风力发电机齿轮增速箱

摘要

风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组的核心部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。但由于国内风电齿轮箱的研究起步较晚，技术薄弱，特别是兆瓦级风电齿轮箱，主要依靠引进国外技术。因此，急需对兆瓦级风电齿轮箱进行自主开发研究，真正掌握风电齿轮箱设计制造技术，以实现风机国产化目标。

本文设计的是兆瓦级风力发电机组的齿轮箱，通过方案的选取，齿轮参数计算等对其配套的齿轮箱进行自主设计。

1）根据风电齿轮箱承受载荷的复杂性，对其载荷情况进行了分析研究,确定齿轮箱的机械结构。选取两级行星派生型传动方案，在此基础上进行传动比分配与各级传动参数如模数，齿数，螺旋角等的确定；通过计算，确定各级传动的齿轮参数；选择适当的齿轮。

2）对行星齿轮传动进行受力分析，得出各级齿轮载荷结果。依据标准进行静强度校核，结果符合安全要求。

3）绘制CAD装配图，并确定恰当合理参数。

关键词：风电齿轮箱；风力发电；结构设计。

ABSTRACT

KEYWORDS：Gearbox for Wind Turbine；the wind power；Structure Design.

目录

第一章前言 ----------------------------------------------------------------------------------------- ii

1.1 国内外发展现状与趋势 -------------------------------------------------------------- - 1 -

1.1.1风力发电国内外发展现状与趋势 --------------------------------------------- - 1 -

1.1.2风电齿轮箱的发展现状------------------------------------------------------------ - 2 -

1.1.3我国风电齿轮箱设计制造技术的现状 -------------------------------------- - 3 -

1.1.4存在问题及展望 ---------------------------------------------------------------------- - 4 -

1.2论文的主要内容 ---------------------------------------------------------------------------- - 5 - 第二章增速箱齿轮结构设计 ----------------------------------------------------------------- - 6 -

2.1 增速箱齿轮的设计参数 -------------------------------------------------------------- - 6 -

2.2 增速箱齿轮设计方案------------------------------------------------------------------- - 6 -

2.3 齿轮参数的确定--------------------------------------------------------------------------- - 8 -

2.3.1 低速级参数的计算 ------------------------------------------------------------------ - 9 -

2.3.2 中间级参数的计算 ---------------------------------------------------------------- - 12 -

2.3.3 高速级参数计算-------------------------------------------------------------------- - 14 -

2.4 受力分析与强度校核 -------------------------------------------------------------- - 16 -

2.4.1 受力分析 ------------------------------------------------------------------------------ - 16 -

2.4.2 齿轮强度计算与校核 ------------------------------------------------------------ - 19 - 第三章传动轴的设计与校核 --------------------------------------------------------------- - 23 -

3.1低速级传动轴尺寸参数计算与校核 ---------------------------------------- - 23 -

3.1.1低速级传动轴尺寸参数计算--------------------------------------------------- - 23 -

3.1.2低速级传动轴的强度校核 ------------------------------------------------------ - 24 -

3.2中间级传动轴的设计计算与校核--------------------------------------------- - 25 -

3.2.1中间级传动轴尺寸参数计算--------------------------------------------------- - 25 -

3.2.2中间级传动轴的强度校核 ------------------------------------------------------ - 26 -

3.3 高速级传动轴的设计计算 -------------------------------------------------------- - 27 -

3.4输出传动轴的设计计算 ------------------------------------------------------------- - 28 - 第四章齿轮箱其他部件的设计 ----------------------------------------------------------- - 29 -

4.1轴系部件的结构设计------------------------------------------------------------------ - 29 -

4.2行星架的结构设计---------------------------------------------------------------------- - 30 -

4.3传动齿轮箱箱体设计------------------------------------------------------------------ - 30 -

4.4齿轮箱的密封，润滑，冷却 ----------------------------------------------------- - 31 -

4.4.1 齿轮箱的密封 ----------------------------------------------------------------------- - 31 -

