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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，變槳齒輪箱作為風電機組變槳系統(tǒng)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。但由于國內變槳齒輪箱的研究起步較晚，技術薄弱。因此，急需對變槳齒輪箱進行自主開發(fā)研究，真正掌握變槳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1.5MW風力發(fā)電機組變槳系統(tǒng)的減速箱，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。選取三級行星傳動方案，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。 關鍵詞： 風力發(fā)電，變槳齒輪箱，結構設計 V Abstract The rapid development of wind power industry has contributed to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry. As the core component of the wind turbine propeller system, the variable propeller gear box has attracted the attention of domestic and foreign wind power industry and research institutions. However, due to the domestic variable propeller gear box research started late, technology is weak. Therefore, it is urgent to carry on the independent development of the pitch gear box, and truly master the design and manufacture technology of the propeller, so as to realize the localization of the wind turbine. This paper is the design of gearbox pitch system of 1.5MW wind turbine, through the selection of scheme, the gear parameter calculation of its support for independent design. First of all, to determine the mechanical structure of the gear box. Select the three planetary transmission scheme, through calculation, to determine the levels of transmission gear parameters. The force analysis of planetary gear transmission, the gear stress results. According to the standard of static strength check, the results meet the safety requirements. Key Words：Wind power generation, pitch gear box, structure design 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 1 1.1 選題的背景和意義 1 1.2 國內外風力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2.1 國外風力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2.1 國內風力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.3 本課題研究目的與內容 4 1.3.1 研究目的 4 1.3.2 研究內容 4 第2章 風電機組總體結構分析 6 2.1葉片 6 2.2輪轂及變槳系統(tǒng) 7 2.3變槳齒輪箱 7 2.3主軸、主軸承及聯(lián)軸器 8 2.4主齒輪箱 9 2.5液壓控制系統(tǒng)與偏航系統(tǒng) 10 2.6塔架及基礎 10 第3章 變槳齒輪箱傳動系統(tǒng)設計 11 3.1 已知條件 11 3.2 方案設計 11 3.2.1 結構設計 11 3.2.2 齒形及精度 11 