毕业论文-风力发电机增速器设计

1、毕业设计任务书设计题目：风力发电机增速器设计 系部：机械工程系 专业：机械电子工程 学号： 学生： 指导教师（含职称）： 专业负责人 课题意义及目标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，研究的主要内容便是对增速器的设计，研究风力发电系统中行星齿轮增速器的动力学特性，实现整机动力学仿真，从而改进设计方法，实现提高增速器各项性能的目标。2.主要任务1）查阅传动系统采用的传动形式，确定增速器所采用的传动形式，合理分配各级传动比。风力发电机输入端转速为1020r/min，需将转速增至10001500r/min。2）完成增速器箱体的设计，及对各

2、级齿轮、轴进行相应的强度校核，对轴承进行寿命校核及功率计算。3）通过增速器的三维模型，并绘制相应的工程图。 4）在三维建模软件中完成增速器的运动仿真。3主要参考资料1.重型变速器行星齿轮机构设计 吉林大学 陈秋里 北京 20122.机械设计手册 化学工业出版社 成大先 北京 20043.风力发电机增速器设计及仿真 武汉理工大学 刘哲 20104进度安排设计各阶段名称起 止 日 期1完成开题报告准备开题答辩2014.12.102014.12.302确定传动方案，完成各级齿轮的设计校核2014.12.312015.03.273箱体，轴系的设计及三维模型绘制2015.03.282015.04.154

3、零件二维图的制作以及论文资料收集编写2015.04.162015.05.275出图、打印、资料整理、准备答辩2015.05.282015.06.10审核人： 年 月 日 第1章 绪论1.1 研究背景当今世界我们所用的主要的能源是煤、石油、天然气。随着科技与生活情况的日益进步与发展，我们对能源的需求量大大的增加，而传统能源已经出现了快要日渐枯竭的趋势。而且传统能源不仅消耗量大，煤与石油等的使用更是对环境产生了不可磨灭的负面影响。石油资源日益枯竭，而燃煤、核能等又存在很严重的安全隐患和环境污染，所以去寻找新的可再生的无污染的能源、改善世界能源结构就成为了当今世界世界迫在眉睫的首要任务。经过人类多年

4、对与可再生能源研究与开发以及科技的进步，目前，对于新型的可再生的新能源的应用的利用技术已经逐渐走向成熟。作为一种可再生的而且又无污染的能源，风能是人类最早利用的能源之一。风能是由温度差、地形差异、空气流动等原因产生，其实也是太阳能的另一种形式，清洁无污染、取之不尽，用之不竭，地球上的风能可以说是分布非常广泛，储备的能量也是相当的可观。近年来后，我国的风力发电事业也逐步的发展起来，随着社会的进步与生产力的提高，我国风力发电电厂的建设和研究开发已逐渐成为科技研究中的热门。虽然我国风力发电的发展势头逐渐显露，但由于技术及工艺上存在的问题，我国自行生产的设备总是达不到研究设计中的要求，所以导致我国风力

5、发电的设备长期依赖进口，在自行研究开发风力发电机的技术方面还是非常落后，尤其是对大功率风力发电机的研究与开发，我们国家一直以来掌握不了其核心的技术。设计出来的产品的实验产品根本达不到实际应用中的要求与效果，再加上我国地域广阔，各种环境因素更是复杂，使得国产风力发电机无法应对各种情况。目前国内各大主要风力发电机的生产产商使用的生产机组大部分都是引进自国外的设备，就是有自行设计生产国产机组的也是以仿制国外产品为主，更加无法与国外的先进技术相比，很难达到生产应用要求。因此单纯一直仿照国外的设计并解决不了我国风力发电机设计水平较差的情况，必须从根本上提高我国风力机的设计研究与开发，从根本上对生产流程及

6、工艺进行彻底的改善，以实现真正的“设计生产国产化”的目标，设计出具有自主知识产权的风力发电机，掌握风力发电机设计及生产的核心技术，突破我国风力发电一直发展缓慢而又依赖进口的现状，使我国风力发电的领域走上一条可持续发展的道路。水平轴风力发电机由叶轮、传动系统、塔架、转子发电机几部分组成，其总体结构图如图11所示。图1.1 水平轴力风力发电机的一种典型结构（1)主机架；（2)偏航驱动机构；（3)风轮轴；（4)风轮叶片；（5)轮毂；（6)变桨距机构；（7)风轮主轴承；（8)齿轮箱；（9)制动装置：（10)高速轴；（l1)发电机；（12)测风速装置；（13)液压系统；（14)电气控制系统1。据统计，风

7、力发电机组中的齿轮箱是一直出现故障最多的部件，而它正好是风力发电机传动系统的核心，是风力发电机中最为关键的部件，由于掌握不了其核心的技术，也是我国风力发电机制造行业最为薄弱的一个地方。由此可以发现，能不能设计生产出高规格、高效率的风力发电增速器就成了我国风力发电机制造生产发展的关键。1.2国内外研究现状与发展1.2.1国外研究现状与发展趋势进入二十世纪九十年代以来，世界各发达国家逐渐意识到新能源的开发势在必行，风能这一清洁无污染而又可再生的大储量能源便成为各个发达国家研究的首个目标，于是纷纷加大了风力发电技术的开发力度。由于传统能源的日益短缺问题及对传统能源对环境污染的不可逆，而环境保护的问题