4.4.2 齿轮箱的润滑，冷却 ------------------------------------------------------------ - 31 -

4.5齿轮箱的使用安装---------------------------------------------------------------------- - 32 - 第五章结论--------------------------------------------------------------------------------------------- - 33 - 参考文献 --------------------------------------------------------------------------------------------------- - 34 - 致谢 --------------------------------------------------------------------------------------------------- - 36 -

第一章前言

1.1 国内外发展现状与趋势

1.1.1风力发电国内外发展现状与趋势

风能是一种清洁的永续能源，与传统能源相比，风力发电不依赖外部能源，没有燃料价格风险，发电成本稳定，也没有碳排放等环境成本；此外，可利用的风能在全球范围内分布都很广泛。正是因为有这些独特的优势，风力发电逐渐成为许多国家可持续发展战略的重要组成部分，发展迅速。根据全球风能理事会的统计，全球的风力发电产业正以惊人的速度增长，在过去10年平均年增长率达到28％，2007年年底，全球装机总量达到了9400万千瓦，每年新增2000万千瓦，意味着每年在该领域的投资额达到了200亿欧元。

许多国家采取了诸如价格，市场配额，税收等各种激励政策，从不同的方面引导和支持风电的发展。在政策的鼓励下，200年全球风电新装机容量约为2000 万千瓦，累计装机9400万千瓦。2008年是风电发展具有标志性的一年：这一年风电成为非水电可再生能源中第一个全球装机超过l亿千瓦的电力资源。风电作为能源领域增长最快的行业，共为全球提供了近20万个就业机会，仅2006年风电场建设投资就接近170亿欧元。欧洲和美国在风电市场中占统治地位，其中德国是目前风电装机最大的国家，装机容量超过2000万千瓦；美国和西班牙也都超过了1000万千瓦：印度是除美国和欧洲之外新装机容量最大的国家，装机总容量也超过600万千瓦。世界风电前十名国家近05至07年发展情况如图1.1所示。

图1-1 世界风电前十名国家05-07年发展情况比较

就近几年来世界风电发展格局和趋势分析来看，主要有以下几个特征：

(1) 风电发展向欧盟，北美和亚洲三驾马车井驾齐驱的格局转变。

(2) 风电技术发展迅速，成本持续下降。

(3) 政府支持仍然是欧洲风电发展的主要动力。

(4) 中国是未来世界风电发展最重要的潜在市场。

全球风能理事会是世界公认的风电预测的权威机构，据全球风能理书会的预测。未来五年，全球风电还将保持20％以上增长速度，到2012年，全球风电机容量将达到2.4亿千瓦．年发电5000亿干瓦时．风电电力约占全球电力供应的3％。欧洲将继续保持总装机容景第一的位置，亚洲将会超过北美市场排在第二位。

我国幅员辽阔，海岸线长，风能资源丰富。2006年，国家气候中心也采用数值模拟方法对我国风能资源进行评价，得到的结果是：在不考虑青藏高原的情况下．全国陆地上离地面10米高度层风能资源技术可开发量为25.48亿千瓦。近年来，特别是《可再生能源法》实施以来，中国的风电产业和风电市场发展十分迅速。

2007年，全球风电资金15％投向了中国，总额达34亿欧元，中国真正成为全球最大的风电市场。从我国的发展情况来看，我国风电产业将会长期保持快速发展，主要由以下因素的支撑：

(1) 国家能源政策升华；

(2) 气候变化的推动；

(3) 风电技术成熟。

依据目前的趋势，保守估计，到2020年，我国风电累计装机可以达到7000 万千瓦。届时风电在全国电力装机中的比例接近6％，风电电量约占总发电量的2.8％．从2020年开始，风电和常规电力相比，成本优势已比较明显。至2030年，风电在全国电力容量中的比重将超过11％，可以满足全国5.7％的电力需求。

