风机变桨传动系统的设计与分析_开题报告

1、目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc357333909 摘要1 HYPERLINK l _Toc357333910 Abstract2 HYPERLINK l _Toc357333911 第一章绪论31.1 HYPERLINK l _Toc357333912 选择背景及研究意义 PAGEREF _Toc357333912 h 4 HYPERLINK l _Toc357333913 1.2 国内外技术现状及发展趋势: PAGEREF _Toc357333913 h 4 HYPERLINK l _Toc357333914 1.3 风机变桨传动系统的特点 PAGER

2、EF _Toc357333914 h 5 HYPERLINK l _Toc357333915 第二章 行星齿轮传动设计计算 PAGEREF _Toc357333915 h 6 HYPERLINK l _Toc357333916 2.1 行星齿轮传动的类型 PAGEREF _Toc357333916 h 6 HYPERLINK l _Toc357333917 2.2 总传动比及输出转速 PAGEREF _Toc357333917 h 6 HYPERLINK l _Toc357333918 2.3 设计方案确定 PAGEREF _Toc357333918 h 6 HYPERLINK l _Toc3

3、57333919 2.4 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 PAGEREF _Toc357333919 h 6 HYPERLINK l _Toc357333920 第三章 传动比及参数的确定 PAGEREF _Toc357333920 h 8 HYPERLINK l _Toc357333921 .传动比的分配 PAGEREF _Toc357333921 h 8 HYPERLINK l _Toc357333922 3.2能力参数设计 PAGEREF _Toc357333922 h 8 HYPERLINK l _Toc357333923 .3 确定齿轮齿数和中心距 PAGEREF _Toc35

4、7333923 h 9 HYPERLINK l _Toc357333924 3.4 变位系数的计算 PAGEREF _Toc357333924 h 11 HYPERLINK l _Toc357333925 3.5 几何尺寸计算 PAGEREF _Toc357333925 h 12 HYPERLINK l _Toc357333926 3.6 啮合参数计算 PAGEREF _Toc357333926 h 15 HYPERLINK l _Toc357333927 第四章 传动效率的计算 PAGEREF _Toc357333927 h 16 HYPERLINK l _Toc357333928 第五章

5、齿轮强度的验算 PAGEREF _Toc357333928 h 18 HYPERLINK l _Toc357333929 5.1 高速级外啮合齿轮副中接触强度的校核 PAGEREF _Toc357333929 h 18 HYPERLINK l _Toc357333930 5.2 高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核 PAGEREF _Toc357333930 h 20 HYPERLINK l _Toc357333931 5.3 高速级内啮合齿轮副中接触强度的校核 PAGEREF _Toc357333931 h 22 HYPERLINK l _Toc357333932 5.4 低速级外啮合齿轮副中

6、接触强度的校核 PAGEREF _Toc357333932 h 22 HYPERLINK l _Toc357333933 第六章 结构设计 PAGEREF _Toc357333933 h 25 HYPERLINK l _Toc357333934 6.1 输入端 PAGEREF _Toc357333934 h 25 HYPERLINK l _Toc357333935 6.2 输出端 PAGEREF _Toc357333935 h 26 HYPERLINK l _Toc357333936 6.3 内齿轮的设计 PAGEREF _Toc357333936 h 27 HYPERLINK l _Toc3

7、57333937 6.4 行星齿轮设计 PAGEREF _Toc357333937 h 27 HYPERLINK l _Toc357333938 6.5 转臂的设计 PAGEREF _Toc357333938 h 28 HYPERLINK l _Toc357333939 6.6 箱体及前后机盖的设计 PAGEREF _Toc357333939 h 29 HYPERLINK l _Toc357333940 6.7 齿轮联轴器的设计 PAGEREF _Toc357333940 h 30 HYPERLINK l _Toc357333941 第七章 减速器箱体及其润滑 PAGEREF _Toc3573

