風力發(fā)電增速齒輪箱設計(風力發(fā)電機500KW)【7張cad圖紙+文檔全套資料】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 西安思源學院本科畢業(yè)論文（設計） 中文摘要 風電產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展促成了風電裝備制造業(yè)的繁榮，風電增速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(chǎn)化目標。 本文首先，根據(jù)風電齒輪箱承受載荷的復雜性，對其載荷情況進行了分析研究，確定齒輪箱的機械結構。選取兩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)。其次，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，繪制CAD裝配圖，并構建了Pro/E的三維模型。 關鍵詞：風電 增速齒輪箱 設計 校核 IV Abstract The rapid development of wind power industry has contributed to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry, and the wind power growth gear box is the core component of the wind turbine, which has been paid much attention by domestic and foreign wind power related industries and research institutions. But because of the research of the domestic wind power gear box, the technology is weak, especially the MW level wind power gearbox, which mainly depends on the introduction of foreign technology. Therefore, it is urgent to carry out research on the development of the MW level wind power gear box, and the real master of the wind power gearbox design and manufacture technology, in order to achieve the localization of the wind turbine. In this paper, according to the complexity of the load of wind turbine gearbox, the load condition is analyzed and studied, and the mechanical structure of gear box is determined. Select the two stage planetary transmission scheme, through the calculation, determine the gear parameters at all levels of transmission. Secondly, the stress analysis of the planetary gear transmission is carried out. According to the standard static strength check, the results accord with safety requirements. Finally, the CAD assembly drawing is drawn, and the 3D model of Pro/E is constructed. Key words:Wind power; Growth gear box; Design; Verification 目 錄 中文摘要 I Abstract II 1 緒論 1 1.1課題背景及意義 1 1.2風電齒輪箱國內外現(xiàn)狀 1 1.2.1風電齒輪箱國內外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.1.2我國風電齒輪箱設計制造技術現(xiàn)狀 2 2 總體方案的確定 3 2.1設計要求及參數(shù)選擇 3 2.1.1設計要求 3 2.1.2參數(shù)選擇 3 2.2方案選擇 3 2.2.1方案論述 3 2.2.2方案確定 5 3 齒輪設計與校核 6 3.1第一級行星輪系傳動設計與校核 6 3.1.1齒輪基本參數(shù)計算 6 3.1.2行星輪齒裝配條件驗算 6 3.1.3行星傳動齒輪強度校核 7 3.2第二級平行軸圓柱斜齒輪設計與校核 11 