花键的设计研究

PAGEPAGE7目录TOC\o"1-3"\h\u30445摘要 326730Abstract 329238引言 421566第一章传动系设计及校核 585241.1已知条件 5195491.2方案设计 64460结构设计 614510齿形及精度 617420齿轮材料及其性能 6125951.3配齿及传动比计算 617386(1)初设传动比: 69584(2)配齿数: 6315631.4齿轮参数初步确定 729727按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 775291.5各级主要几何尺寸 975331.6各级齿轮疲劳强度校核 16174451.6.1第一级疲劳强度校核 16195521.6.1第二级疲劳强度校核 19113831.7安全系数校核 2661561.7.1第一级行星齿轮安全系数计算 2638911.7.2第二级行星齿轮安全系数计算 2891471.7.3第三级行星齿轮安全系数计算 3016666第二章行星齿轮静强度校核  3315688第三章行星轮轴强度计算 3723633第一级行星轮轴计算  3721289第二级行星轮轴计算  371718第三级行星轮轴计算  3810245第四章轴承校核 3817317第一级行星轮轴轴承校核 386093第二级行星轮轴轴承校核 3930000第三级行星轮轴轴承校核 408868第五章太阳轮—花键轴扭转强度计算 4140615.1第一级太阳轮—花键轴强度校核 41215445.2第二级太阳轮—花键轴强度校核 42238925.3第三级太阳轮—花键轴强度校核 434565第六章花键的设计及其强度校核 4419895第一级输出端花键 4429072第二级输出端花键 455236第三级输出端花键 45428第七章社会、环境与经济性分析 4629895感想 4730174参考文献 48摘要能源是人类生存和社会进步的物质基础。随着社会经济的发展，化石燃料日趋枯竭，人类将面临能源和环境污染危机。为解决能源和环境污染危机，世界各国广泛展开了可再生能源的开发与利用。风能作为一种清洁能源和最具市场前景的可再生能源越来越受到人们的重视，风力发电也逐渐成为了当代的朝阳产业。在本设计中详细阐述了风力发电机变桨系统中变桨减速器的设计方案以及具体的设计过程。变桨系统在风力发电机中是比较重要的，其性能及质量的优劣直接影响整台风机的性能。而变桨减速器则是变桨系统中最为关键的部分之一，因此，对于变桨减速器的设计应考虑多方面的因素。在本设计中，采用的是一种三级NGW的行星减速器作为变桨减速器的主体。关键字：风能;变桨系统;变桨减速器;NGW行星减速器AbstractEnergyisthematerialbasisforhumansurvivalandsocialprogress.Withthedevelopmentofsocialeconomy,fossilfuelsareincreasinglyexhausted,andhumanbeingswillfacethecrisisofenergyandenvironmentalpollution.Inordertosolvethecrisisofenergyandenvironmentalpollution,countriesallovertheworldhaveextensivelylaunchedthedevelopmentandutilizationofrenewableenergy.Windenergy,asacleanenergyandrenewableenergywiththemostmarketprospect,hasattractedmoreandmoreattention.Windpowergenerationhasgraduallybecomeasunriseindustryinthecontemporaryera.Inthisdesign,thedesignschemeandspecificdesignprocessofthepitchreducerinthepitchsystemofthewindturbineareelaboratedindetail.Pitchcontrolsystemisveryimportantinwindturbine.Itsperformanceandqualitydirectlyaffecttheperformanceofthewholeturbine.Thevariablepitchreducerisoneofthemostcriticalpartsinthevariablepitchsystem.Therefore,manyfactorsshouldbeconsideredinthedesignofthevariablepitchreducer.Inthisdesign,athree-stageNGWplanetaryreducerisusedasthemainbodyofthevariablepitchreducer.Keywords:windenergy;Variablepitchsystem;Variablepitchreducer;NGWplanetaryreducer引言选题依据随着世界各国对能源需求的持续增长，煤炭、石油等常规能源的逐渐枯竭，以及环境污染的日益严重，人们越来越重视可再生能源的利用，近年来，风力发电作为一种取之不尽用之不竭的清洁能源，越来越受到重视，风电装机容量迅速增长，风力发电技术也成为各国学者竞相研究的热点。我国在风力机的大型化、变桨距控制、变速恒频等先进风电技术的研究方面与发达国家相比还存在一定差距，而变桨距控制风力发电技术以其能最大限度地捕获风能、输出功率平稳、易于控制等优点，日益成为风力机的主流产品，因此，对于我国来说，针对变桨距风力发电机的研究已经刻不容缓。在变桨风力发电机中，变桨系统有着至关重要的作用，其中，对于变桨减速器的设计也尤为重要。因而，我选择该课题作为我的毕业设计课题，旨在更加深入的研究和设计变桨距风力发电机。课题的意义能源是人类生存和社会进步的物质基础。随着社会经济的发展，化石燃料日趋枯竭，人类将面临能源和环境污染危机。为解决能源和环境污染危机，世界各国广泛展开了可再生能源的开发与利用。风能来源于因太阳辐射热引起的空气流动，具有储量丰富、无污染的优点。作为一种清洁和最具市场前景的可再生能源，在社会经济发展中发挥着越来越重要的作用，具有巨大的发展潜力。世界各国对于风力发电机的研究都十分关注。我国有丰富的风力资源，适合风力发电的地域广阔，风能利用潜力打，特别是东南沿海及岛屿、新疆和内蒙边远地区，常年风季，具有良好的风能利用条件。因此，对于风力发电机的研究与设计有着十分重大的意义。而变桨距风力发电机已然成为了当代发电机的主流。在变桨距风力发电机中，变桨系统是其最重要的部分之一，变桨系统使得风力发电机在各种工况下都能够获得最佳的性能，减少风力对风机的冲击。因而，对于变桨减速器的设计也变得尤为重要。国内外基本研究情况在二十世纪九十年代后，风电技术有着迅猛发展。风能作为清洁的可再生资源受到全世界的重视，国外各风电强国对变桨距风力机的设计、控制和运行已有完整的理论和手段，建立了许多大型风电技术的研究机构，如美国国家风能研究中心（NWTC）、丹麦的黑绍（RISO）实验室、荷兰的风能研究中心（ECN）等。为了提高经济效益，降低风电单位千瓦造价，风力发电机单机容量朝着大型化方向发展，目前兆瓦级风力机已经是国际风电机市场上的主流产品。我国的风电产业与欧美发达国家相比，起步较晚。二十世纪五、六十年代开始研制微型和小型风电机组，主要用于解决农牧业区的生产和生活问题。在中大型风电机组的设计和制造技术上，一直发展比较慢。从1986年山东荣城建立了我国第一个风电场并且并网发电以来，我国的风电产业才开始真正的起飞。但我国风力发电事业在近几十年来取得了可喜的进展。但是整体上来说，我国在风电技术的理论和应用研究工作与发达国家存在很大差距。国内对风电机的大型化和变桨距控制技术研究还十分薄弱。设计思路在本设计中，采用以三级NGW型行星减速器为主体所进行的设计。