8、33941 h 32 HYPERLINK l _Toc357333942 7.1 减速器箱体结构设计 PAGEREF _Toc357333942 h 32 HYPERLINK l _Toc357333943 7.2 机体主要尺寸的确定 PAGEREF _Toc357333943 h 32 HYPERLINK l _Toc357333944 7.3 减速器润滑 PAGEREF _Toc357333944 h 32 HYPERLINK l _Toc357333945 总结 PAGEREF _Toc357333945 h 34 HYPERLINK l _Toc357333946 致谢 PAGEREF

9、 _Toc357333946 h 35 HYPERLINK l _Toc357333947 文献翻译 PAGEREF _Toc357333947 h 37摘要 随着风电技术的不断成熟，变距控制型风电机组以其优越的性能越来越受到人们的青睐。采用变桨距机构的风力机可使叶轮重量减轻，并使整机的受力状况大为改善。从今后的发展趋势来看，在大型风力发电机组中将会普遍采用变桨距技术。目前投入使用的风电机机组变桨距机构主要有2种方案：液压控制方案和电机控制方案。液压执行机构以其响应频率快、转巨大、便于集中布置等优点占有主要的地位，总的来说其技术已较成熟，但由于其液压驱动本身存在泄露问题，且受温度变化影响大，所

10、以精度受到限制。电机执行机构结构简单、紧凑，能对桨叶进行单独控制，精度高，受到许多厂家的青睐，但其动态特性相对较差，有较大的惯性，且如连续频繁的进行变桨调节，容易产生过量的热负荷而损坏。我们基于一种新型的变距驱动电作动筒变桨的传动机构，进行了分析与设计。关键字：变桨距机构 传动设计 动态仿真 AbstractWith wind power technology continues to mature, pitch controlled wind turbine with its superior performance more and more people of all ages。Bodi

11、es with variable pitch wind turbine impeller can reduce the weight and make the whole of the force situation greatly improved. From the development trend of the future in a large wind turbine will be widely used in pitch technology.Currently put to use pitch wind turbine units are mainly two kinds o

12、f institutional programmer Hydraulic control scheme and motor control schemes. Hydraulic actuator with its fast response frequency , transfer huge , easy to focus on the main layout , etc. occupy the status of its technology in general has been more mature , but because of its inherent leak hydrauli

13、c drive and large affected by temperature changes , so accuracy is limited. Motor actuator structure is sample compact, and can be controlled separately for blade ,high precision, favored by many manufacturers , but its dynamic characteristics is relatively poor, have a greater inertia, and frequent

14、ly performed as a continuous pitch adjustment, easy excessive thermal load and damage.Our pitch is based on a new drive - electric pitch actuator drive mechanism for the analysis and design.Key word: Variable pitch mechanism Transmission Design Dynamic Simulation第一章 绪论1.1选择背景及意义随着世界各国对能源需求的持续增长，煤炭、石

15、油等常规能源的逐渐枯竭，以及环境污染问题的日益严重，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。而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。随着风力发电机单机容量出现了大型化的发展趋势,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，进行对风力发电机变桨系统的设计具有重要的意义。且对于即将从事风电行业的我来说，此次设计将使我深入了解风力发电技术，这将为我以后的工作打下坚

16、实的基础。因此，此设计对我来说还具有重要的现实意义。通过本课题，培养学生全面运用所学知识，进行总体方案设计和子系统设计的能力。发挥创造性，使学生得到全面的训练。1.2国内外技术现状及发展趋势: 2015年的全球新增风电装机容量将达到60.5兆瓦，相较2010年的35.8兆瓦会有明显增长。低成本风力发电机组以及纵观世界风电产业发展现状，风力发电技术将呈现如下 发展趋势：开发更先进的风况分析系统；研制大容量、高可靠性轻量型、高可靠性的海上风力发电机组；风力发电方式将以陆上风力发电为主，并积极拓展海上风力发电技术，使海上发电技术得到更为分的利用和人们的满足。风机发展的主要趋势是，单机容量逐步上升，风