3.2.1基本參數(shù)計算 11 3.2.2齒輪強度校核 11 3.3第三級平行軸圓柱直齒輪設計與校核 14 3.3.1基本參數(shù)計算 14 3.3.2齒輪強度校核 15 4傳動軸及軸上零件的設計與校核 18 4.1行星輪心軸的設計與校核 18 4.1.1初步確定軸的最小直徑 18 4.1.2行星輪心軸強度計算 18 4.1.3行星輪軸承壽命計算 18 4.2圓柱齒輪傳動中間齒輪軸設計 19 4.2.1初步確定軸的最小直徑 19 4.2.2軸的結構設計 19 4.3圓柱齒輪傳動輸出軸的設計 21 4.3.1初步確定軸的最小直徑 21 4.3.2軸的結構設計 21 4.4輸入軸連接形式選擇及計算 23 5 齒輪箱及其他部件的設計 25 5.1傳動齒輪箱箱體設計 25 5.2齒輪箱的密封、潤滑、冷卻 25 5.2.1齒輪箱的密封 25 5.2.2齒輪箱的潤滑、冷卻 26 5.3齒輪箱的使用安裝 27 總 結 28 參考文獻 29 致 謝 30 1 緒論 1.1課題背景及意義 經(jīng)濟、能源與環(huán)境的協(xié)調發(fā)展是實現(xiàn)國家現(xiàn)代化目標的必要條件。為了解決化石能源的不斷消耗對經(jīng)濟可持續(xù)發(fā)展和環(huán)境的影響問題，我國和一些主要發(fā)達國家在未來能源規(guī)劃中，都明確提出了可再生能源發(fā)展的具體目標。在《國家中長期（2006—2020年）科學和技術發(fā)展規(guī)劃綱要》中，將可再生能源規(guī)?；昧袨槟茉纯沙掷m(xù)發(fā)展中的關鍵科學問題之一。 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，風能與水能總量旗鼓相當。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(chǎn)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。 1.2風電齒輪箱國內外現(xiàn)狀 1.2.1風電齒輪箱國內外發(fā)展現(xiàn)狀 風機增速齒輪箱是風力發(fā)電整機的配套產(chǎn)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(chǎn)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。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(chǎn)品高得多的要求。 國外兆瓦級風電齒輪箱是隨風電機組的開發(fā)而發(fā)展起來的，Renk，F(xiàn)lender等風電齒輪箱制造公司在產(chǎn)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)。 國家標準GB/Tl9703-2003和國際標準IS081400-4：2005都對風電齒輪箱設計提出了具體的設計規(guī)范和要求。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M機故障的最主要原因，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(chǎn)業(yè)起步較晚，技術上較歐美等風能技術發(fā)達國家存在較大差距。做為世界上的風能大國，目前我國大型風力發(fā)電機組的開發(fā)主要是引進國外成熟的技術，關鍵就因為我國的設計水平不高。目前我國主要有幾家公司制造風電齒輪箱：南京高精齒輪有限公司，重慶齒輪箱有限責任公司，杭州前進齒輪箱集團。 1.1.2我國風電齒輪箱設計制造技術現(xiàn)狀 目前國內已基本掌握了兆瓦以下風電增速箱的設計制造技術國產(chǎn)風電機組的主流機型為600kW～800kW其增速齒輪箱已在重慶齒輪箱有限責任公司，南京高精齒輪集團有限公司，杭州前進齒輪箱集團有限公司等廠家批量生產(chǎn)。盡管如此我國風電齒輪箱仍是風電設備國產(chǎn)化中的薄弱環(huán)節(jié)尚不能滿足市場需求。 目前國內風電機組的技術引進基本上是以產(chǎn)品生產(chǎn)許可方式進行的從國外引進的只是風力發(fā)電機組的集成技術并不包括齒輪箱的設計制造技術。國內風力發(fā)電增速齒輪箱的設計基本是參照引進集成技術中的齒輪箱采購規(guī)范進行的齒輪箱的結構設計和外聯(lián)結尺寸按進口風力發(fā)電機組要求進行類比設計。因此國內并未真正引進風電齒輪箱的設計制造技術更談不上完全掌握先進的設計制造技術。 在風力發(fā)電傳動裝置技術研究方面國內起步較晚基礎較薄弱人才匱乏。鄭州機械研究所近幾年來對國內外風電齒輪箱先進技術進行了跟蹤研究并依靠幾十年的齒輪傳動和強度等專業(yè)的成果，經(jīng)驗的積累開發(fā)出了全套風力發(fā)電傳動裝置設計分析軟件——WinGear。此外鄭州機械研究所還開發(fā)了基于Solid Works的智能型CAE分析系統(tǒng)能方便地實現(xiàn)對箱體，行星架，輸入軸等重要零部件的有限元分析和優(yōu)化。 