3.2.3 齒輪材料及其性能 11 3.2.4 配齒及傳動比計算 12 3.3 齒輪參數(shù)初步確定 12 3.3.1 按彎曲強度估算各級齒輪法向模數(shù) 12 3.3.2 各級主要幾何尺寸 13 3.4 各級齒輪疲勞強度校核 14 3.4.1 第一級疲勞強度校核 14 3.4.2 第二級疲勞強度校核 17 3.4.3 第三級疲勞強度校核 21 3.5 齒輪靜強度校核 25 3.6 齒輪靜強度校核 25 3.6.1 傳動比條件 25 3.6.2鄰接條件 25 3.6.3同心條件 26 3.6.4裝配條件 26 3.7 嚙合參數(shù) 26 3.8 齒輪幾何尺寸計算 26 3.9 傳動效率計算 27 3.10 結構設計 28 3.11 軸承設計及校核 28 3.11.1 第一級行星輪軸承校核 28 3.11.2 第二級行星輪軸承校核 29 3.11.3 第三級行星輪軸承校核 29 3.11.4 輸出軸軸承校核 30 3.12 軸的強度校核 31 3.12.1太陽輪軸強度計算 31 3.12.2行星輪軸強度計算 31 3.13直齒聯(lián)軸器強度校核計算 32 3.13.1第二級直齒聯(lián)軸器 32 3.13.2第三級直齒聯(lián)軸器 32 3.14花鍵軸擠壓強度校核 33 第4章 結論與展望 34 4.1 總結 34 4.2 展望 34 參考文獻 35 致謝 37 第1章 緒論 1.1 選題的背景和意義 自第二次工業(yè)革命以來，世界上許多國家，包括中國，都走上了工業(yè)化和城市化的道路。然而，工業(yè)化的快速發(fā)展是基于大量的不可再生能源。在石油，煤炭和其他主要能源正變得越來越少，如二氧化碳和二氧化硫氣體排放量過多和溫室效應，酸雨，霧，煙霧和其他不利結果在今天的社會形成，大力發(fā)展新能源，以取代不可再生能源已成為一種不可抗拒的趨勢。風能作為一種清潔和環(huán)境友好的可再生能源，風能，水，太陽能和生物質能等可再生資源，風能是非?；A和經濟優(yōu)勢的行業(yè)。在中國，風力發(fā)電僅占全國發(fā)電量的1%，這說明風力發(fā)電在中國有著巨大的潛力。風能的利用與發(fā)展，對替代石油化工能源、減少大氣污染、減少二氧化碳排放具有重要意義。在所有國家的風力發(fā)電的開發(fā)和利用非常嚴重，風力發(fā)電領域將作為大。 與其他能源相比，風能蘊藏量豐富，風電建設周期短，運行維護成本低，風場占地面積小，現(xiàn)場工人少，高功率兆瓦級風機相繼問世。隨著風力發(fā)電技術的不斷成熟，兆瓦級風力發(fā)電機組已占據(jù)了絕大部分風力發(fā)電市場，成為風力發(fā)電市場的主導力量。 從風電機組的分類來看，權力已經從小型風力發(fā)電機目前兆瓦級風力機；采用變槳控制方法，從固定攤位調節(jié)間距調整或獨立變槳距調節(jié)；在驅動源，從液壓驅動的電動變槳距。風力發(fā)電技術不斷完善，產品的性能不斷提高，風力發(fā)電的機制也在不斷完善。風機變槳距系統(tǒng)是一個重要組成部分：俯仰角、俯仰速度、停變間距和俯仰響應時間等指標嚴重影響整機性能，有可能使風力機連接的問題，同時，機組振動，從而影響使用壽命，甚至帶來安全隱患。因此，變獎控制技術是風力發(fā)電技術中最重要的一個指標，它是衡量風機性能的重要指標之一。因此，設計和制造高性能的變槳系統(tǒng)和控制算法是一個制造商的風電行業(yè)不可避免的和競爭的法門。 本文是針對某型1.5MW變槳距風力發(fā)電機組提出設計方案和仿真，并對超級電容在變槳系統(tǒng)備用電源的應用提出改善意見。 1.2 國內外風力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 1.2.1 國外風力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 從第二十個世紀70年代中期開始，風力發(fā)電將是每個國家的關注，迄今已覆蓋了80多個國家和地區(qū)。在1981個世界的風電總裝機容量不足1萬5000千瓦，1990將增加到196萬千瓦，在1998個已達到956萬千瓦。據(jù)統(tǒng)計，機總功率值超過30%的年增長率，由2020，專家估計世界風力發(fā)電裝機功率值將達到1230萬千瓦，預計風力發(fā)電是12.3%的發(fā)電量在世界各地，世界風力發(fā)電市場的擴張。 德國是世界上最強大的風力發(fā)電國，其年總的安裝或安裝總數(shù)，始終保持世界領先地位，以及海上風力發(fā)電技術的成熟。2009、波羅的海和北海興建大型風力發(fā)電站；到本世紀二十年代，風力發(fā)電的總發(fā)電量將占到所有德國總發(fā)電量的30%；到了而立之年，計劃實現(xiàn)風力發(fā)電總量占1 / 3的總全國發(fā)電。德國的風力發(fā)電市場從大海延伸到內陸平原和高原，特別是風電開發(fā)的新一代發(fā)電機。基于全球領先的德國機械行業(yè)，新一輪的研發(fā)新的更新，功率更強大，使風扇性能更好。 