8、已经不容忽视，尤其是哥本哈根国际气候峰会等环境保护会议的纷纷举行，进一步为发力发电这一行业的飞速发展提供了很好的契机。早在很多年之前，美国就已经在全国大范围的安装并使用风力发电机进行发电，风力发电机的安装数量及发电总量就满足了20的普通市民的用生活电需求。而风力资源也很丰富的加拿大，其发展风力发电的脚步也十分快速，风力发电已经成为其能源构成的一个重要部分。荷兰、西班牙、德国、加拿大等国家在这一领域也渐渐地加大对风能的开发，逐步成为风力发电发展较强的国家。高实用性、高的效率、结构紧凑及大功率是目前以及未来风力发电机最主要的发展方向。经过几十年的研究与应用，各个国家风力发电的技术已经由几百几千瓦级

9、向兆瓦级甚至十兆瓦级发展，它大大地提高了风力发电机在单位面积的发电量，极大提高了风力发电的效率及经济效益。风力发电机的容量由55KW发展到了500KW，可靠性，安全性，效率也得到了大幅度提升，西班牙、荷兰等国家目前已经开始了10MW风力发电机组研制与开发。在刚刚开始风力发电产业发展的起步阶段，由于技术方面的缺陷，人们对对结构动力学的认识还止步在用放大动力学系数的经验方法进行计算。其中，风力发电机的核心内容齿轮箱更是我国正在设计研究内容中最重要的部分2。1.2.2国内研究现状与发展趋势我国地域广阔，风能的储存量非常可观，拥有大力开发风力发电的有利条件。而目前我国新能源的应用仍然以水力发电为主，但

10、从风能与水能的储量相比，我国风能储量占有更大的优势与发展前景。根据相关资料显示，我国风能资源丰富，可开发利用的风能储量约十几亿千瓦，远远超过其他风力发电发展强国，所以我国想要大力开发风力发电是非常具有优势的。只是由于技术方面的限制，我国风能资源的开发利用早期阶段以示范形式、分散和小规模试验为主，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3。如表11所示为截止到2005年底时的世界各个国家的风力发电机安装的情况。从表中得知，我国的风力发电在近年来发展迅速，但是在规模上依旧不能与世界上风力发电大国相比，其中的差距还很明显，这并不与我国风力能源的储量表1.1 2005年底世界各国

11、风力发电机安装容量国家新增装机容量（MW）增长率（%）累计装机容量（MW）德国1798.810.818427.5西班牙1764.021.310027.5美国2424.136.09149.1印度1430.147.74430.2丹麦2.00.13128.0意大利452.335.81717.5英国465.152.41353.0中国496.264.9126.0相匹配，表明我国的风力发电产业还需要大力的发展，也是由于我国在风力发电机生产的技术研究上还存在很大的问题，比如我国的齿轮箱在运行过程中经常发生齿轮箱输出轴轴承烧坏的问题，还有一些输出轴轴承在运行不久就产生较高的温度（经常是达到80度以上），这种在

12、关键部件上的研究上的不足，核心技术的掌握不到位也导致了我国风力发电领域里的不足。13研究目的与内容本文所设计的增速器在整个风力发电机的组成中，是出现故障最多的地方，也是我国风力发电技术继续突破的难题。目前，由于我国在风力发电机生产的技术研究上还存在很大的问题，国内各大风力发电机生产厂商所生产的风力发电机齿轮箱的工作寿命达总是不到设计要求，其中产生故障的主要原因就是齿轮失效。因此，能不能设计出一套合理的能够满足实际需求的齿轮箱传动系统就成为风力发电机能否快速发展的关键。本文的主要研究内容主要包括以下内容：(1) 500kw风力发电机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，叶轮转动产

13、生动能，我们都知道叶轮转动一般比较缓慢，发电机通常需要较快的转速才能快速的产生电能，而增速器就是连接在叶轮与发电机之间的一种传动装置。本文的目的是设计出一种新型的混合式增速器。这个增速器由两级行星轮传动和一级平行轴轮传动组成，结构合理，设计生产也安全可靠，符合中国船级社标准4。关键部件的应力分析及强度校核本文针对增速器设计中的行星齿轮及齿轮轴等关键的部件进行受力分析和计算，对设计的部件进行了强度校核，从计算得出的数据来证明设计方案的可行性。第2章 风力发电机增速器的设计传动装置是很多运动机构中的重要组成之一。传动装置的设计是否符合运动学原理、加工工艺和生产制造质量能否达到实际生产和应用的需求，

