2.0MW风电机组齿轮箱设计

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摘要

中文摘要

摘要：近年来，随着人们对风力发电越来越重视，风电产业迅猛发展。目前，水平轴风力发电机在风力发电中仍占据重要位置，而由于风电齿轮箱的故障率较高，风电齿轮箱设计制造的关键技术一直是困扰我国乃至世界风电快速发展的重要因素，特别是随着风力机单机容量的不断增大，大型风电齿轮箱设计制造需要考虑的因素越来越多。风电机组在运行过程中，齿轮箱往往过早损坏，其原因主要是风电齿轮箱轴承在复杂载荷作用下的寿命难以估算，导致轴承过早损坏，另一方面，尽管目前对轴承寿命的计算方法繁多，但并没有能准确评估现代轴承寿命的计算方法。此外，对风电齿轮箱的强度计算方法和复杂载荷的处理也不尽完善。因此，对大型风电齿轮箱装置展开系统、深入的分析研究对风电的发展具有重要意义。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。

首先，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，通过计算，确定各级传动的齿轮参数。

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

最后，绘制CAD装配图，并确定恰当合理参数。

关键词：风电齿轮箱；载荷；结构设计。

2.0MW风电机组齿轮箱设计

ABSTRACT

ABSTRACT：In recent years，wind power industry has been rapidly developing along with the wind power generation drawing more and more attention．At present，horizontal axis wind turbine has the dominant position in wind turbine generator system(WTGS)．The key design and manufacturing technology of gearboxes have become an important factor for restricting the development of wind power．With the wind turbine’s capacity increasing, mole and more complications must be considered in large—scale wind turbine’s design and manufacturing．The gearbox is damaged too earlier for WTGS in life expectancy．The main cause is that the bearing lifetime can’t be estimated accurately when the load is very complicated．On the other hand，despite there are many calculating methods．bearing lifetime c柚not be estimated well and truly．In addition, the calculating method of load capacity of gears and the method of dealing with complicated load need to be improved，SO it’S very important to research the gearbox of large-scale wind turbines systematically．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．

Firstly, The load Cases of gearbox for wind turbines ale analyzed，and the interrelation of loading cycle numbers under different torque levels 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 is calculated．，and the force analysis results is obtained．

Then,the static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard．The result shows that it is accord with safety requirements．Finally Draw CAD drawings, and determine appropriate reasonable parameters.

KEYWORDS：Gearbox for Wind Turbine；Load；Structure Design.

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摘要....................................................................... I 中文摘要................................................................ I ABSTRACT ............................................................... II 1 引言 (1)

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齿轮箱设计制造技术 (4)

1.3润滑、冷却和加热系统 (5)

1.4课题研究的意义 (5)

1.5论文的主要内容 (6)

2 齿轮箱结构设计 (7)

2.1 增速齿轮箱方案设计 (7)

2.2 齿轮参数确定 (9)

2.3受力分析与静强度校核 (14)

2.3.1受力分析 (14)

2.3.2低速级外啮合齿面静强度计算 (16)

2.4 齿轮传动强度的校核计算: (17)

2.5 主轴初步结构设计: (20)

2.6 行星轮轴的确定: (21)

2.7本章小结 (21)

3 齿轮箱其他零部件的选用 (22)

3.1齿轮箱的加工及工艺 (22)

3.1.1 齿轮箱零部件的加工与装配 (22)

3.1.2 齿轮箱的加工工艺过程如下： (22)

3.2.齿轮的机械加工 (23)

3.3 轴类零件的加工 (23)

3.4 轴承的选用: (24)

3.5 转臂的结构设计及支承结构： (24)

3.7 齿轮、轴承润滑机理： (25)

3.8 本章小结 (26)

4 结论： (27)

致谢 (28)

参考文献 (29)

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1 引 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，2007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。

5000

10000

15000

2000025000

0图1.1世界风电前十名国家05-07发展情况比较

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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1O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，

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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3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

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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齿轮箱设计制造技术

与其它工业齿轮箱相比由于风电齿轮箱安装在距地面几十米甚至一百多米高的狭小机舱内其本身的体积和重量对机舱、塔架、基础、机组风载、安装维修费用等都有重要影响因此，减小外形尺寸和减轻重量显得尤为重要。同时，由于维修不便、维修成本高通常要求齿轮箱的设计寿命为20年对可靠性的要求也极其

