变桨距减速器的设计

变桨距减速器的设计

0国外先进的先进技术研究尚未深入图1显示了本文中研究的可变间隔离用减速器的简单传输图。在传动比大、硬齿面多齿的组合能力大、螺旋齿轮与针齿的密封过程中，产生长量大、传动效率高、传动稳定、寿命长等优点。我国在这一领域的技术研究刚刚起步,没有掌握其设计的关键技术,有关大功率风力发电机变桨距用减速器的设计及制造、性能测试等方面的技术研究远落后于德国、美国、西班牙、丹麦等国家,主要来源依然依赖进口,在引进和消化国外先进技术方面的工作仍然有很多,目前国内只能以三级渐开线齿轮行星减速器来代替。因此,通过对该变桨距减速器的优化设计理论与制造技术进行深入系统的研究,开发出具有自主知识产权的先进大功率风力发电机用变桨距用减速器,对提高我国有自主知识产权的风力发电机系统的设计水平和性能具有十分重要的理论意义和实用价值。我们通过Pro/E和ADAMS建立了变桨距摆线针轮传动减速器的刚柔耦合模型,并利用ADAMS进行了仿真。1多因素模型的构建1.1建立实体模型变桨距用摆线针轮行星传动减速器为二级传动机构,并且每级摆线轮均采用二齿差齿形［２］。利用Pro/E分别建立该减速器各零部件的三维实体模型,在不影响系统传动和后续分析的基础上,为了提高后续的运算速度,在建模过程中进行了一些简化,删除了所有用于紧固的螺钉和螺母,删除所有倒角、圆角和键槽。按照装配关系,对所建立的各零部件实体模型进行装配,装配完成后对装配体进行干涉检查。图2为变桨距摆线针轮传动减速器三维实体模型分解视图。1.2模型的建立和模型的建立将变桨距减速器三维实体模型在Pro/E中保存副本为实体的*x_t格式文件［３］,将其导入到AD-AMS中,检查模型,设置工作环境,简化模型,添加约束和接触力［４］,如表1、表2所示,所建立的刚体模型如图3所示。1.3柔性体文件的求解分析变桨距摆线针轮行星传动减速器的结构和传动原理,在系统传动过程中,摆线轮的变形对系统动力学性能影响较大,所以建立其柔性体。将摆线轮通过IGES格式导入到有限元软件Ansys软件中［５］,定义单元类型、实常数和材料属性并进行网格划分,定义外部节点并建立刚性区域,通过Solution模块进行求解,得到ADAMS需要的柔性体文件(.MNF文件),在ADAMS/Flex模块中使用Toolkit工具箱对MNF文件进行优化,以提高ADAMS的求解速度。摆线轮的有限元模型如图4所示。1.4刚柔耦合多体动力学模型将上述建立的摆线轮的柔性体文件导入AD-AMS中［６］,使其与刚体模型中的刚体模型重合,把刚体模型设置为哑物体［７］４２－４３,添加接触力和约束副,得到刚柔耦合多体动力学模型,对模型进行自检,排除模型在建立过程中隐含的错误。如图5所示。2模拟与结果分析2.1输出轴转动周期为了避免数值突变,微分值不连续的情况发生,根据工况,利用step函数定义驱动为输入轴转速为475r/min,传动比为165,经计算得到输出轴转动一周所需的时间为(396/19)s,设定仿真时间为21s,步数为2100［７］４２－４３。2.2旋转轴和针齿之间的匹配力分析2.2.1摆线轮匹配的动力学特性图6为第一级传动中选定针齿与两片摆线轮前5s的啮合力动态曲线,从图中可以看出,同一针齿与两片摆线轮进行交替啮合,具有周期性。图7中实线为第一级传动中摆线轮1与选定针齿2在9~15s啮合力曲线,虚线为摆线轮2与选定针齿1在9~15s啮合力曲线。