风力发电机偏航传动系统的设计与分析【含15张CAD图纸、说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共51页)
编号：17993475
类型：共享资源
大小：5.02MB
格式：ZIP
上传时间：2019-04-21
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
含15张CAD图纸、说明书
风力发电机偏航传动系统的设计与分析【15张CAD图纸】【
风力发电机偏航传动系统的设计与分析
15张CAD图纸
风力发电机的设计
CAD 图纸
偏航系统设计
风力发电机设计
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
目 录摘要1Abstract1第1章 引 言21.1 风力发电和风力发电机简介21.2 风力发电技术的国内外发展现状21.3偏航减速器简介21.4课题意义4第2章 总体方案设计52.1 技术要求52.2 主要技术参数52.3 总体方案设计6第3章 行星轮传动设计计算83.1 方案设计83.2 传动比分配83.3 第一级行星齿轮传动93.3.1 配齿数93.3.2初步计算齿轮主要参数93.3.3几何尺寸计算103.3.4齿面疲劳强度校核113.3.5 第一级行星轮轴强度计算133.3.6第一级花键强度计算133.3.7 第一级轴承校核143.4 第二级行星齿轮传动163.4.1 配齿数163.4.2 初步计算齿轮主要参数163.4.3 几何尺寸计算173.4.4 齿面疲劳强度校核173.4.5第二级行星轮轴计算203.4.6第二级输出端花键副203.4.7第二级轴承校核203.5 第三级行星齿轮传动213.5.1 配齿数213.5.2 初步计算齿轮主要参数223.5.3几何尺寸计算233.5.4齿面疲劳强度校核233.5.5 第三级行星轮轴计算253.5.6 第三级输出端花键副263.5.7第三级轴承校核263.6 第四级行星齿轮传动273.6.1 配齿数273.6.2 初步计算齿轮主要参数273.6.3 几何尺寸计算283.6.4 齿面疲劳强度校核293.6.5第四级行星轮轴计算313.6.6第四级输出端花键副313.6.7第四级轴承校核323.7电动机输入处深沟球轴承校核33第4章 三维模型344.1输入轴部装爆炸视图344.2第一级行星架部装爆炸视图344.3第二级行星架部装爆炸视图354.4第三级行星架部装爆炸视图354.5第四级行星架部装爆炸视图364.6下箱体部装爆炸视图364.7偏航行星减速器总装爆炸视图37第5章 致谢38参考文献39附录40风力发电机偏航传动系统的设计与分析摘要本次毕业设计的任务是风力发电机偏航传动系统的设计与分析，经过设计计算和校核计算，完成了所有的数据，并绘制出了图纸。本文对风力发电机偏航减速器的设计过程进行了阐述。在本文中，首先介绍了风力发电机的发展和构成，其次介绍了偏航减速器在风力发电机组中的作用以及它的发展情况。然后根据设计任务和技术要求，设计了整体方案。确定整体方案后，对偏航减速器的所有零部件进行了设计计算和校核计算，其中主要包括齿轮的设计和校核，行星轮轴的设计和强度计算，花键的选定，轴承的选定和寿命计算。还设计了偏航减速器的其他零部件和箱体，最后完成了所有的设计计算。关键词：风力发电机、偏航减速器、齿轮、花键、轴、轴承The design and analysis of the yaw speed reducer wind turbineAbstractThe task of this graduation project is the design of yaw speed reducer wind turbine. After the design calculations and check calculations, I completed all of the data, and draw out the engineering drawings. The article described the design process .In this article, I described the development and composition of the wind turbine first.And then,I introduced the function of the yaw speed reducer in the wind turbine as well as its development. Then, according to the design tasks and technical requirements,I designed the overall program. After determining the overall program, I finished the design calculations and check calculations of all parts of the yaw gear. Which mainly include the design and verification of the gear，The design and strength calculations of the planetary axle, The selection of the spline,The selection and life spanning of the bearings.Also designed the other pares and the box of the yaw gear,Finally completed all the design calculations.Keys:Wind turbine,Yaw speed reducer,Gear,Spline,Axis,Bearing 第1章 引 言1.1 风力发电和风力发电机简介风力发电机是将风的动能转换为电能的系统。风力发电机由风力发电机组、支撑发电机组的塔架、蓄电池充电控制器、逆变器、卸荷器、并网控制器、蓄电池组等组成。