风力发电机机械齿轮箱设计本科毕业论文设计.doc

风力发电机机械齿轮箱设计本科毕业论文设计 毕业设计论文 风能发电机械系统优化设计学 号:姓 名:专 业:机械工程及自动化系 别:机械与电气工程系指导教师:二?一三年六月摘 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 systemWTGS.The key design and manufacturing technology of gearboxes have become an important factor for restricting the development of wind power.With the wind turbines capacity increasing, mole and more complications must be considered in large?scale wind turbines design and manufacturing.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 materialsfatigue.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 Key words:Gearbox for Wind Turbine;Load;Structure Design 目 录 摘 要i ABSTRACTii 目 录iii 1 绪论1 2 传动方案的确定4 2.1 增速器基本设计要求及设计步骤5 2.2 传动方案及运动原理图6 3 增速器整机设计7 3.1 第一级行星轮系传动设计及校核其装配条件7 3.1.1 计算齿轮基本参数7 3.1.2 校验行星轮齿装配条件7 3.2 第二级平行轴圆柱斜齿轮设计8 3.3 第三级平行轴圆柱直齿轮设计9 4 材料选择及强度校核10 4.1 行星传动强度校核10 4.1.1 太阳轮与行星轮外啮合接触强度及弯曲强度校核10 4.1.2 行星轮与内齿圈弯曲强度校核13 4.2 第二级斜齿圆柱齿轮强度校核14 4.3 第三级直齿圆柱齿轮强度校核17 5 主要构件设计选用与计算20 5.1 行星轮心轴的设计与校核20 5.1.1 初步确定轴的最小直径20 5.1.2 行星轮心轴强度计算20 5.1.3 行星轮轴承寿命计算20 5.2 圆柱齿轮传动中间齿轮轴设计21 5.2.1 初步确定轴的最小直径21 5.2.2 轴的结构设计21 5.3 圆柱齿轮传动输出轴的设计23 5.3.1 初步确定轴的最小直径23 5.3.2 轴的结构设计23 5.4 齿轮的结构设计25 5.5 输入轴连接形式选择及计算25 5.6 齿轮箱的润滑、冷却26 结论28 致 谢29 参考文献30绪论 经济、能源与环境的协调发展是实现国家现代化目标的必要条件。为了解决化石能源的不断消耗对经济可持续发展和环境的影响问题,我国和一些主要发达国家在未来能源规划中,都明确提出了可再生能源发展的具体目标。在国家中长期(2006?2020年)科学和技术发展规划纲要中,将可再生能源规模化利用列为能源可持续发展中的关键科学问题之一。2005年颁布的中国可再生能源法进一步明确了包括风能在内的可再生能源的战略地位,为可再生能源的发展提供了法律保证。 风能是一种取之不尽、用之不竭的清洁可再生能源。风能发电与太阳能、地热能、潮汐能、氢能、可燃冰等新能源发电相比,发展迅速,技术成熟,将成为21世纪最主要的绿色动力之一。截止2008年底,全球风力发电机组的总装机容量已超过了1亿kW,我国经过近几年的快速发展,风力发电机组总装机容量也达到1200万kW。根据国家发改委2005年得规划,到2020年,全国风力发电机组总装机容量将达到3000万kW。 我国的风能源资源丰富,陆地加上近海的风力资源有15亿千瓦以上。其中,陆地10米高度以内,风力资源为2.53亿千瓦;陆上塔杆高度100米内,可利用风能约7亿千瓦。海上可开发利用的风能储量约7.5亿千瓦。因此,风能的规模化利用是国家能源可持续发展的重大需求。 虽然我国风力发电事业发展如此迅猛,但其生产设备长期依赖进口,在自主开发风力发电机方面还比较落后,特别是大功率发电机组的核心技术领域更是基本属于空白。国内各大主要风力发电厂的生产机组基本全部是引进国外设备,部分国产机组也是以仿制国外产品为主,核心技术领域仍然是空白,设计水平以及实验水平与国外先进技术相比不可同日而语。