设计过程主要分为以下几步：首先根据总传动比对三级中的每一级都分配较为合适的传动比，由传动比对三级NGW型行星减速器的每一级中的太阳轮、行星轮、内齿轮进行详细的齿轮参数设计以及齿轮的各种强度校核；对于各级齿轮的设计以及校核，对各级传动比以及总传动比进行修正；对各级的行星轮轴进行设计及校核并且完成选择各级行星轮轴轴承以及其寿命校核；设计各级行星减速器的连接方式以及对于连接方式的强度校核；对输入轴以及输出轴部分的轴承进行选择以及校核；根据三级行星减速器组装完成后的三维建模图进行箱体的设计。第一章传动系设计及校核1.1已知条件额定功率22KW额定输入转速1500RPM额定输出力矩20000N·m最大输出力矩45000N·m传动比140±5%使用场合系数KA:1.3使用场合系数Ka(静态)：1.0接触强度安全系数SH:≥1.1接触强度安全系数SH（静态min）：≥1.0弯曲强度安全系数SF:≥1.25弯曲强度安全系数SF（静态min）:≥1.25密封件NBR系列设计寿命20年运行环境温度-30℃～+40℃生存环境温度-40℃～+50℃重量300Kg噪声（声功率级）≤85Db(A)1.2方案设计结构设计本行星齿轮减速箱在结构上采用3级NGW型行星传动，减速比大、传动效率高、结构紧凑、承载能力大。各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成，其中1、2、3级行星轮个数为3个。各级之间，上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过花键实现稳定连接。输出轴采用花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮花键连接的强度校核。综合考虑设计、制造及安装位置限制等因素，选择3级NGW型行星减速器。第一级选用行星架浮动；第二级选用太阳轮与行星架同时浮动；第三级选用太阳轮浮动。齿形及精度由于齿轮属于低速转动，因此选用齿形角的直齿轮传动，齿轮精度为6级。齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮用软齿面，以提高承载能力、减小尺寸。三级都采用相同的材料搭配。太阳轮：17CrNiMo6，渗碳淬火回火，表面硬度HRC>58，σHlim=1358N·mm-2、σFlim=390N·mm-2行星轮：17CrNiMo6，渗碳淬火回火，表面硬度HRC>58，σHlim=1358N·mm-2、σFlim=390N·mm-2。内齿圈：42CrMoA，齿面渗氮，表面硬度HRC=50，σHlim=780N·mm-2、σFlim=255N·mm-21.3配齿及传动比计算(1)初设传动比:已知总传动比i=140±5%,根据各级行星齿轮传动齿面接触等强度的传动比分配原则进行分配，初步设定各级传动比为i1=6.7;i2=5.6;i3=3.75；。(2)配齿数:①第一级行星齿轮根据前面所选的传动比，按变位传动选配齿数。从抗弯强度和必要的工作可靠性出发，取Za=17，由传动比条件可知,Zb=Za(i1-1)=17x(6.7-1)=96.9,取Zb=97。由装配条件可知，n=(Za+Zb)/nw=(17+97)/3=38,满足条件，取Zb=97。n=(Za+Zb)/nw=(17+97)/3=38,n为整数，满足条件。计算行星轮齿数：Zc=(Zb-Za)/2=（97-17）/2=40，取Zc=40i1=(Zb/Za)+1=(97/17)+1=6.71配齿结果：Za=17，Zb=97，Zc=42，i1=6.71②第二级行星齿轮根据前面所选的传动比，按变位传动选配齿数。从抗弯强度和必要的工作可靠性出发，取Za=17，由传动比条件可知,Zb=Za(i2-1)=17x(5.6-1)=78.2,取Zb=79。由装配条件可知，n=(Za+Zb)/nw=(17+79)/3=32,满足条件，取Zb=79。n=(Za+Zb)/nw=(17+79)/3=32,n为整数，满足条件。计算行星轮齿数：Zc=(Zb-Za)/2=（79-17）/2=31，取Zc=31I2=(Zb/Za)+1=(79/17)+1=5.65配齿结果：Za=17，Zb=79，Zc=31，i2=5.65③第三级行星齿轮根据前面所选的传动比，按变位传动选配齿数。从抗弯强度和必要的工作可靠性出发，取Za=19，由传动比条件可知,Zb=Za(i3-1)=20x(3.75-1)=52.25,取Zb=53。