西班牙也是風力發(fā)電之一，已裝機容量為90萬千瓦，2005，西班牙風力發(fā)電位居世界第二。第一個是德國，有160萬千瓦的電力，第三是美國，有65萬千瓦發(fā)電。西班牙有很多風電運營商和零部件制造商，是世界領先的風力發(fā)電。 加拿大風能作為最有前途的電力來源，其國家風力發(fā)電能力達千瓦。特別是魁北克省北部，風力發(fā)電已成為最清潔能源市場之一。據(jù)新聞報道，加拿大自然資源部部長哈馬德表示，魁北克北科建風力發(fā)電機場地區(qū)在風能技術領域的領先地位，在北美國。 法國的一代占世界3%。法國的一個短期計劃是2014，發(fā)電機容量將達到300萬千瓦至500萬千瓦。根據(jù)環(huán)境保護局的統(tǒng)計，風力發(fā)電的使用將減少300萬噸二氧化碳排放量為600萬噸。在全國各地擁有一大批風流素描自愿承擔建立風力發(fā)電的必要配置任務，其中約13%的設備將在諾埃爾靠近來建立海峽，約22%的風機配置將被設置在魯瓦爾河地區(qū)，約45%的風電的配置將被設置在羅恩戈多C路西戎地區(qū)，其他配置將在皮卡迪利大街，布列塔尼和海外瓜特羅普，區(qū)域設置。 英國在七月14日宣布了2005大海上風力發(fā)電規(guī)劃的發(fā)展，然后創(chuàng)建一千個風力發(fā)電機。到2013年底，英國風力發(fā)電占6 / 1的總電力供應，可再生資源所發(fā)出的功率比以前增加了10%。英國議會在能源白皮書中說，在2020的風力發(fā)電量將增加一倍，在2013，大型風力發(fā)電計劃已經完成了一半以上。 日本在近幾年風力發(fā)電的快速發(fā)展，2002的風力發(fā)電總量為4600萬千瓦，7300萬個總發(fā)電容量為2003千瓦，2004個總發(fā)電容量達到1億千瓦，居世界第三，到2010，總發(fā)電量約2億千瓦。 印度是亞洲風力發(fā)電中最強大的國家，亞洲的總裝機容量居亞洲第一。印度的非常規(guī)能源部在2009，208的印度地區(qū)風力發(fā)電的工作候選人，選擇其中的30個區(qū)域創(chuàng)建一個總容量65MW大型風力發(fā)電項目；印度最大的風力發(fā)電機組單機容量僅為750kW，新安裝的裝配機總600kW 1250kW之間；亞洲開發(fā)銀行和世界銀行都大力投資印度的風力發(fā)電設施建設。 美國也是一個主要的風力發(fā)電。1990，美國的小型風力發(fā)電產業(yè)的增長率為14% ~ 25%；2006，風電產業(yè)保持持續(xù)快速增長勢頭，在今年年底，風力發(fā)電總容量達到11675mw，比以前的建筑風機超過總2454mw美元的，風電建設參與政府投資40億，風力發(fā)電占美國總發(fā)電量的1%，9%的功率附加總。美國風力發(fā)電技術是完美的，價格成本降低到一個非常低的程度，風力發(fā)電的價格和火電幾乎是相同的。目前，美國約有一半的制造商生產小型風力發(fā)電機出口，因此小型風力渦輪機仍然是占主導地位的模式在風力發(fā)電在美國。 1.2.1 國內風力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 中國風能資源相對豐富。根據(jù)中國風能資源二次普查結果，中國陸地風力發(fā)電的經濟發(fā)展在10米的范圍內，從地面50米。海上風能資源比內陸要大三倍，10海上風能可用于發(fā)電可達50m，千瓦可以用來產生能量高達15億千瓦的風。 我國風力資源主要集中在雙區(qū)。一是華北（西北、華北和東北地區(qū)），包括黑龍江、遼寧、河北、青海、甘肅、內蒙古、西藏、等地，土地由陸地邊界線和近200公里寬，包括西部資源豐富的地區(qū)和戈壁灘沙漠，所有地區(qū)可用于風力發(fā)電高達200萬千瓦，占風能開發(fā)總量的79%。該區(qū)是一個連續(xù)的土地風能區(qū)，地勢平坦，常年風力較大，相對穩(wěn)定，有利于大型發(fā)電。東南沿海地區(qū)、島嶼和沿海水域，季風和臺風影響的沿海和島嶼，與內陸風電容量更大，年有效風功率密度約為200W／平方米，如南路、嵊泗、臺山、東山、平潭、東沙、澳大利亞南部、馬來西亞、和其他公共和風資源可以在7到8之間，000個小時的生成時間。此外，其他領域的中國的土地可用風能相對豐度。 總之，中國的風能資源在大面積，儲量大，具有很大的潛力，工業(yè)化，大規(guī)模開發(fā)和利用。 1955、在東北和西部地區(qū)建設風力渦輪機l0kw小于總功率。1975，在世界能源危機的趨勢下，我國部分省、自治區(qū)開始對風力發(fā)電產業(yè)的研究、示范和推廣應用，但這一時期的風力發(fā)電設備是獨立發(fā)電。中國的第一個座位的國家電網(wǎng)提供的風力發(fā)電場在1986個榮成省，山東省，從風電行業(yè)在中國逐步進入研究和發(fā)展的經營階段，但在這個時候規(guī)模和單位功率輸出非常小。自1991以來，中國風電行業(yè)，1995的崛起，中國共建成五座可向國家電網(wǎng)的風電場，風場運行風機總發(fā)電36.2mw，最大功率500kW。