而且不同地域的风况存在较大差异,这也造成了仿制风机的“水土不服”,很难达到生产应用要求。所以单纯的仿制并不能解决我国风力发电机设计水平较差的现状,必须以提高我国风力机的设计和研究水平为目标来实现“国产化”,设计出具有自主知识产权的风力发电核心设备,突破我国风电行业发展的“瓶颈”,使风电行业走上一条健康发展之路。 进入21世纪后,随着电力电子技术、控制技术和材料技术的不断进步,风电设备设计与制造技术得到了快速发展。早在2004年,美国就已经实现了风力发电在全国范围内的普遍应用,风力发电的总装机容量已经超过6740MW,可以达到20%的普通居民用电要求。而风力资源比较丰富的加拿大发展风电的步伐也十分迅速,风力发电已成为其能源结构的一个重要构成。到2015年,加拿大的风力发电能力预计将达到4700MW。传统风电强国?德国、西班牙、荷兰等国家的风力发电发展速度也以惊人的速度在增长。作为我们的邻国和主要经济竞争对手,印度在风力发电领域走在了我国的前面。经过短短的二十年时间,印度风电产业从无到有,从弱到强,迅速成为世界上风力发电应用最为广泛的国家之一。 经过近五十年的研究与发展,风力发电技术由百、千瓦级向兆瓦级甚至十兆瓦级发展,它极大地提高了电厂单位面积发电量,极大提高了风力发电的经济效益。近年来,风力发电机组已经逐渐形成了水平轴、三叶片、上风向、钢筒塔架的典型设计形式。当前,世界风电设备市场的主流机型的额定功率多为13MW。主流机组的风轮设计多采用变速、变桨距运动方式,风轮与发电机之间采用大速比的增速齿轮箱传动。同时,无齿轮增速箱的直驱式风力发电机组在市场上也逐渐受到重视。轻型、高效、高可靠性及大功率是现代风力发电机组的主要发展方向。为了提高风力发电机的整机可靠性,齿轮箱一直是各国研究的重中之重。 我国幅员辽阔,风能储量惊人,具备大规模开发风电的前提条件。目前我国新能源应用仍以水电为主,但与水能储量相比,我国风能储量毫不逊色。根据有关资料显示,我国各类可开发风电装机容量可达10亿千瓦,远超欧美风电强国,所以我国开发风电产业是具有先天优势的。但由于技术限制,我国风能资源开发利用早期阶段以分散、小规模试验和示范形式为主,20世纪90年代规模化风力发电场才开始建设,进入大规模使用阶段。 近年来,我国的风电设备设计与制造技术取得了长足的进步,初步具备了1.53MW大型风力发电机组的整机制造能力。同时,风力发电机组的主要部件如叶片、电控系统、齿轮箱、发电机、偏航系统等的设计与制造能力也有很大的提高。通过技术引进与消化,国内目前已形成以几大风电整机制造企业为代表的风电设备产业,具备0.751.5MW风电机组的整机批量生产能力,并建成了相对稳定可靠的配套产业链。据2008年对国内新增风力发电机组的统计,我国内资与合资风力发电机组制造商所占的设备市场份额已达到70%以上,并具备了一定的国际竞争能力。 虽然我国风电业增长率十分喜人,但是由于我国风电设备产业的起步较晚,对相关的风力发电机组基础设计理论和技术方面的研究还很不够,在风电技术与规模上与世界上风电强国相比的差距仍然十分明显,并不匹配我国巨大的风能存储量。其根本原因还是风力发电机的关键部件的研究上遭遇“瓶颈”,比如大功率齿轮箱的设计、轴承的设计等都远远落后于世界先进水平。为了实现我国风力发电技术健康迅速发展的目标,建立完善的设计体系和故障分析体系,放弃单纯模仿,真正掌握核心部件设计方法将是我们在下一阶段工作的首要任务。 在风力发电机组的各个部分中,齿轮箱是故障率最高的部件之一,它也是我国风力发电机组设计的主要瓶颈。目前,国产风力发电机齿轮箱的故障主要集中在齿轮箱工作寿命达不到设计要求。其中齿轮失效是齿轮箱发生故障的主要原因。因此,合理设计齿轮箱传动系统就成为风力发电机制造的关键。 本文以500kW风力发电机为例,通过一种新型多级混合式增速器的结构及传动设计,并对主要零部件进行受力分析、计算与校核。为打破国外垄断,实现我国风力发电机国产化贡献绵薄之力。 本文的主要研究内容主要包括以下两个方面: 1500kW风力发电组增速器的设计 风力发电机组的基本工作原理是风力推动叶轮产生动力和相应转速,再由增速器传递给发电机并使其产生电能。本文结合CAD设计方法,对增速器箱体进行结构设计,然后对齿轮传动装置设计。 2危险零部件应力分析 针对增速器中齿轮、齿轮轴等危险部件进行受力分析和计算,校核其强度,从而验证设计方案的可靠。