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苛刻。由于尺寸和重量与可靠性往往是一对不可调和的矛盾，因此风电齿轮箱的设计制造往往陷入两难的境地。总体设计阶段应在满足可靠性和工作寿命要求的前提下以最小体积、最小重量为目标进行传动方案的比较和优化结构设计应以满足传递功率和空间限制为前提尽量考虑结构简单、运行可靠、维修方便在制造过程的每一个环节应确保产品质量：在运行中应对齿轮箱运行状态（轴承温度、振动、油液温度及品质变化等）进行实时监测并按规范进行日常维护由于叶尖线速度不能过高因此随着单机容量的增大，齿轮箱的额定输入转速逐渐降低，兆瓦以上级机组的额定转速一般不超过20r/min。另一方面发电机的额定转速一般为1500或1800r/min，因此大型风电增速齿轮箱的速比一般在75～100左右。为了减小齿轮箱的体积500kW以上的风电增速箱通常采用功率分流的行星传动500kW～1OOOkW常见结构有2级平行轴+1级行星和1级平行轴+2级行星传动两种形式兆瓦级齿轮箱多采用2级平行轴+1级行星传动的结构。由于行星传动结构相对复杂而且大型内齿圈加工困难成本较高即使采用2级行星传动也以NW传动形式最为常见。

目前国际上生产风电齿轮箱的公司主要有Renk、Flender、Hansen Transmission等国外内齿圈大多采用渗碳淬火磨齿的斜齿轮，以提高行星传动的强度减小该级的尺寸和重量。

1.3润滑、冷却和加热系统

风电齿轮箱的润滑、冷却和加热系统对齿轮箱的正常工作具有十分重要的意义大型风力发电齿轮箱必须配备可靠的强制润滑系统对齿轮啮合区、轴承等进行压力润滑。齿轮箱正常工作时的最高油温不应超过80℃不同轴承间的温差不应超过15 ℃。当油温高于65 C时冷却系统开始工作：当油温低于10℃启动时应首先将润滑油加热到预定温度后再开机。

齿轮箱一般选用稀油润滑在高寒低温地区使用时应对油品的低温使用性能给予充分考虑。

齿轮箱中齿轮、轴承的润滑和冷却一般采用飞溅和强制相结合的润滑冷却方式系统的设计应以各润滑点得到足够的润滑并维持系统的热平衡为目标。润滑管路的设计应保证润滑油能以预定的流量到达各润滑点。润滑冷却系统应有滤清器、油流传感器、散热器、压差传感器、高低温测温传感器及最低油位探测仪等以满足系统正常工作的需要。

6006标准规定轴承的最高温度为105 ℃即在轴承连续运转60分钟内若轴承外固的温度超过该温度的时间超过l0分钟就应该停车并规定轴承外国的最高持续温度不应超过95℃对有些润滑油这个温度极限还应很低。

1.4课题研究的意义

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开发新能源是国家能源建设实施可持续发展战略的需要，是促进能源结构调整、减少环境污染、推进技术进步的重要手段。风力发电是新能源技术中最成熟、最具规模开发条件和商业化发展前景的发电方式之一。

(1)由于我国风电产业起步较晚，缺乏基础研究积累和人才，我国在风力发电机组的研发能力上还有待提高，总体来说主要以引进国外先进技术为主。目前国内引进的技术，有的是国外淘汰的技术，有的图纸虽然先进，但受限于国内配套厂家的技术、工艺、材料等原因，导致国产化的零部件质量、性能仍有一定差距。所以，在引进国外风机技术的同时，开发自主知识产权的兆瓦级增速齿轮箱，是加速我国风电产业的一项重要任务。

(2)增速齿轮的设计和制造技术是整个风力发电机组的关键技术，关系到整个风力发电机组的命运。因此，要加强齿轮的研究，对齿轮进行结构设计，提高齿轮的啮合质量，降低噪声，保证齿轮机械效率，提高齿轮的运行可靠性。

(3)增速齿轮箱以渐开线齿轮为主，人们对标准的渐开线齿轮有了一套比较成熟的设计、强度计算和加工方法。兆瓦级增速齿轮对渐开线齿轮传动提出了新的要求，在尺寸、重量最小的情况下，可靠地传递高速、重载的运动，这就对齿轮分析的计算精度提出了很高要求，高精度齿轮分析是轮齿承载能力、振动、噪声及修形等研究的基础。因此，建立准确的分析模型，准确求解受载轮齿的载荷分布对修形规律的研究具有重要意义。

