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摘 要
風(fēng)電產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展促成了風(fēng)電裝備制造業(yè)的繁榮，變槳齒輪箱作為風(fēng)電機組變槳系統(tǒng)的核心部件，倍受國內(nèi)外風(fēng)電相關(guān)行業(yè)和研究機構(gòu)的關(guān)注。但由于國內(nèi)變槳齒輪箱的研究起步較晚，技術(shù)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(shè)計制造技術(shù)，以實現(xiàn)風(fēng)機國產(chǎn)化目標。
本文設(shè)計的是1.5MW風(fēng)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(shè)計。
首先，確定齒輪箱的機械結(jié)構(gòu)。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(jié)果。依據(jù)標準進行靜強度校核，結(jié)果符合安全要求。
關(guān)鍵詞： 風(fēng)力發(fā)電，變槳齒輪箱，結(jié)構(gòu)設(shè)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(nèi)外風(fēng)力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.2.1 國外風(fēng)力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.2.1 國內(nèi)風(fēng)力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀 3
1.3 本課題研究目的與內(nèi)容 4
1.3.1 研究目的 4
1.3.2 研究內(nèi)容 4
第2章 風(fēng)電機組總體結(jié)構(gòu)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(chǔ) 10
第3章 變槳齒輪箱傳動系統(tǒng)設(shè)計 11
3.1 已知條件 11
3.2 方案設(shè)計 11
3.2.1 結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)設(shè)計 28
3.11 軸承設(shè)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(jié)論與展望 34
4.1 總結(jié) 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(yīng)，酸雨，霧，煙霧和其他不利結(jié)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(fēng)能作為一種清潔和環(huán)境友好的可再生能源，風(fēng)能，水，太陽能和生物質(zhì)能等可再生資源，風(fēng)能是非?；A(chǔ)和經(jīng)濟優(yōu)勢的行業(yè)。在中國，風(fēng)力發(fā)電僅占全國發(fā)電量的1%，這說明風(fēng)力發(fā)電在中國有著巨大的潛力。風(fēng)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(fēng)力發(fā)電的開發(fā)和利用非常嚴重，風(fēng)力發(fā)電領(lǐng)域?qū)⒆鳛榇蟆?
與其他能源相比，風(fēng)能蘊藏量豐富，風(fēng)電建設(shè)周期短，運行維護成本低，風(fēng)場占地面積小，現(xiàn)場工人少，高功率兆瓦級風(fēng)機相繼問世。隨著風(fēng)力發(fā)電技術(shù)的不斷成熟，兆瓦級風(fēng)力發(fā)電機組已占據(jù)了絕大部分風(fēng)力發(fā)電市場，成為風(fēng)力發(fā)電市場的主導(dǎo)力量。
從風(fēng)電機組的分類來看，權(quán)力已經(jīng)從小型風(fēng)力發(fā)電機目前兆瓦級風(fēng)力機；采用變槳控制方法，從固定攤位調(diào)節(jié)間距調(diào)整或獨立變槳距調(diào)節(jié)；在驅(qū)動源，從液壓驅(qū)動的電動變槳距。風(fēng)力發(fā)電技術(shù)不斷完善，產(chǎn)品的性能不斷提高，風(fēng)力發(fā)電的機制也在不斷完善。風(fēng)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(yīng)時間等指標嚴重影響整機性能，有可能使風(fēng)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(shù)是風(fēng)力發(fā)電技術(shù)中最重要的一個指標，它是衡量風(fēng)機性能的重要指標之一。因此，設(shè)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(fēng)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(fēng)力發(fā)電機組提出設(shè)計方案和仿真，并對超級電容在變槳系統(tǒng)備用電源的應(yīng)用提出改善意見。
1.2 國內(nèi)外風(fēng)力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀
1.2.1 國外風(fēng)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(fēng)力發(fā)電將是每個國家的關(guān)注，迄今已覆蓋了80多個國家和地區(qū)。在1981個世界的風(fēng)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(fēng)力發(fā)電裝機功率值將達到1230萬千瓦，預(yù)計風(fēng)力發(fā)電是12.3%的發(fā)電量在世界各地，世界風(fēng)力發(fā)電市場的擴張。
德國是世界上最強大的風(fēng)力發(fā)電國，其年總的安裝或安裝總數(shù)，始終保持世界領(lǐng)先地位，以及海上風(fēng)力發(fā)電技術(shù)的成熟。2009、波羅的海和北海興建大型風(fēng)力發(fā)電站；到本世紀二十年代，風(fēng)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(fēng)力發(fā)電總量占1 / 3的總?cè)珖l(fā)電。德國的風(fēng)力發(fā)電市場從大海延伸到內(nèi)陸平原和高原，特別是風(fēng)電開發(fā)的新一代發(fā)電機?；谌蝾I(lǐng)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(fēng)扇性能更好。