传动方案的确定 风力发电机组齿轮箱的种类很多,按照传统类型可分为圆柱齿轮箱、行星齿轮箱以及它们互相组合起来的齿轮箱;按照传动的级数可分为单级和多级齿轮箱;按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式以及混合式等。常用齿轮箱形式及其特点和应用见表2-1。 表2-1 常用风力发电机组增速箱的形式和应用传递形式传动简图推荐传动比特点及应用两 级 圆 柱 齿 轮 传 动展开式 结构简单,但齿轮箱对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大刚度。高速级齿轮布置在原理转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形可部分抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均现象,用于载荷比较平缓场合。高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿 分流式 结构复杂,但由于齿轮箱对于轴承对称布置,与展开式相比载荷沿齿宽分布均匀、轴承受载较均匀,中间轴危险截面上的转矩只相当于轴所传递转矩的一半,适用于变载荷的场合。高速级一般用斜齿,低速级可用直齿或人字齿 同轴式 减速器横向尺寸较小,两对齿轮浸入油中深度大致相同,但轴向尺寸和重量较大,且中间轴较长、刚度差,使沿齿宽载荷分布不均匀,高速轴的承载能力难于充分利用 同轴分流式 每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半,输入轴和输出轴只承受转矩,中间轴只受全部载荷的一半,故与传递同样功率的其他减速器相比,轴颈尺寸可以缩小 500kw以上的风电增速箱由于功率大,大转矩的特点,通常采用功率分流的行星传动。常见结构有:两级平行轴加一级行星和一级平行轴加两级行星传动两种形式。本文采用的是平行轴与行星轮系混合式齿轮箱。论文主体是毕业设计(论文)的主要部分,占主要篇幅,可以包括:调查对象、实验和观测方法、仪器设备、材料原料、实验和观测结果、计算方法和编程原理、数据资料、经过加工整理的图表、形成的论点和导出的结论等。增速器基本设计要求及设计步骤 增速器齿轮箱的主要设计要求如表2-2所示。 表2-2 原始设计要求 额定功率 500kW 增速比 5272 输出转速 14001600r/min 输入转速 2435r/min 分度圆压力角 20 模数 515 增速器设计步骤: 1根据传动装置的使用要求及工作特点确定传动形式为行星齿轮传动。 2确定行星传动的结构形式和选择传动方案。 3根据选定的电机的输入速度和经过减速机构减速后的输出速度,确定出这个减速机构的传动比范围。 输入转度:27.854rpm 增速机构增速后的输出速度:1544.1rpm (2-1) 根据减速装置的用途和工作特点,传动形式定位两级定轴传动+单级行星传动,行星传动的结构形式确定为:单级2K-H(NWG)型行星传动机构。确保其稳定性,行星轮数目为4,其传动比范围为:。由此,初定传动比分配情况如下: 第一级定轴传动: 2.9545 第二级定轴传动: 3.6315 第三级行星传动: 5.1667传动方案及运动原理图 目前,国内生产的增速箱主要采用2K?HKGW型行星传动,行星架为输入端,太阳轮为输入端。其具有如下优点: 1行星架采用焊接结构,工艺简单,重量较轻。 2动力由行星轮系系杆输入,刚性好,符合受力大、转矩大的特点。 3高速级和低速级分别采用行星架浮动和太阳轮浮动,简化了结构,使得结构更加的紧凑,均载效果好。 缺点:功率太小,不适合大型风力发电场;蓄能装置负担较大。考虑到500kW风力发电机大功率,结构紧凑、高可靠性等特点,结合中国船级社风力发电机组规范,本文采用的传动形式如图2-1。 图2-1 500kW风力发电机组增速箱传动简图 增速器传动结构分为三级,第一级为行星轮系,第一级行星架为输入端,由第一级太阳轮传递至第二级斜齿圆柱齿轮平行轴轮系传动;第三级采用直齿轮平行轴轮系传动,直接与电机相联。此传动方案具有如下优点: 1低速级为行星传动,效率高,体积小,重量轻,结构简单,传递功率范围大,成功实现了功率分流,轴向尺寸小,采用行星轮浮动,均载效果好,实现了大传动比; 2高速级为平行轴圆柱直齿轮传动,合理分配了传动比,实现了平稳输出,降低了振动。