(4)同时对兆瓦级风电齿轮箱进行比较深入的设计研究，可以：

1)针对风力发电机械传动系统，尤其是齿轮箱失效进行技术调查，以明确责任方，找出改进方案；

2)对风力发电机组机械传动系统，尤其是增速箱的供应商的设计与生产能力进行技术审核；

3)为风电机组国产化认证提供齿轮传动部分的计算说明文件范本(包括常规计算与有限元计算)。

1.5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。

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2 齿轮箱结构设计

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。

增速箱的设计应在已有工程实际的基础上，对其薄弱环节进行改进。通过工程实际分析总结，风电齿轮箱主要故障表现有：齿轮箱油温过高；齿面点蚀破坏。齿轮箱油液温度过高一般是因为风电机组长时间处于满发状态，润滑油因齿轮箱发热而温度上升超过设定值。解决这一问题需要考虑机舱以及齿轮箱的结构以及相关的风冷与油冷装置。涉及的问题比较复杂，因素比较多，本文暂不做这方面的研究。齿面点蚀是齿轮的操作条件超过金属材料所能承受的极限，带来金属表面疲劳而产生的。点蚀的损耗取决于表面接触应力以及应力循环次数。因此，需要对齿轮啮合过程中的齿面接触应力强度做出分析。

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，综合考虑，本章主要计算出各级传动的齿轮参数以进行齿面的接触研究，不展开对齿轮箱各个方面进行详细的设计。

2.1 增速齿轮箱方案设计

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：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；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=104，采用两级行星派生

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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。设计齿轮箱的转动比为106，由于减速比较大，按照此转动比，齿轮箱的结构形式可设计为：两级行星传动+一级平行轴定轴传动。

低速轴高速轴

图2.1双级NGW型传动方案

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

'2212180sin )(a h 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

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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)

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。

(4)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。当内齿圈不动时有 1/113-=H i Z Z (2．4)

以上各式中：

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；

'a

h ——齿顶高系数。

2.2 齿轮参数确定

角标1表示高速级输入端，2表示低速级，两级外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则δ1lim H =δ2lim H ，取1w n =2w n ，2w1Z Z w =，2.1/21==b b d d B ，

21c c K K =， 21/ 1.2d d ??=，22221112/2v H n v H n K K Z K K Z ββ=

∴A=1w n di ?2c K 1v K 2βH K 21n Z w12Z /2w n 2d ?1c K 2v K 1βH K 22n Z ()22!Z !!

w n r n r -=2.4 E = 2AB =4.15

查机械设计手册图8-143得 2i =10，故 1i =10.6。

1.高速级参数计算

根据经验选取螺旋角7.5=β°压力角5.22=n α°

∴ 675.22t =α°

（1） 配齿计算

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取 3=w n 1i a Z /1w n = c ，

适当调整1i =10.6

13643

a Z ?=, ∴a Z =18 ,

b Z =

c w n -a Z =174

C Z =0.5×(b Z -a Z )=78

采用不等角变位，取C Z =78，

则 b C Z -Z a C

j Z Z =+ =1

查图可得适用的预计啮合角 '2023tac α?≤≤?

2123'tcb α=?范围内，预选'=2130'tac α?

(2)按接触强度初算a-c 传动的中心距与模数 c w

K n i T η11a /T = =

41.1510N m ?? 查表8-116得接触强度适用的综合系数K=3

太阳轮和行星轮材料选用r 20C n i M T 渗碳淬火，齿面硬度HRC60-62(太阳轮)和HRC56-58（行星轮）选取lim 1300H MPa σ= 齿宽系数0.5a b a

?==， 齿数比 4.33c a z u z ==

∴476(244.7a u ≥+=

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模数n 2cos m 5.1a c

a z z β==+， 取5m = 未变位时 1()/cos 2240

n a c a m z z β=+=

按预取啮合角'2130'tac α=?可得a-c 传动中心距变动系数 βcos /)1cos cos ()(21'-?+=tac

t c a n a a z z y =0.4785

则中心距

a ’=a+n y n m

=242.3926 a 取a ’=243

计算a-c 传动的实际中心距变动系数Y 和啮合角'

t α 'y 0.92809n

a a m -== '

t

cosa cos 0.92809't a a a == ∴'21.86tac α=?