西班牙也是風(fēng)力發(fā)電之一，已裝機容量為90萬千瓦，2005，西班牙風(fēng)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(fēng)電運營商和零部件制造商，是世界領(lǐng)先的風(fēng)力發(fā)電。
加拿大風(fēng)能作為最有前途的電力來源，其國家風(fēng)力發(fā)電能力達千瓦。特別是魁北克省北部，風(fēng)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(fēng)力發(fā)電機場地區(qū)在風(fēng)能技術(shù)領(lǐng)域的領(lǐng)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(fēng)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(fēng)流素描自愿承擔(dān)建立風(fēng)力發(fā)電的必要配置任務(wù)，其中約13%的設(shè)備將在諾埃爾靠近來建立海峽，約22%的風(fēng)機配置將被設(shè)置在魯瓦爾河地區(qū)，約45%的風(fēng)電的配置將被設(shè)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(shè)置。
英國在七月14日宣布了2005大海上風(fēng)力發(fā)電規(guī)劃的發(fā)展，然后創(chuàng)建一千個風(fēng)力發(fā)電機。到2013年底，英國風(fēng)力發(fā)電占6 / 1的總電力供應(yīng)，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(fēng)力發(fā)電量將增加一倍，在2013，大型風(fēng)力發(fā)電計劃已經(jīng)完成了一半以上。
日本在近幾年風(fēng)力發(fā)電的快速發(fā)展，2002的風(fēng)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(fēng)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(fēng)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?cè)萘?5MW大型風(fēng)力發(fā)電項目；印度最大的風(fēng)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(fēng)力發(fā)電設(shè)施建設(shè)。
美國也是一個主要的風(fēng)力發(fā)電。1990，美國的小型風(fēng)力發(fā)電產(chǎn)業(yè)的增長率為14% ~ 25%；2006，風(fēng)電產(chǎn)業(yè)保持持續(xù)快速增長勢頭，在今年年底，風(fēng)力發(fā)電總?cè)萘窟_到11675mw，比以前的建筑風(fēng)機超過總2454mw美元的，風(fēng)電建設(shè)參與政府投資40億，風(fēng)力發(fā)電占美國總發(fā)電量的1%，9%的功率附加總。美國風(fēng)力發(fā)電技術(shù)是完美的，價格成本降低到一個非常低的程度，風(fēng)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(chǎn)小型風(fēng)力發(fā)電機出口，因此小型風(fēng)力渦輪機仍然是占主導(dǎo)地位的模式在風(fēng)力發(fā)電在美國。
1.2.1 國內(nèi)風(fēng)力發(fā)電發(fā)展現(xiàn)狀
中國風(fēng)能資源相對豐富。根據(jù)中國風(fēng)能資源二次普查結(jié)果，中國陸地風(fēng)力發(fā)電的經(jīng)濟發(fā)展在10米的范圍內(nèi)，從地面50米。海上風(fēng)能資源比內(nèi)陸要大三倍，10海上風(fēng)能可用于發(fā)電可達50m，千瓦可以用來產(chǎn)生能量高達15億千瓦的風(fēng)。
我國風(fēng)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(nèi)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(fēng)力發(fā)電高達200萬千瓦，占風(fēng)能開發(fā)總量的79%。該區(qū)是一個連續(xù)的土地風(fēng)能區(qū)，地勢平坦，常年風(fēng)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(fēng)和臺風(fēng)影響的沿海和島嶼，與內(nèi)陸風(fēng)電容量更大，年有效風(fēng)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(fēng)資源可以在7到8之間，000個小時的生成時間。此外，其他領(lǐng)域的中國的土地可用風(fēng)能相對豐度。
總之，中國的風(fēng)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(shè)風(fēng)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(fēng)力發(fā)電產(chǎn)業(yè)的研究、示范和推廣應(yīng)用，但這一時期的風(fēng)力發(fā)電設(shè)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(fēng)力發(fā)電場在1986個榮成省，山東省，從風(fēng)電行業(yè)在中國逐步進入研究和發(fā)展的經(jīng)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(fēng)電行業(yè)，1995的崛起，中國共建成五座可向國家電網(wǎng)的風(fēng)電場，風(fēng)場運行風(fēng)機總發(fā)電36.2mw，最大功率500kW。1996，當(dāng)風(fēng)電被添加到建設(shè)規(guī)模，風(fēng)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(fēng)能協(xié)會統(tǒng)計，在2007個中國的新的風(fēng)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(fēng)力發(fā)電機組的施工總功率達6億3000萬千瓦，風(fēng)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(fēng)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(fēng)力發(fā)電超過10兆瓦的風(fēng)力發(fā)電。2010，風(fēng)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(nèi)容