14、成为增速器质量的关键问题。传动形式多种多样，而其中机械传动按照其工作原理分为摩擦传动与啮合传动，具体分为齿轮传动、蜗杆传动、带传动、链传动四类。根据风力发电机的安装地点和传动的特点，通常选择传动方式为齿轮传动。齿轮传动是机械传动中工作起来最为安全可靠，也是应用最广泛的一种传动形式。通常齿轮传动也可以分为半开式、开式和闭式三种传动方式，它拥有以下一些优点：传动过程稳定可靠、寿命长、瞬时传动比恒定、结构紧凑。结合风力发电机一般安装在具有风沙环境的地方，再根据润滑要求一般采取闭式传动以满足使用。增速器是指安装在风力发电机叶轮与发电机之间的一个封闭的独立的传动装置，它可以把叶轮的转速跟转矩通过增速器进

15、行成倍的增速和减小转矩就是说叶轮通过增速器增速后连接发电机进行发电。增速器是风力发电机组的重要组成之一，它将大转矩转化为小转矩，低转速转化为高转速，承担了对能量的转换，运动形式的改变等作用。因为风力发电机的设计都要求是传动比较大、均载效果好、工作效率高等性能，此次设计的增速器是采取行星齿轮传动与平行轴斜齿轮传动相结合的结构形式4。21 传动方案的确定目前，国内外生产风力发电机的厂商所生产的风力发电机齿轮箱基本可分为行星齿轮箱、平行轴圆柱齿轮箱以及平行轴与行星轮系混合式齿轮箱几类4；按照传动的具体布置形式可以分为分流式、同轴式和展开式以及混合式传动；按照传动的级数分为单级传动和多级齿轮传动。下面

16、表2.1是一些常见的齿轮箱形式及其特点。目前国内外大多数采用的增速通常是NGW型行星传动，由行星架输入能量，再由太阳轮输出，其主要特点是：（1）行星架和太阳轮都采用浮动式设计，能够实现均载功能，且构造比较简单。 (2)输入轴在行星架一端，能很好的满足风力发电机扇叶较大，转矩较大，受力大的特点。缺点是：经济效益达不到理想效果，功率很小。表2.1 风力发电机齿轮箱常见的形式及应用传动形式传动简图常用传动比应用及特点两级圆柱齿轮传动展开式i=8-60结构非常简单，但是齿轮箱对轴承的位置不对称，所以要求传动轴要求有较大的刚度，高速级齿轮分布在转矩输入端用于在和比较平缓，高速端常做成斜齿轮。分流式i=8

17、-60结构比较复杂，由于齿轮箱对于轴承是对称分布的，载荷沿齿宽方向分布均匀，轴承受载比较均匀中间的转矩只相当于输入输出轴所传递转矩的一半比较适合变载荷的场合，高速及常用斜齿轮，低速级常用直齿或人字齿5同轴式i=8-60减速器横向尺寸小，来哪个队齿轮浸入润滑油中的深度基本相同，但是轴向尺寸和重量比较大，并且中间轴比较长，刚度比较差，使得沿齿宽方向载荷分布不均匀，高速端承载能力不能充分利用同轴分流式i=8-60每对啮合的齿轮仅仅承受全部载荷的一半，输入轴和输出轴只承受转矩，中间轴只受全部载荷的一半，与传递同样功率的其他减速器相比，轴径尺寸可以缩小由于500kw以上的风力发电机功率较大，转矩也大的关

18、系，一般采取功率分流的行星传动的方式。常见传动形式就有：两级行星齿轮的传动加平行轴的结合和两级平行轴齿轮加一级行星啮合传动等形式。本次设计运用的是行星齿轮与斜齿轮轮相混合的方式。2.2风力发电机增速器整体设计2.2.1风力发电机增速器设计的基本要求及步骤风力发电机增速器的主要设计要求如下表2.2表2.2 增速器设计要求额定功率500kw输入转速10-20r/min输出转速1000-1500r/min增速比72-100分度圆压力角20增速器主要的设计步骤：(1) 根据增速器安装地点多为风沙等的环境及工作原理确定本次设计的增速器最主要的传动形式是行星齿轮传动。确定行星传动的结构形式并选择合理的传动

19、方案。根据取好的输入速度和经过增速器增速后的速度，计算出增速器的传动比。输入转速：10r/min输出转速：1000r/min增速比（即总传动比）i=1000/10=100 再结合增速器的工作环境及工作要求，确定增速器的传动形式为二级行星传动加一级平行轴圆柱斜齿轮传动，为保证增速器的稳定，行星轮的数目暂定为3，传动比范围为28，初定各级传动比的分配如下：第一级行星齿轮传动i=6第二级行星齿轮传动i=6第三级平行轴斜齿轮传动i=2.782.2.2运动原理及传动方案到目前为止，国内大多数生产风力发电机增速器的厂家大都采用KGW型的行星传动，以行星架运动为动力输入端，太阳轮的转动为动力输出4，它的运动

20、有许多特点，具体如下：（1）行星架的结构是焊接而成的，这使得其制作工艺变得简单，而且安装方便。（2）动力由是由行星轮的行星架输入，能承受较大转矩，接受较大载荷。（3）高速级和低速级的传动采取了行星架浮动和太阳轮浮动，结构得到简化，较好的实现了均载6。这种KGW型行星传动功率太小，不适用于大型的风力发电，也造成其蓄能的负担较大。由于500kw风力发电机功率较大，本设计采用的传动形式如下图2.1图2.1 本文所设计增速器齿轮箱运动原理简图本文设计的增速器传动结构分为3级，第一级与第二级均为行星齿轮传动，第三级为平行轴圆柱斜齿轮传动，与电机相连。采用这种传动方式具有如下特点：低速级的传动为行星齿轮传