27 2 總體方案的確定 2.1設計要求及參數(shù)選擇 2.1.1設計要求 綜合所學知識，如《機械制圖》、《機械設計基礎》、《工程力學》、《機電一體化設計》等相關知識，獨立設計風電增速箱結構設計。主要包含以下內容： （1）搜集資料，查閱相關文獻，擬定增速箱總體方案（不少于3種）； （2）確定增速齒輪箱的整體方案； （3）依據(jù)增速箱主要各零件的基本參數(shù)和機構形式，進行相關的尺寸計算和校核的計算； （4）繪制總體裝配圖、拆畫主要零部件零件圖； （5）進行三維造型制作。 2.1.2參數(shù)選擇 根據(jù)設計要求本次設計選定基本參數(shù)如下： 增速器齒輪箱的主要設計要求如表2-1所示。 表2-1 原始設計要求 額定功率 500kW 增速比 52~72 輸出轉速 1400~1600r/min 輸入轉速 24~35r/min 分度圓壓力角 20° 模數(shù) 5~15 2.2方案選擇 2.2.1方案論述 風力發(fā)電機組齒輪箱的種類很多，按照傳統(tǒng)類型可分為圓柱齒輪箱、行星齒輪箱以及它們互相組合起來的齒輪箱；按照傳動的級數(shù)可分為單級和多級齒輪箱；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式以及混合式等。常用齒輪箱形式及其特點和應用見表2-1。 表2-1 常用風力發(fā)電機組增速箱的形式和應用 傳遞形式 傳動簡圖 推薦傳動比 特點及應用 兩 級 圓 柱 齒 輪 傳 動 展開式 結構簡單，但齒輪箱對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大剛度。高速級齒輪布置在原理轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形可部分抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均現(xiàn)象，用于載荷比較平緩場合。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒 分流式 結構復雜，但由于齒輪箱對于軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬分布均勻、軸承受載較均勻，中間軸危險截面上的轉矩只相當于軸所傳遞轉矩的一半，適用于變載荷的場合。高速級一般用斜齒，低速級可用直齒或人字齒 同軸式 減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同，但軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難于充分利用 同軸分流式 每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸和輸出軸只承受轉矩，中間軸只受全部載荷的一半，故與傳遞同樣功率的其他減速器相比，軸頸尺寸可以縮小 對于0.5兆瓦級風電齒輪箱，傳動比多在50~100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。 2.2.2方案確定 依據(jù)提供的技術數(shù)據(jù)，經(jīng)過方案比較，采用一級行星派生型傳動，即一級行星傳動+兩級平行軸定軸傳動。根據(jù)選定的電機的輸入速度和經(jīng)過減速機構減速后的輸出速度，確定出這個減速機構的傳動比范圍。 取輸入轉速：28rpm 取增速機構增速后的輸出速度：1550rpm （2-1） 根據(jù)減速裝置的用途和工作特點，傳動形式定位兩級定軸傳動+單級行星傳動，行星傳動的結構形式確定為：單級2K-H（NWG）型行星傳動機構。確保其穩(wěn)定性，行星輪數(shù)目為4，其傳動比范圍為：。由此，初定傳動比分配情況如下： 第一級定軸傳動： =2.9545 第二級定軸傳動： =3.6315 第三級行星傳動： =5.1667 考慮到500kW風力發(fā)電機大功率，要求結構緊湊、高可靠性等特點，結合中國船級社風力發(fā)電機組規(guī)范，本文采用的傳動形式如圖2-1。 圖2-1風力發(fā)電機組增速箱傳動簡圖 增速器傳動結構分為三級，第一級為行星輪系，第一級行星架為輸入端，由第一級太陽輪傳遞至第二級斜齒圓柱齒輪平行軸輪系傳動；第三級采用直齒輪平行軸輪系傳動，直接與電機相聯(lián)。 3 齒輪設計與校核 3.1第一級行星輪系傳動設計與校核 3.1.1齒輪基本參數(shù)計算 根據(jù)初定條件 即 （3-1） 盡可能取質數(shù)， 則 （3-2） 計算： （3-3） 計算并初選： （3-4） 初選 預計嚙合角 3.1.2行星輪齒裝配條件驗算 （1）同心條件 為了保證中心輪和行星架軸線重合，各對嚙合齒輪間的中心距必須相等。而對于角度變位傳動，應為 （3-5） （2）裝配條件 由于各行星輪必須均布于中心齒輪之間。為此，各齒輪齒數(shù)與行星輪個數(shù)必須滿足裝配條件，否則，會出現(xiàn)行星齒輪無法裝配的情況。 單排2K-H行星傳動的裝配條件為：兩中心輪的齒數(shù)之和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍。 