风力发电的原理，是利用风力带动风车叶片旋转，再透过增速机将旋转的速度提升，来促使发电机发电。依据目前的风车技术，大约是每秒三公尺的微风速度（微风的程度），便可以开始发电。风力发电具有以下两个方面的优点：一、风能发电对于环保贡献巨大。二、风力发电在世界范围发展迅速。我国的风力资源相当丰富，居世界首位，因此发展潜力十分巨大。目前开发还很不足，主要在内蒙、新疆和沿海一些地区，但是还没有形成真正的规模，有待于进一步的开发和探索。1.2 风力发电技术的国内外发展现状 在一些发达国家，风力发电的建设已经到了一定的成熟阶段。国外风电发展速度非常快，装机容量以每年30的速度增长。就目前情况看，欧洲的风力发电机研发水平最高，其中以德国与丹麦发展风力发电机最为积极。亚洲的风电事业也蓬勃兴起，到2002年初，装机总容量达到2220MW占世界风电装机总容量的9.1%。其中印度发展最为迅速，风力发电是一种比较清洁的发电体系，我国的风能资源十分丰富，可开发利用的风能储量约10亿kW，其中，陆地上风能储量约2.53亿kW，海上可开发和利用的风能储量约7.5亿kW。风是没有公害的能源之一，而且它取之不尽，用之不竭。但是，风力发电要求的技术含量较高，成本高，对风装置用不长久。其中，风力发电对风装置的研制还处在初期阶段。风力发电作为未来可取代传统能源的“绿色能源”之一，其发展的速度在诸如太阳能、生物质能和潮汐能等可再生能源中是最具有市场化规模及前景的。虽然我国的风电事业起步比较晚，但在国家政策大力支持下，过去10年的风力发电装机容量年均增长速度达到了55%以上，前景很好。1.3偏航减速器简介世界各国的风力发电机除了有一台将螺旋桨的低速转动变为适合发电的高速转动的增速机之外，还有4至6台偏航减速机，在风向发生变化时，及时将发电机转到对准风向。作为风电发电系统的重要组成部分，偏航驱动系统主要功能就是捕捉风向，控制机舱平稳、精确、可靠的对风。因此，偏航驱动系统的设计显得十分重要。偏航减速器中包括36级行星齿轮减速装置，电机输入轴以及输出轴和输出齿轮等部件。在高速重载的情况下通过行星齿轮减速来达到速度要求和扭矩要求。偏航减速机是风力发电的主要装置,它的研究和开发是风电技术的核心之一，目前主流的偏航减速机器正向轻型、高效、高可靠性方向发展。风力发电偏航减速机工作在高空环境;偏航减速机作为风力发电系统配套部件一起组装，目前国内750kw增速的偏航减速机安装高度在40一50m，850kw增速的偏航减速机在60一70m，1.5MW增速的偏航减速机在80一100m，国际上3MW增速的偏航减速机安装高度在120一140m。功率增加，偏航减速机安装高度显著增加，与减速机功率增加相对应的还有减速机重量的增加，增速器功率提高，会引发增速器安装高度，增速器重量相应一并提高，极大地增加了安装和以后维护的费用，而增速机的安装高度与叶片的长度以及风能利用有关，一旦确定很难改变，风力发电设备体积庞大，装拆非常不便，因此需要在设计阶段通过优化设计来实现减速机的轻量化。由于风向的不停变化，获得最大的风能利用率，偏航系统也需要不停的根据风向的变化调整对风。由于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向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，作为偏航系统的机械传动部件的偏航减速机其工作条件相对比较恶劣。故对其可靠性和使用寿命都提出了比一般机械高得多的要求。另外由于风机机体内部预留空间的限制，使得偏航减速机的安装空间也很有限，因此要求在满足载荷的条件下，实现偏航减速机的结构简单、轻量、小体积等。对整个设备的安装维护都会带来很大的方便。因此可以看基于重量和强度的偏航行星减速机行星传动系统的优化设计，对于偏航减速机来说具有重大的现实意义。 偏航减速机用于风力发电机的偏航控制系统中，用来调整风力发电机主轴的转向以便获得最大的风力来源，偏航减速机是风力发电机控制系统中必不可少的装置之一，对于风力发电机产生的发电量大小具有极其重要的作用。偏航系统一般都是通过电机来驱动偏航减速机来调整机头的转向。因此偏航减速机需要有大速比的减速，针对大速比减速的要求和体积限制目前主流的偏航减速机都采用行星齿轮传动的形式。渐开线行星齿轮传动具有以下优点：（1）结构紧凑，重量轻，体积小，对于行星传动，由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，故使得每个齿轮所承受的负荷较小，所以可采用较小的模数，此外，在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其结构紧凑、重量轻，而承载能力却很大。也就是说，行星齿轮传动具有功率分流和动轴线的运行特性，而且各中心轮构成共轴线式的传动，加之合理地应用内啮合，因此其结构非常紧凑，一般来说，在相同载荷下行星齿轮传动的外廓尺寸和重量约为普通齿轮传动的1/2一1/6，传动效率高，由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用，在传动类型选择恰当，结构布置合理的情况下，其传动效率可达97%一99%；（3）运转平稳，抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡，同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动运行平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。1.4课题意义 世界经济快速的发展和激烈的竞争，新能源发电尤其是风力发电技术日趋受到世界各国的普遍重视。目前全世界风电装机容量达到490万千瓦，而且还在以年均60的速度增长，反映了当今国际电力发展的一个新动向。我国有丰富的风能资源，又有国外成熟的技术可以借鉴，大规模开发风电的条件已经具备，应该积极发展。我国国内生产风力发电对风装置的厂家很少，其中重庆齿轮厂在这方面的研究最为突出。主要是因为这种减速装置需要承受特别大的载荷，所以要求各个零部件的可靠性高。它的工作环境非常恶劣，一般是安装在沙丘和海边，工作温度为-2050。