21、动，其效率高，结构紧凑，传递功率较大，可以实现功率分流，行星轮采用浮动式的结构，能较好的实现均载7。（2）高速级传动为一级平行轴斜齿轮，能够平稳的与前两级啮合传动，有效的降低了震动。2.3增速器传动系统的设计2.3.1第一级行星轮系配齿计算并校验装配条件（1）计算齿轮的基本参数取第一级太阳轮齿数，行星齿轮数目为,则根据传动比i，按照配齿计算公式，可求得第一级行星齿轮传动的内齿轮b、行星轮c的齿数。则有 （式2.1） （式2.2）预计啮合角和： （式2.3）选， 校验第一级行星齿轮的装配条件：同心条件：为保证太阳论和行星架的轴线重合，各对啮合的齿轮之间的中心距必须相等以确定内齿轮与行星轮运动平稳

22、。 即 （式2.4）装配条件：因为各个行星齿轮必须平均分布于太阳轮边上，所以各个齿轮齿数须满足装配条件，即太阳轮与行星轮齿数之和应为行星轮数目的整数倍。(Za1+Zc1)/n1=c(常数) 即 （17+34）/3=17 （式2.5）邻接条件：相邻两个行星齿轮的齿顶不能发生碰撞，即 （式2.6）经过以上计算，初选第一级行星传动的模数为10mm，查阅机械设计手册，确定第一级行星传动各个齿轮具体参数，如下表2.3：表2.3 第一级行星齿轮参数齿数模数齿顶圆齿根圆分度圆螺旋角变位系数第一级太阳轮1710190145170200行星轮3410360315340200内齿轮8510830875850200

23、2.3.2第二级行星轮系配齿计算并校验装配条件取太阳轮齿数Z=17，行星齿轮数目为3,则根据传动比i，按照配齿计算公式，可求得第一级行星齿轮传动的内齿轮b、行星轮c的齿数。 （式2.7） （式2.8）预计啮合角和： （式2.9）选， 校验第二级行星齿轮的装配条件：同心条件：为使太阳论和行星架的轴线重合各对相互啮合齿轮之间的中心距必须相等。 即 （式2.10）装配条件：因为各个行星齿轮必须平均分布于太阳轮边上，所以各个齿轮齿数须满足装配条件，即太阳轮与行星轮齿数之和应为行星轮数目的整数倍。(Za2+Zc2)/n2=c(常数) 即 （17+34）/3=17 （式2.11）邻接条件：相邻两个行星齿轮

24、的齿顶不能发生碰撞，即 （式2.12）根据以上计算，初选第二级行星传动的模数为6mm，按照要求查阅相关设计手册，确定第二级行星传动各个齿轮具体参数，如下表2.4：表2.4 第二级行星传动齿轮参数齿数模数齿顶圆齿根圆分度圆螺旋角变位系数第二级太阳轮176136116102200行星轮346272252204200内齿轮8564985255102002.3.3第三级平行轴圆柱斜齿轮的设计圆柱斜齿轮的齿数分配如下：Z1=65 Z2=23 模数m=5其具体参数如下表2.5：表2.5第三级齿轮传动参数齿数模数齿顶圆齿根圆分度圆螺旋角标准中心距Z1655353.052313.042335.052226.8

25、Z2235136.55696.546118.5562.3.4确定行星齿轮的具体结构（1）太阳轮的结构本次设计将太阳轮的结构形式做成齿轮轴来方便轴跟齿轮的连接，为了让太阳轮在可以一定范围内轻微摆动，为较好实现均载的效果采用渐开线花键来链接上一级的行星架。如图2.2。图2.2太阳轮结构（2）行星轮的结构本次设计采取轴承安装在行星轮的轴径孔里面以满足风力发电机传动比较大的需求，通过这种方式可以减小传动的轴向尺寸，来使得装配结构得到很大程度的简化。另外，在行星轮孔内装一个双列调心滚子轴承也可以在一定程度上减小载荷分布的不均匀性，行星轮由于所受载荷比较大，本文中采用了安装两个双列调心滚子轴承的方式4，行

26、星轮得结构如下图2.3所示。图2.3 行星轮的结构（3）行星架的结构 行星架是行星传动结构中一个非常重要而且相对复杂的零件。传动系统中常用的行星架有双臂分离式、双臂整体式和单臂式三种结构4。毛坯通常采用铸造、锻造和焊接等方法。本次设计中采用了双臂整体式的结构，毛坯的材料选用铸钢ZG340640，这种结构能很好的满足行星轮运动所需刚度。2.4行星齿轮传动的材料选择和强度校核结合风力发电机组工作环境差，受力情况比较复杂的特点，跟平常的传动机构相比，除须满足机械的强度条件之外，还要满足在极度温差情况下的很多机械特性，例如低温抗脆特性，较低的膨胀收缩率等等。对传动部件来说，通常情况下不采取分体式结构或

