风电齿轮箱相关问题

采用齿轮传动的风力发电机组中，齿轮箱是主动力轴系重要的机械部件，其功用是将风轮在 风力作用下所产生的动力传递给发电机并使其得到相应的转速。风轮的转速很低，远达不到 发电机发电的要求，必须通过齿轮箱齿轮副的增速作用来实现。 由于机组受无规律的变向变负荷的风力作用以及强阵风的冲击，常年经受酷暑严寒和极端温 差的影响，加之所处自然环境交通不便，齿轮箱安装在塔顶的狭小空间内，一旦出现故障， 修复非常困难， 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。例如对构件材 料的要求， 除了常规状态下机械性能外，还应该具有低温状态下抗冷脆性等特性，保证齿轮 箱平稳工作，防止振动和冲击，保证充分润滑条件，等等。对冬夏温差巨大的地区，还要设 置监控点， 配置合适的加热和冷却装置。对齿轮箱的性能、制造精度、 装配和试验提出了一 系列近乎苛刻的要求。 1.齿轮箱在风电机组中的布置形式 风力发电机组轴系最为常见的布置形式如图1 所示，与风轮连接的大轴支撑在两个单独设置 的轴承上， 其末端通过涨紧套与齿轮箱相连。齿轮箱的支架安装在机舱底盘上，而齿轮箱的 高速轴则用柔性联轴节与发电机相连。这就是所谓的 “ 一字型 ” 布置。 风轮的异常载荷通常由 两个大轴轴承承受，齿轮箱受到影响较少，各个主要部件间隔较大，便于安装和维修，只是 机舱轴向尺寸较长。但也有的观点认为大轴的 图 1. 常见的风力发电机组布置形式：大轴独立支撑，末端与齿轮箱连接 如果省去一个大轴的支撑轴承，使大轴末端直接与齿轮箱输入轴相连，则变为图20-2 所示 的结构， 在这种情况下， 虽然能缩短轴向尺寸，但对齿轮箱不利，必须采取措施加强其支撑 刚性，同时要尽可能消除风轮通过大轴对齿轮箱施加异常负荷的影响。 图 20-2 大轴一端支撑在轴承上另一端直接与齿轮箱连接的结构 有时为了缩短机舱长度尺寸而将发电机反向布置，发电机骑在大轴箱上，这时齿轮箱的输 入和输出轴处于同一侧，齿轮箱设计成 “ U ”型，大轴箱与主支架做成一体，具有足够的支撑 刚性，机舱内各部分重量的集中度较好（见图20-3）。 图 20-3 齿轮箱 “ U ”型布置形式 为了进一步减小机舱体积，也可以省去大轴，如图20-4 所示，将齿轮箱输入轴和风轮轮毂 过渡法兰直接连接，过渡法兰用一个特殊的轴承支撑。 图 20-5 齿轮箱直接与风轮法兰连接的结构 更为紧凑的， 将齿轮箱与机舱主支架做成一体，齿轮箱低速级的行星架直接与轮毂联接，使 传动线路最短，增加了机组结构刚性，只是主机架和齿轮箱制造难度加大。（见图20-6）。 图 20-6 齿轮箱与机舱主支架一体化设计的布置形式 第二节齿轮箱设计 作为风力发电机组主传动关键部件，齿轮箱位于风轮和发电机之间传递动力提高转速，是一 种在无规律变向载荷和瞬间强冲击载荷作用下工作的重载齿轮传动装置。 特别需要指出的是，在狭小的机舱空间内减小部件的外形尺寸和减轻重量十分重要，因此齿 轮箱设计必须保证在满足可靠性和预期寿命的前提下，使结构简化并且重量最轻，同时要考 虑便于维护的要求。根据机组提供的参数，采用CAD 优化设计，排定最佳传动方案，选择 稳定可靠的构件和具有良好力学特性以及在环境极端温差下仍然保持稳定的材料，配备完整 充分的润滑、冷却系统和监控装置，等等，是设计齿轮箱的必要前提条件。 受风轮转速的限制， 齿轮箱输入额定转速一般在20 r/min 左右，而发电机额定转速通常为1， 000 1，500 r/min ，故齿轮箱的增速比在50 100 左右。 300kW 2，000kW 风电机组齿 轮箱，为了使结构紧凑，常常采用行星齿轮传动或行星与平行轴齿轮组合传动。 图 207 一级行星两级平行轴齿轮传动的风电增速箱 常见的兆瓦级风力发电机组增速箱如图207 所示，由一级行星齿轮和两级平行轴齿轮传 动组成， 是一种典型的传动装置。齿轮箱利用其前箱盖上的两个突缘孔内的弹性套支撑在支 架上。 齿轮箱低速级的行星架通过涨紧套与机组的大轴连接，三个一组的行星轮将动力传至 太阳轮， 再通过内齿联轴节传至位于后箱体内的第一级平行轴齿轮，再经过第二级平行轴齿 轮传至高速级的输出轴，通过柔性联轴节与发电机相联。齿轮箱输出轴端装有制动法兰供安 装系统制动器用。此外， 为了保护齿轮箱免受极端负荷的破坏，中间传动轴上还装有安全保 护装置。 一、设计要求齿轮箱作为传递动力的部件，在运行期间同时承受动、静载荷。其动载 荷部分取决于风轮、发电机的特性和传动轴、联轴器的质量、 刚度、 阻尼值以及发电机的外 部工作条件。为此要建立整个机组的动态仿真模型，对启动、运行、空转、停机、正常启动 和紧急制动等各种工况进行模拟，针对不同的机型得出相应的动态功率曲线，利用专用的设 计软件进行分析计算，求出零部件的设计载荷，并以此为依据， 对齿轮箱主要零部件作强度 计算。 风力发电机组载荷谱是齿轮箱设计计算的基础。载荷谱可通过实测得到，也可以按照有关标 准计算确定。 国际上通行的标准和风力机组认证规范有相应的章节给出载荷谱计算公式， 对风力发电机组气动载荷谱分析计算作了详尽的讲解。这些资料都可用作设计计算的参考。 