17、机机组结构多样化，所以对风机的单机机组容量要求更大以摊低成本。目前国外风机单机主流机型单机容量主要为2-3WM，并且已研制出5WM以上机组。1.3风机变桨传动系统的特点（1）、采用模块化设计、大规模集成技术，专为每个叶片配置独特的PMC（叶片驱动控制单元）和PMM（叶片驱动管理单元），通过大幅度减少分立元器件的使用，提高系统的可靠性、服务的便捷性和系统运行寿命。 （2）、PMC基于最新的数字控制技术， 通过简单的调整和设置，可以驱动ACM电机（低成本的异步交流电机），也可以驱动SM（高动态性能的同步伺服电机），另外也可以驱动DC电机（传统的直流电机）。 （3）、采用创新的电池管理技术，确保其长

18、期恶劣环境运行的可靠性，具有集成管理接口，可再线诊断状态和寿命信息。 （4）、系统采用宽温型设计，所有部件的设计都考虑了专门的应用环境需求，可应用于海上、炎热、或极端的低温气候条件，产品不需额外加热/冷却装置的工作温度范围为-20C 到 +50C。 （5）、对于炎热的气候条件系统可以设置风扇冷却系统，对于极端低温的环境应可选用电加热器。 （6）、具有经济的外形尺寸和重量（和前代产品相比减少了50%）。 （7）、具有CANOPEN通讯接口，所以通讯、诊断、配置功能都可通过该接口和外部系统通讯。 （8）、图形化的用户接口和多语言设置功能。 （9）、设备的启动和调试无需外部设备，不需要配置Servi

19、ce box。 （10）、通过GL等可靠性认证。 1.4 电动机规格Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。安装尺寸和功率等符合IEC标准，外壳防护等级为IP44，冷却方法为IC411，连续工作制（s1）。适用于驱动无特殊要求的机械设备，如机床、泵、风机、压缩机、搅拌机、运输机械、农业机械、食品机械等。 根据齿轮传动比的分配影响以及电机功率的要求，选择电机型号为Y90L-2,其功率要求为2.2kw。第二章 行星齿轮传动设计计算2.1 行星齿轮传动的类型行星齿轮传动可根据采用的基本构件不同划分为：2K-H型、3K型和K-H-V三种。基本构建代号；K-中心轮；H-行星轮；V-输

20、出机构。行星齿轮传动还可以按齿轮啮合方式不同划分为：NGW型、NW型、WW型、NGWN型、N型和ZUWGW型等。代号为：N-内啮合齿轮；G-外啮合齿轮；ZU-锥齿轮。2.2 总传动比及输出转速本设计为纺织传动机械装置设计所用的行星齿轮减速器。总传动比为i=150，已知电机功率P=2.2KW。输入转速为n=1500r/min,传动比误差i/I3，24小时不间断工作，要求使用寿命4年；且要求该行星齿轮传动结构紧凑，轴向尺寸较小和传动效率高。2.3 设计方案确定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。定桨距是指桨叶与轮载的连接是固定的，桨距角固定不变，即当风速变

21、化时，桨叶的迎风角不能随之变化。变桨距系统是指安装在轮载上的叶片通过控制改变其桨距角的大小，从而实现控制风轮对风能吸收的装置。根据变桨传动系统的性能特点确定驱动其转动的电机的型号，功率及其输出转速。并设计出三级行星齿轮减速器，计算出其各级齿轮减速比、各级行星齿轮转动，并进行强度校和以及其行星轮的轴强度计算；并进行其强度验算。并进行其联轴器及其各级轴的计算，并进行其预紧力及其减速器的润滑及其密封。2.4 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定按典型搭配，太阳轮、行星轮材料为20CrNiMo,表面硬度57-61HRC。实验齿轮齿面许用接触疲劳极限Hmin=1450MPa,实验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度