即 （整數(shù)） （3-6） （3）鄰接條件 保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰 即 （3-7） 根據(jù)以上條件，初選模數(shù)為10mm，按照技術要求查閱相關手冊，確定第一級行星輪系具體參數(shù)如表3-1。 表3-1 第一級行星輪系參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角 第一級 中心輪 24 10 0 260 215 240 0° 行星輪 38 10 0 400 355 380 0° 內齒圈 100 10 0 980 1025 1000 0° 3.1.3行星傳動齒輪強度校核 在行星輪系傳動中，太陽輪與行星輪間接觸強度最大，故只需驗證該嚙合副齒輪接觸強度即可。根據(jù)中國船級社風力發(fā)電機組規(guī)范，對各級行星輪系進行強度校核。 （1）太陽輪與行星輪外嚙合接觸強度及彎曲強度校核 太陽輪a和行星輪c的材料選用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度56～60HRC，查閱手冊，選取σHlim=1500MPa，σFlim=480MPa 輸入軸轉矩 （4-1） 太陽輪輸入轉矩為 （4-2） 太陽輪輪齒上的轉矩為 （4-3） 式中 np—行星輪個數(shù)，np=4； kp—太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數(shù)，kp=1.15。 查手冊選取齒寬系數(shù) 計算齒寬為 （4-4） 取 各系數(shù)的確定如下： 使用系數(shù) 動載系數(shù)為 （4-5） 式中 —小齒輪的速度，（4-6） 接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為 （4-7） 彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為 （4-8） 齒輪間載荷分布系數(shù)為 （4-9） 則綜合系數(shù)為 （4-10） （4-11） 齒面接觸應力為 （4-12） 式中 —鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-13） —節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， （4-14） —螺旋角系數(shù)， （4-15） —重合度系數(shù)， （4-16） 為與的重合度， —圓周力， （4-17） 齒面許用接觸應力為 （4-18） 接觸強度的安全系數(shù)為 （4-19） 式中—潤滑系數(shù)， （4-20） —速度系數(shù)， （4-21） —粗糙度系數(shù)， （4-22） —工作硬化系數(shù)，； —接觸強度計算時的尺寸系數(shù)， （4-23） 太陽輪齒根彎曲應力為 （4-24） 式中 —重合度系數(shù)， （4-25） —螺旋角系數(shù)， （4-26） —齒形系數(shù)，。 齒根許用彎曲應力為 （4-27） 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 （4-28） （2）行星輪與內齒圈彎曲強度校核 內齒輪的材料選用42CrMo，調質，齒面硬度HBS≥260，查手冊，選取 σHlim=720MPa，σFlim=320MPa 內齒輪齒根彎曲應力為 （4-29） 齒根許用彎曲應力為 （4-30） 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 （4-31） 3.2第二級平行軸圓柱斜齒輪設計與校核 3.2.1基本參數(shù)計算 齒數(shù)分配如下： 具體參數(shù)如表3-2。 表3-2 第二級平行軸斜齒輪參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角 第二級 直齒輪一 69 9 0 652.87 612.86 634.87 12° 直齒輪二 19 9 0 192.82 152.81 174.82 12° 分度圓直徑：； 標準中心距： 3.2.2齒輪強度校核 材料選用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度56～60HRC，查閱手冊，選取 σHlim=1500MPa，σFlim=480MPa 輸入軸轉矩 ， （4-32） 查手冊選取齒寬系數(shù) 計算齒寬為 （4-33） 取 齒輪z1受到轉矩為 （4-34） 各系數(shù)的確定如下： 使用系數(shù) 動載系數(shù)為 （4-35） 式中 —小齒輪的速度， （4-36） 接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為 （4-37） 彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為 （4-38） 齒輪間載荷分布系數(shù)為 （4-39） 齒面接觸應力為 式中 —鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-40） —節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， （4-41） —螺旋角系數(shù)， （4-42） —重合度系數(shù)，為與的重合度， （4-43） —圓周力， （4-44） 齒面許用接觸應力為 （4-45） 接觸強度的安全系數(shù)為 （4-46） 式中—潤滑系數(shù)， （4-47） —速度系數(shù)， （4-48） —粗糙度系數(shù)， —工作硬化系數(shù)，； —接觸強度計算時的尺寸系數(shù)， 結果計算發(fā)現(xiàn)第二級斜齒圓柱齒輪接觸強度不夠高，應采取變位。為盡可能提高齒輪的接觸強度，應按最大嚙合角選取總變位系數(shù)。由，查變位系數(shù)線圖得其總變位系數(shù)。 分配變位系數(shù)、。根據(jù)傳動比由變位系數(shù)線圖得， （4-49） 再次驗算齒輪接觸強度為 式中 —節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， 接觸強度的安全系數(shù)為 （4-50） 經(jīng)變位后齒輪接觸強度得到明顯提高。 第二級齒輪 齒根彎曲應力為 （4-51） 式中—重合度系數(shù)， —螺旋角系數(shù)， （4-52） —齒形系數(shù)，。 齒根許用彎曲應力為 （4-53） 輸入齒齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 （4-54） 3.3第三級平行軸圓柱直齒輪設計與校核 3.3.1基本參數(shù)計算 齒數(shù)分配如下： 具體參數(shù)如表3-3。 表3-3 第三級平行軸直齒輪參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角 第三級 直齒輪一 65 6 0 402 375 390 0° 直齒輪二 22 6 0 144 117 132 0° 分度圓直徑：； 標準中心距： 3.3.2齒輪強度校核 材料選用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度56～60HRC，查閱手冊，選取 σHlim=1500MPa，σFlim=480MPa 輸入軸轉矩 ， （4-55） 查手冊選取齒寬系數(shù) 計算齒寬為 （4-56） 取 小齒輪受到轉矩 （4-57） 各系數(shù)的確定如下： 使用系數(shù) 動載系數(shù)為 （4-58） 式中 —小齒輪的速度 （4-59） 接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為 （4-60） 彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為 （4-61） 齒輪間載荷分布系數(shù)為 （4-62） 齒面接觸應力為 （4-63） 式中 —鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-64） —節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， —螺旋角系數(shù)， （4-65） —重合度系數(shù)，為與的重合度， （4-66） —圓周力， （4-67） 齒面許用接觸應力為 齒面接觸強度安全系數(shù)為 （4-68） 齒根彎曲應力為 （4-69） 式中—重合度系數(shù) （4-70） —螺旋角系數(shù)， （4-80） —齒形系數(shù)，。 齒根許用彎曲應力為 （4-81） 齒根彎曲強度安全系數(shù)為 （4-82） 由上述校核可知，該傳動設計方案基本符合強度要求，切實可行。該方案選取大齒寬和高等級制造精度保證機構運動平穩(wěn)，避免了點蝕和膠合等失效情況的出現(xiàn)，選取合適的傳動比來滿足傳動要求，對于第二級斜齒圓柱齒輪傳動的初設計經(jīng)校核和變位后接觸強度得到明顯改善，結構較安全可靠。 4傳動軸及軸上零件的設計與校核 4.1行星輪心軸的設計與校核 4.1.1初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為42CrMo，調制處理260～290HBS，σb=900～1100MPa， σ0.2=650MPa。于是得 （5-1） 為了與軸承相適應，故需同時選取軸承型號。 因軸承主要承受徑向載荷，且行星輪軸線在傳動中要保持與太陽輪良好的平行，以避免附加載荷，所以選用調心滾子軸承，性能、特點與調心球軸承相同，且具有較大的徑向承載能力。并根據(jù)最小軸徑122.33mm，查機械手冊初步選取標準調心滾子軸承型號為22326 C/W33。其尺寸為 故行星輪心軸最小直徑為130mm。 4.1.2行星輪心軸強度計算 作用在心軸上的載荷按均布載荷計算，則最大彎矩為 （5-2） 行星輪心軸的彎曲應力為 （5-3） 4.1.3行星輪軸承壽命計算 采用軸承為22326 C/W33，, 。 