27、焊接的结构，齿轮的毛坯尽量采用轮辐轮缘整体的锻件形式来提高承载能力。本次设计采用的行星齿轮系各个传动部件的材料和力学特性已在下表2.6中列出。表2.6 各个传动部件的材料及性能传动部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级行星轮内齿轮42CrMo调质，齿面硬度720320插齿6级斜齿轮20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5660HRC1500480磨齿5级2.4.1行星齿轮的强度校核在行星齿轮系列的传动过程中，太阳轮与行星轮之间的接触强度最大，所以只需要通过计算验证校核啮合处的接触强度即可。查阅手机械设计

28、册及学过书籍，通过计算对各级行星齿轮轮系进行强度校核。（1）第一级行星齿轮轮系太阳轮a和行星轮c的材料均选用20CrMnTi，热处理方式为渗碳淬火，齿面硬度为56-60HRC。查阅机械设计手册，选定 （式2.12）查阅手册，得出 （式2.13） （式2.12）输入轴转矩T=9550*P/n=9550*500/10=477500Nm （式2.14）太阳轮a的输入转矩为T1=T/i=477500/6=79583.3Nm （式2.15）行星轮c上受到的转矩为 （式2.16）查阅手册选择齿宽系数： （式2.17）计算齿宽为 （式2.18）选取B2=145mm,B1=150mm各个系数的确定如下:使用系

29、数： 动载系数： （式2.19）（上式中V指的是小齿轮Z的速度：） （式2.20）接触强度的齿向载荷分布系数为： （式2.21）弯曲强度的齿向载荷分布系数： （式2.22）齿间载荷分布系数为： （式2.23）则有综合系数为： （式2.24）齿面接触疲劳强度即齿面接触应力为： （式2.25）上式中：钢制齿轮弹性系数： （式2.26）节点区域影响系数： （式2.27）螺旋角系数： （式2.28）重合度系数： （式2.29）（为Z1与Z2的重合度，）圆周力：Ft=2000T/d=2000*26527.7/170=312091N （式2.30）齿面许勇接触应力大小为： （式2.31）接触强度的安全系数

30、为： （式2.32）上式中：润滑系数： （式2.33）速度系数: （式2.34）粗糙度系数： （式2.35）工作硬化系数：Zw=1接触强度计算的尺寸系数：Zx=1.05-0.005Mn=1 （式2.36）计算太阳轮齿根弯曲应力： （式2.37）重合度系数： （式2.38）螺旋角系数： （式2.39）齿形系数： （式2.40） 行星齿轮齿根弯曲疲劳强度： （式2.41）齿根弯曲的强度安全系数为： （式2.42）行星轮与内齿轮弯曲强度的校核：内齿圈的材料定为42CrMo，热处理方式为调质，齿面硬度为HBS260。查阅机械设计手册，选定。查手册选择齿宽系数d=1.2计算内齿轮的宽度为b=d*d3=1

31、.2*340=408, （式2.43）圆整后为内齿圈的齿根弯曲应力为： （式2.44）内齿圈许用弯曲应力为： （式2.45）齿根弯曲强度安全系数 （式2.46）（1）第二级行星齿轮轮系太阳轮a和行星轮c材料均定为20CrMnTi，热处理方式定为渗碳淬火，齿面硬度为56-60HRC。查阅机械设计手册，选定 （式2.47）查阅手册，得出太阳轮a的输入转矩为T1=T/i=79583.3/6=13263.883Nm （式2.48） 行星轮c上受到的转矩为 （式2.49）查阅手册选择齿宽系数： （式2.50）计算齿宽为 （式2.51）选取B2=145mm,B1=150mm各个系数的确定如下:使用系数：动

32、载系数： （式2.52）接触强度的齿向载荷分布系数为： （式2.53）弯曲强度的齿向载荷分布系数2： （式2.54）齿间载荷分布系数为：则有综合系数为： （式2.55）齿面接触疲劳强度即齿面接触应力为： （式2.56）上式中：钢制齿轮弹性系数： （式2.57）节点区域影响系数： （式2.58）螺旋角系数： （式2.59）重合度系数： （式2.60）（为Z1与Z2的重合度，）圆周力：Ft=2000T/d=2000*13263.883/170=52015N （式2.61）齿面许用最大接触应力大小为： （式2.62）接触强度的安全系数为： （式2.63）上式中：润滑系数： （式2.64）速度系数:

33、（式2.65）粗糙度系数： （式2.66）工作硬化系数：Zw=1 （式2.67）接触强度计算的尺寸系数：Zx=1.05-0.005Mn=1 （式2.68）计算太阳轮齿根弯曲应力： （式2.69）重合度系数： （式2.70）螺旋角系数： （式2.71）齿形系数： （式2.72）行星齿轮齿根弯曲疲劳强度： （式2.73）齿根弯曲的强度安全系数为： （式2.74）行星轮与内齿轮弯曲强度的校核：内齿圈的材料选用42CrMo，热处理方式为调质处理，齿面硬度为HBS260。查阅机械设计手册，选定。查手册选择齿宽系数d=1.2计算内齿轮的宽度为b=d*d3=1.2*340=408,圆整后为内齿圈的齿根弯曲应