这两个针齿在位置上相位差180°,从图中可以看出,这两条啮合力曲线在周期和幅值上基本完全重合,说明两针齿各自的受力时间和受力大小均相同。2.2.2s后系统的动态图8为第二级传动中选定针齿与两片摆线轮的啮合力前5s动态曲线。从图中可以看出在1~2s系统加载过程中,针齿与摆线轮之间才开始产生啮合力。2s后,系统处于满载运行,此时针齿与摆线轮的啮合力也增大到最大。各个周期的啮合力幅值基本相同,与两片摆线轮分别啮合的啮合力也基本相同,说明第二级传动机构具有良好的均载性和稳定性。图9中实线是第二级传动中选定针齿1与摆线轮1啮合力动态曲线,虚线是第二级传动中选定针齿2与摆线轮2啮合力动态曲线。这两个针齿在位置上相位差180°,从图中可以看出,两条曲线基本吻合,无论啮合周期还是啮合力幅值都基本一样。2.3旋转轴和柱销之间的接触力分析2.3.1摆线轮与柱销传动的动力系统图10中实线是第一级传动中选定柱销1与摆线轮1的接触力Y向分力动态曲线,虚线是选定柱销1与摆线轮2的接触力Y向分力动态曲线。从图中可以看出:柱销与两片摆线轮交替接触,柱销在摆线轮内圈转动一周,与两片摆线轮分别产生成一个小周期的接触力;摆线轮旋转一周,柱销与摆线轮产成一个大周期的接触力。由于一级传动机构是二齿差传动,每个大周期与相邻的两个周期有重叠部分,体现摆线轮与柱销传动的连续性。两条曲线是连续的,说明柱销受力的连贯性,没有冲击出现,摆线轮与柱销传动平稳。选取处于选定柱销1对立位置的柱销2与两片摆线轮在0~10s间Y向接触力动态曲线对比,如图11所示,可以看出在选定柱销2与选定柱销1的受力仿真值在同一时刻大小相同,方向相反。在同一周期内,接触力幅值上差别很小。2.3.2替接触的加载图12为第二级传动中选定柱销1与两片摆线轮接触力动态曲线。与一级传动中柱销受力一样,第二级传动的柱销与两片摆线轮交替接触,从1s开始加载开始,接触力逐渐增大,到2s满载。从图13可以看出,处于对立位置的柱销所受接触力大小相等,方向相反。各曲线基本没有突变和波动,这是由于二级传动中摆线轮转速较低,其弹性变形对刚体系统的耦合作用很弱,摆线轮与柱销传动平稳,另外,可以看出摆线轮弹性变形在高速转动中对减速器的耦合作用强,在设计中是不可忽略的因素。2.4轴的旋转压力分析2.4.1摆线轮的传动受力第一级转臂轴承X向动态曲线(图14a)可以看出,转臂轴承有轴向力存在,其平均值大小为10.1575N,最大值为27.7963N,可见在第一级中摆线轮在传动过程中有一定轴向弯曲变形。由图14b和图14c可以看出转臂轴承与远离输入端的摆线轮2接触受力情况与靠近输入端摆线轮1接触受力,大小相等,方向相反,同时从两条曲线可以也看出转臂轴承受力均载性较好,没有冲击和突变发生。从图14d中看出平均值大小为6532.1588N。2.4.2旋转轴线下二级转臂轴承具有良好的均载性和稳定性由第二级转臂轴承受力曲线(图15)可以看出,转臂轴承不受轴向力,只有在14.48s和16.68s两个时刻有冲击发生,但幅值较小,只有4.8×10－５N,可以忽略不计。从转臂轴承与两片摆线轮Y向受力曲线中可以看出,在同一时刻,与两片摆线轮接触力大小相等方向相反,没有冲击和突变发生,说明二级转臂轴承具有良好的均载性和稳定性。转臂轴承与摆线轮1受力5s后平均值为53550.9276N,与摆线轮2受力5s后的平均值为53442.6437N。3摆线轮与柱销间的耦合作用(1)基于ADAMS软件对变桨距摆线针轮传动减速器的刚柔耦合模型进行仿真,并得到了摆线轮与针轮之间的接触力、摆线轮与柱销之间的接触力以及转臂