5MW風電齒輪增速箱設計 (一級行星輪系)【說明書+CAD】

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(4)完成主要零部件設計并進行強度校核。 (5)繪制零件加工圖，選定加工工藝。? (6)編寫設計說明書。 3、 擬使用的主要設計、分析軟件及儀器設備 主要設計、分析軟件： CAD軟件（繪制二維裝配圖和零件圖） 儀器設備： 本課題主要是對大容量風電機組齒輪傳動系統(tǒng)設計，所采用的設備儀器是普通計算機。 4、 參考文獻 B：[1] 潘存云， 機械原理[M]、 長沙、 中南大學出版社、 2011 [2]、何顯富、風力機設計、制造與運行 北學工業(yè)出版社 2009 [3]、芮曉明、 風力發(fā)電機組設計． 北京、 機械工業(yè)出版社 、2010? 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M5000等風電機組齒輪傳動系統(tǒng)的相關資料；相關教材，如《海上風力發(fā)電機組設計》、《風力機設計、制造與運行)》等；圖書館電子資源數(shù)據(jù)庫搜集到的期刊論文，博士、碩士學位論文等。 4 設計（論文）應完成的主要內容： 1) 完成5MW風電齒輪箱傳動比分配等設計與計算； 2) 完成傳動軸、齒輪、軸承等關鍵傳動零部件的選擇、設計、計算與校核； 3) 查閱相關文獻資料，撰寫開題報告； 4) 完成相關論文的翻譯(英譯中，不少于3000字)。 5 提交設計（論文）形式（設計說明與圖紙或論文等）及要求： 1) 完成5MW風電齒輪增速箱設計，提供增速箱裝配圖、零件圖等共折合A0圖紙不少于2.5張； 2) 設計計算說明書一份，畢業(yè)設計說明書的書寫格式和版面要求參照《湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）要求與撰寫規(guī)范》，說明書不少于40頁。 6 發(fā)題時間： 2015 年 3 月 12 日 指導教師： （簽名） 學 生： （簽名） 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）指導人評語 [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的工作態(tài)度，研究內容與方法，工作量，文獻應用，創(chuàng)新性，實用性，科學性，文本（圖紙）規(guī)范程度，存在的不足等進行綜合評價] 指導人： （簽名） 年 月 日 指導人評定成績： 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）評閱人評語 [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的文本格式、圖紙規(guī)范程度，工作量，研究內容與方法，實用性與科學性，結論和存在的不足等進行綜合評價] 評閱人： （簽名） 年 月 日 評閱人評定成績： 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）答辯記錄 日期： 學生： 學號： 班級： 題目： 提交畢業(yè)設計（論文）答辯委員會下列材料： 1 設計（論文）說明書 共 頁 2 設計（論文）圖 紙 共 頁 3 指導人、評閱人評語 共 頁 畢業(yè)設計（論文）答辯委員會評語： [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的研究思路，設計（論文）質量，文本圖紙規(guī)范程度和對設計（論文）的介紹，回答問題情況等進行綜合評價] 答辯委員會主任： （簽名） 委員： （簽名） （簽名） （簽名） （簽名） 答辯成績： 總評成績： 湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 摘 要 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(xiàn)風機國產化目標。 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(shù)計算等對其配套的齒輪箱進行自主設計。 首先，確定齒輪箱的機械結構。選取一級行星派生型傳動方案，通過計算，確定各級傳動的齒輪參數(shù)。對行星齒輪傳動進行受力分析，得出各級齒輪受力結果。依據(jù)標準進行靜強度校核，結果符合安全要求。 最后，對齒輪傳動系統(tǒng)進行了齒面接觸應力計算，結果符合要求。 關鍵詞：風力發(fā)電，風機齒輪箱，結構設計， ii Abstract 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 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 introduction of foreign technology．Therefore，it is urgent need to carry out independent development and research on MW wind power gearbox，and truly master the design and manufacturing technology in order to achieve the goal of localization． This paper takes the wind power。