行星架轉速為 行星輪絕對轉速為 （5-4） 行星輪相對行星架的相對轉速為 （5-5） 軸承壽命為 （5-6） 4.2圓柱齒輪傳動中間齒輪軸設計 4.2.1初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為42CrMo，調制處理260～290HBS，σb=900～1100MPa， σ0.2=650MPa。于是得 （5-7） 中間軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑，為了與軸承相適應，故需同時選取軸承型號。 因軸承既受軸向力，又受徑向力，所以選用圓錐滾子軸承?？梢酝瑫r承受徑向載荷及軸向載荷外圈可以分離，安裝時可調整軸承的游隙，一般成對使用。根據(jù)最小軸徑108.39mm，查機械手冊選用初步選取標準圓錐滾子軸承型號為30322。其尺寸為: 故最小軸徑為110mm。 4.2.2軸的結構設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 本設計的裝配方案在前面已經(jīng)分析，現(xiàn)選用如圖4-1所示的裝配方案 圖4-1 中間軸的結構與裝配 2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，查機械手冊選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30322，根據(jù)其基本尺寸確定；而。 ②右端滾動軸承采用軸肩進行定位。由手冊上查得30322型軸承的定位軸肩安裝尺寸。因此取。軸環(huán)寬度，取。 ③取安裝齒輪處的軸段II—III的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為135mm，為了使軸套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。 ④因為軸段III—IV處是齒輪軸段，故 ⑤取齒輪距箱體內壁距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=10mm，已知滾動軸承寬度T=54.5mm，則。取整90mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3) 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查手冊得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，由輪轂寬度再參考鍵的長度系列，取鍵長L=110mm，略小于輪轂寬度。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考手冊，取軸端倒角為，各軸肩處得圓角半徑為R=2mm。 4.3圓柱齒輪傳動輸出軸的設計 4.3.1初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為42CrMo，調制處理260～290HBS，σb=900～1100MPa， σ0.2=650MPa。于是得 （5-8） 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 （5-9） 式中 —工作情況系數(shù)，考慮到轉矩變化和沖擊載荷大，選用=2.3。 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LZ6 YB80×172型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為8000N·m。半聯(lián)軸器與軸配合榖孔長度。 4.3.2軸的結構設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 本設計的裝配方案在前面已經(jīng)分析，現(xiàn)選用如圖4-2所示的裝配方案。 圖4-2 輸出軸的結構與裝配 2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，VII—VIII軸段左端需制出一軸肩，故取VI—VII段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=92mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故VII—VIII段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。 ②初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力作用，而且要求輸平穩(wěn)，所以選用圓柱滾子軸承和調心滾子軸承配合?？梢猿惺茌^大徑向載荷同時能夠自動調心，允許內圈對外圈軸線偏斜量≤1.5°~2.5°。參照工作要求并根據(jù)，查機械手冊中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列調心滾子軸承22219 CCK/W33，其基本尺寸為 故，而。 