由装配条件可知，n=(Za+Zb)/nw=(19+53)/3=24,满足条件，取Zb=53。n=(Za+Zb)/nw=(19+53)/3=24,n为整数，满足条件。计算行星轮齿数：Zc=(Zb-Za)/2=（53-19）/2=17，取Zc=17I3=(Zb/Za)+1=(53/19)+1=3.60配齿结果：Za=19，Zb=53，Zc=17，i3=3.79表1分配传动比及各级配齿传动级Za太阳轮zc行星齿轮zb内齿轮传动比行星数第一级1740976.713第二级1731795.653第三级1917533.794实际总传动比为：1.4齿轮参数初步确定按弯曲强度估算各级齿轮法向模数式中：系数；载荷系数；为转矩；，为齿形系数，为应力修正系数；为齿宽系数；为齿轮系数；为齿根弯曲疲劳极限；估算第一级法向模数上式中：N·mN·m，()，，取mm估算第二级法向模数上式中：N·mN·m，()，，取mm估算第三级法向模数上式中：N·mN·m，()，mm，取mm1.5各级主要几何尺寸第一级主要几何尺寸太阳轮:分度圆直径：mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿顶圆直径:mm齿根圆直径:mm基圆直径:mm行星轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿顶圆直径:mm齿根圆直径:mm基圆直径:mm内齿轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿根圆直径:mm齿顶圆直径:mm基圆直径:mm第二级主要几何尺寸太阳轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿顶圆直径:mm齿根圆直径:mm基圆直径:mm行星轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿顶圆直径:mm齿根圆直径:mm基圆直径:mm内齿轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿根圆直径:mm齿顶圆直径:mm基圆直径:mm第三极主要几何尺寸太阳轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿顶圆直径:mm齿根圆直径:mm基圆直径:mm行星轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿顶圆直径:mm齿根圆直径:mm基圆直径:mm内齿轮:分度圆直径:mm顶隙系数:齿廓角:齿顶高系数:mm齿顶高:mm齿根高:mm齿高:mm齿根圆直径:mm齿顶圆直径:mm基圆直径:mm重合度计算第一级齿轮：外啮合重合度计算ε=[Za(tanαa-tanα'ac)+Zc(tanαc-tanα'ac)]=[13(tanarccos((db)a/(da)a)-tan(200))]+41(tanarccos((db)c/(da)c)-tan20°)]=1.69>1.2内啮合重合度计算ε=[Zc(tanarccos((db)c/(da)c)-tanα'cb)-Zb(tanarccos((db)b/(da)b)-tanα'cb)]=1.82>1.2第二级齿轮：外啮合重合度计算ε=[Za(tanαa-tanα'ac)+Zc(tanαc-tanα'ac)]=[13(tanarccos((db)a/(da)a)-tan(200))]+41(tanarccos((db)c/(da)c)-tan20°)]=1.54>1.2内啮合重合度计算ε=[Zc(tanarccos((db)c/(da)c)-tanα'cb)-Zb(tanarccos((db)b/(da)b)-tanα'cb)]=1.87>1.2第三级齿轮：外啮合重合度计算ε=[Za(tanαa-tanα'ac)+Zc(tanαc-tanα'ac)]=[13(tanarccos((db)a/(da)a)-tan(200))]+41(tanarccos((db)c/(da)c)-tan20°)]=1.52>1.2内啮合重合度计算ε=[Zc(tanarccos