The independent design of the gearbox matching for the wind turbine has been carried out by selecting the transmission scheme and calculating the gear parameters。 Firstly, the mechanical structure of gearbox is determined．The two-stage derivation planetary transmission scheme is selected．The gear parameters of every stage transmission is calculated．，and the force analysis results is obtained．The static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard．The result shows that it is accord with safety requirements． Secondly, the helical gear parametric model is established based on involutes curve equation and generation theory of spiral line by using the function of parametric modeling in Pro／E． Then, the tooth surface contact stress of the gear transmission is calculated． Key Words：the wind power ，Gearbox for Wind Turbine；Structure Design；Parametric Modeling iii 目錄 Abstract ii 1.引言 - 1 - 1.1課題來源 - 1 - 1.2國內外發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 - 2 - 1.2.1風力發(fā)電國內外發(fā)展現(xiàn)狀 - 2 - 1.2.2風電齒輪箱的發(fā)展趨勢 - 5 - 1.2.3存在的問題及展望 - 5 - 1.3課題意義 - 6 - 1.4論文的主要內容及設計要求 - 7 - 1.5設計標準 - 7 - 2.齒輪箱的設計 - 8 - 2.1 增速齒輪箱方案設計 - 8 - 2.2齒輪參數(shù)確定 - 12 - 2.2.1行星輪系的齒輪參數(shù) - 12 - 2.2.2圓柱級齒輪參數(shù) - 16 - 2.3受力分析與靜強度校核 - 17 - 2.3.1受力分析 - 17 - 2.3.2低速級外嚙合齒面靜強度計算 - 21 - 2.4本章小結 - 25 - 3.傳動軸和箱體的設計 - 26 - 3.1高速軸的設計 - 26 - 3.2低速軸的設計 - 26 - 3.3中間軸的設計 - 28 - 3.4箱體 - 29 - 4齒輪箱及其他部件的設計 - 30 - 4.1齒輪箱的密封 - 30 - 4.2齒輪箱的潤滑、冷卻 - 30 - 4.3軸系部件的結構設計 - 31 - 4.4行星架的結構設計 - 32 - 4.5傳動齒輪箱箱體設計 - 32 - 5齒輪箱的使用及其維護 - 33 - 5.1安裝要求 - 33 - 5.2定期更換潤滑油 - 33 - 5.3齒輪箱常見故障 - 33 - 5.3.1齒輪損傷 - 34 - 5.3.2軸承損壞 - 34 - 5.3.3斷軸 - 35 - 5.3.4油溫高 - 35 - 心得體會 - 36 - 致 謝 - 37 - 參考文獻 - 38 - 1.引言 1.1課題來源 風是一種潛力很大的新能源，十八世紀初，橫掃英法兩國的一次狂暴大風，吹毀了四百座風力磨坊、八百座房屋、一百座教堂、四百多條帆船，并有數(shù)千人受到傷害，二十五萬株大樹連根拔起。僅就拔樹一事而論，風在數(shù)秒鐘內就發(fā)出了一千萬馬力(即750萬千瓦；一馬力等于0．75千瓦)的功率!有人估計過，地球上可用來發(fā)電的風力資源約有100億千瓦，幾乎是現(xiàn)在全世界水力發(fā)電量的10倍。目前全世界每年燃燒煤所獲得的能量，只有風力在一年內所提供能量的三分之一。因此，國內外都很重視利用風力來發(fā)電，開發(fā)新能源。 近10年風力發(fā)電增長迅猛，200年以來 ，全球每年風電裝機容量增長速度為 20%～30%。全球風能協(xié)會發(fā)布最新一期全球風電的增長數(shù)據(jù)顯示 ， 2008年全球范圍內新增風電裝機容量 2 705萬 kW，使得全球風電裝機容量達到 1 . 20億 kW，較 2007年增長 28 . 8%。 1998～2008年全球風電裝機容量的增長情況。如圖 1所示。 圖1.1全球風電裝機容量 我國的風電發(fā)展主要集中在 2003年以后 ，尤其是在風電特許權的帶動下 ， 2006年我國除臺灣外增加風電機組 1 454臺 ，增加裝機容量 133 . 7萬 kW，比過去 20年發(fā)展累積的總量還多 ，僅次于美國、 德國、 西班牙和印度。 2008年又新增風電裝機容量630萬 kW，新增容量位列全球第 2，僅次于美國。