22、极限太阳轮 Fmin=400MPa行星轮 Fmin=4000.7=280MPa齿轮为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈材料42CrMo,调质处理，硬度262302HB.试验齿轮齿面许用接触疲劳极限750MPa试验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度极限Fmin280MPa齿形的最重加工为插齿，精度为级。第三章 传动比及参数的确定.传动比的分配第一级齿轮减速器：5.6=19第二级齿轮减速器：5.3 =20第二级齿轮减速器：5，21行星齿轮数目取3能力参数设计第一级齿轮输出工作转矩： 95502.2kw1500r/min=2101第二级齿轮输出工作转矩：2101/5=420.2第三级齿轮输出工作转

23、矩：2101/5.3=79.3使用系数取1.25行星齿轮间载荷不均衡系数,本列采用第一级行星架和第二级太阳轮联合浮动的均载方式，取1.111.511.15配齿计算：M：（2/2）：（1）：第一速级：将5.6带入配齿计算式得：M：1.8:4.6:1.92可见，若为的整数倍（如10、20）,即可使式中各项均为整数。结合考虑齿轮传动平稳性等条件，取1.8364.62092M1.92038满足装配条件第二级配齿：将5.3带入配齿计算式得：M：1.7:4.32:1.8可见依然为10的倍数（如10、20、30），即可使式中各项均为整数，结合考虑齿轮强度及传动平稳性，取20则：1.7344.3861.836

24、满足装配条件第三极配齿：将5代入配齿计算式：M：1.5：4.2:1.6可见，若为的整数倍（如18,24）,即可使各式均为整数。结合考虑齿轮的传动平稳性等条件，取18，则9/62724/67210/630满足装配齿数要求。.3确定齿轮齿数和中心距.第一速级模数和中心距根据确定小齿轮的分度圆直径,然后再按几何关系确定中心距“+”用于外啮合，“”用于内啮合。式中，算式系数，对于一般钢制齿轮，直齿转动但对啮合副中小齿轮名义转矩（），由（）得=.使用系数，由（）得.计算接触强度，强度行星轮齿间不均衡分布系数；由（）得.；综合系数，查（）表取.（硬齿面）齿宽系数，.试验齿轮的接触疲劳强度，齿比数34201

25、.7；代入得94.52模数94.52/204.726取5则计算中心距1/2（2034）135取135则齿宽0652060第二速级模数和中心距）确定主要计算用参数算式系数768单对啮合副中小齿轮名义转矩=538.4/5.6NM=96.14使用系数.25计算接触强度行星轮间载荷分布不均衡系数1.1综合系数2.0齿宽系数0.6试验齿轮的接触疲劳强度1450MPa齿数比21.7将中各参数代入式得42.05模数242.05202.1025取3（考虑到相邻齿圈直径比的要求）则计算中心距12（）123（2034）81取81则齿宽0.632036第三极模数中心距确定主要计算用参数算式系数768单对啮合副中小齿

26、轮名义转矩=538.4/5.3NM=101.6使用系数1.25计算接触强度行星轮间载荷分布不均衡系数1.1综合系数2.0齿宽系数0.6试验齿轮的接触疲劳强度1450M；齿数比= =27/18=1.5.计算：将1)中各参数代入式：得d=55.1mm模数m=d/2a=55.1mm/18=3.06mm取m=4mm(考虑到相邻齿圈直径比得要求).则计算中心距 a=1/24（）=1/24（18+27）=90mm取a=90mm 则齿宽 b=0.6418=43.2mm3.4 变位系数的计算第一级变位系数啮合角 cos=cosa由于 =a所以=a=20变位系数和 X=（）inva-inva/2tana=0又因

27、为i=5.64,参照表选择高度变位得形式，因为太阳轮正变位，行星轮和啮齿轮齿圈负变位。即 变位系数 可按齿数比u的太小，由图的交点来确定。齿数比u=1.7，顾可得=0.11故 =0.11 =0.11第二级变位系数计算因 =5.34，故也采用与低速级相同的变位系数齿数比u=1.7,故应同样按斜线与横坐标的交点来确定，得 =0.11，故 =0.11 =0.113.5 几何尺寸计算分度圆 d=mz齿顶圆 =d+2m(ha*+x+y)齿根圆 =d2m(ha*+C*x), ” ”号中正号用于外啮合，负号用于内啮合。基圆 =dcosa齿顶高系数：太阳轮，行星轮h*a=1内齿轮h*a=0.8顶缝系数，*=.