而且，偏航减速器的安装位置很高，一般安装在塔台上，所以维修及其困难，所以，一般要求偏航减速器的工作寿命达到20年。因此，偏航减速器的可靠性是各个研究所和生产厂家重点研究的内容。 目前，我国风电设备主要依赖进口，在己建成的1864台风电机组中80%的设备是进口的，由于设备价格高昂导致中国的风电项目成本居高不下，给风电产业带来了严重影响，另外，进口设备在中国气候条件下的不适应及大量损坏部件得不到及时更换等问题更阻碍了中国风电产业的健康发展,因此开展风电关键部件的研究对于风电产业的发展具有重要的现实意义，由于国家和企业投入的资金较少，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，总体来说还处于跟踪和引进国外的先进技术阶段。国内定型风电机组的功率均为兆瓦级以下，最大750千瓦，而市场需要以兆瓦级为主流，国内风电机组需要进行技术路线的跨越式发展，技术路线跨度巨大，因此国内的主要的风电产品厂家都采用了引进、消化、吸收的策略、但是目前引进的图纸虽然先进，但受限于国内配套厂的技术、工艺、材料等原因，导致国产化的零部件质量、性能无法达到国外产品的等级，在图纸的国产化过程中往往采用降低精度，加大尺寸的策略，使得国产化后的产品往往比较笨重，偏航减速机齿轮以渐开线齿轮为主，人们对标准的渐开线齿轮已经有了一套比较成熟的设计方法。目前进口偏航行星减速机性能优异的原因主要是零件加工精度高，结构设计考虑周到，以及特殊材料的使用，国内设计人员在设计行星轮系的时候往往是依据经验进行参数试凑，相同载荷情况下，往往无法得出与国外的产品接近的参数，因此对偏航行星减速机的齿轮传动参数进行优化研究，对于产品体积和重量的控制以及减少不必要的材料浪费具有重要意义。在这样的背景下，提出关于偏航减速器的设计这个课题，是符合现代的生产潮流和需求的。设计一个可靠性高，生产成本低的偏航减速器对风力发电具有极其重要的作用。第2章 总体方案设计2.1 技术要求1、 设计、计算及精度要求1）偏航减速器所有齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的校核计算应符合ISO6336的相关规定。2）偏航减速器的所有齿轮的静强度计算应符合ISO6336的相关规定。3）对采用的轴承必须根据静态载荷和使用寿命来确定轴承的规格，轴承的计算应符合ISO76和ISO281的相关规定。4）偏航减速器内太阳轮和行星轮的精度要大于或等于6级，内齿圈精度不低于7级。5）螺纹连接部分的计算应按照GB/T 16823.1-1997的相关规定进行，螺纹强度等级不低于8.8级。 6）偏航减速器必须采用油杯内置结构。2、材料要求偏航减速器的材料应根据设计计算进行材料选择，其主要零部件材料应按下列材料进行选取：太阳轮 17CrNiMo6行星轮 17CrNiMo6输出轴 17CrNiMo6内齿圈 42CrMo2.2 主要技术参数1、偏航减速器技术要求额定功率 4.8KW额定输入转速 950RPM额定输出力矩 60000Nm最大输出力矩 150000Nm传动比 13005%使用场合系数KA: 1.3使用场合系数Ka（静态）： 1.0接触强度安全系数SH: 1.1接触强度安全系数SH（静态min）： 1.0弯曲强度安全系数SF: 1.25弯曲强度安全系数SF（静态min）: 1.25密封件 NBR系列设计寿命 20年运行环境温度 -30+40生存环境温度 -40+50重量 约780Kg噪声（声功率级） 85Db(A)2、偏航输出齿轮技术参数模数m： 20齿数Z1: 14压力角： 20齿面宽度b： 170mm变位系数： 0.5齿面硬度HRC： 582.3 总体方案设计方案一：如图2-1所示 图2-1 三级行星齿轮传动此方案采用三级行星齿轮传动，由i=1300，得i1=9.5，i2=9.0,i3=15.2，因为减速器传动比应越来越小，且减速器沿输出方向转速越来越小，而转矩越来越大，因此，此方案不合理。方案二：如图2-2所示 图2-2 四级行星齿轮传动此方案采用四级行星齿轮传动，由i=1300，得i1=9.2，i2=8.1,i3=5.2，i4=3.5,因为减速器传动比应越来越小，且减速器沿输出方向转速越来越小，而转矩越来越大，因此，此方案合理。综上所述，选择方案二。 综合上述设计参数，此偏航减速器具有传递扭矩大、传动比大、径向尺寸受限、立式安装、工作环境恶劣等特点，本偏航减速器设计为立式四级渐开线齿轮行星传动。电动机通过键传动与第一级太阳轮相联，第一传动级之间均采用渐开线花键联接，太阳轮与花键做成一体式。同时，为避免太阳轮磨损过快和便于调整轴向窜动量，上一级太阳轮与下一级花键间采用摩擦块相联。为了节省材料和减少成本，四级内齿圈都与箱体分开制造，第一、二、三级内齿圈螺钉和箱体连接在一起，第四级内齿圈用螺栓和箱体连接在一起。四级行星齿轮传动采用脂润滑，输出轴与小齿轮为一体式，输出轴的轴承采用脂润滑。第3章 行星轮传动设计计算3.1 方案设计根据传动比i=1300，选用四级NGW型串联式结构，即。第一、二级行星轮个数均选=3，第三、四级行星轮个数选=4。第二、三、四级太阳轮浮动，第一、二、三级行星转架浮动并与下一级浮动太阳轮用花键联接并传递扭矩。齿轮箱传动采用压力角的直齿轮传动。精度等级为外齿轮为6级，内齿轮为7级。为提高齿轮承载能力，第一、二级行星齿轮传动均采用变位齿轮传动，外啮合，内啮合。根据技术协议内容，太阳轮材料选用17CrNiMo6，渗碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，MPa。行星轮材料选用17CrNiMo6，渗碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，Mpa。内齿轮材料选用42CrMo，渗氮，表面硬度为50HRC，=780MPa，MPa。 输出轴材料选用17CrNiMo6。3.2 传动比分配 减速器传动比的分配，由于单级齿轮减速器的传动比最大不超过10，当总传动比要求超过此值时，应采用二级或多级减速器。此时就应考虑各级传动比的合理分配问题，否则将影响到减速器外形尺寸的大小、承载能力能否充分发挥等。