截至 2008年底總裝機容量達到 1 215 .3萬 kW，同比增長 106% ，總裝機容量超過了印度 ，位列全球第4，同時躋身世界風電裝機容量超千萬千瓦的風電大國行列。圖 2反映了 2000年以來我國風電裝機容量的增長。 圖1.2我國風電裝機容量 風力發(fā)電系統(tǒng)主要由風輪、齒輪箱、發(fā)電機、功率變換器、變壓器等部分構成 ，其中 ，發(fā)電機承擔將風能轉換為電能的任務 ，是風力發(fā)電系統(tǒng)中的核心部件。隨著風力發(fā)電整體技術的發(fā)展 ，風力發(fā)電機由早期的直流發(fā)電機、 籠型異步發(fā)電機等演變?yōu)楫斍暗碾p饋異步發(fā)電機和低速直驅永磁同步發(fā)電機等。同時，風力發(fā)電機自身技術水平的提高 ，又有力地促進了風力發(fā)電整體技術的進步。 例如 ，雙饋異步發(fā)電機及其控制技術的成熟 ，使變速恒頻風力發(fā)電得以實現(xiàn) ，成為當前風力發(fā)電系統(tǒng)的主流。因此 ，風力發(fā)電機與風力發(fā)電系統(tǒng)互為因果 ，相互促進。近年來風力發(fā)電系統(tǒng)的容量不斷增大 ，特別是低速直驅永磁風力發(fā)電系統(tǒng)的快速發(fā)展 ，有力地促進了風力發(fā)電機的設計、 制造、 控制以及運行維護水平的提高 ，各種新型風力發(fā)電機不斷出現(xiàn)。 本課題就是建立在對引進的兆瓦級風力發(fā)電增速齒輪箱結構技術消化吸收的基礎上，對增速齒輪箱進行結構設計，為研發(fā)自主知識產權的風機增速齒輪箱打下基礎。 1.2國內外發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 1.2.1風力發(fā)電國內外發(fā)展現(xiàn)狀 風力發(fā)電的快速增長帶動了風電設備制造業(yè)的發(fā)展， 2007 年度全球風電設備市場總價值達到360 億美元。目前， 世界上先進的風電設備制造企業(yè)主要集中在少數(shù)幾個國家，如丹麥、 德國、 西班牙和美國等， 著名的公司有Ves tas(丹麥)、 GE Wind(美國)、 Gamesa(西班牙)、Enercon (德國)、 Suzlon(印度)等。圖3 為2007 年世界風電機組市場份額圖。2007 年， 丹麥的Vestas 公司占全球市場份額的 22.8%， 前3 位公司占有了市場份額的一半多。值得一提的是， 我國的金風科技股份有限公司也占據(jù)了2007 年世界風電市場的4. 2%。 圖1.3 2007年世界風電機組市場份額 風電的快速增長同樣刺激了我國風電設備制造業(yè)的發(fā)展，并迅速崛起了像金風科技股份有限公司、 華銳風電科技有限公司、 湖南湘電風能有限公司、 浙江運達風力發(fā)電工程有限公司等風電設備制造企業(yè)。這些企業(yè)通過對國外風電技術的吸收再創(chuàng)新， 形成了較大的生產規(guī)模。目前，國內從事風電設備制造的企業(yè)達 50余家，而且配件制造企業(yè)隊伍也在迅速擴大。2007 年我國新增裝機容量中， 內資企業(yè)產品占 55. 9%， 其中金風科技的份額最大， 占新增總裝機容量的 25.1%，占內資企業(yè)產品的44. 9% ;合資企業(yè)產品占新增裝機容量的 1.6%; 外資企業(yè)產品占 42. 5%， 其中西班牙Gamesa的份額最大，占新增裝機容量的39. 9% 。國際上，兆瓦級以上的風電機組已經(jīng)成為主流機型。如美國:主流機型1. 5MW， 丹麥: 主流機型( 2. 0~3. 0)MW。截至2006年，我國風電機組1MW以下的機組占總裝機容量的70%， 1MW~ 2MW之間的風電機型只占26%， 2MW以上機型占4%。根據(jù)國家發(fā)改委規(guī)劃，我國未來的風電新增裝機將以1. 5MW、 2MW機型為主， 1MW以下機型所占比重將逐漸降低。 風力發(fā)電發(fā)展的主要趨勢： ( 1) 機組單機容量增大風電機組單機容量的增大有利于提高風能利用率，降低風場的占地面積， 降低風電場運行維護成本，從而提高風電的市場競爭力。目前， 國際上主流的風電機組已達到( 2~ 3)MW， 由德國Repower 公司研制的最大的5MW 風電機組已投入運行，其旋翼區(qū)直徑達到126 米。可以預見， ( 3~ 5)MW的風電機組在市場中的比例將日益提高。2008 年 2 月在布魯塞爾舉行的風能會議和風能展上， 有與會者甚至提出了2020 年前開發(fā)出20MW風電機組的概念。 ( 2) 海上風電迅速興起海上風能資源豐富， 且受環(huán)境影響小，海上風電場將成為一個迅速發(fā)展的市場。目前丹麥、 德國、 英國、瑞典和荷蘭等國家海上風電發(fā)展較快。歐洲風能協(xié)會(EWEA)預測， 2020年，歐洲海上風電總裝機容量將達到70 000MW。雖然海上風電前景廣闊，但目前還有技術等方面的因素制約著它的發(fā)展。一方面， 海上風電機組均為陸上風電機組改造而成， 而復雜的海上自然條件使得風電機組的故障率居高不下， 如世界最大的海上風電場丹麥Vestas 霍恩礁風電場， 80 臺海上風電機組故障率超過70%。另一方面， 電網(wǎng)將難以承受大規(guī)模海上風電場所提供的巨大電能。因此， 海上風電的大發(fā)展仍需要解決機組及上網(wǎng)配套設施等方面的問題。 ( 3) 變速恒頻技術快速推廣目前市場上恒速運行的風電機組一般采用雙繞組結構的異步發(fā)電機， 雙速運行。在高風速段， 發(fā)電機運行在較高轉速上;在低風速段，發(fā)電機運行在較低轉速上。