我国于 2003 年 9 月颁布了GB/T 19073-2003 风力发电机组齿轮箱标准，规定了风轮 扫掠面积大于或等于40 m2 的风力发电机组增速齿轮箱的技术要求、试验方法、 检验规定和 标志、包装、运输、贮存等要求。国际标准化组织颁布相应的国际标准ISO 81400 - 4： 2005 ，基本上等同于美国风能协会（AWEA）和美国齿轮协会（AGMA）制订的美国国 家标准 ANSI/AGMA/AWEA6006-A03 “Standard for Design and Specification of Gearbox for Wind Turbines”， 对 40kW 2 MW 的风力发电机组增速齿轮箱的设计制造和应用作了具体的规定。 德国劳氏船级社的风力发电机组认证规范中也对齿轮箱的校核要求作了详细规定。 按照 GB/T 19073-2003， 对于齿轮箱的使用系数（即动载荷放大因子）推荐如下: 给定载 荷谱计算时，通常先确定等效载荷，齿轮箱使用系数KA1； 无法得到载荷谱时，则采用经验数据，对于三叶片风力发电机组取KA=1.3。 风力发电机组增速箱的主要承载零件是齿轮，其轮齿的失效形式主要是轮齿折断和齿面点 蚀、剥落等。各种标准和规范都要求对齿轮的承载能力进行分析计算，常用的标准是 GB/T3480 或 DIN3990 （等效采用ISO6336） 中规定的齿根弯曲疲劳和齿面接触疲劳校核计算， 对轮齿进行极限状态分析。 齿轮传动设计参数的选择： 1. 齿形角 （分度圆压力角）的选择 齿轮的标准齿形角为20 。为了提高强度，有时也采用大齿形角（如23 、25 、28 等），使 轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径增大，从而提高承载能力，但会增大轴承上的负荷。采 用小齿形角（小于20 ）时，可使避免根切的最少齿数增多，加大了重合度，从而降低噪声 和动载荷，但会减小轮齿的强度。 根据实践经验，如果没有特别要求，建议采用20 标准齿形角。 2.模数 m 的选择 在满足轮齿弯曲强度的条件下，选用较小的模数可以增大齿轮副的重合度，减小滑动率， 也 可以减小齿轮切削量，降低制造成本。 但随之而来的因制造和安装的质量问题会增大轮齿折 断的危险性，实际使用常常选用较大模数。模数的选择应符合GB/T1357 的规定或按照经验 数据，取 m =（0.0150.02）a 。 齿轮的基本齿廓应符合GB/T1356 的规定。 a 是齿轮传动的中心距。 3.齿数 z 受齿轮根切的限制，小齿轮有最少齿数的要求。对于尺寸一定的齿轮，齿数增加和模数减小 可明显提高传动质量，故在满足轮齿弯曲强度的条件下，应尽量选用较多齿数。 4.螺旋角 角太小，将失去斜齿轮的优点；取大值，可增大重合度，使传动平稳性提高，但会引起很 大的轴向力，一般取=815 。人字齿轮可取大一些，例如取=2540 。对于普通圆柱 齿轮传动，低速级转速低扭矩大，可采用直齿轮；中间级通常取=812 ； 高速级为减小噪音，可取较大的角，如 10 15 。 5.齿宽 b 齿宽是决定齿轮承载能力的主要尺寸之一，但齿宽越大， 载荷沿齿宽分布不均的 现象越严重。齿轮应给定一个最小齿宽bmin，以保证齿轮足够的刚度。一般取bmin=6 8m。 采用行星轮系传动时，为了提高传动装置的承载能力和减小尺寸和重量，往往对称布置多个 行星轮， 在设计时需要解决一些特殊问题，以满足正确啮合的要求。例如在确定行星轮系的 齿数时，要考虑以下几个条件： 1.传动比条件所设计的行星轮系必须能实现给定的传动比，各种类型行星轮系的传动比与 齿数的关系可从机械设计手册中查到。 2.邻接条件使相邻两个行星轮的齿顶不相互干涉，保证其齿顶之间在连心线上至少有半个 模数的空隙。 3.同心条件由中心轮和行星轮组成的所有齿轮副的实际中心距必须相等。 4.装配条件在行星轮系中， 几个行星轮能对称装入并保证与中心轮正确啮合应具备的齿数 关系。 主要尺寸的初步确定： 齿轮增速箱的主要尺寸可按下列方法之一初步确定。 1）参照已有的工作条件相同或类似的传动，用类比方法初步确定主要尺寸。 2）根据增速箱在机舱上的安装和布置要求，例如中心距、高度及外廓尺寸要求，定出主 要尺寸。 3）根据计算机程序分析计算结果确定主要尺寸。 风力发电机组增速箱的设计参数，除另有规定外， 常常采用优化设计的方法，即利用计算机 的分析计算，反复对比，在满足各种限制条件下求得最优设计方案。 二、效率齿轮箱的效率可通过功率损失计算或在试验中实测得到。功率损失主要包 括齿轮啮合、轴承摩擦、润滑油飞溅和搅拌损失、风阻损失、其它机件阻尼等。齿轮传动的 效率可按下列公式计算： 1 2 34 式中1 齿轮啮合摩擦损失的效率； 2 轴承摩擦损失的效率； 3 润滑油飞溅和搅油损失的效率； 4 其他摩擦损失的效率。 对于行星轮系齿轮机构，计算效率时还应考虑对应于均载机构的摩檫损失。行星齿轮轮系的 效率可通用一般机械设计手册推荐的公式进行计算。其方法主要有啮合功率法和力偏移法两 种。啮合功率法通过转化机构（定轴轮系） 的机械效率来求出行星轮系的机械效率，虽然是 一种近似算法， 但由于方便计算和理解，故常用此法进行设计计算。力偏移法有较高的精度， 但计算繁杂，一般少用。 