1996，當風電被添加到建設規(guī)模，風電場的總功率和球迷總數(shù)的總數(shù)增加了顯著相比，前一段時間。據(jù)中國風能協(xié)會統(tǒng)計，在2007個中國的新的風力發(fā)電機組3144臺，比上年增長145.9%，增長率的裝機容量為126.7%。2008、風力發(fā)電機組的施工總功率達6億3000萬千瓦，風機施工總排在世界第二位，僅次于美國。在2008個中國的新的風力發(fā)電機組超過了印度的數(shù)量，與印度在同一時間進入新的風力發(fā)電超過10兆瓦的風力發(fā)電。2010，風力發(fā)電量增加450億千瓦時，比2009增加了63%，2012，中國總裝機容量的12960mw。 1.3 本課題研究目的與內容 1.3.1 研究目的 風力機中的每一個環(huán)節(jié)，變速齒輪箱是一個故障率最高的部件，也是我國風力機設計的主要瓶頸。目前，故障變槳距風力發(fā)電機組齒輪箱的設計要求主要是對齒輪箱的工作壽命要求不低于設計要求。齒輪失效是齒輪箱失效的主要原因。因此，合理設計齒輪箱傳動系統(tǒng)已成為風力機制造的關鍵。 本文以1.5MW風力發(fā)電機組變槳系統(tǒng)為例，通過一種行星齒輪減速箱的結構及傳動設計，并對主要零部件進行受力分析、計算與校核。為打破國外壟斷，實現(xiàn)我國風力發(fā)電機國產化貢獻綿薄之力。 1.3.2 研究內容 本文的主要研究內容主要包括以下兩個方面： (1) 1.5MW風力發(fā)電組變槳齒輪箱的設計 本文結合CAD設計方法，對齒輪箱箱體進行結構設計，然后對齒輪傳動裝置設計，齒輪箱結構安全可靠，符合標準。 (2) 危險零部件應力分析 針對齒輪箱中齒輪、齒輪軸等危險部件進行受力分析和計算，校核其強度，從而驗證設計方案的可靠。 37 第2章 風電機組總體結構分析 風機機械結構復雜，裝置各部分之間的密切關系，預機和變槳距系統(tǒng)的主電路設計，必須對風電機組的基本組成有深入的了解，然后根據(jù)設備的功能和主電路的設計。 風機可分為四個部分：風輪、機艙、塔架和基礎。塔的錐形形狀，因此也被稱為塔，如圖2-1所示的風機的具體結構和圖。風輪風能轉化為機械能部件，包括葉片、輪轂和變槳系統(tǒng)的三部分，在三個葉片的末端分別用和輪螺栓連接，輪轂和與機器的一艘船在機艙蓋連接。輪轂內是俯仰控制系統(tǒng)的執(zhí)行機構，包括俯仰控制柜、驅動電機、備用電源等。在機艙內的設備是風輪旋轉機械能轉換成電能的一系列傳動裝置，主要包括主軸、主軸、冷卻風扇、齒輪箱、聯(lián)軸器、控制柜、液壓制動系統(tǒng)、發(fā)電機、偏航系統(tǒng)等，主要部件都在下面。 圖2-1 風電機組結構簡圖 2.1葉片 葉片是風力機的關鍵部件，本文研究的是變槳距控制單元和變槳距的影響。葉片的主要功能是：捕捉最佳的風能，調整風力渦輪機的功率，并實現(xiàn)三個主要功能的氣動制動?？箯澢团まD載荷，極限端饒避免葉片和塔相撞，葉片設計成中空的殼體結構外包羅地表一致性；抗空心殼非平面剪切負荷將增加垂直于腹板剪切結構內葉義縣。為滿足低成本、高強度、疲勞壽命長、大硬度等指標的要求，葉片材料主要采用玻璃纖維增強塑料或碳纖維復合材料，而前者的成本較低，故應用較為普遍。另外，刀片必須在前端的防雷措施一般是由金屬材料制成，從頂端連接到輪轂、機艙、塔，一直到地面。 2.2輪轂及變槳系統(tǒng) 輪轂及變獎系統(tǒng)示意圖如圖2-2所示。 圖2-2 輪轂及變槳系統(tǒng)示意圖 輪轂與風力機葉片的主軸連接，輪轂上的力主要由葉片的力來承受氣流的推力、彎矩、扭矩和陀螺儀的力矩。作為一種結構元件，輪轂安裝在葉片、俯仰軸承、輪轂箱體、驅動電機、備用電源等方面，并連接到主軸，并將力和力矩傳遞給機構。由于輪轂的三維形狀比較復雜，機械性能很高，通常采用球墨鑄鐵作為材料，采用鑄造方法。 變槳控制系統(tǒng)主要包括執(zhí)行機構、輪轂控制柜、變槳驅動電機、冷卻風扇等。變槳距執(zhí)行機構，即刀片和螺旋槳齒輪，以及停止等。三控制柜通過一臺滑環(huán)機將電源作為動力源，通過一個輪轂控制柜由三個電機驅動，分別傳遞給各螺距執(zhí)行器。輪輪轂電機的滑動環(huán)可以提供電連接裝置，風輪旋轉條件下，滑動環(huán)可以旋轉，只解決普通的絲捻打結問題。 2.3變槳齒輪箱 變速齒輪箱是可變螺距驅動裝置的一個組成部分，它允許葉片繞其軸線旋轉0至90度，其目的是控制風力渦輪機的功率輸出或停止。轉子葉片通過4點接觸球軸承連接到輪轂。內齒輪軸承內圈。每一個葉片的可變紙漿驅動裝置直接連接到輪轂。小齒輪箱和軸承環(huán)齒輪嚙合。變速箱是由一個標準的直流電動機驅動的。在風機功率控制的主運行變量的俯仰角范圍是0到25度，小于一個小齒輪的周轉率，由于每個刀片由唯一的小齒輪直接驅動，因此小齒輪齒高的本地負載。 圖2-3 輪轂內部的驅動排列 輪轂內的所有部件都以一定的速度旋轉。無論是轉子的減速加速度、離心力和載荷方向的恒定變化和堆的慣性力，甚至引起齒輪箱的持續(xù)壓力。在輸入和輸出軸的密封設計中，必須考慮這些影響，其中的效率與應用程序的其余部分的預期效果是相似的。