其優(yōu)點是控制簡單， 可靠性高;缺點是由于轉速基本恒定，而風速經(jīng)常變化，因此機組經(jīng)常處于風能利用系數(shù)較低的狀態(tài)，風能無法得到充分利用。隨著風電技術的進步，風電機組開發(fā)制造廠商開始使用變速恒頻技術，并結合變槳距技術的應用開發(fā)出了變槳變速風電機組。與恒速運行的風電機組相比， 變速運行的風電機組具有發(fā)電量大、 對風速變化的適應性好、 生產成本低、 效率高等優(yōu)點。因此，變速運行的風電機組也是未來發(fā)展的趨勢之一。德國Enercon 公司是目前全球生產變速風電機組最多的公司。 ( 4) 全功率變流技術興起近年來，歐洲的Enercon、 Winwind 等公司都開發(fā)和應用了全功率變流的并網(wǎng)技術， 使風輪和發(fā)電機的調速范圍達到了 0~ 150%的額定轉速， 提高了風能的利用范圍，改善了風場上網(wǎng)電能的質量。Enercon 公司還將原來對每個風電機組功率因數(shù)的分散控制加以集中，由并網(wǎng)變電站來統(tǒng)一調控，實現(xiàn)了電網(wǎng)的有源功率因素校正和諧波補償。全功率變流技術將在今后大型風電場建設時得到推廣應用。 ( 5) 直驅和半直驅風電機組直驅式風電機組采用多極電機與葉輪直接連接進行驅動的方式， 免去故障率較高的齒輪箱，在低風速時效率高，且具有低噪聲、 高壽命、 運行維護成本低等優(yōu)點。近年來直驅式風電機組的裝機份額增長較塊， 但由于技術和成本等方面的原因， 在未來較長時間內帶增速齒輪箱的風電機組仍將在市場中占主導地位。半直驅是介于齒輪箱驅動和直接驅動之間的一種驅動方式，它采用一級齒輪箱增速， 結構緊湊， 具有相對較高的轉速和較小的轉矩。與傳統(tǒng)的齒輪箱驅動相比， 半直驅增加了系統(tǒng)的可靠性;而與大直徑的直驅相比，半直驅通過更高效和緊湊的機艙排列減小了系統(tǒng)的體積和重量。 圖1.4風機的整體結構 1.2.2風電齒輪箱的發(fā)展趨勢 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，經(jīng)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(jīng)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。 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，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(jīng)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。 國外兆瓦級風電齒輪箱是隨jxL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(jù)。 盡管國際上齒輪箱設計技術已經(jīng)比較成熟，但統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，齒輪箱出現(xiàn)故障仍然是故障的最主要原因，約占風機故障總數(shù)的20％左右，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，通過引進和吸收國外成熟的技術，成功研發(fā)出了兆瓦級以下風力發(fā)電機。 1.2.3存在的問題及展望 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： 1) 國內缺乏基礎性的研究工作和基礎性的數(shù)據(jù)對國外技術尚未完全消化自 主創(chuàng)新能力不足。 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。 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, 質量穩(wěn)定性較差。掌握設計制造技術的企業(yè)數(shù)量較少無論是產品數(shù)量還是產品質量都難以滿足市場需要。 4) 缺乏大型試驗裝置及測試手段。 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。 1.3課題意義 風力發(fā)電是清潔可再生能源，蘊存量巨大，具有實際開發(fā)利用價值。中國水電資源370 GW，風能資源有250 GW。廣東省水電資源6.6 GW，沿海風能可開發(fā)量(H=40 m)8.41 GW。也就是說，風能與水能總量旗鼓相當。大量風能開發(fā)不可能靠某個部門或行業(yè)的財政補貼就能解決，商業(yè)化不僅是市場的要求，也是風力發(fā)電發(fā)展的自身需要。所以，風力發(fā)電商業(yè)化是必由之路，可行之路。風力發(fā)電機組中的齒輪箱是一個重要的機械部件，其主要功用是將風輪在風力作用下所產生的動力傳遞給發(fā)電機并使其得到相應的轉速。通常風輪的轉速很低，遠達不到發(fā)電機發(fā)電所要求的轉速，必須通過齒輪 箱齒輪副的增速作用來實現(xiàn)，故也將齒輪箱稱之為增速箱。齒輪箱作為傳遞動力的部件，在運行期間同時承受動、靜載荷。其動載荷部分取決于風輪、發(fā)電機的特性和傳動軸、聯(lián)軸器的質量、剛度、阻尼值以及發(fā)電機的外部工作條件。 