风力发电机偏航齿轮箱、变桨齿轮箱结构分析及优化设计（结题报告）.doc

风力发电机偏航齿轮箱、变桨齿轮箱结构分析及优化设计目 录1项目的研究目的12项目的研究内容13项目的分析方法14风力发电机偏航齿轮箱分析及优化24.1 技术要求24.2 传动方案24.3 齿轮强度计算34.3.1 齿轮受力分析34.3.2 齿轮疲劳强度计算结果64.3.3 第四级太阳轮和行星轮静强度计算结果134.4 输出轴计算144.5 输出轴花键计算174.6 箱体有限元分析184.7 第四级行星架有限元分析214.8 改进建议244.9 结构改进后的分析计算294.9.1 输出轴轴承294.9.2 输出轴花键304.9.3 输出轴304.9.4 第四级行星架334.9.5 输出座374.9.6 箱体连接螺栓424.10 结论435风力发电机变桨齿轮箱分析及优化455.1 技术要求455.2 传动方案455.3 齿轮强度计算465.3.1 齿轮受力分析465.3.2 齿轮疲劳强度计算结果475.3.3 第三级太阳轮和行星轮静强度计算结果525.4 输出轴计算535.5 轴承计算565.5.1 最大输出载荷时轴承寿命计算565.5.2 正常输出载荷时轴承寿命计算575.6 箱体有限元分析585.6.1 箱体有限元模型585.6.2 计算结果595.7 行星架有限元分析615.7.1 行星架有限元模型615.7.2 一级行星架有限元分析625.7.3 二级行星架有限元分析645.7.4 三级行星架有限元分析675.8 改进建议70I1 项目的研究目的风力发电机偏航齿轮箱和风力发电变桨齿轮箱是.机械厂的两类重要产品，在同其它企业的同类产品对比中发现，上述产品无论在结构上还是加工工艺上，都有改进的必要。但原设计没有相关重要零部件的详细的强度和刚度分析计算报告，使得对产品的结构和加工工艺进行优化缺乏必要的依据。针对上述情况，.机械厂委托.对两种齿轮箱进行分析计算，达到以下研究目的：1） 通过对风力发电机偏航齿轮箱和风力发电变桨齿轮箱的关键零部件的强度和刚度分析，为产品的生产和优化提供计算依据；2） 在原设计方案的基础上，提出两种齿轮箱结构设计的优化方案，从而提升其使用性能，改进加工工艺，降低生产成本。2 项目的研究内容1）风力发电机偏航齿轮箱、变桨齿轮箱的齿轮承载能力计算和分析；2）针对现有变桨齿轮箱、偏航齿轮箱的结构，建立齿轮箱箱体、行星架及轴等零件的有限元分析模型，并进行三维有限元分析，确定其位移场、应力场；3）基于有限元分析结果开展优化设计工作，对齿轮箱箱体、行星架及轴等零件进行重分析，提出减小零部件尺寸及重量的可行方案。4）在进行样机生产试验过程中，对设计进行必要的修改。3 项目的分析方法本项目在实施过程中，将经典的机械设计方法和有限元法相结合，发挥各自的优势，快速准确的对齿轮、行星架、箱体等关键零部件进行分析，从而为结构优化提供计算依据。4 风力发电机偏航齿轮箱分析及优化4.1 技术要求偏航齿轮箱的设计要求如表4.1所示。表4.1 偏航齿轮箱技术要求额定输入功率最大输入转速940 r/min正常输出力矩19281 Nm最大输出力矩50000 Nm传动比使用场合系数KA1.3使用场合系数Ka（静态）1.0接触强度安全系数SH0.85接触强度安全系数SH（静态min）1.0弯曲强度安全系数SF1.0弯曲强度安全系数SF（静态min）1.2密封件NAK系列设计寿命20 年运行环境温度-40 +50噪声（声功率级）85dB（A）4.2 传动方案偏航齿轮箱采用4级行星齿轮传动，机构简图如图4.1所示。每级行星传动均有3个行星轮。图4.1 偏航齿轮箱传动方案偏航齿轮箱的总传动比4.3 齿轮强度计算各齿轮齿数、模数、变位系数、分度圆直径等参数如表4.2所示。表4.2 各齿轮主要参数序号齿数模数(mm)变位系数分度圆直径(mm)节圆直径(mm)z11920.43838.633z24120.12988283.367z310120.6596202205.367z41920.43838.633z54120.12988283.367z61540.27466061.429z72740.2671108110.571z86940.8087276z92150.3144105107.436z102450.25120122.784z116950.31443454.3.1 齿轮受力分析偏航齿轮箱采用了4级结构形式相同的行星齿轮传动，故其受力分析方法完全相同。