1.1.2风电齿轮箱的发展现状

风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组中最重要的部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。风机增速齿轮箱是风力发电整机的配套产品，是风力发电机组中一个重要的机械传动部件，它的重要功能是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机，使其得到相应的转速进行发电，它的研究和开发是风电技术的核心，并正向高效，高可靠性及大功率方向发展。风力发电机组通常安装在高山，荒野，海滩，海岛等野外风口处，

经常承受无规律的变相变负荷的风力作用以及强阵风的冲击，并且常年经受酷暑严寒和极端温差的作用，故对其可靠性和使用寿命都提出了比一般机械产品高得多的要求。

风电行业中发展最快，最有影响的国家主要有美国，德国等欧美发达国家，在风电行业中处于统治地位。欧美发达国家早已开发出单机容量达兆瓦级的风力发电机，并且技术相对成熟，具有比较完善的设计理论和丰富的设计经验，而且商业化程度比较高，因此在国际风力发电领域中处于明显的优势和主导地位。

国外兆瓦级风电齿轮箱是随风电机组的开发而发展起来的，Renk，Flender 等风电齿轮箱制造公司在产品开发过程中采用三维造型设计，有限元分析，动态设计等先进技术，并通过模拟和试验测试对设计方案进行验证。此外，国外通过理论分析及试验测试对风电齿轮箱的运行性能进行了系统的研究，为风电齿轮箱的设计提供了可靠的依据。

国家标准GB/Tl9703-2003和国际标准IS081400-4：2005都对风电齿轮箱设计提出了具体的设计规范和要求。尽管国际上齿轮箱设计技术已经比较成熟，但统计数据表明，齿轮箱出现故障仍然是M机故障的最主要原因，约占风机故障总数的20％左右。

由于我国商业化大型风力发电产业起步较晚，技术上较欧美等风能技术发达国家存在报大差距。我国在九五期间开始走引进生产技术的路子，通过引进和吸收国外成熟的技术，成功开发出了兆瓦级以下风力发电机。十五期间在国家863 计划中重点提出容量更大的兆瓦级风力发电机组的研究和开发课题．但是最为世界上的风能大国，目前我国大型风力发电机组的开发主要是引进国外成熟的技术，关键就因为我国的设计水平不高。

目前我国主要有几家公司制造风电齿轮箱：南京高精齿轮有限公司，重庆齿轮箱有限责任公司，杭州前进齿轮箱集团。其中，前两家公司占据了将近70％市场份额。对于现行主流的兆瓦级以风力发电机组，国内的几十家生产厂商绝大多数采用的部是引进国外的成熟技术。由于传递的功率大，对兆瓦级增速齿轮传动的可靠性和寿命要求非常高．因而增速齿轮的设计成为风力发电机组的瓶颈，是整个风力发电机组稳定运行的关键。从目前的情况来看，风电齿轮箱市场可发展空间广阔，齿轮箱驱动式风电机组仍是市场主流。

1.1.3我国风电齿轮箱设计制造技术的现状

目前国内已基本掌握了兆瓦以下风电增速箱的设计制造技术国产风电机组的主流机型为600kW～800kW其增速齿轮箱已在重庆齿轮箱有限责任公司，南京高精齿轮集团有限公司，杭州前进齿轮箱集团有限公司等厂家批量生产。产品系列方面目前已有重庆齿轮箱有限责任公司的FL系列，南京高精齿轮集团有限

公司的Ⅲ系列，杭州前进齿轮箱集团有限公司的FZ系列以及郑州机械研究所的FC系列风电增速箱这四家企业及国内其它一些齿轮制造企业正在进行1.5MW,2MW风电增速箱的开发和5MW以及更大功率的风电增速箱试生产。尽管如此我国风电齿轮箱仍是风电设备国产化中的薄弱环节尚不能满足市场需求。