在制造過程中，螺旋槳驅動的安全性和高負載是非常重要的，這在制造過程中應該非常小心。 2.3主軸、主軸承及聯(lián)軸器 船機主傳動鏈圖如圖2-4所示，一個滑動環(huán)和主軸承主軸大圓筒裝置圖。主軸旋轉機械可傳給輪齒輪箱，主軸一端通過六角螺栓和風機輪轂固定連接，另一端連接傳動軸低速。主傳動軸，以支持風輪的氣動載荷、載荷、齒輪箱的反向力、傳動鏈的扭轉振動和瞬態(tài)載荷等。主軸為電氣、液壓連接線順利通過，常在軸的軸向通孔。鑒于主軸受力復雜，一般采用低碳合金鋼作為材料，含碳量在0.3%到0.7%之間，其他合金如Mn、Mo、Gr、Ni、V等含量少于5%，其目的是合金鋼具有較高強度、較好防腐性能和較低低溫性能的特性。常用材料有42CrMnTi、40Cr、34CrNiMo6 等。 圖2-4 風機主傳動鏈實物圖 主軸承是支承主軸，并通過軸承座將其傳遞給主框架的輪力。由于主軸軸承的彎矩，軸向位移容易導致軸承磨損，所以使用滾動軸承，并設計適當?shù)妮S承座來解決問題的壓力，如三點支護方法，主軸齒輪箱和車輪允許的回轉中心的主要軸承和軸承支撐方法廣泛使用風扇。 為更好地利用中性剛接地；利用中性彈性聯(lián)軸器。即高速軸一般采用彈性聯(lián)軸器，增加彈性連接，如膜片聯(lián)軸器，從而增加鏈傳動系統(tǒng)的阻尼和減少振動的傳遞；低速軸一般采用剛性聯(lián)軸器，以符合設計標準，如脹套式聯(lián)軸器。 2.4主齒輪箱 圖2-4軸大齒輪箱的主要演員后，主齒輪箱位于風力機和發(fā)電機之間的位置，它的大小的齒輪哨組合風輪低轉速增加到發(fā)電機的理想速度。由于風的變化規(guī)律，在齒輪上的負荷變化頻繁，瞬時沖擊小，可以看到在齒輪箱中是最重要、最容易發(fā)生故障的部件的傳動系統(tǒng)。由于風機的風場在偏遠地區(qū)的海上，沙漠，山區(qū)，原野等，因此風力渦輪機的維修修理非常困難，這需要齒輪箱有高可靠性和長期服務生活的部分。除常規(guī)力學性能外，對高寒地區(qū)的風保密具有很好的抗冷脆性；海上風電場具有抗腐蝕性；對具有較高的精度，保證齒輪箱工作平穩(wěn)，降低噪聲，改善潤滑、加熱、冷卻、監(jiān)控系統(tǒng)等。 針對行星齒輪具有傳動效率高、空間小、制作簡單、質量輕等優(yōu)點，風力機齒輪箱廣泛應用于行星齒輪或行星齒輪和軸并聯(lián)混合齒輪箱，但基本原理相當，是從低速的輸入軸輸出。 2.5液壓控制系統(tǒng)與偏航系統(tǒng) 風力機的機械制動與高速鐵路車輪的機械制動類似，它是以盤式制動器為基礎的，而最常用的制動裝置是盤式制動器。變槳距風力發(fā)電機采用機械式制動器時，在高速軸上放置制動器，將動作分為制動和緊急制動。偏航系統(tǒng)有時是由液壓驅動的。 圓弧齒輪，它與圖2-4黃軸承接觸，是偏航系統(tǒng)的主要組成部分。偏航控制系統(tǒng)是風力發(fā)電機組的重要組成部分，由偏航齒圈和偏航電機，其作用是機艙和風輪轉動，風機的運行保持風輪旋轉面與風向垂直，當電纜旋轉角度大于360度解旋和旋轉電纜以免打結。 2.6塔架及基礎 該塔是主軸承結構的風機軸承座和風輪壓力部件。要求在了望臺架，以獲得最佳的風的高度，使一般的塔高度在80米，但也承擔風機葉片旋轉的可變載荷和振動負載，總重量約占總重量的50%的風扇成本約占15%至49%的總成本。塔筒形筒、桁架式塔、三角塔、鋼筋混凝土塔、索塔等。大型風力發(fā)電機組大多采用錐式塔式，美觀，在底部的時候，物料的節(jié)約，國家已經頒布了相關標準的風力發(fā)電機塔。 陸上風力機基礎主要有塊式基礎和樁基礎。當上部土體強度足以支撐風輪機的荷載時，采用了一個塊基礎，當問題不充分時，荷載越大，荷載越大。國家于2007年9月頒布了《FD 003-2007風力發(fā)電機組地基基礎設計規(guī)定》。 第3章 變槳齒輪箱傳動系統(tǒng)設計 3.1 已知條件 額定輸入功率：5.5 kW 額定輸入轉速：1700 rpm 額定輸出轉速：15.5 rpm 總傳動比：110 效率：≥0.9 3.2 方案設計 3.2.1 結構設計 本行星齒輪減速箱在結構上采用3級NGW型行星傳動，減速比大、傳動效率高、結構緊湊、承載能力大。 各級行星輪系都由太陽輪、行星輪和內齒圈構成，其中1、2、3級行星輪個數(shù)為3個。各級之間，上一級的行星架與下一級太陽輪軸通過齒輪連軸器實現(xiàn)穩(wěn)定連接。輸出軸采用花鍵實現(xiàn)扭矩的傳遞。本設計進行了各級齒輪連軸器和花鍵連接的強度校核。 綜合考慮設計、制造及安裝位置限制等因素，選擇3級NGW型行星減速器。 第一級選用行星架浮動； 第二級選用太陽輪與行星架同時浮動； 第三級選用太陽輪浮動。 3.2.2 齒形及精度 因屬于低速傳動，采用齒形角的直齒輪傳動，精度定為6級。 3.2.3 齒輪材料及其性能 太陽輪和行星輪采用硬齒面，內齒輪用軟齒面，以提高承載能力、減小尺寸。三級 都采用相同的材料搭配。 