风电齿轮箱的结构设计与分析
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在齿轮系满足强度和刚度的前提时,为补 偿制造过程中所产生的误差,行星传动采用均 载机构,均衡各行星轮上的传递载荷,提高齿 轮啮合平稳性、可靠性,同时提高了其承载能 力,这样降低了加工齿轮的精度要求,即降低 制造成本。太阳轮重量轻,惯性小,作为均载 浮动件结构简单、浮动灵敏,其采用套筒联轴 器与中间级行星轮花键联接,与之配对的外齿 加工为鼓形齿,从而增加太阳轮的浮动量,同 时保证内外齿齿面的高硬度以增加耐磨性。太 阳轮轴设置成空心,以减轻重量,且在两端添 加挡板,放置油进入而降低油面高度还可以与 行星架的球头钉做定位接处。
SH 2
=
σ H lim Z NT ZL ZV ZR ZW 2 Z X σH2
经计算得:
SH1 = 1.62 , SH 2 = 1.49 可以看出满足刚度要求。
(2)齿根弯曲强度的校核计算
考虑到使用条件、要求及尺寸的不同,标
准将修正后的的式件弯曲疲劳强度极限作为
许用齿根应力。给出的齿根弯曲强度就是公式
3 行星轮系的确定
3.1 强度计算
按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径, 为了能够满足传动要求,所以中心轮的分度圆 直径 d 必须满足如下要求:
d1
=
kd
3
T1K A KHε KHP φ σ2
d H lim
×
u ±1 u
低速级中心轮求得 d1=384.4 mm 按齿根弯曲强度初算齿轮模数,最小齿轮 模数的计算为:
中间级:太阳轮力矩为 1.97×108 N·mm, 切向力为 2.904×105 N;行星轮切向力为 5.807 ×105 N;行星架切向力为 5.807×105 N,转 矩为 7.683×108 N·mm;齿圈所受切向力为 2.904×105 N,转矩为 5.733×105 N·mm。
由于在行星机构中各基本构件对传动主 轴上的总径向力为零,因此在上面的图中没有 画出径向力。又因为行星轮数为 3,各个行星 轮上的载荷分布均匀,因此,只需分析计算切 向力即可。
太阳轮浮动,这样的结构更加紧凑,载荷均匀
分布;②低速级行星架(即输入轴)的强度高、
刚度大,可以传递大转矩,并同时承受大的径
向力和轴向力;③行星架采用铸造成型,工艺
简单。
a1
Z3
b
3
Z2
c2
Z1
7
Z6
e
4
Z8
h 6
Z5
d f 5g Z4 8
Z7
图 2 风电齿轮箱设计简图
1 齿轮增速箱结构
2 行星齿轮传动的受力分析
本课题旨在响应我国可持续发展战略中 对能源及环境保护的要求,也是为了适应风电 技术不断发展及风电厂建设的稳步扩大而设 立的。齿轮增速箱是风力发电机组中极其重要 的传动部件,因此,其机构设计便关系到风力 发电机组能否建立成功。
1.3 齿轮增速箱传动结构
齿轮箱设计简图如图 2 所示。其结构特点
为:①高速级和低速级分别采用行星架浮动和
Yδ relT YRrelT Yx
= 920.2
MPa
校核齿根应力的强度条件为计算齿根应
力应不大于许用齿根应力,即:
σF ≤σFP 满足刚度条件。
3.3 高速级直齿轮传动的设计
(1)选择材料确定极限应力 高速级速度较高,故选用 5 级精度,直柱 圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据 和机械设计资料,选大、小齿轮 20CrNi2MnA 渗碳+回火+淬火,齿部硬度 61-62,心部硬
σ H ≤ σ Hp 由上面的公式计算可看出满足强度条件。
·80·
维修与改进
机械 2011 年第 10 期 总第 38 卷
校核齿轮的安全系数:大小齿轮的接触安
全系数值应分别大于其相对应的最小安全系
数,即:
SH ≥ SH lim 且有:
SH1
=
σH
Z lim NT
ZL ZV σ H1
ZR ZW1Z X
m
=
km
3
T1K A KFε K Y FP Fa1 φd Z12σ F lim
低速级中心轮求得 m=12.832 mm,由上 两式计算最终确定 m 的取值是 14 mm。
中间级用同样的方法计算,最终确定的模 数也为 14 mm。
3.2 行星齿轮传动的强度计算
(1)齿面接触强度的校核计算 齿面接触强度校核计算时,去节点和单对 齿啮合区内界点的接触应力中的较大值,而小 齿轮和大齿轮的许用接触应力要分别计算。下 列公式适用于端面重合度小于 2.5 的齿轮副。 ①齿面接触应力 在行星齿轮传动的啮合齿轮副中,其齿面 接触应力经计算得:
Abstract:Growth container is a key component of large wind turbines. Its service life and reliability is much higher than the requirements of general machinery. In this paper, make the MW wind turbines as object. Through slecting of the program, calculating of gear parameter, Independently design the supporting gear box. The strength and dynamics of the wind power gear boxes transmission were studied. For the characteristics of wind power gear box, Three-stage growth structure has been designed in the gear box. One structure of growth rate is body of planet, others is general body of growth rate. The force analysis of each gear and verification have been done. High strength, high Stiffness and smooth operation, these areadvantages of the structure, so it fit large wind power gear box very well. Key words:design of structure;calculation of gear parameter;transmission of gears
σ H 0 = 619.633 MPa σ H1 = 987.144 MPa σ H 2 = 1078.16 MPa
②许用接触应力 许用接触应力经计算得:
σ HP = 1085.12 MPa
③强度条件 核齿面接触应力的强度条件:大小齿轮的 计算接触应力中的较大的值均应不大于其相 应的许用接触应力,即:
(1.The North United Power Shangdu Generation Co., Ltd.,Xilingol 027200,China; 2.Sichuan Provincial Machinery Research & Design Institute,Chengdu 610063,China)
———————————————
收稿日期:2011-04-14 作者简介:李明飞(1975-),内蒙古锡林郭勒人,本科,工程师,主要从事火力发电厂锅炉及辅机设备检修。
·78·
维修与改进
机械 2011 年第 10 期 总第 38 卷
以利用风力发电可有效改善能源结构、减少环 境污染,符合我国的可持续发展战略。同样, 近年来我国能源需求迅速增长,供需矛盾尖 锐。我国石化能源资源并不丰富,人均占有量 与世界平均水平相比较低。随着经济和社会发 展迅速,我国能源供需缺口不断扩大,能源供 应紧张。不仅如此,我国大量燃煤对保护生态 造成了严重的污染。
度 36-43,σHlim1=1500 MPa,σFlim2=500 MPa, 加工精度为磨齿 5 级。
(2)按齿面接触强度设计 设计计算公式:
d1t
=
2.32 3
KtT1(u + 1) ( ZE φd u σ H
)2
式中:Kt=1.3;齿宽系数 φd = 1;弹性影响系
数 ZE = 189.8 MPa 。
以兆瓦级风力发电机为对象,通过方案选取,齿轮参数计算等,自主设计配套的齿轮箱,同时从强度和
动力学两个角度出发对大型风电增速箱的齿轮传动系统进行了研究。针对风电齿轮箱的特点,整体结构
采用三级增速机构,一级增速为行星增速机构,高速级和低速级分别采用行星架浮动和太阳轮浮动;二、
三增速为普通齿轮增速,对各齿轮进行受力分析,并加以校核,采用该结构的增速箱齿轮强度大、刚度
当前世界能源形势呈现出两个特点:一是 总需求持续上升;二是环境保护对能源结构的 影响大。从我国的能源发展战略来看,化石燃 料的有限性和使用化石燃料发电均对环境产 生较大的污染,所以必须寻求一条可持续发展
的能源道路,同时各国政府也日益重视开发利 用洁净的新能源和可再生能源。站在经济和技 术的角度,在各种可再生能源中,利用风能发 电的生产成本最低,且风能的转换装置在技术 上日趋成熟,能够得到广泛地开发和利用,所
机械 2011 年第 10 期 总第 38 卷
维修与改进
·77·
风电齿轮箱的结构设计与分析
李明飞 1,张蒙 2,黄丹 2
(1.北方联合电力上都发电有限公司,内蒙古 锡林郭勒 027200; 2.四川省机械研究设计院,四川 成都 610063)
摘要:增速箱是目前大型风力发电机的关键部件,对它的工作寿命和可靠性有比一般机械高得多的要求。
小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1=1500
MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim2=
齿圈 b 行星轮 c FCH
Ftcb
Frbc
FHC
行星架 H
T1
T1 Ftac
输出 太阳轮 a
Ta
Frac
Frca Ftca Ta
图 3 行星机构受力分析图
机械 2011 年第 10 期 总第 38 卷
维修与改进
·79·
低速级:太阳轮力矩为 1.005×109 N·mm, 切向力为 1.544×106 N;行星轮切向力为 3.088 ×106 N;行星架切向力为 3.088×106 N,转 矩为 5.58×109 N·mm;齿圈所受切向力为 1.544×106 N,转矩为 3.58×106 N·mm。
高,运行平稳,适合大型风力发电机要求。
关键词:结构设计;齿轮参数计算;齿轮传动系
中图分类号:TH132.41
文献标识码:B
文章编号:1006-0316 (2011) 10-0077-04
Structural design and analysis of wind power gear box
LI Ming-fei1,ZHANG Meng2,HUANG Dan2
1.1 风机总体结构
水平轴风力机主要由以下几部分组成:风 轮、传动机构(增速箱)、发电机、机座、塔 架、调速器或限速器、调向器、停车制动器等。
1
2 34传动机构(增速箱) 4.调速器或限速器
5.发电机 6.停车制动器 7.机座 8.塔架
图 1 风力发电机组的结构简图
1.2 齿轮增速箱参数
额定功率 1500 kW;齿轮增速比 100;输 入转速 15 r/min;输出转速 1500 r/min;总传 递效率 0.95~0.98。
为了对行星齿轮传动中的齿轮、轴和轴承 等零件进行强度计算,便需要分析行星齿轮传 动中各构件的受力情况。行星齿轮传动的主要 受力构件有中心轮、行星轮、行星架、齿圈和 行星齿轮轴及轴承等。在进行受力分析时,首 先假设行星齿轮传动为等速旋转,多个行星轮 受载均匀,且不考虑摩擦力和构件自重的影 响。因此,在输入转矩的作用下各构件处于平 衡状态,构件间的作用力等于反作用力。在此 平衡状态下,分析和计算各构件上所受的力和 力矩,如图 3 所示。
适用于齿根以内轮缘厚度不小于 3.5 m 的圆柱
齿轮。
在行星齿轮传动的啮合齿轮副中,其齿根
应力经计算得:
σF0
=
Ft bm
YFaYSaYε Yβ
= 907.2
MPa
σ F = σ F 0 K AKV KFβ KFα KP = 910.6 MPa
许用齿根应力经计算得:
σ Fp
=
σ Y Y F lim ST NT SF lim
SH 2
=
σ H lim Z NT ZL ZV ZR ZW 2 Z X σH2
经计算得:
SH1 = 1.62 , SH 2 = 1.49 可以看出满足刚度要求。
(2)齿根弯曲强度的校核计算
考虑到使用条件、要求及尺寸的不同,标
准将修正后的的式件弯曲疲劳强度极限作为
许用齿根应力。给出的齿根弯曲强度就是公式
3 行星轮系的确定
3.1 强度计算
按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径, 为了能够满足传动要求,所以中心轮的分度圆 直径 d 必须满足如下要求:
d1
=
kd
3
T1K A KHε KHP φ σ2
d H lim
×
u ±1 u
低速级中心轮求得 d1=384.4 mm 按齿根弯曲强度初算齿轮模数,最小齿轮 模数的计算为:
中间级:太阳轮力矩为 1.97×108 N·mm, 切向力为 2.904×105 N;行星轮切向力为 5.807 ×105 N;行星架切向力为 5.807×105 N,转 矩为 7.683×108 N·mm;齿圈所受切向力为 2.904×105 N,转矩为 5.733×105 N·mm。
由于在行星机构中各基本构件对传动主 轴上的总径向力为零,因此在上面的图中没有 画出径向力。又因为行星轮数为 3,各个行星 轮上的载荷分布均匀,因此,只需分析计算切 向力即可。
太阳轮浮动,这样的结构更加紧凑,载荷均匀
分布;②低速级行星架(即输入轴)的强度高、
刚度大,可以传递大转矩,并同时承受大的径
向力和轴向力;③行星架采用铸造成型,工艺
简单。
a1
Z3
b
3
Z2
c2
Z1
7
Z6
e
4
Z8
h 6
Z5
d f 5g Z4 8
Z7
图 2 风电齿轮箱设计简图
1 齿轮增速箱结构
2 行星齿轮传动的受力分析
本课题旨在响应我国可持续发展战略中 对能源及环境保护的要求,也是为了适应风电 技术不断发展及风电厂建设的稳步扩大而设 立的。齿轮增速箱是风力发电机组中极其重要 的传动部件,因此,其机构设计便关系到风力 发电机组能否建立成功。
1.3 齿轮增速箱传动结构
齿轮箱设计简图如图 2 所示。其结构特点
为:①高速级和低速级分别采用行星架浮动和
Yδ relT YRrelT Yx