目前国内风电机组的技术引进基本上是以产品生产许可方式进行的从国外引进的只是风力发电机组的集成技术并不包括齿轮箱的设计制造技术。国内风力发电增速齿轮箱的设计基本是参照引进集成技术中的齿轮箱采购规范进行的齿轮箱的结构设计和外联结尺寸按进口风力发电机组要求进行类比设计。因此国内并未真正引进风电齿轮箱的设计制造技术更谈不上完全掌握先进的设计制造技术。

在风力发电传动装置技术研究方面国内起步较晚基础较薄弱人才匮乏。郑州机械研究所近几年来对国内外风电齿轮箱先进技术进行了跟踪研究并依靠几十年的齿轮传动和强度等专业的成果，经验的积累开发出了全套风力发电传动装置设计分析软件——WinGear。该软件是在该所专业齿轮软件基础上开发的风力发电齿轮箱专用设计，计算分析和绘图软件集成了通用齿轮箱的设计经验同时考虑了风电机组齿轮箱的变载荷，高可靠性，增速传动等特点。软件涵盖了A(MA6006，AGvIA2101，IS06336及(B3480等标准具有齿轮，轴，轴承，键等主要零部件的设计，计算和分析等功能，可完成风电载荷谱分析，当量载荷计算轴承扩展寿命计算等功能。利用该软件郑州机械研究所已完成了750kW，1OMW，1.5MW和2.0MW以及5.0MW齿轮箱的参数设计。此外郑州机械研究所还开发了基于Solid Works的智能型CAE分析系统能方便地实现对箱体，行星架，输入轴等重要零部件的有限元分析和优化。

1.1.4存在问题及展望

尽管我国风电齿轮箱国产化工作近年来取得了长足的进步基本掌握了兆瓦级以下机组的设计制造技术并形成了600kW至800kW风电增速箱的批量生产能力，但目前仍存在以下问题：

1) 国内缺乏基础性的研究工作和基础性的数据对国外技术尚未完全消化自主创新能力不足。

2) 严重缺乏既掌握低速重载齿轮箱设计制造技术又了解风电技术的人才，缺乏高水平的系统设计人员。

3) 未完全掌握大型风电增速箱的设计制造技术产品以仿制为主可靠性不高, 质量稳定性较差。掌握设计制造技术的企业数量较少无论是产品数量还是产品质量都难以满足市场需要。

4) 缺乏大型试验装置及测试手段。

5) 缺乏行业资源共享，信息互通，共同发展的平台和机制。

1.2论文的主要内容

风电齿轮箱结构设计。依据某型风机所要求的技术匹配参数，选择适当的齿轮传动方案，在此基础上进行传动比分配与各级传动参数如模数，齿数，螺旋角等的确定。通过对运动副的受力分析，依照相关标准进行静强度校核。

风机的结构形式主要有两种：水平轴风机；垂直轴风机。目前市场上普遍应用的均为水平轴风力机。本文也主要参考水平轴的结构形式。在风力发电机组中，齿轮箱是一个重要的机械部件，其主要功能是将风轮在风力作用下所产生的动力传递到发电机并使其得到相应的转速。通常风轮的转速较低，远达不到发电机发电要求的转速，必须通过齿轮箱齿轮副的增速作用来实现，故也将齿轮箱称之为增速箱。

根据机组的总体布置要求，有时将与风轮轮毂直接相连的传动轴(俗称大轴) 与齿轮箱合为一体，也有将大轴与齿轮箱分别布置，其间利用涨紧套装置或联轴节联接的结构，本文选用后一种方案。为了增加机组的制动能力，在齿轮箱的输出端设置刹车装置，配合变桨距制动装置共同对机组传动系统进行联合制动。具体到齿轮箱其它部位诸如轴承，轴等，因为很难用试验台来验证齿轮箱各部分的可靠性。