太陽輪： 20CrMnTi，滲碳淬火回火，表面硬度HRC56~62，σHlim=1500N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2 行星輪： 20CrMnTi，表面淬火，滲碳淬火回火，表面硬度HRC56~62，σHlim=1500N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2。因雙向轉動，實際σFlim=470*0.8=376 N·mm-2 內齒圈： 20CrMnTi，齒面滲碳淬火HRC56~60.，σHlim=1500 N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2 3.2.4 配齒及傳動比計算 表1 分配傳動比及各級配齒 傳動級 za小齒輪 zc行星齒輪 zb內齒輪 傳動比 行星數(shù) 模數(shù)m 第一級 17 43 95 6.588 3 2 第二級 17 31 67 4.9412 3 2.5 第三級 20 19 48 3.4 3 4 實際總傳動比為： 3.3 齒輪參數(shù)初步確定 3.3.1 按彎曲強度估算各級齒輪法向模數(shù) (3-1) 估算第一級法向模數(shù) (3-1)式中： (直齒輪) (載荷平穩(wěn)) (尺寸精度為6級，轉速超過300r/min) N·m N·m ， ()， ，取mm 估算第二級法向模數(shù) (3-1)式中： (直齒輪) (載荷平穩(wěn)) (尺寸精度為6級，轉速低于300r/min) N·m N·m ， ()， ，取mm 估算第三級法向模數(shù) (3-1)式中： (直齒輪) (載荷平穩(wěn)) (尺寸精度為6級，轉速低于300r/min) N·m N·m ， ()， mm，取mm 3.3.2 各級主要幾何尺寸 第一級主要幾何尺寸 太陽輪分度圓直徑：mm 行星輪分度圓直徑：mm 內齒圈分度圓直徑：mm 齒寬： mm 第二級主要幾何尺寸 太陽輪分度圓直徑： mm 行星輪分度圓直徑： mm 內齒圈分度圓直徑： mm 齒寬： mm 第三級主要幾何尺寸 太陽輪分度圓直徑： mm 行星輪分度圓直徑： mm 內齒圈分度圓直徑： mm 齒寬： mm 3.4 各級齒輪疲勞強度校核 3.4.1 第一級疲勞強度校核 第一級外嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 m/s， N mm 第一級外嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力： 式中 N mm mm ， ， m/s， 第一級內嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 m/s， mm 第一級內嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力：。只計算內齒輪。 式中 N mm mm m/s， 3.4.2 第二級疲勞強度校核 第二級外嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 m/s， mm 第二級外嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力： 式中 mm mm ， ， m/s， N/mm2 N/mm2 第二級內嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 m/s， N mm N/mm2 第二級內嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力：。只計算內齒輪。 式中 N mm mm m/s， N/mm2 3.4.3 第三級疲勞強度校核 第三級外嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 m/s， mm 第三級外嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力： 式中 N mm mm ， ， m/s， 第三級內嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 m/s， [20] mm 第三級內嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力：。只計算內齒輪。 式中 N mm mm m/s， 表2 各級輪系強度校核表（N/mm2） 級數(shù) 計算接觸強度 接觸強度安全系數(shù) 計算彎曲強度 彎曲強度安全系數(shù) 第 1 級 太陽輪 577 2.60 73 6.44 行星輪 577 2.60 64 5.88 內齒輪 210 7.14 81 5.80 第 2 級 太陽輪 1174 1.28 272 1.73 行星輪 1174 1.28 248 1.52 內齒輪 498 3.01 279 1.68 第 3 級 太陽輪 1244 1.21 271 1.73 行星輪 1244 1.21 275 1.37 內齒輪 689 2.18 294 1.60 3.5 齒輪靜強度校核 考慮到傳動系的瞬時過載，按各級Tmax=1.5T進行靜強度校核。 