= 920.2
MPa
校核齿根应力的强度条件为计算齿根应
力应不大于许用齿根应力,即:
σF ≤σFP 满足刚度条件。
3.3 高速级直齿轮传动的设计
(1)选择材料确定极限应力 高速级速度较高,故选用 5 级精度,直柱 圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据 和机械设计资料,选大、小齿轮 20CrNi2MnA 渗碳+回火+淬火,齿部硬度 61-62,心部硬
σ H ≤ σ Hp 由上面的公式计算可看出满足强度条件。
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校核齿轮的安全系数:大小齿轮的接触安
全系数值应分别大于其相对应的最小安全系
数,即:
SH ≥ SH lim 且有:
SH1
=
σH
Z lim NT
ZL ZV σ H1
ZR ZW1Z X
m
=
km
3
T1K A KFε K Y FP Fa1 φd Z12σ F lim
低速级中心轮求得 m=12.832 mm,由上 两式计算最终确定 m 的取值是 14 mm。
中间级用同样的方法计算,最终确定的模 数也为 14 mm。
3.2 行星齿轮传动的强度计算
(1)齿面接触强度的校核计算 齿面接触强度校核计算时,去节点和单对 齿啮合区内界点的接触应力中的较大值,而小 齿轮和大齿轮的许用接触应力要分别计算。下 列公式适用于端面重合度小于 2.5 的齿轮副。 ①齿面接触应力 在行星齿轮传动的啮合齿轮副中,其齿面 接触应力经计算得:
Abstract:Growth container is a key component of large wind turbines. Its service life and reliability is much higher than the requirements of general machinery. In this paper, make the MW wind turbines as object. Through slecting of the program, calculating of gear parameter, Independently design the supporting gear box. The strength and dynamics of the wind power gear boxes transmission were studied. For the characteristics of wind power gear box, Three-stage growth structure has been designed in the gear box. One structure of growth rate is body of planet, others is general body of growth rate. The force analysis of each gear and verification have been done. High strength, high Stiffness and smooth operation, these areadvantages of the structure, so it fit large wind power gear box very well. Key words:design of structure;calculation of gear parameter;transmission of gears
σ H 0 = 619.633 MPa σ H1 = 987.144 MPa σ H 2 = 1078.16 MPa
②许用接触应力 许用接触应力经计算得:
σ HP = 1085.12 MPa
③强度条件 核齿面接触应力的强度条件:大小齿轮的 计算接触应力中的较大的值均应不大于其相 应的许用接触应力,即:
(1.The North United Power Shangdu Generation Co., Ltd.,Xilingol 027200,China; 2.Sichuan Provincial Machinery Research & Design Institute,Chengdu 610063,China)
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收稿日期:2011-04-14 作者简介:李明飞(1975-),内蒙古锡林郭勒人,本科,工程师,主要从事火力发电厂锅炉及辅机设备检修。
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以利用风力发电可有效改善能源结构、减少环 境污染,符合我国的可持续发展战略。同样, 近年来我国能源需求迅速增长,供需矛盾尖 锐。我国石化能源资源并不丰富,人均占有量 与世界平均水平相比较低。随着经济和社会发 展迅速,我国能源供需缺口不断扩大,能源供 应紧张。不仅如此,我国大量燃煤对保护生态 造成了严重的污染。