以第一级行星传动为例，其受力分析简图如图4.2所示。其余各级可参考该图进行分析。太阳轮行星轮内齿圈转臂图4.2 行星传动受力分析1）第一级行星传动各齿轮传递的力和力矩第一级行星传动由1-2-3-4齿轮构成，太阳轮1在每个功率分流上传递的扭矩为式中：行星轮个数。太阳轮1在每个功率分流上所受圆周力为太阳轮1每个功率分流上所受径向力为太阳轮作用于行星轮的圆周力内齿圈作用于行星轮的圆周力转臂作用于行星轮的圆周力转臂传扭半径为61mm，传递的转矩为4.3.2 齿轮疲劳强度计算结果齿轮强度计算时将各级行星齿轮传动分解成对应的若干个相互啮合的齿轮副，然后再将每个齿轮副视为单个的齿轮传动（外啮合齿轮副或内啮合齿轮副），按GB/T 3480标准进行强度计算。(1) 计算时按表4.1取使用系数 ；(2) 计算时，根据齿轮手册的推荐，取载荷不均匀系数 ；(3) 考虑到行星齿轮传动的特点，其齿向分布载荷系数和按行星齿轮传动设计（饶振刚）推荐的方法计算。(4) 由于第一、二级行星传动采用相同的配对齿轮，而第二级传动传递的转矩较大，故只对第二级行星传动进行强度计算。表4.3 第二级太阳轮和行星轮强度计算结果项目名称小齿轮（太阳轮）大齿轮（行星轮）齿数1941模数（mm）2压力角（）20螺旋角（）实际中心距（mm）61齿宽（mm）3524变位系数0.40.1298分度圆直径（mm）3882节圆直径（mm）38.63383.367齿顶圆直径（mm）43.686.519材料牌号20CrMnTi20CrMnTi传递的转矩（Nmm）47050101500圆周力（N）2435.7径向力（N）886.5圆周速度（m/s）0.301计算项目符号值40时润滑油的名义运动粘度（cSt）160使用系数1.3动载系数1.005不均匀系数1.2应力循环次数3.2e71.5e7接触强度计算系数齿向载荷分布系数1.156齿间载荷分布系数1.0节点区域系数2.342弹性系数190.3重合度系数0.9116寿命系数0.960.98小轮、大轮单对齿啮合系数，1.0321齿面工作硬化系数11速度系数0.94340.9434粗糙度系数0.94570.9457润滑剂系数0.99670.9967尺寸系数1.01.0接触强度计算结果试验齿轮的接触疲劳极限（MPa）15001500计算齿轮的接触极限应力（MPa）1280.51307计算接触应力（MPa）11251090安全系数1.1381.2弯曲强度计算系数齿向载荷分布系数1.172齿间载荷分布系数1.0齿形系数1.3421.506应力修正系数2.2472.078试验齿轮应力修正系数2.0螺旋角系数1.0寿命系数0.990.98相对齿根圆角敏感系数1.0021.0相对齿根表面状况系数0.8760.876尺寸系数1.01.0弯曲强度计算结果试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限（MPa）450315计算齿轮的弯曲极限应力（MPa）782.1540.8计算齿根应力（MPa）263.9296.8安全系数2.961.824.4 输出轴计算输出轴在使用过程中为间歇式工作方式，转速较低（额定条件下为0.982r/min），应力循环次数较少，故进行强度计算时，不对其疲劳强度进行校核，仅对其在最大载荷条件下的静强度进行校核。输出轴计算简图如图4.3所示，在输出轴左端齿轮中点处加齿轮的圆周力3.968e5 N，径向力1.444e5 N，同时在该点施加50000Nm（按最大载荷）的扭矩，计算结果如图（图4.4图4.9）。图4.3 输出轴计算简图407500829600图4.4 轴承所受总径向力-6.051e7 左轴承中点位置图4.5 XZ平面内弯矩图2.202e7 左轴承中点位置图4.6 YZ平面内弯矩 图4.7 扭矩图 98.5mm处115.2MPa 193.5mm处194.3MPa 图4.8 弯曲应力分布图 两端为118.6MPa 196mm处为75.45MPa图4.9 扭剪应力分布图从以上计算结果可以看出，该轴有两个危险截面：(1) 危险截面出现在距离左端193.5mm位置处（即左轴承支点处）；(2) 危险截面出现在98.5mm处。