開發(fā)新能源是國家能源建設實施可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的需要，是促進能源結構調整、減少環(huán)境污染、推進技術進步的重要手段。風力發(fā)電是新能源技術中最成熟、最具規(guī)模開發(fā)條件和商業(yè)化發(fā)展前景的發(fā)電方式之一。 (1)由于我國風電產業(yè)起步較晚，缺乏基礎研究積累和人才，我國在風力發(fā)電機組的研發(fā)能力上還有待提高，總體來說主要以引進國外先進技術為主。目前國內引進的技術，有的是國外淘汰的技術，有的圖紙雖然先進，但受限于國內配套廠家的技術、工藝、材料等原因，導致國產化的零部件質量、性能仍有一定差距。所以，在引進國外風機技術的同時，開發(fā)自主知識產權的兆瓦級增速齒輪箱，是加速我國風電產業(yè)的一項重要任務。 (2)增速齒輪的設計和制造技術是整個風力發(fā)電機組的關鍵技術，關系到整個風力發(fā)電機組的命運。因此，要加強齒輪的研究，對齒輪進行結構設計，提高齒輪的嚙合質量，降低噪聲，保證齒輪機械效率，提高齒輪的運行可靠性。 (3)增速齒輪箱以漸開線齒輪為主，人們對標準的漸開線齒輪有了一套比較成熟的設計、強度計算和加工方法。兆瓦級增速齒輪對漸開線齒輪傳動提出了新的要求，在尺寸、重量最小的情況下，可靠地傳遞高速、重載的運動，這就對齒輪分析的計算精度提出了很高要求，高精度齒輪分析是輪齒承載能力、振動、噪聲及修形等研究的基礎。因此，建立準確的分析模型，準確求解受載輪齒的載荷分布對修形規(guī)律的研究具有重要意義。 1.4論文的主要內容及設計要求 論文的主要內容包括是介紹了風力發(fā)電的現(xiàn)狀發(fā)展趨勢，及現(xiàn)在各個國家對風力發(fā)電的重視程度。我國現(xiàn)在風力發(fā)電的總體情況、風力發(fā)電機傳動鏈設計等。風力發(fā)電機傳動鏈主要分為主軸、齒輪箱（增速箱）、機械剎車以及相關組件。齒輪箱作為風機上的零件的重要作用，齒輪箱的發(fā)展。還有就是整篇論文關于齒輪箱的設計過程，及校核等等。還有CAD二維的裝配圖及零件圖繪制，并截取了一些圖片附于論文上。 設計此次的行星輪系的齒輪箱，我們擬部分采用減速器的設計方法，再結合書籍資料完成風力發(fā)電齒輪箱的設計，校核，及優(yōu)化的一系列工作。 關于行星輪系的傳動比，及齒輪的計算，會參照《機械原理》等一些書籍的部分內容進行，還有關于軸的校核，鍵等等，和齒輪箱的使用和維和等等。 主要的參數(shù)如下： 表1風電增速箱主要參數(shù) 發(fā)電機額定功率 5000KW 輸入轉速 12.1r/min 輸出轉速 1173.7r/min 傳動形式 一級行星兩級斜齒輪 總傳動比 97 主軸承 自調心滾子軸承 并明確規(guī)定依據(jù)IS06336進行齒輪計算，按3倍額定功率計算靜強度>1.0。.外齒輪制造精度不低于6級，齒面硬度HRC58--62，外齒輪采用20CrNi2MoA。 1.5設計標準 （1） 齒輪傳動通用設計標準 1）相關的中國國家標準 風電齒輪箱的傳動設計中，需要參照通用設計標準GB/T 3480-1997《漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法》。GB/T3480-1997標準與國際標準ISO 6336-1~ISO 6336-3基本對應，主要用于齒輪的齒面耐點蝕和齒根承載能力設計。對于齒輪膠合承載能力的計算，需要參照GB/T 6413-2003標準。 2）相關的其他標準 國際標準（ISO）和德國標準（DIN）在齒輪傳動設計中起到重要作用。其中有關圓柱齒輪承載能力的主要設計標準源于DIN 3990。該標準包括5個子集，與國際標準ISO 6336基本對應。對于齒輪膠合承載能力的計算，相關的參照標準為ISO/TR 13989-2000。 （2）風電齒輪箱專用標準 我國于 2003 年 9 月頒布了 G B/ T19073 - 2003 風力發(fā)電機組 — 齒輪箱標準 ( 以下簡稱 19073 標準) ,對風輪掃掠面積大于等于 40m 2 的風電齒輪箱的技術要求、 試驗方法、 檢驗規(guī)則及標志、 包裝、 運輸和儲存提出了概括性要求 ; 美國風能協(xié)會 (AWEA) 和齒輪協(xié)會(AG MA) 于 2003 年 10 月制定了新的風力機齒輪箱標準 “ Standard for Design and Specification of Gearbox for Wind Turbines ” , 用于替代 AG MA/ AWEA 921 - A97 , 并于 2004 年 1 月上升為美國國家標準 , 即 ANSI/ AG MA/AWEA6006 - A03 ( 以下簡稱 6006 標準 ) 。該標準對40kW ～ 2MW 的風力發(fā)電齒輪箱的設計、 制造、 使用等作了詳盡的規(guī)定。 6006 標準被世界上許多國家采用 ,是風電齒輪箱領域影響最大的一個標準。國際標準化組織 2005 年采用快速程序 , 直接采用該標準作為國際標準 ISO81400 - 4 :2005 。 19073 標準規(guī)定齒輪箱的工作環(huán)境溫度為 - 40 ℃～ 50 ℃ , 齒輪箱最高溫度不得大于 80 ℃ , 機械效率應大于 97 % , 噪聲應不大于 85dB , 機械振動應滿足G B8543 中 C 級要求。 19073 標準和 6006 標準都要求齒輪箱正常工作壽命不小于 20 年 , 但也有資料要求風功率密度 4 級時的設計壽命為 20 年 ,3 級時為 30 年。