34、力为： （式2.75）内齿圈许用弯曲应力为： （式2.76）齿根弯曲强度安全系数 （式2.77）2.4.2第三级平行轴的圆柱斜齿轮的强度校核圆柱斜齿轮材料均用20CrMnTi，热处理方式为渗碳淬火，齿面硬度为56-60HRC。查阅手册，选定输入轴转矩为T1=13263.883 n=360r/min齿宽系数选择d=1齿宽 （式2.78）取B2=120mm，B1=125mm齿轮Z1受到的转矩为: （式2.79）后续计算中要用到的各个系数确定如下：系使用数： 动载系数： （式2.80）接触强度的齿向载荷分布系数计算： （式2.81）弯曲强度齿向载荷分布系数计算： （式2.82）齿轮间的载荷分布系数为

35、：计算齿面接触应力： （式2.83）上式中：钢制齿轮弹性系数：节点区域影响系数：螺旋角系数： （式2.84）重合度系数： （式2.85）（为Z1与Z2的重合度，）圆周力：Ft=2000T/d=2000*4771.18/118.556=80488.21N （式2.86）齿面许用最大接触应力大小为： （式2.87）接触强度的安全系数为： （式2.88）上式中：润滑系数： （式2.89）速度系数: （式2.90）粗糙度系数： （式2.91）工作硬化系数：Zw=1接触强度计算的尺寸系数：Zx=1.05-0.005Mn=1.005 （式2.92）从以上的计算校核得知，此次传动系统对于传动构件的设计基本上

36、可以符合强度的要求，属于可行的设计方案。本方案选用的传动比也基本上满足了传动需求，对于第三级圆柱斜齿轮的初步设计校核也使得机构在稳定性上得到明显改善，结构上也更加安全可靠。2.5主要构件设计选用与计算2.5.1 行星轮心轴的设计与校核 （1）通过计算确定轴的最小直径选择轴的材料42CrMo，热处理方式为调质处理，260-290HBS查阅手册，分别取： ,得 （式2.93）为了与轴承的尺寸相适应，所以需要同时选取轴承的型号。 因为轴承主要承受径向的载荷，而且行星轮的轴线在传动过程中要保持与太阳轮很好的啮合，通过这种方式避免附加载荷，选用调心滚子轴承，其特点、性能与调心球轴承大致相同，并且承载能力

37、在径向比较大。根据最小轴径127.83mm，查设计手册选定标准调心滚子轴承型号是22326 C/W33。其尺寸为 （式2.94）所以最小心轴的直径为130mm。（2）行星齿轮心轴的强度计算计算其最大弯矩，按均布载荷作用在心轴上时 （式2.95）计算心轴弯曲应力： （式2.96）（3）行星齿轮轴承的寿命计算：采用的轴承型号为222326 C/W33， （式2.97）计算行星架转速 （式2.98）计算行星齿轮的绝对速度： （式2.99）计算行星齿轮相对于行星架的相对转速： （式2.100）计算轴承的寿命为： （式2.101）2.5.2圆柱斜齿轮输出齿轮轴的设计初步计算确定传动轴的最小直径轴的材料选

38、定为42CrMo，热处理方式定为调质处理260290HBS， ， ,得 （式2.102）输出齿轮轴的最小直径应该是安装轴承处轴的直径，为了与轴承及联轴器的孔径相互适应，所以需要同时选取轴承和联轴器的型号。因为轴承既要承受径向力，又承受轴向载荷，所以应该选用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承可同时承受轴向载荷和径向载荷，它的外圈是可以分离的，调整好轴承的游隙进行安装，一般情况下是成对使用的8。根据计算得出的最小轴径107.32mm，查阅机械设计手册初步选用标准圆锥滚子轴承，其型号为30322。其尺寸为dDTBC=110mm240mm54.5mm50mm42mm （式2.103）所以标准最小轴径为110m

39、m。初步选择输出轴右端滚动轴承。要求可以承受较大的径向载荷而且能够同时自动调心，内圈对外圈的轴线偏斜量1.5-2.5。按照工作要求并且根据dVI-VII=90mm，查阅机械设计手册，选定0基本游隙组、标准精度等级的单列调心滚子轴承，具体型号为22219C/W33，它的基本尺寸为dDB=95mm170mm43mm,所以dV-VI=95mm,而lV-VI=43mm计算联轴器的转矩 （式2.104）式中KA-工作情况系数，考虑到转矩的变化及冲击载荷的大小，选KA=2.3按照转矩的计算结果Tca应该略小于联轴器的公称转矩，查阅机械设计手册，初步选定LZ6YB80172型柱销弹性联轴器，这款联轴器的公称