根据使用要求的不同，可按下列原则分配传动比：（1）使各级传动的承载能力接近于相等；（2）使减速器的外廓尺寸和质量最小；（3）使传动具有最小的转动惯量；（4）使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。 多级减速器各级传动比的分配，直接影响减速器的承载能力和使用寿命，还会影响其体积、重量和滑。传动比一般按以下原则分配：使各级传动承载能力大致相等；使减速器的尺寸与质量较小；使各级齿轮圆周速度较小；采用油浴润滑时，使各级齿轮副的大齿轮浸油深度相差较小。 低速级大齿轮直接影响减速器的尺寸和重量，减小低速级传动比，即减小了低速级大齿轮及包容它的机体的尺寸和重量。增大高速级的传动比，即增大高速级大齿轮的尺寸，减小了与低速级大齿轮的尺寸差，有利于各级齿轮同时油浴润滑；同时高速级小齿轮尺寸减小后，降低了高速级及后面各级齿轮的圆周速度，有利于降低噪声和振动，提高传动的平稳性。故在满足强度的条件下，末级传动比小较合理。 减速器的承载能力和寿命，取决于最弱一级齿轮的强度。仅满足于强度能通得过，而不追求各级大致等强度常常会造成承载能力和使用寿命的很大浪费。通用减速器为减少齿轮的数量，单级和多级中同中心距同传动比的齿轮一般取相同参数。按等强度设计比不按等强度设计的通用减速器约半数产品的承载能力可提高10%-20%，和强度相比，各级大齿轮浸油深度相近是较次要分配的原则，即使高速级大齿轮浸不到油，由结构设计也可设法使其得到充分的润滑。根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点，故采用四级行星齿轮传动。按各级行星齿轮传动齿面接触等强度的传动比分配原则进行分配，取:i1=9.2; i2=8.1; i3=5.2; i4=3.5;3.3 第一级行星齿轮传动3.3.1 配齿数根据前面所选的传动比，按变位传动选配齿数。从抗弯强度和必要的工作可靠性出发，取，由传动比条件可知，取由装配条件可知，满足条件，取， ，n为整数，满足条件计算行星轮齿数：，取配齿结果： 。 3.3.2初步计算齿轮主要参数1、按齿面接触强度初算小齿分度圆直径（1）式中太阳轮分度圆直径算式系数，由于是一般的钢制齿轮，直齿传动取=766一对啮合副中小齿轮名义转矩（Nm）N使用场合系数，根据GB/T 19073-2003中的规定，选=1.30计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4表7.3-7，选=1.05综合系数，根据4表7.3-4，选=2.0小齿轮齿宽系数，按4表7.3-3选试验齿轮的接触疲劳极限（MPa），取=1358MPa齿数比，将各数值代入（1）式中，解得mm2、按轮齿抗弯强度初算齿轮模数（2）式中行星轮模数算式系数，直齿传动取=12.1计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4式7.3-17得=1.015综合系数，见4表7.3-4，选=2行星轮齿形系数，见4图2.5-29，取=2.9 行星轮齿数，=11试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa将各数值代入（2）中，解得mm取=2，则行星轮分度圆直径mm，与接触强度初算结果很接近，故初定mm，m=2mm进行接触和弯曲疲劳强度计算。中心距：mm mm3.3.3几何尺寸计算分度圆直径，节圆直径，基圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径计算结果如表3-1。 表3-1第一级齿轮几何尺寸 （m=2mm）齿轮齿数z变位系数分度圆直径（mm）基圆直径（mm）齿顶圆直径（mm）齿根圆直径（mm）中心距（mm）太阳轮120.424.00022.55329. 60020.60057.000行星轮45-0.490.00084.57295.60086.600内齿轮102-0.4204.000191.697201.600208.6003.3.4齿面疲劳强度校核1、外啮合（1）齿面接触疲劳强度计算接触应力计算公式 式中：接触应力基本值行星轮接触强度安全系数太阳轮接触强度安全系数根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的。（2）齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力公式：太阳轮弯曲应力基本值MPa行星轮弯曲应力基本值MPa太阳轮弯曲应力MPa行星轮弯曲应力MPa太阳轮抗弯强度安全系数行星轮抗弯强度安全系数2、内啮合（1）齿面接触疲劳强度这里只计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮的接触应力基本值内齿轮的接触应力MPa内齿轮的接触强度安全系数根据以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的。（2）齿根弯曲疲劳强度这里只计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮弯曲应力基本值MPa内齿轮弯曲应力MPa内齿轮的弯曲强度安全系数根据以上计算结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求。3.3.5 第一级行星轮轴强度计算由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为45钢，所受的横向力F=1461.8N，d=20mm，则行星轮轴所受的剪切应力为：MPa根据3查得行星轮轴的许用剪切应力MPa故此行星轮轴强度满足。3.3.6第一级花键强度计算花键类型：圆柱直齿渐开线花键，采用30度平齿根，标准压力角。主要优点：受载时齿上有径向力，能起自动定心作用，强度高，寿命长，加工容易。