對零部件來說 , 通常要求齒輪壽命達到 17. 5 萬小時 [7] , 軸承壽命 13 萬小時 [6 ,7] 。6006 標準的正文部分包括適用范圍、 引用標準、定義和符號、設計規(guī)范、 齒輪箱設計和制造要求以及潤滑等內容 , 對齒輪強度計算方法以及軸承使用情況、 要求壽命、 最大應力等作了具體規(guī)定。 2.齒輪箱的設計 2.1 增速齒輪箱方案設計 根據(jù)傳動鏈布局和風輪主軸支撐形式的要求，齒輪箱的結構可能有較大差異，但其主體一般由箱體、傳動機構、支撐構件、潤滑系統(tǒng)和其他構件構成。 齒輪箱體需要承受來自風輪的載荷，同時要承受齒輪傳動過程中產生的各種載荷。箱體也是主傳動鏈的基礎構件之一，需要根據(jù)風電機組總體布局設計要求，為風輪主軸、 齒輪傳動機構和主傳動鏈提供可靠地支撐與連接，將載荷平穩(wěn)傳遞到主機架。 傳動機構是實現(xiàn)齒輪箱增速傳動功能的核心部分，通常由多級齒輪傳動副和支撐構件組成。 可靠的潤滑系統(tǒng)是齒輪箱的重要配置，可以實現(xiàn)傳動構件的良好潤滑。同時，為確保極端環(huán)境溫度下的潤滑油性能，一般需要考慮設置相應的加熱和冷卻裝置。 風電齒輪箱還應設置對潤滑油、高速端軸承等溫度進行實時監(jiān)測的傳感器，防止外部雜質進入的空氣過濾器，以及雷電保護裝置等附件。 齒輪傳動裝置的種類較多，按其傳動形式大致可分為定軸齒輪、行星齒輪和組合傳動的齒輪箱；按傳動級數(shù)可分為單級或多級齒輪箱；按布置形式可分為展開式、分流是和同軸式等形式的齒輪箱。 風電齒輪箱要求的增速比通常較大，一般需要多級的齒輪傳動。目前大型風電機組的增速齒輪箱典型設計，多采用行星齒輪與定軸齒輪組成混合齒輪系的傳動方案。其中NGW傳動是一種行星齒輪的典型設計形式。 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，行星傳動的以下優(yōu)點：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；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。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、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。 依據(jù)提供的技術數(shù)據(jù)，經(jīng)過方案比較，總傳動比i=97，采用一級行星派生型傳動，即一級行星傳動+兩級高速軸定軸傳動。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要求，從而降低制造成本。 對于具有三個行星輪的傳動，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。設計齒輪箱的轉動比為1：97，由于減速比較大，按照此轉動比，齒輪箱的結構形式可設計為：一級行星傳動+兩級斜齒輪傳動。齒輪傳動方案一 兩級NGW型行星齒輪 特點：結構比較復雜，可滿足較大速比的傳動要求，傳動比40~160 圖2.1雙極NGW型傳動方案 齒輪傳動方案二 行星齒輪與平行軸圓柱齒輪混合式 特點：低俗部分為行星齒輪傳動，可使功率分流，同時合理應用了內嚙合，結構較緊湊。后兩級為定軸圓柱齒輪傳動，可合理分配速比，提高傳動效率 圖2.2行星齒輪圓柱齒輪混合式 依據(jù)提供的技術數(shù)據(jù)，經(jīng)過方案比較，行星傳動有以下優(yōu)點：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；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。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、散熱面積小導致油溫升高，故要求嚴格的潤滑與冷卻裝置。兩者比較決定采用第二種方案,即一級行星+兩級平行軸圓柱齒輪傳動。 圖2.3本設計采用的結構 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(xiàn)這一目標行星輪系各齒輪齒數(shù)必須要滿足一定的幾何條件。 (1)保證兩太陽輪和系桿轉軸的軸線重合，即滿足同心條件 。 (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。 （2.1） (3)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，各行星輪能夠均勻地分布在兩太陽輪之間，即滿足安裝條件 c為整數(shù)，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。 (4)保證輪系能夠實現(xiàn)給定的傳動比，即滿足傳動比條件。當內齒圈不動時有 以上各式中： ——中心太陽輪齒數(shù)； ——行星輪齒數(shù)； ——內齒圈齒數(shù)； K——行星輪個數(shù)； ha*——齒頂高系數(shù)。 2.2齒輪參數(shù)確定 2.2.1行星輪系的齒輪參數(shù) 根據(jù)行星輪系的傳動所需要滿足的條件。 兩級定軸的傳動比，則一級行星傳動，角標1表示低速級輸入端， ，每個行星輪的傳遞的功率P=5000KW，工作壽命為20年。 