40、转矩大小为8000Nm。联轴器与轴的配合毂孔长度为L1=172mm。(2)轴的结构设计1)初步决定轴上零件的装配方案本设计的装配方案在上文已经做了简要的分析，现选用如下图所示的装配方案图2.4输出轴结构与装配图因为轴承同时受到径向力和轴向力作用，所以选用单列圆锥滚子轴承。按照工作要求，查阅机械设计手册选择的单列圆锥滚子轴承，型号为30322，根据其基本尺寸确定 其左端滚动轴承采取轴肩定位的方式。由机械设计手册上查取30322型轴承的定位轴肩安装尺寸所以取轴环的宽度b1.4h，选择安装齿轮机构处的轴段IIIII的直径122mm；齿轮左边与左端轴承之间采取套筒定位的方式。通过计算已经得知齿轮轮毂的

41、宽度为135mm，为使轴的套筒端面能够可靠地压紧齿轮，更好的与齿轮配合，轴段应该稍短于轮毂宽度，所以选择I=135mm。因为轴的IIIIV的地方是有齿轮轴段，所以初步设定齿轮距箱体内壁距离a=20mm，考虑到箱体在铸造过程中存在较大误差，在计算滚动轴承的位置时，应该距箱体内壁隔开小段距离s，选定s=10mm，已知滚动轴承的宽度为T=54.5mm9，则 （式2.105）取整90mm.计算到这里，已经基本可以确定轴的具体尺寸。（2)轴上零件的周向定位及轴向定位增速器中齿轮与轴的周向定位是采用平键连接的方法。平键截面尺寸为bh=32mm18mm，键槽通过使用键槽铣刀来加工，由轮毂的宽度在结合键的长度

42、要求，选取键长L=110mm，略短于轮毂宽度。而且为了保证齿轮与轴的配合具有较好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合方式为；轴和滚动轴承的周向定位是由过渡配合保证精度的，这里选定轴的直径尺寸公差m6。为满足半联轴器轴向定位的定位需求，VII-VIII周段左边需要突出一个轴肩，选取VI-VII段的直径为dVI-VII=90mm；左端轴端使用挡圈定位的方式，轴端的直径选择挡圈直径D=92mm。为保证轴端挡圈只能压在联轴器上面而不会压在轴的端面上，所以VII-VIII段长度应该比L1稍短一些，选取lVII-VIII=170mm。（3)确定轴上的圆角和倒角的尺寸参阅机械设计手册，取轴端的倒角为245，各个

43、轴肩的圆角半径为R=2mm。2.5.4浮动用齿式联轴器的设计 行星齿轮增速器的基本构件大部分采用齿式的联轴器，使得齿轮部件可以在啮合过程中轻微的浮动，通过这种方法补偿由于误差造成所需要的径向活动度。（1）浮动齿式联轴器的结构设计浮动用齿式联轴器拥有单齿及双齿两种结构形式的联轴器。为防止增速器尺寸过大，引起联轴器齿轮轮齿上的载荷分布系数K增大，单齿联轴器要有足够大的长度Lg，单齿联轴器结构比双齿的要简单许多，但它可以使的浮动齿轮在倾斜的同时又具有径向平移的性能，这有利于减小载荷分布系数K的值10。对于太阳轮直径较大太阳轮直径较大而传动比较小的NGW型行星齿轮传动，采用图2.4所示的结构更为有利。

44、由于本设计采用的太阳轮直径较大，所以本设计采用用双齿联轴器来使得中心轮浮动运动啮合，其中输入端齿轮是太阳轮。图2.5 单齿联轴器的结构被浮动件和联轴器的轴向定位方法，一般采用圆形截面（见图2.6）或采用球面顶块（见图2.6）弹性挡圈，也可以采用矩形截面进行定位。本文采用空心轴定心，可有效防止在啮合运动时因为载荷的变化造成运动中联轴器的倾斜角度过大，从而减少使用寿命以及增大齿面的磨损。本文通过使挡圈与齿轮之间留有一定的间隙，来保证构件浮动时有足够的自由度，这个间隙通常选定为j0=0.5-1.5mm。图2.6内齿轮浮动双齿联轴器浮动用齿式联轴器，按照其外齿轴套的轮齿在齿宽方向的截面形状，还有鼓形齿

45、及直齿的分别。其中直齿的加工过程简单，允许倾斜角小，一般情况下不大于30，正常工作时容易使齿轮的端部受载，强度和寿命较低，齿面磨损较大。 鼓形齿允许的倾斜角一般可达2左右，相对直齿较大，而且其轮齿的受力情况比较好，浮动灵敏，其寿命和强度较直齿的都会有比较明显的提高。所以本设计采用鼓形齿进行设计。2.5.5 齿轮的结构设计通过上文齿轮传动机构的一系列计算，已初步计算出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、分度圆直径、螺旋角、齿宽等，现在对齿轮的内齿圈、轮毂、轮辐等部件的结构尺寸大小及形式进行设计。由于大齿轮1的齿顶圆直径400mmda1000mm，大齿轮1应做成轮辐面为“十”字形轮辐式的结构。齿轮的结构