(4)计算a-c 传动的变位系数(4)计算a ．C 传动的变位系数

'()0.568132tan t t a b n

inva inva z z a ∑-X =+= 用图8-15a 校核∑X 在P8线之上，承载能力较大，可用。

用图8-15b 分配变位系数，得

A X =0.31, C X =0.25813

(5)计算c-b 传动的中心距变动系数及啮合角'

tac α

c-b 传动未变位时的中心距

2.0MW 风电机组齿轮箱设计

βcos /)(21c b n cb z z m a -=

=240

'0n

a a y m -== 923955.0cos '

cos '

==t tcb a a αα ∴'20t a =?

(6)计算c-b 传动的变位系数

'()02tan tcb t b c n

inva inva z z a ∑-X =-= 0.26b c ∑X =X +X =

(7)几何尺寸计算

分度圆直径公式：d mz =

齿顶圆直径公式：2a a d d h =+

齿顶高公式：*a a h h m =?

综上所述,各个齿轮分度圆直径为：

90A d =,390C d =，870B d =；

齿顶圆直径为：

100Aa d =，400Ca d =，860Ba d =。

(8)演算a-c 传动的接触强度和抗弯强度

强度计算所需公式同定轴线齿轮传动，用相对与行星架的圆周速度来确定v K 和v Z 所用的圆周速度H V ，

111

(1) 2.98/100060H

d n i V m s π-==? （9）根据接触强度计算，来确定内齿轮材料

毕业设计(论文)

H H E HP Z Z Z εβσσ=?≤ 式中：20.015a c t T K F KN m Sda

==? （ 2.0x a z T T KN m i η==?， 1.15c K =,3S = 5.59c a

Z u Z ==） A K 为最大倾动转矩，故1A

K = 查表，12-15得 1.02V K =；

查图，12-16得 1.07K β

=； 查表，12-21得1K α=；

查表，12-22得189.8E Z =;

查图，12-17得 2.14H

Z =; 查图，12-18得0.96Z ε=； lim lim 1080W N HP H Z Z MPa S σσ==；

则122H H E Hp Z Z Z MPa εβσσ==< ∴安全。

内齿轮采用42r o C M 调质，要求表面硬度260HBS ≥。

b-C 齿轮是内啮合传动，承载能力远超过外啮合传动，无需校核其强度。

2.低速级参数计算

2.0MW 风电机组齿轮箱设计

输入转矩21020T N m =?，输入转速1217.4/min n n r i

=

=，计算确定低速级齿轮参数。

根据经验选取螺旋角?=7β，压力角?=20α，∴?=56.20t α

(1)按接触强度初步确定中心距

476(337.78a u ≥+=

圆整得，'338a =。 模数''

'

27.5A C a m Z Z ==+ 取标准模数8m =

计算得：18A Z =，72C Z =,162B Z =,90C Z =,2220a c b X X X ===，''''20A C C B αα==。

2.3受力分析与静强度校核

2.3.1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 刀。，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。

毕业设计(论文)

输入T1齿圈b

行星轮c 行星架H

太阳轮a 输出Ta F

tca 图2.2 行星齿轮传动受力分析

行星架输入功率为T1，太阳轮输出功率为Ta ，增速传动比为i ，太阳轮节圆直径为dl ，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：

11222000/2000/t F T d T d == (2.21) tan /cos r t n F F αβ=? (2．22) tan a t F F β=? (2．23) 式中： n α ——法面压力角；

β——分度圆螺旋角。

得到各个齿轮的受力结果如表2．1所示。

2.0MW 风电机组齿轮箱设计

输入级

行星轮

输入级

太阳轮

高速级

大齿轮

高速级

齿轮分度圆

螺旋角

()β?法面压力角切向力节圆直径力矩径向力()n α?()d mm ()T Nm ()t F N ()

r F N 7.5324.78494.23173.14598.792022.522.52014147.5332865*231396.6597068753.25332865101111.8101111.8139063*2139063.137928.137928.1

表2.1 齿轮受力结果

2.3.2低速级外啮合齿面静强度计算

依据要求，按3倍额定功率计算静强度。(因其余啮合齿轮副的计算步骤、结论与此相似，在此，仅以低速级外啮合为例。

)

①载荷 max 2000cal T F d =

式中： cal F ——计算切向载荷，N ；

d ——轮齿分度圆直径，mm ；

max T ——最大转矩，N m

②修正载荷系数

因已按最大载荷计算，取使用系数A K =l 。

③计算安全系数lim H NT W H Hst Z Z S σσ=

式中：Hst σ——静强度最大齿面应力，2/N mm

Hst H E Z Z Z Z εβσ=∴H S =1．041>1，符合要求。