增速器整机设计第一级行星轮系传动设计及校核其装配条件计算齿轮基本参数 根据初定条件 即(3-1) 尽可能取质数, 则 (3-2) 计算: (3-3) 计算并初选: (3-4) 初选 预计啮合角校验行星轮齿装配条件 同心条件 为了保证中心轮和行星架轴线重合,各对啮合齿轮间的中心距必须相等。而对于角度变位传动,应为 (3-5) 装配条件 由于各行星轮必须均布于中心齿轮之间。为此,各齿轮齿数与行星轮个数必须满足装配条件,否则,会出现行星齿轮无法装配的情况。 单排2K-H行星传动的装配条件为:两中心轮的齿数之和应为行星轮数目的整数倍。 即(整数)(3-6) 邻接条件 保证相邻两行星轮的齿顶不相碰 即 (3-7) 根据以上条件,初选模数为10mm,按照技术要求查阅相关手册,确定第一级行星轮系具体参数如表3-1。 表3-1 第一级行星轮系参数 齿数 模数变位系数齿顶圆齿根圆分度圆螺旋角第一级中心轮 24 1002602152400 行星轮 381004003553800 内齿圈 100100980102510000第二级平行轴圆柱斜齿轮设计 齿数分配如下: 具体参数如表3-2。 表3-2 第二级平行轴斜齿轮参数齿数模数变位系数齿顶圆齿根圆分度圆螺旋角第二级直齿轮一6990652.87612.86634.8712 直齿轮二1990192.82152.81174.8212 分度圆直径:7 2 标准中心距:5第三级平行轴圆柱直齿轮设计 齿数分配如下: 具体参数如表3-3。 表3-3 第三级平行轴直齿轮参数齿数模数变位系数齿顶圆齿根圆分度圆螺旋角第三级直齿轮一65604023753900 直齿轮二22601441171320 标准中心距a261mm 材料选择及强度校核 由于风力发电机组具有工作环境恶劣、受力情况复杂等特点。因此,与一般传动机构相比,除了要满足机械强度条件外,还应满足极端温差条件下的一些机械特性,如低温抗脆性、低膨胀收缩率等。对于传动部件而言,一般情况下不采用分体式结构或者焊接结构,齿轮毛坯尽可能采用轮辐轮缘整体锻件形式以提高承载能力。齿轮采用优质合金钢锻造制取毛坯己获得良好的力学特性。表4-1列出本文所设计的增速器各传动部件的材料及力学性能。 表4-1 各传动部件材料及力学性能传动件材料热处理接触强度(MPa)弯曲强度(MPa)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火,齿面硬度5660HRC1500480磨齿5级行星轮内齿圈42CrMo调质,齿面硬度HBS260720320插齿6级直、斜齿轮20CrMnTi渗碳淬火,齿面硬度5660HRC1500480磨齿5级行星传动强度校核 在行星轮系传动中,太阳轮与行星轮间接触强度最大,故只需验证该啮合副齿轮接触强度即可。根据中国船级社风力发电机组规范,对各级行星轮系进行强度校核。太阳轮与行星轮外啮合接触强度及弯曲强度校核 太阳轮a和行星轮c的材料选用20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度5660HRC,查阅手册,选取Hlim1500MPa,Flim480MPa 输入轴转矩 (4-1) 太阳轮输入转矩为 (4-2) 太阳轮轮齿上的转矩为 (4-3) 式中np?行星轮个数,np4; kp?太阳轮浮动时载荷分配的不均衡系数,kp1.15。 查手册选取齿宽系数 计算齿宽为 (4-4) 取 各系数的确定如下: 使用系数 动载系数为 (4-5) 式中?小齿轮的速度,(4-6) 接触强度计算时的齿向载荷分布系数为 (4-7) 弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数为 (4-8) 齿轮间载荷分布系数为 (4-9) 则综合系数为 (4-10) (4-11) 齿面接触应力为 (4-12) 式中?钢制齿轮的弹性系数, (4-13) ?节点区域影响系数, (4-14) ?螺旋角系数, (4-15)?重合度系数,(4-16)为与的重合度, ?圆周力, (4-17) 齿面许用接触应力为 (4-18) 接触强度的安全系数为 (4-19) 式中?润滑系数, (4-20) ?速度系数,(4-21) ?粗糙度系数, (4-22) ?工作硬化系数,; ?接触强度计算时的尺寸系数, (4-23) 太阳轮齿根弯曲应力为 (4-24) 式中?重合度系数, (4-25) ?螺旋角系数,(4-26) ?齿形系数,。 