第二章 增速箱齿轮结构设计

2.1 增速箱齿轮的设计参数

在设计5.0MW 海上风电机组齿轮传动系统基础上，该设计提供以下的技术指标：

发电机额定功率：5000KW

总齿轮传动比： 97：1

额定功率时输入转速：12.1rpm

额定功率时输出转速：1173.7rpm

同时根据机械设计手册规定进行齿轮计算，按3倍功率计算静强度0.1 ，同时外齿轮制造精度不低于6级，齿面硬度HRC60~62（太阳轮）和HRC56~58（行星轮），太阳轮和行星轮材料用i n r T N C 20，渗碳淬火。

2.2 增速箱齿轮设计方案

对于兆瓦级风电齿轮箱，传动比多在100左右，一般有两种传动形式：一级行星+两级平行轴圆柱齿轮传动，两级行星+一级平行轴圆柱齿轮传动。相对于平行轴圆柱齿轮传动，行星传动的以下优点：

1）传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，使功率分流；

2）合理使用了内啮合；共轴线式的传动装置，使轴向尺寸大大缩小而；运动平稳，抗冲击和振动能力较强。

在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点：结构形式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求高：由于体积小，散热面积小导致油温升高，故要求严格的润滑与冷却装置。这两种行星传动与平行轴传动相混合的传动形式，综合了两者的优点。

依据提供的技术数据，经过方案比较，总传动比i=97：1，采用两级行星派生5.0MW 风电机组齿轮箱设计型传动，即两级行星传动+高速轴定轴传动。为补偿不可避免的制造误差，行星传动一般采用均载机构，均衡各行星轮传递的载

荷，提高齿轮的承载能力，啮合平稳性和可靠性，同时可降低对齿轮的精度要求，从而降低制造成本。

对于具有三个行星轮的NGW 型行星传动，常用的均载机构为基本构件浮动。由于太阳轮重量轻，惯性小，作为均载浮动件时浮动灵敏，结构简单，被广泛应用于中低速工况下的浮动均载，尤其是具有三个行星轮时，效果最为显著。因此在本文的风电增速箱中，两级NGW 型行星传动中，均采用中心轮浮动的均 载机构。

图2-1 5.0MW 风电机传动齿轮箱结构简图

行星齿轮传动由于有多对齿轮同时参与啮合承受载荷，要实现这一目标行星轮系各齿轮齿数必须要满足一定的几何条件：

（1）保证两太阳轮和系杆转轴的轴线重合，即满足同心条件:

3212Z Z =Z + （2.1） （2）保证3个均布的行星轮相互间不发生干涉，即满足邻接条件:

*2180sin )(221ha Z K

Z Z +>+ （2.2） （3）设计行星轮时，为使各基本构件所受径向力平衡，各行星轮在圆周上应均匀分布或对称分布。为使相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证它们齿顶之间在连接线上有一定问隙。保证在采用多个行星轮时，各行星轮能够均匀地分布在两太阳轮之间，即满足安装条件

C K

Z Z =+)(31 （2.3）

式中 C 为整数，装配行星轮时，为使各基本构件所受径向力平衡，各行星轮在圆周上应均匀分布或对称分布。

保证轮系能够实现给定的传动比 H i 1，即满足传动比条件。当内齿圈不动时

111

3-=H i Z Z （2.4） 式中：

1z ——中心太阳轮齿数；

2z ——行星轮齿数； 3z ——内齿圈齿数；

K ——行星轮个数；

*ha ——齿顶高系数； 满足的同心条件：行星架的21.28*21=i i 回转轴线应该和两中心轮的几何轴线相互垂直，符合要求是轮1和轮3的中心距等于轮2和轮3的中心距：

3231Z Z Z Z -=+(同时选用奇数或同时为偶数) （2.5）

2.3 齿轮参数的确定

取两级行星传动比，而总传动比是97：1 则高速端定轴传动比为44.33=i 。角标I 表示低速级输入端，角标∏表示中间级输入端。两级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同。则2lim 1

lim H H σσ=。 取∏I Z =Z ωω，∏I =ωωn n ，2.1==∏I b b d d B ，∏I K =K c c ，

2=I ∏d d ??， 9.122

=Z K K Z K K N ∏I H I N I ∏H ∏βνβν

所以，2222∏N ∏I H ∏I ∏∏I N I ∏H I ∏I I Z Z K K K Z Z K K K =A ωβνωωβνω??c d c d n n =3.8