28、齿间变动系数（高度变位直齿传动）根据上式公式计算第一级行星齿轮减速器太阳轮d=20mm5=100mm=100+25(1+0.11)=111.1mm=100-25(1+0.25-0.11)=88.6mm=100cos(20)mm=93.97行星轮d=592=460mm=180mm+25(1-0.11)=188.9mm=180-25(1+0.25+0.11)=166.4mm=166cos(20)mm=156.36mm啮齿圆d=592mm=460mm=460-25(0.80.11)mm=450.1mm=460+25(0.8+0.25-0.11)mm=469.4mm=460cos(20)mm=432.

29、29mm第二级太阳轮d=320=60mm=60+23(1+0.11)mm=66.66mm=60-23(1+0.25-0.11)mm=53.16mm=60cos(20)mm=56.38mm行星轮d=334=102mm=102+23（1-0.11）mm=107.34mm=102-23(1+0.25+0.11)=93.84mm=102cos(20)mm=95.85mm啮合圈d=386=258mm=258+23(1-0.11)mm=263.34mm=258-23(1+0.25-0.11)=252.36mm=258cos(20)mm=242.44mm第三级太阳轮 d=418mm=72mm=72+24(1

30、+0.11)mm=80.88mm=72-24(1+0.25-0.11)=64.48mm=72cos20=67.66mm行星轮d=427mm=108mm=108+24(1+0.11)=280.08mm=108-24(10.250.11)mm=98.72mm=108cos20=101.48mm啮合圈d=472=288mm=288240.80.11=280.08mm=288240.80.250.11mm=295.52mm=288cos20mm=270.63mm3.6 啮合参数计算341高速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a1为 342低速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a2为由此可见，高

31、速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件, 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸和质量2；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位，大齿轮采用负变位。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即，型的传动中，当传动比时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为。343高速级变位系数确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在啮合角仍为，根据表选择变位系数 344低速级变位系数因其啮合角仍为 根据表选择变位系数 第四章 传动效率的计算三级2X-A型的基本三

32、级行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为由表（1）可得: ， 3.7.1 第一级级啮合损失系数的确定在转化机构中，其所损失系数相当于啮合损失系数和轴承损失系数之和。即其中转化机构中其中心轮与行星齿轮之间的啮合损失转化机构中其中心轮与行星齿轮之间的啮合损失可按公式计算得即第二级中的外啮合中重合度=1.584,则得式中齿轮副中的小齿轮的齿数齿轮副中的大齿轮的齿数啮合摩擦系数，取0.2=0.041内外啮合中重合度=1.864,则的=0.0080即得 =0.041+0.008=0.049, 3.7.2第一级啮合损失系数的确定外啮合中重合度=1.627=0.037内啮合中的重合度=1.858=0.019即

33、 =0.037+0.019=0.056, 则该行星齿轮的传动效率为=，传动效率高即满足短期间断工作方式的使用要求。第五章 齿轮强度的验算校核该齿面接触应力的强度计算，大小齿轮中的计算接触应力中较大值均小于其相应的许用接触应力，即5.1高速级外啮合齿轮副中接触强度的校核考虑到由该齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷的影响系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量及刚度和运行状态有关，原动机工作平稳，为中等冲击8。故选为1.6, 工作机中的环境恶劣，属于严重冲击9。故选为1.81动载荷系数考虑到齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部的附加动载荷影响的系数，查表可得=1.1082齿向载荷分布系数考

34、虑到沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数主要和齿轮加工误差，箱体轴孔的偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。查表可得 即，则3齿间载荷分配系数、齿间载荷的分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓的修形，重合度等因素有关。查表可得=1 ，=14行星齿轮间载荷分配不均匀系数考虑到在各个行星齿轮间载荷的分配不均匀对齿间接触应力影响的系数。它与转臂X和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取 =1.45节点区域系数考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将其分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的系数。即根据，取为2.

