</p><p>　　凸

115、緣式軸承蓋，調整軸承間隙比較方便，密封性能好，應用較多。</p><p>　　凸緣式軸承蓋多用鑄鐵鑄造，應使其具有良好的鑄造工藝性。對穿通式軸承蓋，由于安裝密封件要求軸承蓋與軸配合處有較大厚度，設計時應使其厚度均勻。</p><p>　　當軸承采用箱體內的潤滑油潤滑時，為了將傳動件飛濺的油經箱體剖分面上的油溝引入軸承，應在軸承蓋上開槽，并將軸承蓋的端部直徑做小些，以保證油路暢通。</

116、p><p>　　圖4-1 軸承端蓋簡圖</p><p>　　4.2 行星架的結構設計</p><p>　　行星架是行星齒輪傳動中的一個重要構件，在行星輪系中起著承上啟下的作用，直接影響齒輪箱的壽命和齒輪箱的噪聲，一個結構合理的行星架應當是外廓</p><p>　　尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星輪間的載荷</p&

117、gt;<p>　　分布均勻，而且應具有良好的加工和裝配工藝。從而，可使行星齒輪傳動具有較</p><p>　　大的承載能力，較好的傳動平穩(wěn)性以及較小的振動和噪聲，為此對行星架的制作</p><p><b>　　有以下要求：</b></p><p>　　1) 行星架的材料應選用QT700，,其力學性能應分別符合GB/T1348-20

118、09，BG/T3077-1999，JB/T6402-2008的規(guī)定，也可使用其他具有等效力學性能的材料。</p><p>　　2) 行星輪孔系與行星架回轉軸線的位置度應符合GB/T1184-1996的5級精度的規(guī)定。</p><p>　　3) 行星架精加工后應進行靜平衡。</p><p>　　4) 行星架若才贏焊接結構，則應對其焊縫進行超聲波探傷，并應符合GB/T1

119、1345-1989的要求。</p><p>　　4.3 傳動齒輪箱箱體設計</p><p>　　箱體是傳動齒輪箱的重要零件，它承受來自風輪的作用力和齒輪傳動時產生的反力。箱體必須有足夠的剛性去承受力和力矩的作用，防止變形，保證質量。箱體的設計應該按照風力發(fā)電機組動力傳動的布局，加工和裝配，檢查以及維護等要求來進行。應該注意軸承支撐和機座支承的不同方向的反力及其相對值，選取合適的支承結構和壁

120、厚，增加必要的加強筋。同時加強筋的位置必須與引起箱體變形的作用力方向一致。對于傳動齒輪箱箱體材料選擇，采用鑄鐵箱體可以發(fā)揮其減震性，易于切削加工等特點，適于批量生產。常用的材料有球墨鑄鐵和其他的高強度鑄鐵和其他高強度鑄鐵。設計鑄造箱體時應該避免壁厚突變，減小厚壁差，以免產生縮孔和縮松等缺陷。在大型風力發(fā)電機的單件小批量生產時，多采用的是焊接或焊接與鑄造相結合的箱體。為減少機械加工過程中和使用中的變形，為防止出現裂紋，無論是鑄造或是焊接箱

121、體均應該進行退火，時效處理，以消除內應力。為了方便裝配和定期檢查齒輪的嚙合情況，在箱體上應該設有觀察窗。機座一旁設有連體吊鉤，供起吊整臺齒輪箱。</p><p>　　4.4齒輪箱的密封、潤滑、冷卻</p><p>　　4.4.1 齒輪箱的密封</p><p>　　齒輪箱軸伸部位的密封一方面應能防止?jié)櫥屯庑?，同時也能防止雜質進入箱體內。常用的密封分為非接觸式密封和接

122、觸式密封兩種。</p><p>　　1.非接觸式密封。非接觸式密封不會產生磨損，使用時間長。軸與端蓋孔間的間隙行程的密封，是一種簡單的密封。間隙大小取決于軸的徑向跳動大小和端蓋孔相對于軸承孔的不同軸度。在端蓋孔或軸頸上加工出一些溝槽，一般是2~4個，形成所謂的迷宮，溝槽底部開有回油槽，使外泄的油液遇到溝槽改變方向輸回箱體中。也可以在密封的內側設置甩油盤，阻擋飛濺的油液，增強密封效果。</p><

123、;p>　　2. 接觸式密封。接觸式密封使用的密封可靠，耐久，摩擦阻力小。容易制造和裝拆，應能隨壓力的升高而提高密封能力和有利于自動補償磨損。常用的旋轉用唇形密封有多種方式，可按標準選取。密封部位軸的表面粗糙度R=0.2-0.63.與密封圈接觸的軸表面不允許有螺旋形機加工痕跡。軸端應有小于30的導入角，倒角上不應有銳邊，毛刺和粗糙的機加工殘留。</p><p>　　本次設計采用了以上的第二種密封方式。<

124、/p><p>　　4.4.2 齒輪箱的潤滑、冷卻</p><p>　　齒輪箱的潤滑十分重要，良好的潤滑能夠對齒輪和軸承起到足夠的保護作用。為此，必須高度重視齒輪的潤滑問題，嚴格按照規(guī)范保持潤滑系統(tǒng)長期處于最佳狀態(tài)。齒輪箱常用飛濺潤滑或強制潤滑，一般以強制潤滑為多見。因此，配備可靠的潤滑系統(tǒng)尤為重要。在機組潤滑系統(tǒng)中，齒輪泵從油箱將油液經過濾油器輸送到齒輪箱的潤滑系統(tǒng)，對齒輪箱的齒輪和傳動件進行