表3-2内花键参数表 项目代号数值齿数10模数m3压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995表3-3外花键参数表项目代号数值齿数10模数m3压力角公差等级与配合类别6h6h GB/T3478.1-1995 3.3.7 第一级轴承校核风力发电机常年在野外工作，工况条件比较恶劣，温度、湿度和轴承载荷变化很大，风速最高可达23m/s，有冲击载荷，因此要求轴承有良好的密封性能和润滑性能、耐冲击、长寿命和高可靠性，发电机在2-3级风时就要启动，并能跟随风向变化，所以轴承结构需要进行特殊设计以保证低摩擦、高灵敏度，大型偏航轴承要求外圈带齿，因此轴承设计、材料、制造、润滑及密封都要进行专门设计。其轴承寿命公式为： （1）式中：轴承寿命，（小时）；基本额定动载荷（N）；当量动载荷（N）；对接触角时， ， 对接触角时， X、Y值可查3表39.3-3寿命指数， 球轴承=3，滚子轴承；轴承转速（r/min）.同时，又有 式中：太阳轮转速，r/min; 行星轮转速, r/min; 该级齿轮传动比; 行星轮及太阳轮的齿数比.经计算，一至四级的太阳轮和行星轮转速依次为： 所选轴承型号为；NA 4904 GB5801-94 滚针轴承 K203717 其相应的参数如下：,； 查3得NGW型行星齿轮传动受力分析：行星轮圆周力为： 单个行星轮作用在行星轮轴的力： 这里，（转矩单位：，长度单位，力的单位：N）轴承受径向力代入数据计算：将所有数值代入（1）式，的 所以该轴承寿命约20.19年。3.4 第二级行星齿轮传动3.4.1 配齿数根据前面所选的传动比，按变位传动选配齿数。取，由传动比条件可知，取。由装配条件可知， ，n为整数，满足条件。计算行星轮齿数，取。配齿结果： 。3.4.2 初步计算齿轮主要参数1、按齿面接触强度初算小齿分度圆直径（1）式中太阳轮分度圆直径算式系数，由于是一般的钢制齿轮，直齿传动取=766一对啮合副中小齿轮名义转矩（Nm）Nm使用场合系数，根据GB/T 19073-2003中的规定，选=1.30计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4表7.3-7，选=1.05综合系数，根据4表7.3-4，选=2.0小齿轮齿宽系数，按4表7.3-3选试验齿轮的接触疲劳极限（MPa），取=1358MPa 齿数比，将各数值代入（1）式中，解得mm按轮齿抗弯强度初算齿轮模数（2）式中行星轮模数算式系数，直齿传动取=12.1计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4式7.3-17得=1.015综合系数，见4表7.3-4，选=2行星轮齿形系数，见4图2.5-29，取=2.7 行星轮齿数，=11试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa将各数值代入（2）中，解得mm取=4，则行星轮分度圆直径mm，与接触强度初算结果很接近，故初定mm，m=4mm进行接触和弯曲疲劳强度计算。中心距mmmm3.4.3 几何尺寸计算分度圆直径，节圆直径，基圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径计算结果如表3-4 表3-4 第二级齿轮几何尺寸(m=4mm)齿轮齿数z变位系数分度圆直径（mm）基圆直径（mm）齿顶圆直径（mm）齿根圆直径（mm）中心距（mm）太阳轮120.448.00045.10559.20041.20096.000行星轮36-0.4144.000135.316155.200137.200内齿轮84-0.4336.000315.737331.200342.8003.4.4 齿面疲劳强度校核1、外啮合（1）齿面接触疲劳强度计算接触应力计算公式式中：接触应力基本值行星轮接触强度安全系数 太阳轮接触强度安全系数根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的。（2）齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力公式 太阳轮弯曲应力基本值MPa行星轮弯曲应力基本值MPa太阳轮弯曲应力MPa行星轮弯曲应力MPa太阳轮抗弯强度安全系数行星轮抗弯强度安全系数2.内啮合（1）齿面接触疲劳强度这里只计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮的接触应力基本值内齿轮的接触应力MPa内齿轮的接触强度安全系数以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的。（2）齿根弯曲强度这里公计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮弯曲应力基本值MPa内齿轮弯曲应力MPa内齿轮的弯曲强度安全系数根据以上计算结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求。3.4.5第二级行星轮轴计算由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为45钢，所受的横向力F=13553.6N，d=20mm，则行星轮轴所受的剪切应力为：MPa根据3查得行星轮轴的许用剪切应力MPa故此行星轮轴强度满足。 3.4.6第二级输出端花键副 表3-5内花键参数表项目代号数值齿数14模数m5压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995 表3-6外花键参数表 项目代号数值齿数14模数m5压力角公差等级与配合类别6h6h GB/T3478.1-1995 3.4.7第二级轴承校核所选轴承型号为；NA 4904 GB5801-94 滚针轴承 K203717 其相应的参数如下：,； 查3得NGW型行星齿轮传动受力分析：行星轮圆周力为： 单个行星轮作用在行星轮轴的力： 这里， （转矩单位：，长度单位，力的单位：N）。轴承受径向力代入数据计算：将所有数值代入（1）式，的 所以该轴承寿命约22.29年。3.5 第三级行星齿轮传动3.5.1 配齿数根据前面所选的传动比，按变位传动选配齿数。从抗弯强度和必要的工作可靠性出发，取，由传动比条件可知，取。