齿根许用弯曲应力为 (4-27) 齿根弯曲强度的安全系数为 (4-28)行星轮与内齿圈弯曲强度校核 内齿轮的材料选用42CrMo,调质,齿面硬度HBS260,查手册,选取 Hlim720MPa,Flim320MPa 内齿轮齿根弯曲应力为 (4-29) 齿根许用弯曲应力为 (4-30) 齿根弯曲强度的安全系数为 (4-31)第二级斜齿圆柱齿轮强度校核 材料选用20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度5660HRC,查阅手册,选取 Hlim1500MPa,Flim480MPa 输入轴转矩,(4-32) 查手册选取齿宽系数 计算齿宽为 (4-33) 取 齿轮z1受到转矩为 (4-34) 各系数的确定如下: 使用系数 动载系数为 (4-35) 式中?小齿轮的速度, (4-36) 接触强度计算时的齿向载荷分布系数为 (4-37) 弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数为 (4-38) 齿轮间载荷分布系数为 (4-39) 齿面接触应力为 式中?钢制齿轮的弹性系数, (4-40) ?节点区域影响系数, (4-41) ?螺旋角系数,(4-42)?重合度系数,为与的重合度, (4-43) ?圆周力, (4-44) 齿面许用接触应力为 (4-45) 接触强度的安全系数为 (4-46) 式中?润滑系数, (4-47) ?速度系数,(4-48) ?粗糙度系数, ?工作硬化系数,; ?接触强度计算时的尺寸系数, 结果计算发现第二级斜齿圆柱齿轮接触强度不够高,应采取变位。为尽可能提高齿轮的接触强度,应按最大啮合角选取总变位系数。由,查变位系数线图得其总变位系数。 分配变位系数、。根据传动比由变位系数线图得, (4-49) 再次验算齿轮接触强度为 式中?节点区域影响系数, 接触强度的安全系数为 (4-50) 经变位后齿轮接触强度得到明显提高。 第二级齿轮齿根弯曲应力为 (4-51) 式中?重合度系数, ?螺旋角系数, (4-52) ?齿形系数,。 齿根许用弯曲应力为 (4-53) 输入齿齿根弯曲强度的安全系数为 (4-54)第三级直齿圆柱齿轮强度校核 材料选用20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度5660HRC,查阅手册,选取 Hlim1500MPa,Flim480MPa 输入轴转矩, (4-55) 查手册选取齿宽系数 计算齿宽为 (4-56) 取 小齿轮受到转矩 (4-57) 各系数的确定如下: 使用系数 动载系数为 (4-58) 式中?小齿轮的速度 (4-59) 接触强度计算时的齿向载荷分布系数为 (4-60) 弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数为 (4-61) 齿轮间载荷分布系数为 (4-62) 齿面接触应力为 (4-63) 式中?钢制齿轮的弹性系数, (4-64) ?节点区域影响系数, ?螺旋角系数,(4-65) ?重合度系数,为与的重合度,(4-66) ?圆周力, (4-67) 齿面许用接触应力为 齿面接触强度安全系数为 (4-68) 齿根弯曲应力为 (4-69) 式中?重合度系数 (4-70) ?螺旋角系数, (4-80) ?齿形系数,。 齿根许用弯曲应力为 (4-81) 齿根弯曲强度安全系数为 (4-82) 由上述校核可知,该传动设计方案基本符合强度要求,切实可行。该方案选取大齿宽和高等级制造精度保证机构运动平稳,避免了点蚀和胶合等失效情况的出现,选取合适的传动比来满足传动要求,对于第二级斜齿圆柱齿轮传动的初设计经校核和变位后接触强度得到明显改善,结构较安全可靠。主要构件设计选用与计算行星轮心轴的设计与校核初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为42CrMo,调制处理260290HBS,b9001100MPa, 0.2650MPa。于是得 (5-1) 为了与轴承相适应,故需同时选取轴承型号。 因轴承主要承受径向载荷,且行星轮轴线在传动中要保持与太阳轮良好的平行,以避免附加载荷,所以选用调心滚子轴承,性能、特点与调心球轴承相同,且具有较大的径向承载能力。并根据最小轴径122.33mm,查机械手册初步选取标准调心滚子轴承型号为22326 C/W33。其尺寸为 故行星轮心轴最小直径为130mm。