风力发电齿轮箱的专业标准要求齿轮箱的机械效率大于97%， 是指在标准条件下应达到的指 标。 对于采用滚动轴承支承且精确制造的闭式圆柱齿轮传动，每一级传动的效率可概略定为 99%，一般情况下，风力发电机组齿轮箱的齿轮传动不超过三级。值得指出的是，随着传递 载荷的减小， 效率会有所下降，这是因为整个齿轮箱的空载损失，即润滑油飞溅和搅动时的 能量损失、轴承的摩擦以及密封等的损失，在传递功率变化时几乎是不变的。 三、 噪声级风力发电增速箱的噪声标准为85dB（A）左右。噪声主要来自各传动件，故 应采取相应降低噪声的措施：适当提高齿轮精度，进行齿形修缘，增加啮合重合 度；提高轴和轴承的刚度；合理布置轴系和轮系传动，避免发生共振。齿 轮箱安装时采取必要的减振措施，按规范找正， 充分保证机组的联接刚度，将齿轮箱的机械 振动控制在GB/T8543 规定的 C级之内。四、可靠性按照假定寿命最少20 年的要求， 视载荷谱所列载荷分布情况进行疲劳分析，对齿轮箱整机及其零件的设计极限状态和使用极 限状态进行极限强度分析、疲劳分析、 稳定性和变形极限分析、动力学分析等。分析方法除 一般推荐的设计计算方法外，可采用模拟主机运行条件下进行零部件试验的方法。可靠性分 析的步骤是 : 在方案设计开始时进行可靠性初步分析，而在施工设计完成后再次进行详细 的可靠性分析计算， 其中包括精心选取可靠性好的结构和对重要的零部件以及整机进行可靠 性估算。1.概率计算以零件的应力和强度都是正态分布为基本假设，计算出零件不破坏 的概率，即可靠度R：R dt 式中R可靠度系数a = 、 强度、应 力的均值；Ss 、Se强度、应力的标准离差。利用正态分布特性表，可由 b 查得 R， 再由 R 查得 a。零件强度的标准离差，可从材料强度的标准离差并考虑零件尺寸及表面 各种状态而得到。无资料可查时，可取其值为疲劳强度 -1 的十分之一。 2.运用威布尔 分布来表达强度分布的函数，运用伯格柏尔（ G.Lundberg-A.Palmgren）理论计算出零件可 靠度的一定寿命值。 3.运用齿轮箱或零件的统计数据来估算寿命值。此方法用于方案设计。 对于齿轮箱而言，在确定设计参数时要留有扩大功率的余地，即留有技术发展的空间。设计 时应采取必要的措施，尽可能降低噪音、振动等不利因素对可靠性的影响。例如， 在对齿轮 作静强度计算时， 轮齿齿根和齿面的最大静应力不应大于其抵抗齿根断裂和齿面点蚀的静强 度值， 通常取齿根抗断裂安全系数SF 1.4 ，齿面抗点蚀安全系数SH 1.0 。而估算零件疲劳寿 命的主要方法是基于疲劳损伤积累是线性的这一假设或称迈内尔（MINER）定理，方程式 为：= =1 式中 : ni规定应力下的循环数；Ni规定应力下，S-N 曲线的横坐 标。一般情况下，齿轮的疲劳强度分析可按DIN3990 或与之等效的GB/T348 进行 , 推荐 使用的安全系数为：按实测载荷谱计算时：轮齿表面接触疲劳强度安 全系数1.2 ；齿根弯曲疲劳强度安全系数1无实测载荷谱计算时：轮齿表面接 触疲劳强度安全系数1.3 ；弯曲强度安全系数1.7 。 行星齿轮传动的齿轮强度计算可采用定轴齿轮传动的计算公式，因为每一种行星齿轮传动都 可以分解为相互啮合的几对普通齿轮副。但需要考虑行星齿轮传动的特点（数个行星轮）和 运动特点（行星轮既有自转又有公转）。对于最常用的NGW 型（所谓NGW 型是指具有内 啮合齿轮副、 外啮合齿轮副和公用齿轮组成的行星齿轮传动机构），其承载能力主要取决于 外啮合，因而首先要计算外啮合的齿轮强度。 外啮合的中心轮，如NGW 型的太阳轮，因结构所限，尺寸较小，而又必须同时与几个行星 齿轮相啮合，负载重，变形大，工作条件不好，是传动中的薄弱环节，首先出现失效的可能 性大， 对这一点应给于足够的重视。内啮合齿轮的接触强度理论上比外啮合高得多，但实践 经验证明， 在低速重载行星齿轮传动中，内齿轮的接触强度常低于计算值，所以在对内啮合 齿轮进行强度计算时必须考虑这一因素。行星轮在运转中总是双向受力，在对称循环应力作 用下容易出现弯曲疲劳而造成断齿。需要特别指出的是断齿在行星齿轮传动中破坏性极大。 当有一个轮齿先折断，碎块落在内齿轮上，行星轮经过时会使传动卡死，或使所有齿轮甚至 轴和箱体全部损坏。因此设计时提高齿轮强度和整个装置的可靠性是非常重要的。为了 使行星齿轮间载荷分配尽量均衡，通常采用均载机构来补偿不可避免的制造误差，即在机构 设计上采取措施，使传动装置各构件在运转过程中，相互能够自动补偿各种误差，达到接近 受载均匀的目的。最常用的均载机构是利用基本构件浮动，亦即某些构件设计成允许作径向 及偏转位移，当受载不均衡时可自动寻找平衡位置，直至各行星轮之间载荷接近均匀分配。 例如采用双齿或单齿式齿轮联轴器来保证浮动机构在受力不均匀时产生位移，基本构件中的 一个或两个浮动，以实现均载。 也有采用弹性元件或杠杆联动机构实现均载的，但因结构复 杂而少用。 第三节齿轮箱的主要零部件 箱体 箱体是齿轮箱的重要部件，它承受来自风轮的作用力和齿轮传动时产生的反力。箱体必须具 有足够的刚性去承受力和力矩的作用，防止变形， 保证传动质量。箱体的设计应按照风电机 组动力传动的布局、加工和装配、 检查以及维护等要求来进行。