35、4956弹性系数考虑材料的弹性模量E和泊松比对其接触应力影响的系数，查表可得为 189.807重合度系数考虑到重合度对单位齿宽载荷的影响，即使计算接触应力减小的系数，故取0.8978螺旋角系数考虑到螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力的影响系数。，取为19最小安全系数，考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应其根据重要程度，使用场合等。取=110接触强度计算的寿命系数考虑到当齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂等有关。取=1.039，=1.08511润滑油膜影响系数，齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得即 =1，=0.9

36、87, =0.99112齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数考虑经光整加工的硬齿面的小齿轮在其运转过程中对调质刚的大齿轮产生的冷作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选=1，=1根据其公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力10，中心齿轮a1的 =1422即行星齿轮c1的=1486在外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中，即，经计算可得 即 则， 满足接触疲劳强度条件。5.2 高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核1名义切向力已知，=3和=153mm,即得 即使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。2齿向载荷分布系数 齿向载荷分布系数按公式计算，得由图可知=1，即=1.31

37、13齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数可查表得=1.14行星齿轮间载荷分配系数行星齿轮间得载荷分配系数按公式计算5齿形系数查表可得，即=2.421, =2.6566应力修正系数查表可得即=1.684, =1.5777重合度系数查表可得即 8螺旋角系数取9计算齿根弯曲应力=187=18910计算许用齿根应力即已知齿根弯曲疲劳极限为=400查表得最小安全系数=1.6,式中各系数，和取值如下： 查表得=2，=1查表得齿根圆角敏感系数为=1， 相对齿根表面状况即=1.043=1.043许用应力694, 因此有；， a-c满足齿根弯曲强度条件。5.3 高速级内啮合齿轮副中接触强度的校核高速级内啮合齿的轮副

38、中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，其校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择=1.272，=1.189, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844，=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, =1计算行星齿轮的许用应力即=1677计算内齿轮c1的接触许用应力即=641而=396则641 得出结论：即满足接触强度的条件。5.4 低速级外啮合齿轮副中接触强度的校核1选择使用系数因原动机工作平稳，为中等冲击。故选为1.6, 工作机的环境恶劣，属于其严重冲

39、击。故选为1.82动载荷系数3齿向载荷分布系数=1.2294齿间载荷分配系数为、查表可得为=1.021 =1.0215节点区域系数取=2.4956弹性系数考虑到材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得即为 189.807重合度系数考虑到重合度对单位齿宽载荷的影响，从而使计算接触应力减小的系数，故取0.8898螺旋角系数考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力的影响系数。，取为1则计算齿面的接触应力代人参数=14519最小安全系数，取=110接触强度计算的寿命系数即取=1.116，=1.11711润滑油膜影响系数，即齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1，=0.958, =0.

40、99612齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数取=1，=1计算其许用接触应力=1770 中心齿轮a2=1525 行星齿轮c2 接触强度校核即：1451满足接触强度校核第六章 结构设计6.1输入端根据其ZX-A型的行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速高低情况，首先确定中心齿轮a1的结构，因为其的直径较小，所以a1采用齿轮轴的结构形式；即将中心齿轮a1与输入轴连成为一体。 按公式mm 按照3-5增大，试取125mm,同时进行轴的结构设计3，为了便于轴上的零件装拆，将轴做成阶梯形。如图2所示图2带有单键槽的输入轴直径定为125mm,再过台阶为130mm满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向

41、定位与固定。设为150mm,宽度为10mm。根据轴承的选择定为140mm。对称安装轴承，试确定其他各段等。如图3图36.2输出端根据=112，带有单键槽4，与转臂2相连作为其输出轴。取为300mm，选择63X32型的键槽。再到台阶为320mm。输出连接轴为310mm，选择70X36型的键槽。如图4、图5所示图4图56.3内齿轮的设计内齿轮b1采用紧固螺钉与箱体连接，从而可以将其固定。如图7、图8所示 图6 图76.4行星齿轮设计行星齿轮采用带有内孔的结构，它的齿宽应该加大5，以保证其行星齿轮c与中心齿轮a的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮b与行星齿轮c相啮合。在每个行星齿轮的内孔中，应安装四个