而472.5*2=B A =E

查机械设计手册得 5.52=i 故 129.51=i

式中：lim H σ——齿轮的接触疲劳极限；

c K —— 载荷不均匀系数；

d ?—— 对分度圆直径的齿宽系数；

νK ——动载荷系数

N Z —— 接触强度计算的寿命系数；

βH K —— 接触强度计算的齿向载荷分布系数；

ωZ —— 齿面工作硬化系数；

2.3.1 低速级参数的计算

根据经验选取螺旋角 5.7=β，压力角 5.22=n α ，则 75.22cos ==βααn t

（1）计算低速级齿轮齿数

取3=ωn ， C n i a =Z ω*1， 适当调整08696.51=i 。

393

*08696.5=Z a （根据查机械设计手册：NGW 型行星齿轮传动的齿数组合）

则得到：23=Z a ， a b Cn Z -==Z ω94，5.35)(*5.0=Z -Z =Z a b c 。

采用不等角变位，取35=Z c （调整C 取整数）

根据机械设计手册表14-327，不等角变位公式：01724.1)

()(=Z +Z Z -Z =c a c b j 查机械设计手册表14-5-2（变位传动的端面啮合角）。

可得到预计啮合角： 2623≤'≤tac

a ， 2420≤'≤tc

b α。 预选 5.24='tac

α

（2）计算a-c 传动的中心距与模数

首先，输入的扭矩 N =T =P =T I 6.817759**

95491

11ηi n 。

在a-c 传动中，小轮（太阳轮）传递的扭矩：

m n c a ?N ==K T =T I 5.2725861*3

6.817759*ω 太阳轮和行星轮材料用i n r T N C 20，渗碳淬火，齿面硬度HRC60~62（太阳

轮）和HRC56~58（行星轮），选取a MP =H 1550lim δ，齿数比522.1==a

c z z u ，齿宽系数85.0==

a

b α? (查机械设计手册得到) 则：按照机械设计手册表14-1-60中的公式计算中心距： 99.671)1(47632lim =KT +≥H u u σ?αααmm

（式中k 表示接触强度使用的综合系数，查机械设计手册，选取k=2）

模数：97.2235

235.7cos *99.671*2cos 2=+=+=

c a n z z a m β 模数整化取23=M n 而为变位时，76.672cos )(*21=+M =β

c a n z z a mm 。 按预选 5.24='tac

α，可得a-c 传动中心距变动系数： βcos )1cos cos (*)(*2

1-'+=tac t c a n a a z z y =0.40952 则中心距：68.68123*40952

.076.672=+=+='n n m y ααmm 则取682='αmm

（3）计算a-c 传动的实际中心距变动系数y 和啮合角t α'