由装配条件可知，n为整数，满足条件。计算行星轮齿数：，取。配齿结果：，。3.5.2 初步计算齿轮主要参数1、按齿面接触强度初算小齿分度圆直径（1）式中太阳轮分度圆直径算式系数，由于是一般的钢制齿轮，直齿传动取=766一对啮合副中小齿轮名义转矩（Nm）Nm使用场合系数，根据GB/T 19073-2003中的规定，选=1.30计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4表7.3-7，选=1.05综合系数，根据4表7.3-4，选=2.0小齿轮齿宽系数，按4表7.3-3选试验齿轮的接触疲劳极限（MPa），取=1358MPa 齿数比，将各数值代入（1）式中，解得mm按轮齿抗弯强度初算齿轮模数（2）式中行星轮模数算式系数，直齿传动取=12.1计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4式7.3-17得=1.015综合系数，见4表7.3-4，选=2行星轮齿形系数，见4图2.5-29，取=2.8 行星轮齿数，=14试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa将各数值代入（2）中，解得取=6，则行星轮分度圆直径mm，与接触强度初算结果很接近，故初定mm，m=6mm进行接触和弯曲疲劳强度计算。中心距mmmm3.5.3几何尺寸计算分度圆直径，节圆直径，基圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径计算结果如表3-7。 表3-7第三级齿轮几何尺寸 (m=6mm)齿轮齿数z变位系数分度圆直径（mm）基圆直径（mm）齿顶圆直径（mm）齿根圆直径（mm）中心距（mm）太阳轮170102.00095.849114.00087.0132.000行星轮270162.000152.23174.000147.000内齿轮710426.000400.309414.000441.0003.5.4齿面疲劳强度校核1、外啮合（1）齿面接触疲劳强度计算接触应力计算公式式中：接触应力基本值行星轮接触强度安全系数太阳轮接触强度安全系数根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的。（2）齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力公式太阳轮弯曲应力基本值MPa行星轮弯曲应力基本值MPa太阳轮弯曲应力MPa行星轮弯曲应力MPa太阳轮抗弯强度安全系数行星轮抗弯强度安全系数2.内啮合（1）齿面接触疲劳强度这里只计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮的接触应力基本值内齿轮的接触应力MPa内齿轮的接触强度安全系数以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的。（2）齿根弯曲强度这里只计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮弯曲应力基本值MPa内齿轮弯曲应力MPa内齿轮的弯曲强度安全系数根据以上计算结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求。3.5.5 第三级行星轮轴计算由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为45钢，所受的横向力F=19055.8N，d=30mm，则行星轮轴所受的剪切应力为：MPa根据3查得行星轮轴的许用剪切应力MPa故此行星轮轴强度满足。3.5.6 第三级输出端花键副 表3-8内花键参数表项目代号数值齿数24模数m5压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995 表3-9外花键参数表项目代号数值齿数24模数m5压力角公差等级与配合类别6h6h GB/T3478.1-1995 3.5.7第三级轴承校核所选轴承型号为；NA 4904 GB5801-94 滚针轴承 K304717 其相应的参数如下：,； 查3得NGW型行星齿轮传动受力分析：行星轮圆周力为： 单个行星轮作用在行星轮轴的力： 这里，（转矩单位：，长度单位，力的单位：N）。轴承受径向力代入数据计算： 将所有数值代入（1）式，的 所以该轴承寿命约26.97年。3.6 第四级行星齿轮传动3.6.1 配齿数根据前面所选的传动比，按变位传动选配齿数。从尺寸要求出发，取，由传动比条件可知，取。由装配条件可知，n为整数，满足条件。计算行星轮齿数：，取。配齿结果： 。3.6.2 初步计算齿轮主要参数1、按齿面接触强度初算小齿分度圆直径（1）式中行星轮分度圆直径算式系数，由于是一般的钢制齿轮，直齿传动取=766一对啮合副中小齿轮名义转矩（Nm）Nm使用场合系数，根据GB/T 19073-2003中的规定，选=1.30计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4表7.3-7，选=1.05综合系数，根据4表7.3-4，选=2.0小齿轮齿宽系数，按4表7.3-3选试验齿轮的接触疲劳极限（MPa），取=1358MPa齿数比，将各数值代入（1）式中，解得mm2.按轮齿抗弯强度初算齿轮模数（2）式中行星轮模数算式系数，直齿传动取=12.1计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据4式7.3-17得=1.15综合系数，见4表7.3-4，选=2行星轮齿形系数，见4图2.5-29，取=2.68 行星轮齿数，=16试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa将各数值代入（2）中，解得取=6，则行星轮分度圆直径mm，与接触强度初算结果很接近，故初定mm，m=6mm进行接触和弯曲疲劳强度计算。