应注意轴承支承和机座支承 的不同方向的反力及其相对值，选取合适的支承结构和壁厚，增设必要的加强筋。筋的位置 须与引起箱体变形的作用力的方向相一致。箱体的应力情况十分复杂且分布不匀，只有 采用现代计算方法，如有限元、 断裂力学等方法辅以摸拟实际工况的光弹实验，才能较为准 确地计算出应力分布的状况。利用计算机辅助设计，可以获得与实际应力十分接近的结 果。采用铸铁箱体可发挥其减振性，易于切削加工等特点，适于批量生产。常用的材料 有球墨铸铁和其他高强度铸铁。设计铸造箱体时应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差， 以免产 生缩孔和疏松等缺陷。用铝合金或其他轻合金制造的箱体，可使其重量较铸铁轻20%30%， 但从另一角度考虑，轻合金铸造箱体，降低重量的效果并不显著。这是因为轻合金铸件的弹 性模量较小， 为了提高刚性， 设计时常须加大箱体受力部分的横截面积，在轴承座处加装钢 制轴承座套，相应部位的尺寸和重量都要加大。单件、小批生产时，常采用焊接或焊接 与铸造相结合的箱体。为减小机械加工过程和使用中的变形，防止出现裂纹，无论是铸造或 是焊接箱体均应进行退火、时效处理，以消除内应力。为了便于装配和定期检查齿轮的 啮合情况， 在箱体上应设有观察窗。机座旁一般设有连体吊钩，供起吊整台齿轮箱用。箱 体支座的凸缘应具有足够的刚性，尤其是作为支承座的耳孔和摇臂支座孔的结构，其支承刚 度要作仔细的校核计算。为了减小齿轮箱传到机舱机座的振动，齿轮箱可安装在弹性减振器 上。最简单的弹性减振器是用高强度橡胶和钢垫做成的弹性支座，合理使用也能取得较好的 结果。箱盖上还应设有透气罩、油标或油位指示器。在相应部位设有注油器和放油孔。 放油孔周围应留有足够的放油空间。采用强制润滑和冷却的齿轮箱，在箱体的合适部位 设置进出油口和相关的液压件的安装位置。齿轮风力发电机组运转环境非常恶劣，受 力情况复杂， 要求所用的材料除了要满足机械强度条件外，还应满足极端温差条件下所具有 的材料特性， 如抗低温冷脆性、 冷热温差影响下的尺寸稳定性等等。对齿轮和轴类零件而言， 由于其传递动力的作用而要求极为严格的选材和结构设计，一般情况下不推荐采用装配式拼 装结构或焊接结构，齿轮毛坯只要在锻造条件允许的范围内，都采用轮辐轮缘整体锻件的形 式。当齿轮顶圆直径在2 倍轴径以下时， 由于齿轮与轴之间的连接所限，常制成轴齿轮的形 式。为了提高承载能力，齿轮一般都采用优质合金钢制造。外齿轮推荐采用20CrMnMo、 15CrNi6、17Cr2Ni2A、20CrNi2MoA、17CrNiMo6 、17Cr2Ni2MoA 等材料。内齿圈按其结构要 求，可采用42CrMoA、34Cr2Ni2MoA 等材料，也可采用与外齿轮相同的材料。采用锻造方 法制取毛坯， 可获得良好的锻造组织纤维和相应的力学特征。合理的预热处理以及中间和最 终热处理工艺，保证了材料的综合机械性能达到设计要求。齿轮精度齿轮箱内用作主 传动的齿轮精度，外齿轮不低于5 级 GB/T10095，内齿轮不低于6 级 GB/T10095。选择齿轮 精度时要综合考虑传动系统的实际需要，优秀的传动质量是靠传动装置各个组成部分零件的 精度和内在质量来保证的，不能片面强调提高个别件的要求，使成本大幅度提高，却达不到 预定的效果。 渗碳淬火通常齿轮最终热处理的方法是渗碳淬火，齿表面硬度达到HRC60+/-2，同时规定 随模数大小而变化的硬化层深度要求，具有良好的抗磨损接触强度，轮齿心部则具有相对较 低的硬度和较好的韧性，能提高抗弯曲强度。渗碳淬火后获得较理想的表面残余应力，它可 以使轮齿最大拉应力区的应力减小。因此对齿根部分通常保留热处理后的表面，在前道工序 滚齿时要用齿形带触角的留磨量滚刀滚齿，从而在磨齿时不会磨去齿根部分。磨齿时选择合 适的砂轮和切削用量，辅以大流量的切削冷却液是防止出现磨齿裂纹和烧伤的重要措施。对 齿轮进行超声波探伤、磁粉探伤和涂色探伤，以及进行必要的金相检验等，都是控制齿轮内 在质量的有效措施。 齿形加工为了减轻齿轮副啮合时的冲击，降低噪声， 需要对齿轮的齿形齿向进行修形。在 齿轮设计计算时已根据齿轮的弯曲强度和接触强度初步确定轮齿的变形量，再结合考虑轴的 弯曲、扭转变形以及轴承和箱体的刚度，绘出齿形和齿向修形曲线，并在磨齿时进行修正。 圆柱齿轮的加工路线如下： 下料 锻造毛坯 荒车 预热处理 粗车半精加工外形尺寸制齿加工 （滚齿 或插齿） 去毛刺、齿顶倒棱、齿端倒角热处理（渗碳淬火） 精加工基准面 磨齿 检验 清洗 入库。 加工人字齿的时候，如是整体结构，半人字齿轮之间应有退刀槽；如是拼装人字轮，则分别 将两半齿轮按普通齿轮加工，最后用工装准确对齿，再通过过盈配合套装在轴上。 在齿轮加工中， 规定好加工工艺基准非常重要。轴齿轮加工时， 常用顶尖顶紧两轴端中心孔 安装在机床上。 盘状圆柱齿轮则利用其内孔或外圆以及一个端面作为工艺基准，通过夹具或 人工校准在机床上定位。 在一对齿轮副中，小齿轮的齿宽比大齿轮略大一些，这主要是为了补偿轴向尺寸变动和便于 安装。 齿轮与轴的联接： 平键联结常用于具有过盈配合的齿轮或联轴节的联结。由于键是标准件，故可根据联接的 结构特点、使用要求和工作条件进行选择。