1.3.1 研究目的
風(fēng)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(fēng)力機設(shè)計的主要瓶頸。目前，故障變槳距風(fēng)力發(fā)電機組齒輪箱的設(shè)計要求主要是對齒輪箱的工作壽命要求不低于設(shè)計要求。齒輪失效是齒輪箱失效的主要原因。因此，合理設(shè)計齒輪箱傳動系統(tǒng)已成為風(fēng)力機制造的關(guān)鍵。
本文以1.5MW風(fēng)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(jié)構(gòu)及傳動設(shè)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(fēng)力發(fā)電機國產(chǎn)化貢獻綿薄之力。
1.3.2 研究內(nèi)容
本文的主要研究內(nèi)容主要包括以下兩個方面：
(1) 1.5MW風(fēng)力發(fā)電組變槳齒輪箱的設(shè)計
本文結(jié)合CAD設(shè)計方法，對齒輪箱箱體進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，然后對齒輪傳動裝置設(shè)計，齒輪箱結(jié)構(gòu)安全可靠，符合標準。
(2) 危險零部件應(yīng)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(shè)計方案的可靠。
37
第2章 風(fēng)電機組總體結(jié)構(gòu)分析
風(fēng)機機械結(jié)構(gòu)復(fù)雜，裝置各部分之間的密切關(guān)系，預(yù)機和變槳距系統(tǒng)的主電路設(shè)計，必須對風(fēng)電機組的基本組成有深入的了解，然后根據(jù)設(shè)備的功能和主電路的設(shè)計。
風(fēng)機可分為四個部分：風(fēng)輪、機艙、塔架和基礎(chǔ)。塔的錐形形狀，因此也被稱為塔，如圖2-1所示的風(fēng)機的具體結(jié)構(gòu)和圖。風(fēng)輪風(fēng)能轉(zhuǎn)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(nèi)是俯仰控制系統(tǒng)的執(zhí)行機構(gòu)，包括俯仰控制柜、驅(qū)動電機、備用電源等。在機艙內(nèi)的設(shè)備是風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)機械能轉(zhuǎn)換成電能的一系列傳動裝置，主要包括主軸、主軸、冷卻風(fēng)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(fēng)電機組結(jié)構(gòu)簡圖
2.1葉片
葉片是風(fēng)力機的關(guān)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(fēng)能，調(diào)整風(fēng)力渦輪機的功率，并實現(xiàn)三個主要功能的氣動制動。抗彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，極限端饒避免葉片和塔相撞，葉片設(shè)計成中空的殼體結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)內(nèi)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(fù)合材料，而前者的成本較低，故應(yīng)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(fēng)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(jié)構(gòu)元件，輪轂安裝在葉片、俯仰軸承、輪轂箱體、驅(qū)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(gòu)。由于輪轂的三維形狀比較復(fù)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(gòu)、輪轂控制柜、變槳驅(qū)動電機、冷卻風(fēng)扇等。變槳距執(zhí)行機構(gòu)，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(qū)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(fēng)輪旋轉(zhuǎn)條件下，滑動環(huán)可以旋轉(zhuǎn)，只解決普通的絲捻打結(jié)問題。
2.3變槳齒輪箱
變速齒輪箱是可變螺距驅(qū)動裝置的一個組成部分，它允許葉片繞其軸線旋轉(zhuǎn)0至90度，其目的是控制風(fēng)力渦輪機的功率輸出或停止。轉(zhuǎn)子葉片通過4點接觸球軸承連接到輪轂。內(nèi)齒輪軸承內(nèi)圈。每一個葉片的可變紙漿驅(qū)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(qū)動的。在風(fēng)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(zhuǎn)率，由于每個刀片由唯一的小齒輪直接驅(qū)動，因此小齒輪齒高的本地負載。
圖2-3 輪轂內(nèi)部的驅(qū)動排列