參數(shù)計算： 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)： 1）選擇直齒圓柱齒輪。 2）齒輪精度等級為5級精度。 3）材料選擇為20CrMnMo,熱處理應為淬火。 4）初選小齒輪齒數(shù)為，取30。 ， ∴A= /=3.8 E = A =5.472 查得 =5.1 式中：——齒輪的接觸疲勞極限； —— 載荷不均勻系數(shù)； —— 對分度圓直徑的齒寬系數(shù)； ——動載荷系數(shù) —— 接觸強度計算的壽命系數(shù)； —— 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)； —— 齒面工作硬化系數(shù)； 2.按齒面接觸強度設計 （2.2） 1)確定公式內各計算數(shù)值 2)計算 根據(jù)經(jīng)驗選取螺旋角°壓力角° ∴ ° (1)配齒計算 取 /= C ， 適當調整=5.1 5.1×/ 3 = 34, ∴=20 , = c-=82 =0.5×(-)=31 采用不等角變位，取=30， 則 j==1.01 查圖可得適用的預計嚙合角24°≤≤26° 18°≤≤20.8° 預選=25° (2) 按接觸強度初算a-c傳動的中心距與模數(shù) 太陽輪和行星輪材料選用滲碳淬火，齒面硬度HRC58-62，選取 齒寬系數(shù)， 齒數(shù)比 ∴模數(shù) 取=28 未變位時 按預取嚙合角=24.5°可得a—c傳動中心距變動系數(shù) 則中心距 a’= a取a’=720 計算a-c傳動的實際中心距變動系數(shù)Y和嚙合角 ∴=25.05° (3)計算a—c傳動的變位系數(shù) 查圖校核，在與線之間，為綜合性能較好區(qū)，可用。 查圖分配變位系數(shù)藝=0．22，=O．251 (4)計算c-b傳動的中心距變動系數(shù)及嚙合角 c-b傳動未變位時的中心距 =734.28mm ∴=25.27° (5)計算c-b傳動的變位系數(shù) =-0.547 (6)重合度計算 =1.4336 =1.0508 其中 ∴ 行星輪系的參數(shù)為 分度圓直徑 齒寬 內齒輪R精度等級為6級。 2.2.2圓柱級齒輪參數(shù) 1.高速軸上的齒輪的設計 輸入功率，小齒輪轉速為294.79/min,傳動比i=3.9811,工作壽命20年。 （1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)： 1）選擇斜齒圓柱齒輪。 2）齒輪精度等級為5級精度。 3）材料選擇為20CrMnMo,熱處理應為淬火。 4）初選小齒輪齒數(shù)為。 5）初選螺旋角°。 （2）按齒面接觸強度設計 1)確定公式內各計算數(shù)值 2)計算 計算齒寬b及模數(shù) m=30 計算縱向重合度=1.586 計算載荷系數(shù)=1.433 2.中間軸上的齒輪設計 輸入功率=5315.3KW，小齒輪的轉速為61.71r/min。傳動比i=4.774,傳遞的轉矩=N.mm，使用壽命為20年。 （1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒輪 1）選擇斜齒圓柱齒輪。 2）齒輪精度等級為5級精度。 3）材料選擇為20CrMnMo,熱處理應為淬火。 4）初選小齒輪齒數(shù)為。 5）初選螺旋角° （2）按齒面接觸強度設計 1)確定公式內各計算數(shù)值 2)計算 計算齒寬b及模數(shù) m=13 計算縱向重合度=1.0317 計算載荷系數(shù)=1.4121 高速軸上的一對齒輪系參數(shù)為： 中間軸上的一對齒輪的參數(shù)為： 2.3受力分析與靜強度校核 2.3.1受力分析 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(shù)目為3。假定各套行星輪載荷均勻，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平衡，構件間的作用力等于反作用力。 圖2.4行星傳動受力分析 行星架輸入功率為，太陽輪輸出功率為，增速傳動比為i，太陽輪節(jié)圓直徑為dl，根據(jù)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： 式中：——法面壓力角 ——分度圓螺旋角 ——主動輪齒寬中點處直徑 ——主動輪分度圓直徑 ——表示額定轉矩 按照上述公式計算低速級各個齒輪的受力情況行星輪傳動強度的校核計算 齒輪強度計算（齒面接觸疲勞強度計算） a-c傳動的接觸強度 太陽輪 （2.4） 行星輪 （2.5） 許用應力計算 （2.6） 滿足要求滿足要求 2c-b傳動的接觸強度（計算應力） 行星輪 內齒圈 許用應力計算 滿足要求滿足要求 表2.1 5MW風力機輸入級齒輪接觸強度校核結果 太陽輪 行星輪 行星輪 內齒圈 1.3 1.3 1.05 1.05 1.25 1.25 1 1 1 1 1 1 2.5 2.5 0.96 0.92 1 1 1500 1100 1500 1100 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 875.8 342.76 1172.76 524.3 1250 1000 a-c傳動的齒根彎曲疲勞強度（計算應力） （2.7） 許用應力計算 滿足條件 b-c傳動的齒根彎曲疲勞強度 許用應力計算 滿足條件 表2.2 5MW風力機齒輪彎曲強度校核結果 太陽輪 行星輪 行星輪 內齒圈 0.85 0.67 1.05 1.05 1.3 1.3 1.25 1.25 1 1 3.2 3.05 3.05 2.95 1 1 600 480 600 480 2 2 0.92 0.92 1 1 1 1 1 1 525.3 342.76 286.4 280.5 513.87 513.89 2.3.2低速級外嚙合齒面靜強度計算 （1）低速級接觸強度計算： 依據(jù)要求，按3倍額定功率計算靜強度。