((db)c/(da)c)-tanα'cb)-Zb(tanarccos((db)b/(da)b)-tanα'cb)]=1.81>1.2第一级传动齿轮副几何参数序号名称太阳轮行星轮内齿轮1齿数1740972模数2223压力角20°20°20°4变位系数0005分度圆直径mm34801946齿顶高mm2227齿根高mm2.82.82.88齿顶圆直径mm38841909齿根圆直径mm28.474.4199.610齿宽mm30303011基圆直径mm31.9575.18182.3012中心距mm575713重合度1.691.82第二级传动齿轮副几何参数序号名称太阳轮行星轮内齿轮1齿数1731792模数3.53.53.53压力角20°20°20°4变位系数0005分度圆直径mm59.5108.5276.56齿顶高mm3.53.53.57齿根高mm4.94.94.98齿顶圆直径mm66.5115.5269.39齿根圆直径mm49.798.7286.510齿宽mm50505011基圆直径mm55.91101.96259.8312中心距mm848413重合度1.541.87第三级传动齿轮副几何参数序号名称太阳轮行星轮内齿轮1齿数1917532模数5.55.55.53压力角20°20°20°4变位系数0005分度圆直径mm104.593.5291.56齿顶高mm5.55.55.57齿根高mm7.77.77.78齿顶圆直径mm115.599280.59齿根圆直径mm89.172.6306.910齿宽mm95959511基圆直径mm98.2087.86273.9212中心距mm999913重合度1.521.811.6各级齿轮疲劳强度校核1.6.1第一级疲劳强度校核第一级外啮合齿面接触疲劳强度计算接触应力：式中m/s，NmmN/mm2第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度计算弯曲应力：式中Nmmmm，，m/s，N/mm2N/mm2第一级内啮合齿面接触疲劳强度计算接触应力：式中m/s，NmmN/mm2第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度计算弯曲应力：。只计算内齿轮。式中Nmmmmm/s，N/mm21.6.1第二级疲劳强度校核第二级外啮合齿面接触疲劳强度计算接触应力：式中m/s，NmmN/mm2第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度计算弯曲应力：式中Nmmmm，，m/s，N/mm2N/mm2第二级内啮合齿面接触疲劳强度计算接触应力：式中m/s，NmmN/mm2第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度计算弯曲应力：。只计算内齿轮。式中Nmmmmm/s，N/mm21.6.3第三级疲劳强度校核第三级外啮合齿面接触疲劳强度计算接触应力：式中m/s，NmmN/mm2第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度计算弯曲应力：式中Nmmmm，，m/s，N/mm2N/mm2第三级内啮合齿面接触疲劳强度计算接触应力：式中m/s，NmmN/mm2第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度计算弯曲应力：。只计算内齿轮。式中Nmmmmm/s，N/mm2 1.7安全系数校核1.7.1第一级行星齿轮安全系数计算计算接触强度安全系数：太阳轮、行星轮：寿命系数ZNT=0.942润滑剂系数ZL=1.06速度系数ZV=0.95粗糙度系数ZR=0.99工作硬度系数ZW=1.1尺寸系数ZX=1太阳轮：行星轮：设计要求中接触强度安全系数要求为SH≥1.1。根据以上计算结果可知太阳轮和行星轮的接触强度满足要求内齿轮寿命系数ZNT=0.942润滑剂系数ZL=1.11速度系数ZV=0.91粗糙度系数ZR=0.99工作硬度系数ZW=1.1尺寸系数ZX=1设计要求中接触强度安全系数要求为SH≥1.1。