中心距mmmm3.6.3 几何尺寸计算分度圆直径，节圆直径，基圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径计算结果如表3-10： 表3-10第四级齿轮几何尺寸 (m=6mm)齿轮齿数z变位系数分度圆直径（mm）基圆直径（mm）齿顶圆直径（mm）齿根圆直径（mm）中心距（mm）太阳轮340204.000191.697216.000189.000180.000行星轮260156.000146.592168.000141.000内齿轮860516.000484.881528.000501.0003.6.4 齿面疲劳强度校核1、外啮合（1）齿面接触疲劳强度计算接触应力计算公式式中接触应力基本值行星轮接触强度安全系数太阳轮接触强度安全系数根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的。（2）齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力公式太阳轮弯曲应力基本值MPa行星轮弯曲应力基本值MPa太阳轮弯曲应力MPa行星轮弯曲应力MPa太阳轮抗弯强度安全系数 行星轮抗弯强度安全系数2.内啮合（1）齿面接触疲劳强度这里只计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮的接触应力基本值内齿轮的接触应力MPa内齿轮的接触强度安全系数根据以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的。（2）齿根弯曲疲劳强度这里只计算内齿轮，计算公式同前，内齿轮弯曲应力基本值MPa内齿轮弯曲应力MPa内齿轮的弯曲强度安全系数根据以上计算结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求。3.6.5第四级行星轮轴计算由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为45钢，所受的横向力F=48505.9N，d=40mm，则行星轮轴所受的剪切应力为：MPa根据3查得行星轮轴的许用剪切应力MPa故此行星轮轴强度满足。根据上述计算结果，第一级行星轮轴直径为d=20mm；第二级行星轮轴直径为d=20mm；第三级行星轮轴直径为d=30mm；第四级行星轮轴直径为d=40mm。所以行星轮轴均能满足强度要求。3.6.6第四级输出端花键副 表3-11内花键参数表项目代号数值齿数16模数m10压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995 表3-12外花键参数表 项目代号数值齿数16模数m10压力角公差等级与配合类别6h6h GB/T3478.1-1995 3.6.7第四级轴承校核所选轴承型号为；NA 4904 GB5801-94 滚针轴承K406222 其相应的参数如下：,； 查3得NGW型行星齿轮传动受力分析：行星轮圆周力为： 单个行作用在行星轮轴的力： 这里，（转矩单位：，长度单位，力的单位：N）。轴承受径向力代入数据计算：将所有数值代入（1）式，的 所以该轴承寿命约22.55年。3.7电动机输入处深沟球轴承校核所选轴承型号为；KS B 2023 S60-6016-D-C深沟球轴承6016 其相应的参数如下：，=3， 该轴承径向受力为0，且估算出该齿轮轴向上受套筒及本身的重力，共计约30N，即轴承受轴向力 ，则得 。查3表39.3-3，由线性插值法计算出e=0.017, X=0.05，Y=0.206将所有数值代入（1）式，得： 所以该轴承寿命满足要求。第4章 三维模型4.1输入轴部装爆炸视图第一级与输入间箱体联轴器滚动轴承轴承挡圈图4-1输入轴部装爆炸视图4.2第一级行星架部装爆炸视图圆柱头螺钉内齿轮行星架花键行星轮滚针轴承行星轮轴太阳轮轴键行星轮部装套筒平键图4-2第一级行星架部装爆炸视图4.3第二级行星架部装爆炸视图圆柱头螺钉行星架行星轮部装行星轮滚针轴承套筒内齿轮行星轮轴太阳轮花键轴摩擦块图4-3第二级行星架部装爆炸视图4.4第三级行星架部装爆炸视图圆柱头螺钉内齿轮行星架行星轮部装行星轮行星轮轴滚针轴承套筒太阳轮花键轴摩擦块图4-4第三级行星架部装爆炸视图4.5第四级行星架部装爆炸视图圆柱头螺钉内齿轮行星轮部装行星轮滚针轴承套筒太阳轮花键轴摩擦块行星架图4-5第四级行星架部装爆炸视图4.6下箱体部装爆炸视图输出齿轮花键轴摩擦块端盖安装盖轴密封圈端盖密封圈调心圆柱滚子轴承套筒轴承挡圈第四级与输出间箱体图4-6下箱体部装爆炸视图4.7偏航行星减速器总装爆炸视图第二级与第三极间箱体及螺钉第一级与第二级间箱体及螺钉密封圈与螺钉输入轴部装下箱体部装第四极行星架部装第三级与第四极间箱体及螺钉第三极行星架部装第二级行星架部装第一级行星架部装图4-7偏航行星减速器总装爆炸视图第5章 致谢经过一学期的努力，我完成了我的毕业设计。在毕业设计中，我一直认真对待，在这个过程中我学习到了很多。在这里，我对本次的毕业设计做一个简短的总结。我的毕业设计任务是设计3MW风力发电机的偏航减速器。在前期，我查阅资料，对偏航减速器的构成和工作原理有了一定的了解，同时也了解了风力发电机的发展过程和国内外的发展情况。在正式设计过程中，我根据设计任务和技术要求，分配好传动比，并设计出偏航减速器的各级齿轮。由于偏航减速器在轴向和径向都有尺寸限制，所以在分配传动比时，我计算了多组数据，并对比了各组数据的结果，最后选定了其中的最优方案。然后，对设计的齿轮进行了齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度的校核。校核的结果表明设计的所有都满足强度要求。根据齿轮的尺寸，设计了行星轴和太阳轮轴，并对所有的轴进行了校核。校核结果表明设计的轴满足强度要求。行星轮和行星轴之间用滚针轴承相连接，根据偏航减速器的寿命要求，选定滚针轴承的型号。最后选定的滚针轴承都能满足寿命要求。接下来是行星架和箱体的设计。根据偏航减速器的强度要求，行星架采用箱式结构。最后，我设计出了所有偏航减速器的零部件，并选定了所有的标准件。根据设计的结果，我运用SolidWorks 软件，首先绘制了偏航减速器的三维装配图，在绘图过程中，我发现了一些设计过程中的缺陷和不足之处，并修改了设计过程中的不足。