23

76.6726824017.0-==-'=n m a a y 9095.0675.22cos *682

26.672cos *cos =='=' t tac

a a a a ， 则 56.24='t α （4）计算a-c 传动的变位系数 由公式：

4712.05

.22tan 2675.2256.24*)3523(tan 2*)()(=-+=-'+=∑

inv inv a inva inv z z x n t t c a α

（式中：inva ---渐开线函数，《查机械设计手册》第三版第三卷表14-1-13（渐开线函数得到相应的渐开线函数值））

52.595

.7cos 58cos 33==Z =Z ∑∑ βν 《查机械设计手册》第三版第三卷表14-1-5a 进行校核：

ac x ∑在5P 与6P 线之间，为综合性能较好区，可用。

《查机械设计手册》表第三版第三卷14-1-5c （分配变位系数）得：

22.0=a x ， 2512

.0=-=∑a ac c x x x （5）计算c-b 传动的中心距变动系数及啮合角tcb

a ' c-

b 传动未变位时的中心距：

3547.6845

.7cos )3594(*23*21cos )(*21=-=-= βc b n cb z z m a mm 1024.0233547.684682-=-=-'=

n m y αα 91953.0675.22cos *3547

.684682cos *cos =='=' t tcb a a a α 则 14.23='tcb

α （6）计算c-b 传动变位系数

04558.05.22tan 2675.2249.22*)3594(tan 2*)(-=--=-'-=∑

inv inv a inva a inv z z x n t tcb c b

2056.0=+=∑x x x c b

（7）计算重合度

根据重合度计算公式

4336.1))tan (tan )tan (tan (2121='-+'-=t at c t at a a a z a z π

ε 0508.123

*5.7sin *7.581sin ===ππβεβ

n m b 式中b--齿宽

mm d b p 7.5813547.684*85.0*===?

式中 582.0arccos 1==a a a b at d d a ， 5317.0arccos 2==c a

c b at

d d a 所以，总重合度4844.20508.14336.1=+=+=βεεεa

2.3.2 中间级参数的计算

首先，中间级输入转矩：5.81775908696

.598.0*1.128.5378*

9549*112===i T T ηN.m 输入转速：min 55.6108696.5*1.12*112r i n n ===

根据低速级计算步骤和参考机械设计手册，确定中间级齿轮参数。 根据经验选取螺旋角 5.8=β，压力角 5.22=n α ，则 72.22cos ==βααn t （1）计算中间级齿轮齿数

取3=ωn ， C n i a =Z ω*2， 适当调整59091.52=i 。

413

*59091.5=Z a （《查机械设计手册》第三版第三卷表14-5-7：NGW 型行星齿轮传动的齿数组合）

则得到：

22=Z a ， 1012241*3=-=Z -=Z a b Cn ω，5.39)(*5.0=Z -Z =Z a b c 。

采用不等角变位，取39=Z c （调整C 取整数）

根据机械设计手册有，不等角变位公式：

01639.1)

()(=Z +Z Z -Z =c a c b j 《查机械设计手册》第三版第三卷表14-5-2（变位传动的端面啮合角）。

可得到预计啮合角： 2623≤'≤tac

a ， 2420≤'≤tc

b α。 预选 5.24='tac

α （2）计算a-c 传动的中心距与模数

在对a-c 传动中，小轮（太阳轮）传递的扭矩：

m N n i T k T w c a .195.477801*359091

.598.0*5.817759**22===η 选取太阳轮和行星轮材料用i n r T N C 20，渗碳淬火，齿面硬度HRC60~62（太

阳轮）和HRC56~58（行星轮），选取a MP =H 1550lim δ，齿数比7727.1==a

c z z u ，齿宽系数85.0==

a

b α?（查机械设计手册）。 则：按照机械设计手册表14-1-60中的公式计算中心距： 97.392)1(47632lim =KT +≥H u u σ?αααmm

（式中k 表示接触强度使用的综合系数，查机械设计手册，选取k=2）

模数：74.1239

225.8cos *97.392*2cos 2=+=+=

c a n z z a m β 模数整化取13=M n 而为变位时，09.400cos )(*21=+M =β

c a n z z a mm 。 按预选 5.24='tac α，可得c -α传动中心距变动系数：

42166.05.8cos )15.24cos 72.22cos (*)3922(*2

1cos )1cos cos (*)(*21=-+=-'+=

βtac t c a n a a z z y 则中心距：38.40613*42166

.009.400=+=+='n n m y ααmm 则取407='αmm 齿宽4.34638.406*85.0*===p d b ?mm （3）计算a-c 传动的实际中心距变动系数y 和啮合角t α'