根据以上计算结果可知内齿轮的接触强度满足要求计算弯曲强度安全系数太阳轮、行星轮：齿轮应力修正系数YST=1.5弯曲寿命系数YNT=0.902齿根角敏感系数YδrelT=1齿根表面状况系数YRrelT=0.96尺寸系数YX=0.97太阳轮：行星轮：设计要求中弯曲强度安全系数要求为SH≥1.25。根据以上计算结果可知太阳轮和行星轮的弯曲强度满足要求内齿轮：齿轮应力修正系数YST=1.5弯曲寿命系数YNT=1齿根角敏感系数YδrelT=1.03齿根表面状况系数YRrelT=0.96尺寸系数YX=1设计要求中弯曲强度安全系数要求为SH≥1.25。根据以上计算结果可知内齿轮的弯曲强度满足要求1.7.2第二级行星齿轮安全系数计算计算接触强度安全系数：太阳轮、行星轮：寿命系数ZNT=0.942润滑剂系数ZL=1.06速度系数ZV=0.95粗糙度系数ZR=0.99工作硬度系数ZW=1.1尺寸系数ZX=1太阳轮：行星轮：设计要求中接触强度安全系数要求为SH≥1.1。根据以上计算结果可知太阳轮和行星轮的接触强度满足要求内齿轮寿命系数ZNT=0.942润滑剂系数ZL=1.11速度系数ZV=0.91粗糙度系数ZR=0.99工作硬度系数ZW=1.1尺寸系数ZX=1设计要求中接触强度安全系数要求为SH≥1.1。根据以上计算结果可知内齿轮的接触强度满足要求计算弯曲强度安全系数太阳轮、行星轮：齿轮应力修正系数YST=1.5弯曲寿命系数YNT=0.902齿根角敏感系数YδrelT=1齿根表面状况系数YRrelT=0.96尺寸系数YX=0.97太阳轮：行星轮：设计要求中弯曲强度安全系数要求为SH≥1.25。根据以上计算结果可知太阳轮和行星轮的弯曲强度满足要求内齿轮：齿轮应力修正系数YST=1.5弯曲寿命系数YNT=1齿根角敏感系数YδrelT=1。03齿根表面状况系数YRrelT=0.96尺寸系数YX=1设计要求中弯曲强度安全系数要求为SH≥1.25。根据以上计算结果可知内齿轮的弯曲强度满足要求1.7.3第三级行星齿轮安全系数计算计算接触强度安全系数：太阳轮、行星轮：寿命系数ZNT=0.942润滑剂系数ZL=1.06速度系数ZV=0.95粗糙度系数ZR=0.99工作硬度系数ZW=1.1尺寸系数ZX=1太阳轮：行星轮：设计要求中接触强度安全系数要求为SH≥1.1。根据以上计算结果可知太阳轮和行星轮的接触强度满足要求内齿轮寿命系数ZNT=0.942润滑剂系数ZL=1.11速度系数ZV=0.91粗糙度系数ZR=0.99工作硬度系数ZW=1.1尺寸系数ZX=1设计要求中接触强度安全系数要求为SH≥1.1。根据以上计算结果可知内齿轮的接触强度满足要求计算弯曲强度安全系数太阳轮、行星轮：齿轮应力修正系数YST=1.5弯曲寿命系数YNT=0.902齿根角敏感系数YδrelT=1齿根表面状况系数YRrelT=0.96尺寸系数YX=0.97太阳轮：行星轮：设计要求中弯曲强度安全系数要求为SH≥1.25。根据以上计算结果可知太阳轮和行星轮的弯曲强度满足要求内齿轮：齿轮应力修正系数YST=1.5弯曲寿命系数YNT=1齿根角敏感系数YδrelT=1。03齿根表面状况系数YRrelT=0.96尺寸系数YX=1设计要求中弯曲强度安全系数要求为SH≥1.25。根据以上计算结果可知内齿轮的弯曲强度满足要求表2各级轮系强度校核表（N/mm2）级数计算接触强度接触强度安全系数计算弯曲强度弯曲强度安全系数第1级太阳轮10801.302771.68行星轮10801.302411.93内齿轮4121.961772.14第2级太阳轮11701.203001.64行星轮11701.202741.79内齿轮4961.402101.91第3级太阳轮11741.202601.89行星轮11741.202641.86内齿轮6841.181931.96第二章行星齿轮静强度校核 当齿轮工作可能出现短时间、少次数的超过额定工况下的载荷时，齿轮传动应进行静强度校核。载荷的确定    应取载荷谱中的最大载荷来确定计算切向力。计算切向力按下式计算：F=(2000Tmax)/d式中：F—计算切向力，N       Tmax—齿轮传递的最大转矩，Nm       d—齿轮分度圆直径，mm在本设计中，考虑瞬时过载，按每级取Tmax=1.5TA计算。