對20CrMnTi，Mpa 第一級太陽輪 Mpa 第一級行星輪 Mpa 第二級太陽輪 Mpa 第二級行星輪 Mpa 第三級太陽輪 Mpa 第三級行星輪 Mpa 3.6 齒輪靜強度校核 3.6.1 傳動比條件 各級齒輪齒數(shù)的選擇均滿足所給定的傳動比要求。 3.6.2鄰接條件 必須保證相鄰兩行星輪互不相碰，并留有大于0.5倍模數(shù)的間隙。 表3 各級傳動鄰接條件表 參數(shù) 級數(shù) 鄰接條件 第一級 90 60 103.9 滿足 第二級 82.5 60 103.9 滿足 第三級 84 78 135 滿足 3.6.3同心條件 為了保證正確的嚙合，各對嚙合齒輪之間的中心距必須相等。即，[27]。本傳動方案各級傳動均按手冊推薦選取，滿足同心條件。 3.6.4裝配條件 保證各行星輪均能均布地安裝于兩中心齒輪之間，并且與兩個中心輪嚙合良好，沒有錯位現(xiàn)象。本傳動方案各級傳動均按手冊推薦選取，滿足裝配條件。 3.7 嚙合參數(shù) 各級齒輪副間均采用標準傳動。 3.8 齒輪幾何尺寸計算 表4第一級傳動齒輪副幾何參數(shù) 序號 名稱 太陽輪 行星輪 內齒輪 1 模數(shù) 2 2 2 2 壓力角 20° 20° 20° 3 變位系數(shù) 0 0 0 4 分度圓直徑mm 34 86 206 5 齒頂高mm 2 2 2 6 齒根高mm 2.5 2.5 2.5 7 齒頂圓直徑mm 38 90 210 8 齒根圓直徑mm 29 81 201 9 基圓直徑mm 31.95 80.81 193.58 10 中心距mm 60 60 11 齒頂圓壓力角 32.77° 26.12° 22.81° 12 重合度 1.617 1.72 表5第二級傳動齒輪副幾何參數(shù) 序號 名稱 太陽輪 行星輪 內齒輪 1 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2 壓力角 20° 20° 20° 3 分度圓直徑mm 42.5 77.5 197.5 4 齒頂高mm 2.5 2.5 2.5 5 齒根高mm 3.125 3.125 3.125 6 齒頂圓直徑mm 47.5 82.5 202.5 7 齒根圓直徑mm 36.25 71.25 191.25 8 基圓直徑mm 39.94 72.83 185.59 9 中心距mm 60 60 10 齒頂圓壓力角 32.77° 28.02° 23.58° 11 重合度 1.588 1.94 表6第三級傳動齒輪副幾何參數(shù) 序號 名稱 太陽輪 行星輪 內齒輪 1 模數(shù) 4 4 4 2 壓力角 20° 20° 20° 3 分度圓直徑mm 80 76 240 4 齒頂高mm 4 4 4 5 齒根高mm 5 5 5 6 齒頂圓直徑mm 88 84 248 7 齒根圓直徑mm 70 66 230 8 基圓直徑mm 75.17 71.41 225.53 9 中心距mm 78 78 10 齒頂圓壓力角 31.33° 31.78° 24.58° 11 重合度 1.552 1.94 3.9 傳動效率計算 第一級傳動效率： 第二級傳動效率： 第三級傳動效率： 總嚙合效率： 3.10 結構設計 本行星齒輪減速箱在結構上采用3級NGW型行星傳動，減速比大、傳動效率高、結構緊湊、承載能力大。 各級行星輪系都由太陽輪、行星輪和內齒圈構成，其中1、2、3級行星輪個數(shù)為3個。各級之間，上一級的行星架與下一級太陽輪軸通過齒輪連軸器實現(xiàn)穩(wěn)定連接。輸出軸采用花鍵實現(xiàn)扭矩的傳遞。本設計進行了各級齒輪連軸器和花鍵連接的強度校核。 3.11 軸承設計及校核 表7 各級行星輪軸承選擇及額定載荷[29] 型號 基本額定動載荷(KN) 基本額定靜載荷(KN) 輸入軸軸承 16010 16.1 13.1 第一級行星輪軸承 16004 7.9 4.5 第二級行星輪軸承 16004 7.9 4.5 第三級行星輪軸承 NA4906 25.5 35.5 輸出軸左側軸承 NU1022 115 155 輸出軸右側軸承 33119 298 498 3.11.1 第一級行星輪軸承校核 行星輪切向力為： N 單個軸承所受力為： N， N 沖擊載荷系數(shù)，考慮輕微沖擊，取 對于深溝球軸承16004，當量動載荷為： N[30] 軸承壽命為： 計算額定動載荷為： 計算當量靜載荷為： N[31] 滾動軸承安全系數(shù)按正常使用軸承取[32] 計算額定靜載荷為： N 第一級行星輪軸承16004通過校核。 3.11.2 第二級行星輪軸承校核 行星輪切向力為： N 單個軸承所受力為： N， N 沖擊載荷系數(shù)，取 對于深溝球軸承16004，當量動載荷為： N 軸承壽命為： 計算額定動載荷為： N 計算當量靜載荷為： N 滾動軸承安全系數(shù)按正常使用軸承取 計算額度靜載荷為：N 第二級行星輪軸承16004通過校核。 3.11.3 第三級行星輪軸承校核 行星輪切向力為： N 單個軸承所受力為： N， N 沖擊載荷系數(shù)，取 對于滾針軸承NA4906，當量動載荷為： N 軸承壽命為： 計算額定動載荷為： N 計算當量靜載荷為： N 滾動軸承安全系數(shù)按正常使用軸承取 計算額定靜載荷為： N 第三級行星輪軸承NA4906通過校核。 