輪轂內(nèi)的所有部件都以一定的速度旋轉(zhuǎn)。無論是轉(zhuǎn)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(shè)計中，必須考慮這些影響，其中的效率與應(yīng)用程序的其余部分的預(yù)期效果是相似的。在制造過程中，螺旋槳驅(qū)動的安全性和高負載是非常重要的，這在制造過程中應(yīng)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(zhuǎn)機械可傳給輪齒輪箱，主軸一端通過六角螺栓和風(fēng)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(fēng)輪的氣動載荷、載荷、齒輪箱的反向力、傳動鏈的扭轉(zhuǎn)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(fù)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(fēng)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(dǎo)致軸承磨損，所以使用滾動軸承，并設(shè)計適當(dāng)?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(zhuǎn)中心的主要軸承和軸承支撐方法廣泛使用風(fēng)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(shè)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(fēng)力機和發(fā)電機之間的位置，它的大小的齒輪哨組合風(fēng)輪低轉(zhuǎn)速增加到發(fā)電機的理想速度。由于風(fēng)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(fēng)機的風(fēng)場在偏遠地區(qū)的海上，沙漠，山區(qū)，原野等，因此風(fēng)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(wù)生活的部分。除常規(guī)力學(xué)性能外，對高寒地區(qū)的風(fēng)保密具有很好的抗冷脆性；海上風(fēng)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(zhì)量輕等優(yōu)點，風(fēng)力機齒輪箱廣泛應(yīng)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(dāng)，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(fēng)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(chǔ)的，而最常用的制動裝置是盤式制動器。變槳距風(fēng)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(qū)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(fēng)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(fēng)輪轉(zhuǎn)動，風(fēng)機的運行保持風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)面與風(fēng)向垂直，當(dāng)電纜旋轉(zhuǎn)角度大于360度解旋和旋轉(zhuǎn)電纜以免打結(jié)。
2.6塔架及基礎(chǔ)
該塔是主軸承結(jié)構(gòu)的風(fēng)機軸承座和風(fēng)輪壓力部件。要求在了望臺架，以獲得最佳的風(fēng)的高度，使一般的塔高度在80米，但也承擔(dān)風(fēng)機葉片旋轉(zhuǎn)的可變載荷和振動負載，總重量約占總重量的50%的風(fēng)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(fēng)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(jīng)頒布了相關(guān)標準的風(fēng)力發(fā)電機塔。
陸上風(fēng)力機基礎(chǔ)主要有塊式基礎(chǔ)和樁基礎(chǔ)。當(dāng)上部土體強度足以支撐風(fēng)輪機的荷載時，采用了一個塊基礎(chǔ)，當(dāng)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(fēng)力發(fā)電機組地基基礎(chǔ)設(shè)計規(guī)定》。
第3章 變槳齒輪箱傳動系統(tǒng)設(shè)計
3.1 已知條件
額定輸入功率：5.5 kW
額定輸入轉(zhuǎn)速：1700 rpm
額定輸出轉(zhuǎn)速：15.5 rpm
總傳動比：110
效率：≥0.9
3.2 方案設(shè)計
3.2.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計
本行星齒輪減速箱在結(jié)構(gòu)上采用3級NGW型行星傳動，減速比大、傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力大。
各級行星輪系都由太陽輪、行星輪和內(nèi)齒圈構(gòu)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(shè)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(shè)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?qū)儆诘退賯鲃?，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(nèi)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(zhuǎn)動，實際σFlim=470*0.8=376 N·mm-2
內(nèi)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(nèi)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(yīng)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(yīng)力：
式中 N
mm
mm
，
，
m/s，
第一級內(nèi)嚙合齒面接觸疲勞強度
計算接觸應(yīng)力：
式中
m/s，
mm
第一級內(nèi)嚙合齒根彎曲疲勞強度
計算彎曲應(yīng)力：。只計算內(nèi)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(yīng)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(yīng)力：
式中
mm
mm
，
，
m/s，
N/mm2
N/mm2
第二級內(nèi)嚙合齒面接觸疲勞強度
計算接觸應(yīng)力：
式中
m/s，
N
mm
N/mm2
第二級內(nèi)嚙合齒根彎曲疲勞強度
計算彎曲應(yīng)力：。只計算內(nèi)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(yīng)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(yīng)力：
式中 N
mm
mm
，
，
m/s，