齿面接触静强度计算公式齿面接触静强度必须保证:σHst≤σHPst。当大小齿轮材料的σHPst不同时,应取小者进行核算。式中:σHst—静强度最大齿面应力，N/mm2;σHPst—静强度许用齿面应力，N/mm2;静强度最大的齿面应力σHst式中各符号意义同前,“+”用于外啮合，“-”用于内啮合。齿面静强度许用的齿面应力σHPst式中各符号意义同前,其中取ZNT=1.6，Zw=1.2。对于太阳轮和行星轮，查σH1im=1650Mpa,对于内齿圈，查σHim=1450Mpa,在一般安全情况下，取SHmin=1。齿根弯曲静强度核算公式齿弯曲静强度应保证:σFst≤σFPst式中:σFst—静强度最大齿根弯曲应力，N/mm2;σFPst—静强度许用齿根弯曲应力，N/mm2;静强度最大齿根弯曲应力σFst式中各符号意义同前。静强度许用齿根弯曲应力σFPst式中:对于太阳轮和行星轮，查σFmin=480Mpa,对于内齿圈，σFlim=420MPa,取YNT=2，YδrelT=0.95，YST=2.5。在一般安全情况下，取SFmin=1.25。2.2第一级行星齿轮传动校核a-c传动齿面接触静强度计算代入以上各参数计算得:σHst=1161.9MPaσHPst=3168Mpa由于σHst≤σHPst，故安全。a-c传动齿面弯曲静强度计算代入以上各参数计算得:σFst=320MPaσFPst=1596Mpa由于σFst≤σFPst，故安全。c-b传动齿面接触静强度计算代入以上各参数计算得:σHst=442.6MPaσHPst=2784Mpa由于σHst≤σHPst，故安全。c-b传动齿面弯曲静强度计算代入以上各参数计算得:σFst=278.2MPaσFPst=1824Mpa由于σFst≤σFPst，故安全第二级行星齿轮传动校核a-c传动齿面接触静强度计算代入以上各参数计算得:σHst=1272.8MPaσHPst=3168Mpa由于σHst≤σHPst，故安全。a-c传动齿面弯曲静强度计算代入以上各参数计算得:σFst=357.3MPaσFPst=1596Mpa由于σFst≤σFPst，故安全。c-b传动齿面接触静强度计算代入以上各参数计算得:σHst=540.7MPaσHPst=2784Mpa由于σHst≤σHPst，故安全。c-b传动齿面弯曲静强度计算代入以上各参数计算得:σFst=325.9MPaσFPst=1824Mpa由于σFst≤σFPst，故安全第三级行星齿轮传动校核a-c传动齿面接触静强度计算代入以上各参数计算得:σHst=1314.9MPaσHPst=3168Mpa由于σHst≤σHPst，故安全。a-c传动齿面弯曲静强度计算代入以上各参数计算得:σFst=362.7MPaσFPst=1596Mpa由于σFst≤σFPst，故安全。c-b传动齿面接触静强度计算代入以上各参数计算得:σHst=836.1MPaσHPst=2784Mpa由于σHst≤σHPst，故安全。c-b传动齿面弯曲静强度计算代入以上各参数计算得:σFst=320.5MPaσFPst=1824Mpa由于σFst≤σFPst，故安全第三章行星轮轴强度计算第一级行星轮轴计算 由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为40Cr，所受的横向力F=3158N，d=20mm，则行星轮轴所受的剪切应力为：τ=4F/(πd2)=4x3158/(3.14x202)=10.06MPa查得行星轮轴的许用剪切应力50MPa故此行星轮轴强度满足。第二级行星轮轴计算 由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为40Cr，所受的横向力F=10521N，d=25mm，则行星轮轴所受的剪切应力为：τ=4F/(πd2)=4x10521/(3.14x402)=8.38MPa查得行星轮轴的许用剪切应力50MPa故此行星轮轴强度满足。第三级行星轮轴计算 由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为40Cr，所受的横向力F=31035N，d=30mm，则行星轮轴所受的剪切应力为：τ=4F/(πd2)=4x31035/(3.14x502)=15.8MPa行星轮轴的许用剪切应力50MPa故此行星轮轴强度满足。