如果强度不够，可采用双键，成180 布置，在 强度校核时按1.5 个键计算。 花键联结通常这种联结是没有过盈的，因而被联接零件需要轴向固定。花键联接承载能力 高，对中性好，但制造成本高，需用专用刀具加工。花键按其齿形不同，可分为矩形花键、 渐开线花键和三角形花键三种。渐开线花键联接在承受负载时齿间的径向力能起到自动定心 作用，使各个齿受力比较均匀，其加工工艺与齿轮大致相同，易获得较高的精度和互换性， 故在风力发电齿轮箱中应用较广。过盈配合联接过盈配合联接能使轴和齿轮（或联轴 节）具有最好的对中性，特别是在经常出现冲击载荷情况下，这种联接能可靠地工作，在风 力发电齿轮箱中得到广泛的应用。利用零件间的过盈配合形成的联接，其配合表面为圆柱面 或圆锥面（锥度可取1：301： 8）。圆锥面过盈联接多用于载荷较大，需多次装拆的场 合。胀紧套联接利用轴、孔与锥形弹性套之间接触面上产生的摩擦力来传递动力，是 一种无键联接方式，定心性好， 装拆方便， 承载能力高， 能沿周向和轴向调节轴与轮毂的相 对位置，且具有安全保护作用。 弹性套是在轴向压紧力的作用下，其锥面迫使被其套住的轴内环缩小，压紧被包容的轴颈， 形成过盈结合面实现联结。弹性套材料多用65、65Mn、55CR2或 60Cr2 等钢材。弹性套的 工作应力一般不应超过其材料的屈服极限，其强度和变形可根据圆锥面过盈联接公式计算。 内外环与轴和毂孔的配合通常取H7/h6，配合表面粗糙度为Ra0.8Ra0.2。联接表面的压力 可按厚壁圆筒的有关公式计算。 轴齿轮箱中的轴按其主动和被动关系可分为主动轴、从动轴和中间轴。首级主动轴和末 级从动轴的外伸部分，与风轮轮毂、 中间轴或电机传动轴相联接。为了提高可靠性和减小外 形尺寸，有时将半联轴器（法兰）与轴制成一体。 输出轴和输入轴的轴径d（mm）可按下式作粗略计算： d=A 式中A与材料有关的系数，A=105 115，材料较好时取较小值； P轴传递的功率，kW； n轴的转速， r/min 。 d 按计算结果取较大值并圆整成标准直径，且以此为最小轴径设计成阶梯轴。中间轴直 径则按弯矩和扭矩的合成进行计算。在轴的设计图完成后再进行精确的分析计算,最终完善 细部结构 . 由于是增速传动，较大的传动比使轴上的齿轮直径较小，因而输出轴往往采用轴齿轮的结 构.为保证轴的强度和刚度，允许轴的直径略小于齿轮顶圆，此时要注意留有滚齿、磨齿的 退刀间距，尽可能避免损伤轴承轴颈。 轴上各个配合部分的轴颈需要进行磨削加工。为了减少应力集中， 对轴上台肩处的过渡圆角、 花键向较大轴径过渡部分，均应作必要的处理，例如抛光， 以提高轴的疲劳强度。在过盈配 合处，为减少轮毂边缘的应力集中，压合处的轴径应比相邻部分轴径加大5%，或在轮毂上 开出卸荷槽。 装在轴上的零件，轴向固定应可靠，工作载荷应尽可能用轴上的止推轴肩来承 受，相反方向的固定则可利用螺帽或其他紧固件。为防止螺纹松动，可利用止动垫圈、双螺 帽垫圈、 锁止螺钉或串联铁丝等。有时为了节省空间，简化结构， 也可以用弹簧挡圈代替螺 帽和止动垫圈，但不能用于轴向负荷过大的地方。轴的材料采用碳纲和合金纲。如40、 45、 50、40Cr、50Cr、 42CrMoA 等，常用的热处理方法为调质，而在重要部位作淬火处理。 要求较高时可采用20CrMnTi、20CrMo、20MnCr5 、17CrNi5、16CrNi 等优质低碳合金纲，进 行渗碳淬火处理， 获取较高的表面硬度和心部较高的韧性。滚动轴承齿轮箱的支承中， 大量应用滚动轴承，其特点是静摩擦力矩和动摩擦力矩都很小，即使载荷和速度在很宽范围 内变化时也如此。滚动轴承的安装和使用都很方便，但是， 当轴的转速接近极限转速时，轴 承的承载能力和寿命急剧下降，高速工作时的噪音和振动比较大。齿轮传动时轴和轴承的变 形引起齿轮和轴承内外圈轴线的偏斜，使轮齿上载荷分布不均匀，会降低传动件的承载能力。 由于载荷不均匀性而使轮齿经常发生断齿的现象，在许多情况下又是由于轴承的质量和其他 因素， 如剧烈的过载而引起的。选用轴承时， 不仅要根据载荷的性质，还应根据部件的结构 要求来确定。相关技术标准，如GB/T 6391-2003 等效采用ISO 281 （DIN281），提供了轴 承基本额定寿命和修正额定寿命的计算公式。 一般推荐在极端载荷下的静承载能力系数fs 应不小于2.0。对风力发电机组齿轮箱输入轴轴 承的静强度计算时，需计入风轮的附加静负荷。轴承的使用寿命采用扩展寿命计算方法来进 行计算， 其所用的失效概率设定为10%，如果按典型载荷谱考虑时，其平均当量负荷按下式 计算： Pm= 式中： P -平均当量动载荷； P作用于轴承上的当量动载荷； N 总的循环次数； 寿命指数。对于球轴承=3 ，滚动轴承=10/3 。计算的使用寿命应不 小于 13 万小时。 运转过程中， 在安装、 润滑、 维护都正常的情况下，轴承由于套圈与滚动体的接触表面经受 交变负荷的反复作用而产生疲劳剥落。一般情况下， 首先在表面下出现细小裂纹。在继续运 转过程中，裂纹逐步增大，材料剥落，产生麻点，最后造成大面积剥落。疲劳剥落若发生在 寿命期限之外， 则属于滚动轴承的正常损坏。因此， 一般所说的轴承寿命指的是轴承的疲劳 寿命。 