行星轮心轴强度计算 作用在心轴上的载荷按均布载荷计算,则最大弯矩为 (5-2) 行星轮心轴的弯曲应力为 (5-3)行星轮轴承寿命计算采用轴承为22326 C/W33,。 行星架转速为 行星轮绝对转速为 (5-4) 行星轮相对行星架的相对转速为 (5-5) 轴承寿命为 (5-6)圆柱齿轮传动中间齿轮轴设计初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为42CrMo,调制处理260290HBS,b9001100MPa, 0.2650MPa。于是得 (5-7) 中间轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径,为了与轴承相适应,故需同时选取轴承型号。 因轴承既受轴向力,又受径向力,所以选用圆锥滚子轴承。可以同时承受径向载荷及轴向载荷外圈可以分离,安装时可调整轴承的游隙,一般成对使用。根据最小轴径108.39mm,查机械手册选用初步选取标准圆锥滚子轴承型号为30322。其尺寸为 故最小轴径为110mm。轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 本设计的装配方案在前面已经分析,现选用如图5-1所示的装配方案 图5-1 中间轴的结构与装配 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求,查机械手册选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30322,根据其基本尺寸确定;而。 右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由手册上查得30322型轴承的定位轴肩安装尺寸。因此取。轴环宽度,取。 取安装齿轮处的轴段II?III的直径;齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为135mm,为了使轴套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取。 因为轴段III?IV处是齿轮轴段,故 取齿轮距箱体内壁距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s10mm,已知滚动轴承宽度T54.5mm,则。取整90mm。 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按查手册得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,由轮毂宽度再参考键的长度系列,取键长L110mm,略小于轮毂宽度。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮毂与轴的配合为;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考手册,取轴端倒角为,各轴肩处得圆角半径为R2mm。圆柱齿轮传动输出轴的设计初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为42CrMo,调制处理260290HBS,b9001100MPa, 0.2650MPa。于是得 (5-8) 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 (5-9) 式中?工作情况系数,考虑到转矩变化和冲击载荷大,选用2.3。 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LZ6 YB80172型弹性柱销联轴器,公称转矩为8000N?m。半联轴器与轴配合?孔长度。轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 本设计的装配方案在前面已经分析,现选用如图5-2所示的装配方案。 图5-2 输出轴的结构与装配 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求,VII?VIII轴段左端需制出一轴肩,故取VI?VII段的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D92mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故VII?VIII段的长度应比略短一些,现取。 