最后，我绘制了减速器的所有的非标准件的零件图。在一个学期的设计过程中学到了许多东西，不仅仅是毕业设计中的，也学到了不少其它的东西。论文的完成，不仅在于最后一段时间的搜集和整理，更主要是在四年中学习知识的积累，所以我在此首先要重点感谢四年来教授我们每门课程的老师们，正因为他们严谨的作风和朴实的教学，才能最终让我们走向硕果的终点。在此特别感谢我们的指导老师彭老师，他在我们做毕业论文期间做出了很大的努力，争取让组里的每一位同学精益求精的完成论文，提高答辩质量，这是论文可以顺利完成的最重要的原因。虽然这次毕业设计顺利地结束了，但是这只能是一个开始。在以后的学习和生活中，我还会不断地学习专业知识，不断地总结经验，不断地培养自己的创新思维和动手能力，争取得到更大的提高。参考文献1.程乃士主编.减速器和变速器设计与选用手册M.北京：机械工业出版社，2007.2.廖念钊，古莹蓭，莫雨松等主编.互换性与技术测量M.北京：中国计量出版社，2007.3.濮良贵，纪名刚主编.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.4.徐灏主编.机械设计手册M.北京：机械工业出版社，2006.5.成大先主编.机械设计手册单行本M.化学工业出版社，2004.6.宫靖远主编.风电工程技术手册M.北京：机械工业出版社，2007.7.Erich Hau 编著.Wind Turbines.SpringerM.2005.8.陈超祥主编.SolidWorks Motion运动仿真教程M.北京：机械工业出版社，2012.9.陈超祥主编.SolidWorks Simulation基础教程M.北京：机械工业出版社，2012.10.CADCAMCAE技术联盟主编.SolidWorks 2012中文版从入门到精通M.北京：清华大学出版社，2012.11.姚兴佳主编.风力发电技术讲座M.沈阳工业大学风能技术研究所，2006.附录多级变速箱的优化设计传动部件的建模 教授博士博伊达尔ROSI，DR亚历山大马林科维奇,vencl先生摘要: 利用优化设计的齿轮传动，能够确定最佳的齿轮传动参数之间的关系，以及各传输阶段区别。本文提出了齿轮传动的优化和多目标优化程序一一标准程序对于每个传输阶段。本文的第二部分是集中在圆柱齿轮，常用的机械零件，齿轮传动的主要零件。这些模型是用零件装配设计在CATIA软件模块v5r11。在有限元分析模型研究someapplications完成了优化。关键字：优化设计，常用的机械零件，计算机辅助设计，齿轮建模，CATIA1.简介从优化与决策理论的概念可以知道所有阶段的设计中的重要作用过程。优化设计的理论和应用方法将展示出一个多级变速箱的例子。变速箱是机器的一个重要组成成员，广泛应用于工程领域，它必须满足非常严格的技术要求，可靠性，效率，精密制造的齿轮，轴承等。精密的测试制造齿轮、轴承等该领域的最新成果技术已应用于制造过程。计算机技术的发展，与相应的计算机程序（AutoCAD，Solid Works，CATIA，等），有很多专家发现在高技术水平的地方减速器设计系统发展很快。因此，可以说，目前，变速箱的设计不再是一个“日常工作”，大多数情况下，基于设计者的经验和知识。本文演示应用非线性多目标优化方法，专家以当一个模块在变速箱设计系统为目的建立这样一个强大的方法。简介一些标准，考虑到的理想性能，结合高质量齿轮箱部件模型对一个火车齿轮模型实现一个重要步骤。2.变速箱分解 变速箱复杂的机械系统可以分解成相应的交互齿轮数。这意味着对于多级变速箱的程序优化也可以通过相应数量进行的阶段。在第一个优化阶段，特点是比较小的变量数，每箱传动比的分配的阶段是在定义的条件该齿轮体积最小。在第二阶段，多目标优化问题的求解通过引入更多的标准，表示变速箱的基本性能。因此，必须满足以下几个方面的限制：负荷分布，应力，运动学正确的共轭齿轮。多级变速箱的目标函数表示该齿轮组的体积，可以写在表格下面的关系 1 ：f(x) = 0.25d13jI(1+uI2)+jIId32/d12jI(1+uII2)+.) (1)注释：Ul，UII特定的传动比多级齿轮传动的阶段；D1，D3直径，主动齿轮；J=B/D1主动的齿轮直径宽度比驱动齿轮的运动学圈。对目标函数的声明，它也是必要的从功能限制的角度定义的第一阶段齿轮的表面强度，这可以写在下面的表格： G（x）=Z(2KT1)/d13 (U1+1)/U1SH1/SH (2)而且，从强度角度量：g(x)=KY(2T1)/(1d12m1) f1/SF(3)在完全类似的情况下，功能限制从传输阶段的表面的体积力确定了变速箱。从开始的对变速器传动比的技术要求，它也要确定在功能上的限制方程形式：h1(x)=u-u1u2u3u(n)=0 (4) 根据确定的目标函数和的限制，可以注意到这个问题属于非线性优化领域的不等式形式的限制。为解决这个问题的方案，计算机程序SUMT法，基于混合罚函数，已经被应用。图1显示结果的图形表示计算机程序SUMT。基于截面相应的功能的域对于多级最佳传动比变速箱是通过以下方式定义：图1：轮系总传动比和体积之间的关系完成此分析分解变速箱，这是增加了一个对的形式的限制不等式，基于应力的限制：-I级齿轮齿应力-II级齿轮齿应力基于齿轮应力关系价值的齿轮模块法：-对接触应力对弯曲应力图2显示的图形解释的关系（7）和（8）的齿数Z1功能。上两个在图2线路提出了齿轮模数值并对接触应力和较低的值的齿根应力的测定。线和在图2中可容空间。表明，接触应力与齿轮模数的关系（7）优先，是用于齿轮的尺寸测定。齿数Z1 图2：模数值与齿数图3.齿轮建模齿轮在今天是非常重要的机械零件，普遍使用在不同类型的变速箱和传动装置。特别是圆柱形的齿轮是最适用的，具有很高的传动效率和简单的生产。圆柱齿轮建模是非常重要的设计过程，为使齿轮箱实际模型，如齿轮和传动结构的分析优化。去年，这个过程可以很快速定性使用新的软件工具，如CATIA。这个软件是很复杂的，但一些主要模块部分的设计和装配设计中采用圆柱齿轮建模。主要问题是任何齿轮建模是定义一个真正的齿之后，将其导入到齿轮体的制备。圆柱形的齿轮建模包括几
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号