对两个危险截面按静强度安全系数法进行校核危险截面：仅考虑弯矩作用时的安全系数：仅考虑扭矩作用时的安全系数：轴的静强度安全系数：危险截面：仅考虑弯矩作用时的安全系数：仅考虑扭矩作用时的安全系数：轴的静强度安全系数：由以上计算可以看出两个危险截面的安全系数均满足要求。4.5 输出轴花键计算输出轴输出端花键参数：花键模数 m = 2 mm，压力角 = 30，齿数 z = 66，键长 L = 82 mm，需传递的转矩 T = 50000 Nm。键齿工作高度：h = 2.00 mm；不均匀系数： = 0.75；使用和制造情况：中等；齿面热处理：齿面经热处理；许用挤压应力范围：= 100140 MPa，取许用应力：= 120.0 MPa计算应力：校核计算结果： 满足强度要求。但强度的富余量不大。4.6 箱体有限元分析整个偏航齿轮箱箱体结构由前端盖、第一、二级内齿圈、第三级内齿圈、第四级内齿圈、安装座共5个部分构成，各部分由螺栓法兰联接。工作时，安装座的端面与两个外圆面与机架构成约束关系，从而将整个齿轮箱固定在机架上。在进行有限元分析时，有限元模型包括了全部箱体，在安装座的三个约束面上施加相应约束，将齿轮力施加到相应内齿圈上（见图4.10）。划分网格时采用六面体单元，共388728个节点，103693个单元（图4.11）。有限元模型中的材料参数设置见表4.6。箱体的应力及位移计算结果见图4.124.15。表4.6 材料参数材料名称密度（kg/m3）弹性模量（MPa）切变模量（MPa）泊松比屈服极限（MPa）强度极限（MPa）QT400-187.0110316110363.21030.27440042CrMoA7.8510321210382.51030.289301080ZG42CrMo7.8510321210382.51030.289301080图4.10 箱体有限元模型约束及载荷图4.11 箱体有限元网格图4.12 箱体von-Mises应力从以上的分析结果可以看出，整个箱体的最大von-Mises应力和最大综合位移都出现在安装座上，而前端盖、第一、二、三、四级内齿圈（不包括轮齿部分）的应力值与位移值相对较小，这是由于输出轴传递的转矩最大，其径向载荷通过轴承施加到安装座上造成的，计算结果与实际工作情况吻合。安装座的最大综合位移达到0.25mm，局部应力集中处最大von-Mises应力达到486MPa，数据表明，其刚度和强度在工作时均存在一定的风险。4.7 第四级行星架有限元分析4.8 改进建议通过前面的计算提出如下改进意见：(1) 齿轮的参数建议不做任何修改各级齿轮安全系数见表4.7。表4.7 各级齿轮安全系数齿轮接触强度安全系数SH弯曲强度安全系数SF第二级太阳轮、行星轮1.138，1.22.96，1.82第三级太阳轮、行星轮0.869，0.9422.19，1.43第四级太阳轮、行星轮0.799，0.8141.432，0.923第四级太阳轮、行星轮（静强度）1.212.585，2.564从表中数据可以看出，齿轮的强度并不富余，考虑到计算时偏于保守，故建议齿轮参数不做修改。(2) 电机安装座的修改建议通过有限元分析，电机安装座强度富余量较大，建议参考图4.21和图4.22，做如下修改： 减少壁厚。原壁厚设计为30mm，建议改为15mm。 与一、二级内齿圈相联法兰盘厚度原设计为16mm，建议改为810mm。 结构上考虑到油管的安装，故在外圆柱壁上添加凸台。 外圆柱壁倒角均改为R10。 原设计中与一、二级内齿圈相联用的螺纹直径M12明显偏大，可考虑减小螺纹直径，进而优化结构。图4.21 电机安装座改进结构参考图图4.22 电机安装座改进结构参考图(3) 输入轴可考虑减短20mm左右（在与第一级太阳轮过盈处减短），在电机安装座内的长度尺寸保持不变的同时，可使输入轴的右端的安装尺寸减少。(4) 第一、二级内齿圈原设计整体采用42CrMoA，且结构尺寸较大，可考虑将内齿圈（42CrMoA）和箱体（QT400）分开加工，采用过盈加销连接的方式，这种方式可使箱体的结构进一步优化，缺点是装配工艺比原来复杂一些。如果仍采用整体结构，建议齿根到外沿圆的壁厚取15mm左右，原设计为25mm。(5) 对第四级行星架提出如下修改意见（参考图4.234.24）： 外圆尺寸由减小到，减小本身的重量，同时为内