46、及主要尺寸见零件图。由于大齿轮2的齿顶圆直径160mmda500mm，所以大齿轮2选定为腹板式结构，齿轮的结构及主要尺寸见零件图。2.5.6 输入轴连接形式选择考虑到风力发电机的输入轴的安装和拆卸过程极为麻烦，并且受力较大，冲击力也很大，因此输入轴采用胀紧连接。胀紧连接代替了花键和单键的连接作用，来实现齿轮和轴的连接，承担负荷，其功能在使用过程中分为锁紧与胀紧两类。胀紧套在使用过程中通过加上高强度螺栓的作用，使得外环与轮毂之间与内环与轴之间都能产生很大的张紧力，使得内环与轴之间产生很强的张紧，通常称作锁紧盘或锁紧环，如Z7、Z10型。当机构承受载荷时，依靠胀紧套与机件的结合力以及随其产生的轴向

47、力及摩擦力传递转矩或两者的复合载荷11。胀紧连接与一般过盈连接、键的连接相比，是一种比较新型的传动连接方式，有很多其他连接没有的优点：(1)使用胀套可以使得主机零件的加工制造和安装简单化。安装胀套的轴和孔的加工的制造公差不像过盈配合那样，不会要求太高的精度12。胀套安装时无需加热、冷却或者加压设备，只需要将螺栓按照要求的转矩拧紧即可。(2)胀套的工作中不会产生较大的磨损，因此其使用寿命很长，因为强度高的关系，依靠摩擦传动，没有相对运动，并对被连接的机构没有键槽的削弱11。(3)胀套连接在机构受到超过标准载荷后会失去作用，而通过这种方法我们也可以来保护其它设备不被破坏。结论经过第二章的一系列复杂

48、的计算及强度校核，基本可以确定增速器的传动形式为行星齿轮传动，其中的参数已经确定如下表：表3.1 第一级行星齿轮的设计参数齿数模数齿顶圆齿根圆分度圆压力角变位系数第一级太阳轮1710190145170200行星轮3410360315340200内齿轮8510830875850200表3.2 第二级行星齿轮的设计参数齿数模数齿顶圆齿根圆分度圆压力角变位系数第二级太阳轮176136116102200行星轮346272252204200内齿轮856498525510200表3.2 第三级斜齿轮传动的参数齿数模数齿顶圆齿根圆分度圆螺旋角标准中心距Z1655353.052313.042335.05222

49、6.8Z2235136.55696.546118.556煤、石油、天然气是当今世界的主流能源，而随着人们生活质量的逐步提高和科技的快速发展，人类对能源的要求也越来越多，再加上对煤、石油燃烧、核废料处理不净等造成的种种环境问题，人类已经逐渐的开始对新能源的应用进行不断探索、研究及创新，风能作为无污染而又分布广泛的一种可持续利用的新能源，使得越来越多的人开始了对风力发电进行研究。作为风力发电机中最重要的组成部分，增速器承担着整个发电机组最为核心的转换能量为动力输出的作用，而在实际的生产应用及使用过程中，增速器的设计、生产、工艺及使用寿命往往达不到当时设计的要求，也是正是整个风力发电机设计生产的一个

50、重大难题，当前，国内各个风力发电机生产厂家都存在着设计生产出的齿轮箱工作寿命达不到设计要求的问题，其中最主要的原因是因为齿轮箱中的齿轮失效，所以，如何设计生产出一套真正能够符合实际应用要求的增速器齿轮箱的传动系统便成为我国风力发电发展的关键问题。本次设计通过国内外对风力发电的研究现状，结合对风力发电机系统的学习与分析研究，对风力发电机的最关键的部分风力发电机增速器进行设计。通过本次的毕业设计，使我对机械设计这门学科有了更加深刻的认识，对行星齿轮传动的运动原理和功能有了更深一步的理解，通常所说的行星齿轮减速器，与本文所研究设计的增速器，虽然只有一字之差，但是其中的差距就大相径庭，在外行看来好像只

51、是其输入端与输出端的位置相互调换，其真正的原理跟我们以往所学的常用的直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮的结构有明显的不同，它的计算方法、设计的原则、要求的精度、安装方法都不一样。行星齿轮传动与传动的传动机构相比，具有效率高、传动比大、结构紧凑等特点。本次设计的增速器是一种典型的NGW型行星齿轮增速器，通过明确机构的运动形式及原理，完成分配传动比和一系列的参数计算，设计各个齿轮及零部件的尺寸并进行校核工作。由于我的能力有限，设计过程中难免出现设计或者分析不到位，也可能出现一些不符合实际应用的地方，感觉增速器设计结构复杂，难度比较大，只能尽自己所能，完成本次设计，希望老师予以指正。参考文献1张红磊. 大型风电机组齿轮箱疲劳特性数值模拟D.华北电力大学（北京）,2010.2林茂锋. 风力发电机组传动系统动力学分析D.新疆大学,2009.3关伟,卢岩. 国内外风力发电概况及发展方向J. 吉林电力,2008,01:47-50.4刘哲. 风力发电机增速器设计及仿真D.武汉理工大学,2010.5陈绍军. 基于虚拟样