一批轴承的疲劳寿命总是分散的，但总是服从一定的统计规律，因而轴承寿命总是与 损坏概率或可靠性相联系。 对于轴承损坏，实践中主要凭借轴承支承工作性能的异常来辨别。运转不平稳和噪声异常， 往往是轴承滚动面受损或因磨损导致径向游隙增大而产生损坏的反映。当运转时支承有沉重 感，不灵便，摩擦力大，一般是由于滚道损坏、轴承过紧或润滑不良造成的损坏。其表现就 是温度升高。 在日常运转过程中，当工作条件没有变，而温度突然上升，通常就是轴承损坏 的标志。 在监控系统中可以用温度或振动测量装置检测箱体的轴承部位，以便及时发现轴承 工作性能方面的变化。 在风力发电齿轮箱上常采用的轴承有圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、 调心滚子轴承等。在所 有的滚动轴承中，调心滚子轴承的承载能力最大，且能够广泛应用在承受较大负载或者难以 避免同轴误差和挠曲较大的支承部位。 调心滚子轴承装有双列球面滚子，滚子轴线倾斜于轴承的旋转轴线。其外圈滚道呈球面形， 因此滚子可在外圈滚道内进行调心，以补偿轴的挠曲和同心误差。这种轴承的滚道型面与球 面滚子型面非常匹配。双排球面滚子在具有三个固定挡边的内圈滚道上滚动，中挡边引导滚 子的内端面。 当带有滚子组件的内圈从外圈中向外摆动时，则由内圈的两个外挡边保持滚子。 每排滚子均有一个黄铜实体保持架或钢制冲压保持架。通常在外圈上设有环形槽，其上有三 个径向孔， 用作润滑油通道，使轴承得到极为有效的润滑。轴承的套圈和滚子主要用铬钢制 造并经淬火处理，具备足够的强度、高的硬度和良好的韧性和耐磨性。 密封齿轮箱轴伸部位的密封一方面应能防止润滑油外泄，同时也能防止杂质进入箱体内。 常用的密封分为非接触式密封和接触式密封两种。 1. 非接触式密封 所有的非接触式密封不会产生磨损，使用时间长。 轴与端盖孔间的间隙形成的密封，是一种简单密封。间隙大小取决于轴的径向跳动大小和端 盖孔相对于轴承孔的不同轴度。在端盖孔或轴颈上加工出一些沟槽，一般24 个，形成所 谓的迷宫， 沟槽底部开有回油槽，使外泄的油液遇到沟槽改变方向输回箱体中。也可以在密 封的内侧设置甩油盘，阻挡飞溅的油液，增强密封效果。 2接触式密封 接触式密封使用的密封件应使密封可靠、耐久、 摩擦阻力小、 容易制造和装拆，应能随压力 的升高而提高密封能力和有利于自动补偿磨损。常用的旋转轴用唇形密封圈有多种形式，可 按标准选取（见标准GB13871-92 或与之等效的ISO6194/1-1982）。密封部位轴的表面粗糙 度 Ra=0.20.63m 。与密封圈接触的轴表面不允许有螺旋形机加工痕迹. 轴端应有小于30 度的导入倒角，倒角上不应有锐边、毛刺和粗糙的机加工残留物。 齿轮箱的润滑、冷却和加热 齿轮箱的润滑十分重要，良好的润滑能够对齿轮和轴承起到足够的保护作用。为此， 必须高 度重视齿轮箱的润滑问题，严格按照规范保持润滑系统长期处于最佳状态。齿轮箱常采用飞 溅润滑或强制润滑，一般以强制润滑为多见。因此， 配备可靠的润滑系统尤为重要。在机组 润滑系统中，齿轮泵从油箱将油液经滤油器输送到齿轮箱的润滑系统，对齿轮箱的齿轮和 传动件进行润滑，管路上装有各种监控装置，确保齿轮箱在运转当中不会出现断油。保持油 液的清洁十分重要，即使是第一次使用的新油，也要经过过滤，系统中除了主滤油器以外， 最好加装旁路滤油器或辅助滤油器，以确保油液的洁净。对润滑油的要求应考虑能够起 齿轮和轴承的保护作用。此外还应具备如下性能：1）减小摩擦和磨损，具有高的承载能力， 防止胶合； 2）吸收冲击和振动；3）防止疲劳点蚀；4）冷却，防锈，抗腐蚀。风力发电齿 轮箱属于闭式齿轮传动类型，其主要的失效形式是胶合与点蚀，故在选择润滑油时，重点是 保证有足够的油膜厚度和边界膜强度。 硬齿面在转动中承受高压和高温，在滑动和滚动摩擦的作用下，因润滑不足， 很可能会在齿 轮箱运转的初期，例如一年左右，105106 应力循环作用时，出现一些直径10 毫米左右的 麻点，我们称之为“ 微点蚀 ” 现象，进而使噪音增大，引起毁坏性的点蚀和齿面剥落损坏。德 国慕尼黑工业大学齿轮传动研究室对此作过深入的研究，他们制定的FZG 测试是一种标准 测试，对使用某一品牌润滑油的齿轮副作闭式循环加载试验，负载分12 个等级，主要测试 润滑油的抗磨损性能和抗胶合能力。常用的润滑油在使用的初期都能通过FZG 测试，但使 用一段时间后性能将会降低。FLENDER公司的单级微点蚀试验则更为严格，要求评估经100 小时和 400 小时加载试验后齿面上的微点蚀和齿形变化情况。高品质的润滑油在整个预期寿 命内都应保持良好的抗磨损和抗胶合性能。 粘度是润滑油的一个最重要的指标，应根据环境和操作条件选定。为提高齿轮的承载能力和 抗冲击能力， 适当地添加一些添加剂可以提高润滑性能和减少氧化，但添加剂有一些副作用， 在选择时必须慎重。齿轮箱制造厂一般根据自己的经验或实验研究推荐各种不同的润滑油， 常用的 MOBIL632，MOBIL630 或 L-CKC320 ，L-CKC220 GB5903-95齿轮油就是根据齿面接触应 力和轴承使用要求以及环境条件选用的。 