初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力作用,而且要求输平稳,所以选用圆柱滚子轴承和调心滚子轴承配合。可以承受较大径向载荷同时能够自动调心,允许内圈对外圈轴线偏斜量1.52.5。参照工作要求并根据,查机械手册中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列调心滚子轴承22219 CCK/W33,其基本尺寸为 故,而。 右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得22219 C/W33型轴承定位轴肩高度h6mm,因此,取。 因为轴段III?IV为齿轮轴段,故取。 取轴段I?II处与轴段VI?VII处相同的轴承直径,因此,参照工作要求,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆柱滚子轴承NU219E,其基本尺寸为 因此,又根据轴承安装尺寸、,选择II?III段直径为。 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于轴承加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端间面间的距离,故取。 取齿轮距箱体内壁之距离a20mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s8mm,已知滚动轴承宽度,参考中间轴总长度,则 至此,已初步确定了输出轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按,查手册得平键截面,键槽用键铣刀加工,长为140mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 参照手册,取轴端倒角为245,轴肩处的圆角半径为R2mm或R1.6mm。齿轮的结构设计 通过前面齿轮传动的强度计算,已确定出齿轮的主要尺寸,如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等,现对齿轮的齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小进行设计。 由于大齿轮1的齿顶圆直径,所以大齿轮1做成轮辐面为“十”字形的轮辐式结构。 由于大齿轮2的齿顶圆直径,故大齿轮2选用腹板式结构。输入轴连接形式选择及计算 考虑到风力发电机的输入轴的安装和拆卸麻烦,并且受重在载冲击,所以输入轴采用胀紧连接。 胀紧连接的主要用途是代替单键和花键的连接作用,以实现机件与轴的连接,用以负荷,其功能在使用中分胀紧与锁紧两大类。胀紧套在使用时通过高强度螺栓的作用,使内环与轴之间、外环与轮毂之间产生巨大的抱紧力,使内环与轴之间产生抱紧,常称作锁紧盘或锁紧环,如、型。当承受负荷时,靠胀紧套与机件的结合力及相伴产生的摩擦力传递转矩、轴向力或两者的复合载荷。 胀紧连接是一种新型传动连接方式,与一般过盈连接、有键连接相比,有许多独特的优点: 使用胀套使主机零件制造和安装简单。安装胀套的轴和孔的加工不像过盈配合那样要求高精度的制造公差。胀套安装时无需加热、冷却或加压设备,只需将螺栓按要求的转矩拧紧即可。且调整方便,可以将轮毂在轴上方便地调整到所需位置。胀套也可用来连接焊接性差的零件。 胀套的使用寿命长,强度高。胀套依靠摩擦传动,对被连接件没有键槽削弱,也无相对运动,工作中不会产生磨损。 胀套连接在超载时,将失去连接作用,可以保护设备不受破坏。 胀套连接可以承受多重负荷,其结构可以做成多种式样。根据安装负荷大小,还可以多个胀套串联使用。 胀套拆卸方便,且具有良好的互换性。由于胀套能把较大配合间隙的轴毂结合起来,拆卸时将螺栓宁松,即可使被连接件容易拆开。胀紧时,接触面紧密贴合不易锈蚀,也便于拆开。 输入轴最小直径计算 选取轴的材料为42CrMo,调制处理260290HBS,b9001100MPa, 0.2650MPa。于是得 (5-10) 输入轴转矩为 (5-11) 根据输入轴最小直径和输入转矩查机械手册选择 型胀套。其基本尺寸为 齿轮箱的润滑、冷却 齿轮箱的润滑十分重要,良好的润滑能够对齿轮和轴承祈祷足够的保护作