第三級內(nèi)嚙合齒面接觸疲勞強度
計算接觸應(yīng)力：
式中
m/s，
[20]
mm
第三級內(nèi)嚙合齒根彎曲疲勞強度
計算彎曲應(yīng)力：。只計算內(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(jié)構(gòu)設(shè)計
本行星齒輪減速箱在結(jié)構(gòu)上采用3級NGW型行星傳動，減速比大、傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力大。
各級行星輪系都由太陽輪、行星輪和內(nèi)齒圈構(gòu)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(shè)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(shè)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(cè)軸承
NU1022
115
155
輸出軸右側(cè)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(dāng)量動載荷為： N[30]
軸承壽命為：
計算額定動載荷為：
計算當(dāng)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(dāng)量動載荷為： N
軸承壽命為：
計算額定動載荷為： N
計算當(dāng)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(dāng)量動載荷為： N
軸承壽命為：
計算額定動載荷為： N
計算當(dāng)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(zhuǎn)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(cè)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(cè)軸承61824通過校核。
計算右端352217X2額定靜載荷為： N
輸出軸右側(cè)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(zhuǎn)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(jié)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(yīng)力為Mpa，計算結(jié)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(yīng)力校核計算公式：[35]
直齒聯(lián)軸器輪齒擠壓應(yīng)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(yīng)力校核計算公式：[35]
直齒聯(lián)軸器輪齒擠壓應(yīng)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(jié)論與展望
4.1 總結(jié)
目前世界能源機構(gòu)主要由石油、煤炭、水或核能發(fā)電。隨著科學(xué)技術(shù)的進步和國民經(jīng)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(fēng)力發(fā)電的強勁生命力已逐漸顯現(xiàn)。
變速齒輪箱是風(fēng)機各組成部分的故障率最高的一種，也是風(fēng)力機變槳距系統(tǒng)設(shè)計的主要瓶頸。目前國內(nèi)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(shè)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(shè)計已成為風(fēng)力機制造的關(guān)鍵。
本文通過對風(fēng)力機傳動系統(tǒng)的分析與研究，根據(jù)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，設(shè)計了風(fēng)力機傳動系統(tǒng)的核心部件。在本文中，對1.5MW風(fēng)力機變槳距變速箱傳動方案設(shè)計合理，可靠性高的要求，強度，可以對風(fēng)力發(fā)電的發(fā)展提供了一定的依據(jù)。
4.2 展望
風(fēng)力發(fā)電機變槳減速箱結(jié)構(gòu)復(fù)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(nèi)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(shè)計，確定齒輪等關(guān)鍵部件熱處理工藝
(2) 采樣具體風(fēng)場載荷譜，對整機受迫情況下進行振動分析。
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致謝
本論文設(shè)計在老師的悉心指導(dǎo)和嚴格要求下業(yè)已完成，從課題選擇到具體的寫作過程，論文初稿與定稿無不凝聚著老師的心血和汗水，在我的畢業(yè)設(shè)計期間，老師為我提供了種種專業(yè)知識上的指導(dǎo)和一些富于創(chuàng)造性的建議，老師一絲不茍的作風(fēng)，嚴謹求實的態(tài)度使我深受感動，沒有這樣的幫助和關(guān)懷和熏陶，我不會這么順利的完成畢業(yè)設(shè)計。在此向老師表示深深的感謝和崇高的敬意！
在臨近畢業(yè)之際，我還要借此機會向在這四年中給予我諸多教誨和幫助的各位老師表示由衷的謝意，感謝他們四年來的辛勤栽培。老師嚴謹?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、豐富淵博的知識、敏銳的學(xué)術(shù)思維、精益求精的工作態(tài)度以及侮人不倦的師者風(fēng)范是我終生學(xué)習(xí)的楷模，導(dǎo)師們的高深精湛的造詣與嚴謹求實的治學(xué)精神，將永遠激勵著我。在此，謹向老師們致以衷心的感謝和崇高的敬意！
不積跬步何以至千里，各位任課老師認真負責(zé)，在他們的悉心幫助和支持下，我能夠很好的掌握和運用專業(yè)知識，并在設(shè)計中得以體現(xiàn)，順利完成畢業(yè)論文。同時，在論文寫作過程中，我還參考了有關(guān)的書籍和論文，在這里一并向有關(guān)的作者表示謝意。
我還要感謝同組的各位同學(xué)以及我的室友，在畢業(yè)設(shè)計的這段時間里，你們給了我很多的啟發(fā)，提出了很多寶貴的意見，對于你們幫助和支持，在此我表示深深地感謝！
最后，我要向百忙之中抽時間對本文進行審閱，評議和參與本人論文答辯的各位老師表示感謝！