润滑油公司推荐的合成油，例如 MobilgearXMP 和 SHC XMP是专为风力发电齿轮箱研制的油 品。合成油的主要优点是：在极低温度状况下具有较好的流动性；在高温时的化学稳定性好 并可抑制粘度降低。这就不同于普通矿物油，不会出现遇高温会分解而在低温时易于凝结的 情况。为解决低温下启动时普通矿物油解冻问题，在高寒地区应给机组设置油加热装置。 常见的油加热装置是电热管式的，装在油箱底部。 在冬季低温状况下启动时，利用油加热器 加热油液至摄氏10 度以上再启动机组，以避免因油的流动性不良而造成润滑失效，损坏齿 轮和传动件。 润滑油系统中的散热器常用风冷式的，由系统中的温度传感器控制，在必要时通过电控旁路 阀自动打开冷却回路，使油液先流经散热器散热，再进入齿轮箱。 第四节风力发电机组齿轮箱产品介绍 国际上许多有实力的齿轮专业厂都能提供风力发电齿轮箱，比较著名的有德国的Winergy、 Renk、Rexroth（原称 Lohmann & Stolterfoht ）和比利时的Hansen 公司。这些公司具有20 多 年风力发电机组齿轮箱设计制造经验，产品系列覆盖50kW 至 5MW 以上的功率范围，采 用紧凑型的行星齿轮和斜齿平行轴齿轮传动结构，配合捡测温度和振动的状态监控装置，能 适应 20 至 50的环境工作温度。 德国 Winergy 是一家风力发电传动系统专业生产厂家，至今已向世界风电市场提供了30， 000 余台风力发电增速箱。表1 是该公司生产的风力发电增速箱类型。 表 1 德国 Winnergy 齿轮箱类型 齿轮箱型号 功率范围 kW 输入转速 r/min 重量 kg 结构特点 SZAK 1225-1425 SDAK 1420-1550 SDNK 1400-1695 50-750 50-30 600-1,450 23 级平行轴式斜齿圆柱齿轮传动 PEAK 4224-4375 PENK 4224-4375 PEAC 4280-4455 PEAL 4280-4375 PEAS 4280-4455 300-2,800 30-16 2,800-26,000 1级行星和2 级平行轴斜齿轮传动 PZAB 3415-3680 2,300-5,000 18-12 18,000-60,000 2级行星和1 级平行轴斜齿轮传动 德国 Rexroth 生产的风力发电齿轮箱有十多种类型，见表2 所示。这些齿轮箱的供应量已超 过了 5，000 台。从表中可以看出，功率相近的齿轮箱，其重量差别很大，这是由于不同的 传动系统布置决定了齿轮箱的结构形式，齿轮箱专业厂必须与主机厂密切合作，才能开发完 全适应要求的产品。 表 2 德国 Rexroth 风力发电机组齿轮箱类型 齿轮箱型号 发电机功率 kW 输入扭矩 kNm 传动比 重量 kg GPC 210 GPV 300 GPV 306 GPV 400 GPV 401 GPV 420 GPV 441 GPV 451 GPW 545 300 660 850 1,650 1,750 1,500 2,000 1,500 3,100 86 215 350 865 865 910 1,260 790 1,55 34:1 53:1 62:1 79:1 79:1 70/87:1 92-120:1 73-98:1 73:1 2,080 3,850 4,500 11,500 11,500 13,800 14,500 13,900 42,000 国内也有不少风力发电齿轮箱专业生产厂，其中最为著名的是重庆齿轮箱有限责任公司、杭 州前进齿轮箱集团有限公司和南京高精齿轮股份有限公司等三家，它们都是国家机械工业大 型骨干企业， 拥有先进的加工设备和设计制造技术，可以为风力发电行业批量提供各种型号 的齿轮箱产品。近年来这几家公司在吸收国际先进技术的基础上，相继开发了不少新产品， 如南京高精齿轮股份有限公司的FD系列、重庆齿轮箱有限责任公司的FL系列、杭州前进齿 轮箱集团有限公司的FZ系列等，吸收了国外产品的特点，优化了设计参数，强化了结构， 运转平稳，质量可靠，可供主机厂按照机组要求选用。 表 3 重庆齿轮箱责任有限公司风力发电齿轮箱主要产品参数 型号传动方式额定功率 kW 增速比输入转速 r/min 重量 kg FL600 一级行星 + 两级平行轴 645 56.5 26.85 9700 FLA750 一级行星 + 两级平行轴 825 69.86 21.73 4500 FLA800 一级行星 + 一级平行轴 880 68.25 22.27 5900 FLA1000 一级行星 + 两级平行轴 1100 53.38 18.733 12500 FL1300 一级行星 + 两级平行轴 1390 78.62 19.27 16000 FLA1300 一级行星 + 两级平行轴1397.5 79 19 16000 FL1500 一级行星 + 两级平行轴 1500 67 14.92 17000 FL2000 一级行星 两级平行轴 2200 66.6 17 表 4 杭州前进齿轮箱集团有限公司风力发电齿轮箱主要产品参数 型号传动方式额定功率 kW 增速比输入转速 r/min 重量 kg FZ100 两级平行轴 135 23.989 42.2 1000 FZ200 两级平行轴 240 22.33 