3.11.4 輸出軸軸承校核 輸出轉矩： N.m 輸出小齒輪分度圓上名義切向力： N 輸出小齒輪名義徑向力： N 齒輪合成受力為 N 根據(jù)輸出軸的合成力矩平衡條件： 輸出軸左端軸承所受徑向力：N，由于左端軸承采用一個圓柱滾子軸承NJ1020和一個深溝球軸承61824，所以每個軸承所受徑向力： N， N 輸出軸右端軸承所受徑向力：N，由于右端軸承采用兩個圓錐滾子軸承352217X2，所以單個軸承所受最大徑向力： N， N 滾動軸承安全系數(shù)按正常使用軸承取 計算左端NJ1020軸承額定靜載荷為： N 輸出軸左側軸承NJ1020通過校核。 計算左端61824軸承額定靜載荷為： N 輸出軸左側軸承61824通過校核。 計算右端352217X2額定靜載荷為： N 輸出軸右側軸承352217X2通過校核。 3.12 軸的強度校核 3.12.1太陽輪軸強度計算 按轉矩太陽輪軸最小軸徑： mm[33] 由于太陽輪軸采用20CrMnTi，所以＝52MPa，計算結果見下表： 表8太陽輪軸計算 參數(shù) 級數(shù) 太陽輪軸最小軸徑mm 實際太陽輪軸徑mm 第1級太陽輪軸 15.2 28 第2級太陽輪軸 29.2 35 第3級太陽輪軸 50 50 3.12.2行星輪軸強度計算 行星軸按心軸彎矩進行校核： mm[34] 其中，行星輪軸的材料為40CrNiMoA，其許用彎曲應力為Mpa，計算結果見下表： 表9軸校核 級數(shù) 彎矩M(N.mm) 最小軸徑mm 實際行星輪軸徑mm 第一級行星輪軸 11018 6.9 20 第二級行星輪軸 56434 12 20 第三級行星輪軸 241660 19.4 30 3.13直齒聯(lián)軸器強度校核計算 3.13.1第二級直齒聯(lián)軸器 直齒聯(lián)軸器輪齒剪切應力校核計算公式：[35] 直齒聯(lián)軸器輪齒擠壓應力校核計算公式：[35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第二級直齒齒聯(lián)軸器強度校驗通過。 3.13.2第三級直齒聯(lián)軸器 直齒聯(lián)軸器輪齒剪切應力校核計算公式：[35] 直齒聯(lián)軸器輪齒擠壓應力校核計算公式：[35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第三級鼓形齒聯(lián)軸器強度校驗通過。 3.14花鍵軸擠壓強度校核 花鍵擠壓強度公式：；許用壓強[37] N·m mm mm mm < 花鍵擠壓強度校驗通過。 第4章 結論與展望 4.1 總結 目前世界能源機構主要由石油、煤炭、水或核能發(fā)電。隨著科學技術的進步和國民經濟的發(fā)展，對能源的需求也越來越大。傳統(tǒng)能源的一些缺點正在逐步顯現(xiàn)。目前，風力發(fā)電的強勁生命力已逐漸顯現(xiàn)。 變速齒輪箱是風機各組成部分的故障率最高的一種，也是風力機變槳距系統(tǒng)設計的主要瓶頸。目前國內瀝青齒輪箱的失效主要集中在齒輪箱的工作壽命，不能達到設計要求。齒輪失效是齒輪箱失效的主要原因。因此，齒輪箱傳動系統(tǒng)的合理設計已成為風力機制造的關鍵。 本文通過對風力機傳動系統(tǒng)的分析與研究，根據(jù)國內外研究現(xiàn)狀，設計了風力機傳動系統(tǒng)的核心部件。在本文中，對1.5MW風力機變槳距變速箱傳動方案設計合理，可靠性高的要求，強度，可以對風力發(fā)電的發(fā)展提供了一定的依據(jù)。 4.2 展望 風力發(fā)電機變槳減速箱結構復雜，涉及方面眾多，本文中雖然完成了部分強度校核工作，但需要繼續(xù)完成的內容還有很多。主要需要繼續(xù)深入研究的工作有： (1) 完善齒輪齒面修形設計，確定齒輪等關鍵部件熱處理工藝 (2) 采樣具體風場載荷譜，對整機受迫情況下進行振動分析。 參考文獻 【1】 成大先主編.機械設計手冊 第六卷 .機械工業(yè)出版社 【2】 姚興佳主編.風力發(fā)電原理與應用. 機械工業(yè)出版社，2009.6 【3】 芮曉明主編.風力發(fā)電機組設計 機械工業(yè)出版社，2010.2 【4】葉偉昌主編.機械工程及自動化簡明設計手冊機械工業(yè)出版社 【5】陳立德主編.機械裝備制造設計高等教育出版社 【6】孫桓 陳作模 葛文杰主編.機械原理. 高等教育出版社 【7】濮良貴 紀名剛主編.機械設計.高等教育出版社 【8】戴枝榮 張遠明主編.工程材料 第二版.高等教育出版社 【9】郝桐生主編.理論力學.高等教育出版社 【10】北京科技大學 東北大學主編.材料力學.高等教育出版社 【11】李俊峰等.2008中國風電發(fā)展報告.北京：中國環(huán)境科學出版社，2008，10：1．72 【12】 施鵬飛.關于中國風電發(fā)展的思考.電力技術經濟，2006，18(4).：21．23 【13】 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