第四章轴承校核本设计中的风力发电机一般工作于海上，温度与湿度变化较大，风速也较快，因此要求轴承有良好的密封性能和润滑性能、耐冲击、长寿命和高可靠性。轴承寿命计算公式： 行星齿轮转速计算公式：第一级行星轮轴轴承校核暂选滚针轴承型号：该轴承基本额定静载荷:KN；寿命指数:.太阳轮转速:n1=1500r/min; 行星轮及太阳轮的齿数比:行星轮转速: r/min;  对NGW型行星齿轮传动受力分析:行星轮圆周力为：选用两个型滚针轴承单个行星轮作用在行星轮轴的力：轴承受径向力:其中，因此，轴承寿命:h年第二级行星轮轴轴承校核暂选滚针轴承型号：该轴承基本额定静载荷:KN；寿命指数:.太阳轮转速:n1=223r/min; 行星轮及太阳轮的齿数比:行星轮转速: r/min;  对NGW型行星齿轮传动受力分析:行星轮圆周力为：选用两个型滚针轴承单个行星轮作用在行星轮轴的力：轴承受径向力:其中，因此，轴承寿命:年第三级行星轮轴轴承校核暂选滚针轴承型号：该轴承基本额定静载荷:KN；寿命指数:.太阳轮转速:n1=223r/min; 行星轮及太阳轮的齿数比:行星轮转速: r/min;  对NGW型行星齿轮传动受力分析:行星轮圆周力为：选用两个型滚针轴承单个行星轮作用在行星轮轴的力：轴承受径向力:其中，因此，轴承寿命:h年太阳轮—花键轴扭转强度计算5.1第一级太阳轮—花键轴强度校核太阳轮—花键轴材料选为40Cr，调质处理。查得太阳轮-花键轴直径计算 其中，功率P=22KW，n=1500r/min查得A=100因此，取d=25mm精确校核太阳轮-花键轴的强度由于此太阳轮-花键轴只承受扭转作用，故可以按只考虑扭转作用的强度计算公式来校核危险截面的抗扭截面系数：最大扭转应力：最小扭转应力：安全系数：式中：对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，取——扭转时的应力集中系数，取——表面质量系数，——扭转时的尺寸影响系数，——扭转应力的应力幅，——材料扭转时的平均应力折算系数，——平均应力，代入各数值得按许用安全系数Sp=1.3，S>Sp，故安全5.2第二级太阳轮—花键轴强度校核太阳轮—花键轴材料选为40Cr，调质处理。查得太阳轮-花键轴直径计算 其中，功率P=22KW，n=226r/min查得A=100因此，取d=46mm精确校核太阳轮-花键轴的强度由于此太阳轮-花键轴只承受扭转作用，故可以按只考虑扭转作用的强度计算公式来校核危险截面的抗扭截面系数：最大扭转应力：最小扭转应力：安全系数：式中：对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，取——扭转时的应力集中系数，取——表面质量系数，——扭转时的尺寸影响系数，——扭转应力的应力幅，——材料扭转时的平均应力折算系数，——平均应力，代入各数值得按许用安全系数Sp=1.3，S>Sp，故安全5.3第三级太阳轮—花键轴强度校核太阳轮—花键轴材料选为40Cr，调质处理。查得太阳轮-花键轴直径计算 其中，功率P=22KW，n=40r/min查得A=100因此，取d=82mm精确校核太阳轮-花键轴的强度由于此太阳轮-花键轴只承受扭转作用，故可以按只考虑扭转作用的强度计算公式来校核危险截面的抗扭截面系数：最大扭转应力：最小扭转应力：安全系数：式中：对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，取——扭转时的应力集中系数，取——表面质量系数，——扭转时的尺寸影响系数，——扭转应力的应力幅，——材料扭转时的平均应力折算系数，——平均应力，代入各数值得按许用安全系数Sp=1.3，S>Sp，故安全第六章花键的设计及其强度校核在本风力发电机变桨减速器中，第一级行星减速器的行星架与第二级行星减速器的行星架均用花键与下一级太阳轮轴进行连接，第三级行星减速器的行星架同样采用花键与输出轴进行连接。在本设计中，选用圆柱直齿渐开线花键，因为圆柱渐开线花键可以承受较大径向载荷，起到很好的定心作用，同时，圆柱渐开线花键强度高、寿命长，加工工艺与齿轮相