右端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得22219 C/W33型軸承定位軸肩高度h=6mm，因此，取。 ③因為軸段III—IV為齒輪軸段，故取。 ④取軸段I—II處與軸段VI—VII處相同的軸承直徑，因此，參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓柱滾子軸承NU219E，其基本尺寸為 因此，又根據(jù)軸承安裝尺寸、，選擇II—III段直徑為。 ⑤軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端間面間的距離，故取。 ⑥取齒輪距箱體內壁之距離a=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度，參考中間軸總長度，則 至此，已初步確定了輸出軸的各段直徑和長度。 3) 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按，查手冊得平鍵截面，鍵槽用鍵銑刀加工，長為140mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參照手冊，取軸端倒角為2×45°，軸肩處的圓角半徑為R=2mm或R=1.6mm。 4.4輸入軸連接形式選擇及計算 考慮到風力發(fā)電機的輸入軸的安裝和拆卸麻煩，并且受重在載沖擊，所以輸入軸采用脹緊連接。 脹緊連接的主要用途是代替單鍵和花鍵的連接作用，以實現(xiàn)機件與軸的連接，用以負荷，其功能在使用中分脹緊與鎖緊兩大類。脹緊套在使用時通過高強度螺栓的作用，使內環(huán)與軸之間、外環(huán)與輪轂之間產(chǎn)生巨大的抱緊力，使內環(huán)與軸之間產(chǎn)生抱緊，常稱作鎖緊盤或鎖緊環(huán)，如、型。當承受負荷時，靠脹緊套與機件的結合力及相伴產(chǎn)生的摩擦力傳遞轉矩、軸向力或兩者的復合載荷。 脹緊連接是一種新型傳動連接方式，與一般過盈連接、有鍵連接相比，有許多獨特的優(yōu)點： 1) 使用脹套使主機零件制造和安裝簡單。安裝脹套的軸和孔的加工不像過盈配合那樣要求高精度的制造公差。脹套安裝時無需加熱、冷卻或加壓設備，只需將螺栓按要求的轉矩擰緊即可。且調整方便，可以將輪轂在軸上方便地調整到所需位置。脹套也可用來連接焊接性差的零件。 2) 脹套的使用壽命長，強度高。脹套依靠摩擦傳動，對被連接件沒有鍵槽削弱，也無相對運動，工作中不會產(chǎn)生磨損。 3) 脹套連接在超載時，將失去連接作用，可以保護設備不受破壞。 4) 脹套連接可以承受多重負荷，其結構可以做成多種式樣。根據(jù)安裝負荷大小，還可以多個脹套串聯(lián)使用。 5) 脹套拆卸方便，且具有良好的互換性。由于脹套能把較大配合間隙的軸轂結合起來，拆卸時將螺栓寧松，即可使被連接件容易拆開。脹緊時，接觸面緊密貼合不易銹蝕，也便于拆開。 輸入軸最小直徑計算 選取軸的材料為42CrMo，調制處理260～290HBS，σb=900～1100MPa， σ0.2=650MPa。于是得 （5-10） 輸入軸轉矩為 （5-11） 根據(jù)輸入軸最小直徑和輸入轉矩查機械手冊選擇 型脹套。其基本尺寸為 5 齒輪箱及其他部件的設計 5.1傳動齒輪箱箱體設計 箱體是傳動齒輪箱的重要零件，它承受來自風輪的作用力和齒輪傳動時產(chǎn)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，保證質量。箱體的設計應該按照風力發(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。應該注意軸承支撐和機座支承的不同方向的反力及其相對值，選取合適的支承結構和壁厚，增加必要的加強筋。同時加強筋的位置必須與引起箱體變形的作用力方向一致。對于傳動齒輪箱箱體材料選擇，采用鑄鐵箱體可以發(fā)揮其減震性，易于切削加工等特點，適于批量生產(chǎn)。常用的材料有球墨鑄鐵和其他的高強度鑄鐵和其他高強度鑄鐵。設計鑄造箱體時應該避免壁厚突變，減小厚壁差，以免產(chǎn)生縮孔和縮松等缺陷。在大型風力發(fā)電機的單件小批量生產(chǎn)時，多采用的是焊接或焊接與鑄造相結合的箱體。為減少機械加工過程中和使用中的變形，為防止出現(xiàn)裂紋，無論是鑄造或是焊接箱體均應該進行退火，時效處理，以消除內應力。為了方便裝配和定期檢查齒輪的嚙合情況，在箱體上應該設有觀察窗。機座一旁設有連體吊鉤，供起吊整臺齒輪箱。 5.2齒輪箱的密封、潤滑、冷卻 5.2.1齒輪箱的密封 齒輪箱軸伸部位的密封一方面應能防止?jié)櫥屯庑?，同時也能防止雜質進入箱體內。常用的密封分為非接觸式密封和接觸式密封兩種。 （1）非接觸式密封。非接觸式密封不會產(chǎn)生磨損，使用時間長。軸與端蓋孔間的間隙行程的密封，是一種簡單的密封。間隙大小取決于軸的徑向跳動大小和端蓋孔相對于軸承孔的不同軸度。在端蓋孔或軸頸上加工出一些溝槽，一般是2~4個，形成所謂的迷宮，溝槽底部開有回油槽，使外泄的油液遇到溝槽改變方向輸回箱體中。也可以在密封的內側設置甩油盤，阻擋飛濺的油液，增強密封效果。 （2）接觸式密封。接觸式密封使用的密封可靠，耐久，摩擦阻力小。