度 36-43,σHlim1=1500 MPa,σFlim2=500 MPa, 加工精度为磨齿 5 级。
(2)按齿面接触强度设计 设计计算公式:
d1t
=
2.32 3
KtT1(u + 1) ( ZE φd u σ H
)2
式中:Kt=1.3;齿宽系数 φd = 1;弹性影响系
数 ZE = 189.8 MPa 。
以兆瓦级风力发电机为对象,通过方案选取,齿轮参数计算等,自主设计配套的齿轮箱,同时从强度和
动力学两个角度出发对大型风电增速箱的齿轮传动系统进行了研究。针对风电齿轮箱的特点,整体结构
采用三级增速机构,一级增速为行星增速机构,高速级和低速级分别采用行星架浮动和太阳轮浮动;二、
三增速为普通齿轮增速,对各齿轮进行受力分析,并加以校核,采用该结构的增速箱齿轮强度大、刚度
当前世界能源形势呈现出两个特点:一是 总需求持续上升;二是环境保护对能源结构的 影响大。从我国的能源发展战略来看,化石燃 料的有限性和使用化石燃料发电均对环境产 生较大的污染,所以必须寻求一条可持续发展
的能源道路,同时各国政府也日益重视开发利 用洁净的新能源和可再生能源。站在经济和技 术的角度,在各种可再生能源中,利用风能发 电的生产成本最低,且风能的转换装置在技术 上日趋成熟,能够得到广泛地开发和利用,所
机械 2011 年第 10 期 总第 38 卷
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风电齿轮箱的结构设计与分析
李明飞 1,张蒙 2,黄丹 2
(1.北方联合电力上都发电有限公司,内蒙古 锡林郭勒 027200; 2.四川省机械研究设计院,四川 成都 610063)
摘要:增速箱是目前大型风力发电机的关键部件,对它的工作寿命和可靠性有比一般机械高得多的要求。
小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1=1500
MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim2=
齿圈 b 行星轮 c FCH
Ftcb
Frbc
FHC
行星架 H
T1
T1 Ftac
输出 太阳轮 a
Ta
Frac
Frca Ftca Ta
图 3 行星机构受力分析图
机械 2011 年第 10 期 总第 38 卷
维修与改进
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低速级:太阳轮力矩为 1.005×109 N·mm, 切向力为 1.544×106 N;行星轮切向力为 3.088 ×106 N;行星架切向力为 3.088×106 N,转 矩为 5.58×109 N·mm;齿圈所受切向力为 1.544×106 N,转矩为 3.58×106 N·mm。
高,运行平稳,适合大型风力发电机要求。
关键词:结构设计;齿轮参数计算;齿轮传动系
中图分类号:TH132.41
文献标识码:B
文章编号:1006-0316 (2011) 10-0077-04
Structural design and analysis of wind power gear box
LI Ming-fei1,ZHANG Meng2,HUANG Dan2
1.1 风机总体结构
水平轴风力机主要由以下几部分组成:风 轮、传动机构(增速箱)、发电机、机座、塔 架、调速器或限速器、调向器、停车制动器等。
1
2 34传动机构(增速箱) 4.调速器或限速器
5.发电机 6.停车制动器 7.机座 8.塔架
图 1 风力发电机组的结构简图
1.2 齿轮增速箱参数
额定功率 1500 kW;齿轮增速比 100;输 入转速 15 r/min;输出转速 1500 r/min;总传 递效率 0.95~0.98。
为了对行星齿轮传动中的齿轮、轴和轴承 等零件进行强度计算,便需要分析行星齿轮传 动中各构件的受力情况。行星齿轮传动的主要 受力构件有中心轮、行星轮、行星架、齿圈和 行星齿轮轴及轴承等。在进行受力分析时,首 先假设行星齿轮传动为等速旋转,多个行星轮 受载均匀,且不考虑摩擦力和构件自重的影 响。因此,在输入转矩的作用下各构件处于平 衡状态,构件间的作用力等于反作用力。在此 平衡状态下,分析和计算各构件上所受的力和 力矩,如图 3 所示。
适用于齿根以内轮缘厚度不小于 3.5 m 的圆柱
齿轮。
在行星齿轮传动的啮合齿轮副中,其齿根
应力经计算得:
σF0
=
Ft bm
YFaYSaYε Yβ
= 907.2
MPa
σ F = σ F 0 K AKV KFβ KFα KP = 910.6 MPa
许用齿根应力经计算得:
σ Fp
=
σ Y Y F lim ST NT SF lim