139.40038.4064215.0-==-'=

n m a a y 90996.072.22cos *38

.4069.400cos *cos =='=' t tac a a a a 则 5.24='t α

（4）计算a-c 传动的变位系数

根据公式

4807.05

.22tan 272.225.24*)3922(tan 2*)()(=-+=-'+=∑

inv inv a inva inv z z x n t t c a α

（式中：inva ---渐开线函数，《查机械设计手册》第三版第三卷表14-1-13（渐开线函数得到相应的渐开线函数值））

05.635

.8cos 61cos 33==Z =Z ∑∑ βν 《查机械设计手册》第三版第三卷表14-1-5a 进行校核：

ac x ∑在5P 与6P 线之间，为综合性能较好区，可用。

《查机械设计手册》表第三版第三卷14-1-5c （分配变位系数）得：

22.0=a x ， 2601

.0=-=∑a ac c x x x （5）计算c-b 传动的中心距变动系数及啮合角tcb

a ' c-

b 传动未变位时的中心距：

476.4075

.8cos )39101(*13*21cos )(*21=-=-= βc b n cb z z m a mm 0366.013476.407407-=-=-'=

n m y αα 92348.072.22cos *407

476.407cos *cos =='=' t tcb a a a α 则 56.22='tcb

α （6）计算c-b 传动变位系数

04236.05.22tan 272.2256.22*)39101(tan 2*)(-=--=-'-=∑

inv inv a inva a inv z z x n t tcb c b

21774.004236.02601.0=-=+=∑x x x c b

（7）计算重合度

根据重合度计算公式:

4285.1))tan (tan )tan (tan (2121='-+'-=t at c t at a a a z a z π

ε 2535.113

*5.8sin *4.346sin ===ππβεβ

n m b 所以，总重合度682.22535.14285.1=+=+=βεεεa

2.3.3 高速级参数计算

高速级输入转矩：27.14041559091

.596.0*5.817759*223===i T T ηN.m 输入转速：min 12.34459091.5*55.61*223r i n n ===

计算高速级齿轮参数：

根据经验选取螺旋角 7=β，压力角 20=n α ，则 56.20cos ==βααn t （1）计算1-2传动中心距 02.1702)1(476321=KT +≥Hp

u u σ?ααmm （Hp σ---许用接触应力，可查机械设计手册14-1-21得到Hp σ对应值） 则a 取整数，得1720='a ， 57.668*==p d b ?

按照模数经验公式：18.54~52.27*)0315

.0~016.0(==a m n 模数标准化取 30=n m

根据齿轮齿数计算公式， 计算得到：241=z ，

而传动比44.33=i

则44.331

2==i z z 故得到：832=z （2）计算1-2 传动的实际中心距变动系数y 和啮合角t α'

57714.0=-'=

n m a a y 9265.0cos *cos ='

='t tac a a a a ， 则 1.22='t α （3）计算1-2分配度的变位系数

由公式n t t c a a inva inv z z x tan 2*)()(-'+=∑α

查机械设计手册，分配变位系数：2272.01=x ，37.02

=x

（4）计算重合度： 根据重合度计算公式:

882.1))tan (tan )tan (tan (2121='-+'-=t at c t at a a a z a z π

ε

716.1sin ==

n

m b πβεβ 则598.3=+=βεεεa 总

2.4 受力情况分析与强度校核

2.4.1 受力分析

行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮，行星轮，行星架，轴及轴承等。为进行齿轮的强度计算，需要对行星轮以及太阳轮进行受力分析。当行星轮数目为ωn 。，假定各套行星轮载荷均匀，只需分析其中任一套行星轮与中心轮的组合即可。通常略去摩擦力和重力的影响，各构件在输入转矩的作用下传力时都平衡，构件问的作用力等于反作用力。

图2-2 5.0MW 齿轮箱中行星齿轮传动受力分析

行星架输入功率为1T ，太阳轮输出功率为a T ，增速传动比为i ，太阳轮节圆直径为1d ，根据斜齿圆柱齿轮传动受力分析公式，齿轮所受切向力，径向力，轴向力分别为：

221120002000d T d T F T == （2.6）