(其余嚙合齒輪副的計算步驟，結論與此相似。) 載荷： 式中: ——計算切向載荷，N； ——齒輪分度圓直徑，mm ——最大轉矩，N.m 修正載荷系數(shù)： 因已經(jīng)按最大載荷計算，取使用系數(shù)。 計算安全系數(shù) 式中：——靜強度最大齒面應力， （接觸應力） 式中：——小輪分度圓直徑； ——齒寬； ——齒數(shù)比； ——使用系數(shù)； ——動載荷系數(shù)； ——壽命系數(shù)； ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ——彈性系數(shù)； ——接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)； ——接觸強度計算的齒間載荷分布系數(shù)； ——接觸強度計算的重合系數(shù)； ——接觸強度計算的螺旋角系數(shù)； （式中各數(shù)據(jù)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(shù)的確定方法）得到。） ① 使用系數(shù)查表 =1.3 ② 動載荷系數(shù) 其中， （齒輪精度5級，查表得）； ③ 齒向載荷分布系數(shù) 太陽輪浮動，對對稱支承，查表得： ④ 齒間載荷分布系數(shù) 查機械設計手冊得 =1 ⑤ 節(jié)點區(qū)域系數(shù) （其中） ⑥ 彈性系數(shù) ⑦ 重合度系數(shù) （其中，按算） ⑧ 螺旋角系數(shù) 其中按接觸應力 =878.83 ⑨ 壽命系數(shù) ⑩ 工作硬化系數(shù) 而安全系數(shù) 代入上述值： 得到 故符合要求，具有高的可靠度。 （2）中間級接觸強度計算 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(shù)如下表所示： 表2.3 中間級齒面計算接觸應力各項系數(shù) 系數(shù) 值 1.3 1.025 1.13 1 2.252 189.8 0.8745 0.995 0.9 1 代入以上系數(shù)，計算接觸應力 按接觸應力 =928.74 計算安全系數(shù) =1.438 故符合要求。 （3）高速級接觸強度計算 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(shù)如下表所示： 表2.4高速級齒面計算接觸應力各項系數(shù) 系數(shù) 值 1.3 1.06 1.383 1 2.33 189.8 0.7294 0.985 0.91 1 代入以上系數(shù)，計算接觸應力 按接觸應力 =961.76 計算安全系數(shù) =1.42 故符合要求。 2.4本章小結 依據(jù)技術指標，綜合行星傳動與平行軸傳動的有點，選取一級行星派生型傳動，采用太陽輪浮動的均載機構，計算確定了齒輪箱各級傳動的參數(shù)。對行星傳動進行受力分析，得出各級傳動齒輪的受力結果。依據(jù)標準，進行靜強度校核，結果符合安全要求。 3.傳動軸和箱體的設計 3.1高速軸的設計 (1)最小軸直徑的設計（A=105~135） 功率P=5060.2KW，轉速n=294.79r/m，A取125。 所以d=560mm （2）結構設如下 圖3.1高速軸 3.2低速軸的設計 最小軸直徑的設計 功率P=5378.8KW，轉速n=1173.7所以d=140mm。根據(jù)軸承精度選擇， 圖3.2低速軸 齒輪采用的是斜齒，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(jù)以上情況，可得低速級傳動軸的受力簡圖： 圖3-3 低速軸受力圖 由上受力圖經(jīng)行軸的強度校核 扭轉強度條件為： mm 45鋼＝30～40 軸的強度滿足要求。 式中，——軸的扭轉切應力， ； ——軸所受的扭矩， ； ——軸的抗扭截面模量， ； ——軸的轉速， ； ——軸所傳遞的功率，Kw; ——軸的許用扭轉切應力，； －取決于軸材料的許用扭轉切應力 的系數(shù)，其值可查機械設計手冊。 故滿足強度要求。 3.3中間軸的設計 （1）最小軸直徑的設計 功率P=5271.2KW，轉速n=61.71r/m。 所以d=600。， （2）結構設如下： 圖3-5中間軸 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(jù)以上情況，經(jīng)行軸的強度校核。 扭轉強度條件為： mm 45鋼＝30～40 根據(jù)條件，按照強度校核公式計算： 故滿足強度要求。 3.4箱體 箱體是齒輪箱的重要零件，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，保證傳動質量。箱體的設計應按照風力發(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。應注意軸承支撐和機座支撐的不同方向的反力及其相對值，選取合適的支撐結構和壁厚，增設必要的加強筋。筋的