45 1600 FZ250 两级平行轴 280 23.4 43 1900 FZ250LX 两级行星 275 38.2 39.26 1500 FZ600B 一级行星 + 两级平行轴645 56.6 26.8 9000 FZ646 两级行星645 45.529 33.5 4000 FZ800 一级行星 + 两级平行轴880 67.4 22.25 6000 FZ1300 一级行星 + 两级平行轴1390 78.628 19.27 11000 FZ1500 一级行星 + 两级平行轴1610 67 19 13000 表 5 南京高精齿轮股份有限公司风力发电齿轮箱主要产品参数 型号传动方式额定功率 kW 增速比输入转速 r/min 重量 kg FD200 两级平行轴 200 36.12 42 1820 FD250 两级平行轴 250 23.68 43 1950 FD300 两级平行轴 300 44.66 34 4650 FD600W 两级行星 600 45.03 33.5 3200 FD645 一级行星 + 两级平行轴 645 55.7 27.2 4100 FD645J 一级行星 + 两级平行轴 645 56.51 26.8 9600 FD660 一级行星 + 两级平行轴 660 52.62 28.5 4250 FD660M 三级平行轴 功率双分流 660 59.54 25.5 7600 FD825A 一级行星 + 两级平行轴825 67.4 22.3 4500 FD825B 一级行星 + 一级平行轴825 69.94 21.73 5900 FD1390 一级行星 + 两级平行轴1390 78.72 19.27 1100 FD1500 一级行星 + 两级平行轴1500 67.06 19 12000 FD1660 一级行星 + 两级平行轴1660 72/78 20 1300 FD2250 一级行星 + 两级平行轴 2250 98.9 17.5 20000 FD2750 一级行星 + 两级平行轴 2750 100 15 24000 图 208 所示的齿轮箱将大轴与齿轮箱做成一体，齿轮箱前端法兰直接与风轮轮毂连接， 大轴末端装有行星架，带动一组行星轮将动力传至平行轴齿轮，再经两级增速传至高速 轴。图 20-8 带大轴的一级行星和两级圆柱齿轮传动齿轮箱图 20.9 为两级 行星和一级圆柱齿轮传动齿轮箱的展开图。风力发电机组的大轴通过齿形联轴节将动力传到 第一级行星齿轮，再由太阳轮传至第二级行星轮，最后由末级平行轴齿轮将动力分流输出。 有两个取力装置，其中一个通过高弹性联轴节带动发电机，另一个则作为他种用途的驱动装 置 。 两 个 行 星 齿 轮 传 动 装 置 的 太 阳 轮 均 通 过 齿 形 联 轴 节 将 动 力 传 至 下 一 级。图 20-9 两级行星和一级圆柱齿轮分流传动齿轮箱图 20-10 所示的 齿轮箱结构将行星架固定，两组行星轮变为平行轴圆柱齿轮传动。由于行星架固定，内齿圈 变成主动轮， 通过两排齿轮分流和合流传动至末级高速轴。从结构上看， 这种布置使得各个 组件可独立拆卸，便于在机舱内进行检修。 图20-10 行星轴固定的三级圆柱齿轮传动齿轮 箱 齿轮箱内部的润滑，特别是行星级齿轮、高速级齿轮和轴承的润滑既要充分又要合理， 从图 2011 所示的1.6MW 风力发电齿轮箱的结构中可以看到，不光是箱体外部布置了许 多润滑管路， 而且在箱体内壁、行星架以及传动轴上都设置了必要的润滑油路，保证了各个 润滑点油的供应量，维持了系统的热平衡。图2012 是该齿轮箱的外形尺寸图。 图 2011 齿轮箱润滑油路设置 图 2012 1.6MW 风力发电齿轮箱外形尺寸图 第五节齿轮箱的使用及其维护 安装要求齿轮箱主动轴与叶片轮毂的连接必须可靠紧固。输出轴若直接与电机联接时， 应采用合适的联轴器，最好是弹性联轴器，并串接起保护作用的安全装置。齿轮箱轴线和与 之相联接的部件的轴线应保证同心，其误差不得大于所选用联轴器和齿轮箱的允许值，齿轮 箱体上也不允许承受附加的扭转力。齿轮箱安装后用人工盘动应灵活，无卡滞现象。 打开观 察窗盖检查箱体内部机件应无锈蚀现象。用涂色法检验， 齿面接触斑点应达到技术条件的要 求。机组运转一段时间后，轴系会因载荷作用出现动不对中问题，故应适时检查修正。 试运转按照说明书的要求加注规定的机油达到油标刻度线，在正式使用之前，可以利用 发电机作为电动机带动齿轮箱空载运转。此时， 经检查齿轮箱运转平稳，无冲击振动和异常 噪音，润滑情况良好，且各处密封和结合面无泄漏，才能与机组一起投入试运转。加载 试验应分阶段进行，分别以额定载荷的25%、50%、75%、 100%加载，每一阶段运转以平衡 油温为主，一般不得小于2 小时，最高油温不得超过80C，其不同轴承间的温差不得高于 15 C。 正常运行监控每次机组启动，在齿轮箱运转前先启动润滑油泵，待各个润滑点都得到润 滑后，间隔一段时间方可启动齿轮箱。当环境温度较低时，例如小于10C，须先接通电热 器加热机油，达到预定温度后才投入运行。若油温高于设定温度，如65C时，机组控制 系统将使润滑油进入系统的冷却管路，经冷却器冷却降温后再进入齿轮箱。管路中还装有压 力控制器和油位控制器，以监控润滑油