容易制造和裝拆，應能隨壓力的升高而提高密封能力和有利于自動補償磨損。常用的旋轉用唇形密封有多種方式，可按標準選取。密封部位軸的表面粗糙度R=0.2-0.63.與密封圈接觸的軸表面不允許有螺旋形機加工痕跡。軸端應有小于30的導入角，倒角上不應有銳邊，毛刺和粗糙的機加工殘留。 本次設計采用了以上的第二種密封方式。 5.2.2齒輪箱的潤滑、冷卻 齒輪箱的潤滑十分重要，良好的潤滑能夠對齒輪和軸承起到足夠的保護作用。為此，必須高度重視齒輪的潤滑問題，嚴格按照規(guī)范保持潤滑系統(tǒng)長期處于最佳狀態(tài)。齒輪箱常用飛濺潤滑或強制潤滑，一般以強制潤滑為多見。因此，配備可靠的潤滑系統(tǒng)尤為重要。在機組潤滑系統(tǒng)中，齒輪泵從油箱將油液經(jīng)過濾油器輸送到齒輪箱的潤滑系統(tǒng)，對齒輪箱的齒輪和傳動件進行潤滑，管道上裝有各種監(jiān)控裝置，確保齒輪箱在運轉過程中不會出現(xiàn)漏油。保持油液的清潔作業(yè)十分重要，即使是第一次使用新油，也要經(jīng)過過濾，系統(tǒng)中除了主濾油器之外，最好加裝旁路濾油器輔助濾油器，以確保油液的潔凈。對潤滑油的要求應考慮能夠起齒輪和軸承的保護作用。此外好應具備以下性能： （1）減少摩擦和磨損，具有高強的承載能力，防止膠合； （2）吸收沖擊和振動； （3）防止疲勞點蝕； （4）冷卻，防銹，抗腐性。 風力發(fā)電齒輪箱屬于閉式齒輪動類型，其主要的失效形式是膠合與點蝕，故在選擇潤滑油時，重點是保證有足夠的油膜厚度和邊界膜強度。潤滑油系統(tǒng)中的散熱器常用風冷式的，有系統(tǒng)中的溫度傳感器控制，在必要時通過電控旁閥自動打開冷卻回路，使油液先流經(jīng)散熱器散熱，再進入齒輪箱。 齒輪和軸承軸承在轉動過程中他們實際都是非直接接觸的，這中間是靠潤滑油建成油膜，使其形成非接觸性的滾動和滑動，這是油起到了潤滑的作用。雖然他們是非接觸的滾動和滑動，但由于加工精度等原因使其轉動中有相對的滾動摩擦和滑動摩擦，這都會產(chǎn)生一定的熱。如果這些熱量在轉動的過程中沒有消除，勢必會越積越多，最后導致高溫燒毀齒輪和軸承，因此齒輪和軸承在轉動過程中必須用潤滑油來進行冷卻。所以潤滑油一方面其潤滑作用，另一方面起冷卻的作用。 對于齒輪箱，對于所有齒輪和軸承，我們都要采用強制潤滑，原因有： 1) 強制潤滑可以進行監(jiān)控，而飛濺潤滑是監(jiān)控不了的，從安全性考慮，采用強制潤滑。 2) 現(xiàn)在風機齒輪箱功率越來越大，其功率損耗也越來越大因此飛濺潤滑已經(jīng)滿足不了冷卻的作用這是需要進行強制潤滑的。 5.3齒輪箱的使用安裝 齒輪箱的主動軸與葉片輪的連接必須可靠緊固。輸出軸若直接與電機聯(lián)結時，應采用合適的聯(lián)軸器，最好的彈性聯(lián)軸器，并串接起來保護作用的安全裝置，齒輪箱軸線上和與之相連的部件的軸線應保證同心，其誤差不得大于所選用的聯(lián)軸器的齒輪箱的允許值，齒輪箱體上也不允許承受附加的扭轉力。齒輪箱安裝后用人工搬動應靈活，無卡滯現(xiàn)象。打開觀察窗蓋檢查箱體內部機件應無銹蝕現(xiàn)象。 用涂色法檢驗，齒面接觸斑點應達到技術條件的要求。 總 結 本文的主要研究成果主要包括以下兩個方面： (1) 500kW風力發(fā)電組增速器的設計 風力發(fā)電機組的基本工作原理是風力推動葉輪產(chǎn)生動力和相應轉速，再由增速器傳遞給發(fā)電機并使其產(chǎn)生電能。本文結合CAD設計方法，對增速器箱體進行了結構優(yōu)化設計，然后對齒輪傳動裝置優(yōu)化設計。 (2) 危險零部件應力分析 針對增速器中齒輪、齒輪軸等危險部件進行受力分析和計算，校核其強度，從而驗證設計了方案的可靠。 通過這次理論知識和實際設計的相結合，鍛煉了我的綜合運用所學專業(yè)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高了我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經(jīng)驗得到了豐富，并且意志品質力，抗壓能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。 28 參考文獻 [1] 王素霞．國內外風力發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢．大眾用電，2007 [2] 研刀 楊建明等．行星齒輪傳動動力學特性研究進展．航空動力學報，2003 [3] 徐灝．機械設計手冊(第一卷)．北京：高等教育出版社，1989 [4] 張展．風力發(fā)電機組的傳動裝置［J］．傳動技術，2003 [5] 跚明. 中國船級社．風力發(fā)電機組規(guī)范．北京：人民交通出版社，2008 [6] 諾邁士. 風電傳動系統(tǒng)的設計與分析. 上海：上海科學技術出版社，2013 [7] 劉忠明. 風力發(fā)電機齒輪箱設計制造技術的發(fā)展與展望[J].機械傳動，2006 [8] 成大先. 機械設計手冊第三卷. 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