42、滚动轴承来支撑着。如图8、图9所示 图8 图9而行星齿轮的轴在安装到转臂X的侧板上之后，还采用了其矩形截面的弹性挡圈来进行轴的自行固定。6.5转臂的设计一个结构合理的转臂x应该是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，且动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且还具有良好的加工和装配工艺。对于2X-A型的传动比时，选择双侧板整体式转臂。且因为行星齿轮的轴承一般安装在行星齿轮的轮缘内。当转臂X作为行星齿轮传动的输出基本构件时，承受的外转矩最大 转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差可按公式计算，先已知高速级的啮合中心距a=270mm6，即得 取=51.7各行星齿轮轴孔的孔距的相

43、对偏差可按公式计算，即取0.062=62转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的，即先已知低速级的啮合中心距a=342mm，即得 取=55.9各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算，则取0.069=69转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的，即得6.6箱体及前后机盖的设计按照行星传动的安装类型不同，则该行星减速器选用卧式不部分机体，为整体铸造机体，其特点为结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机体应该尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁7。如图12、13、14所示壁厚 即：机体表面形状系数 取1与内齿轮直径有关系数取2.6_作用在机体上的转矩 图1

44、2 图13图146.7 齿轮联轴器的设计浮动齿轮联轴器是传动比的内外啮合传动，其齿轮的齿廓曲线通常采用渐开线。选取齿数为23 ，因为它们为模数和齿数相等的啮合齿轮副8。如图15图156.8标准件及附件的选用轴承的选择：根据轴的内径选择其输入轴承为GB/T276-1994中的内径为140mm ，外径为210mm。行星齿轮中的轴承为双列角接触球轴承内径为90mm,外径为160mm 。行星齿轮2中的轴承为GB/T283-1994的圆柱滚子轴承。输出轴承为GB/T276-1994的深沟球轴承。螺钉的选择：大多紧固螺钉应选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计。以及油标的应设计

45、根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。 第七章 减速器箱体及其润滑7.1 减速器箱体结构设计机体结构要根据制造工艺、安装工艺和使用维护的方便与否以及经济性等条件来决定机体的形状随转动装置的安装模式分为卧式、立式、和法兰式等，本例采用卧式整体结构，三级速级采用同一机体。机体由灰铸体，机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷，铸造机体能有效地吸收振动和减低噪音，且有良好的耐腐蚀性。7.2 机体主要尺寸的确定机体的强度和刚度设计很复杂，所以一般都是按经验方法确定其结构尺寸机体壁厚按下式确定： 0.04d315mm=0.0443215mm=32.28mm机体各筋板厚度1

46、=0.525=（18.1421.14）mmh1.5=1.532.28mm=48.42mm机体中心高度h0 H00.8d3=0.8432mm=345.6mm7.3 减速器润滑 5.3.1 齿轮的润滑 行星减速器中各齿轮的圆周速度：高速级 太阳轮 6.15m/s行星轮 0.48m/s低速级太阳轮 1.85m/s行星轮 1.48m/s内齿圈 0由于各齿齿轮圆周速度1215m/s,因此采用油池浸浴润滑，即把齿轮浸在油池中。待齿轮转动时，将润滑油带到齿合表面，同时将油甩上箱壁，用于散热。在多级传动中，还可以用甩油环将油甩起来润滑。油池中的油量取决于齿轮传递效率的大小，对于单级传动，没传递1KW功率，需要

47、油量约0.350.7L，对于多级传动，需要的油量按级数成倍增加，则油池容量：V=0.5218.518.5L.5.2.2 轴承的润滑减速器中齿轮圆周速度2m/s时，不能依靠飞溅的润滑油来润滑轴承，应采用润滑脂来润滑。通常在装配支承元件时，就把润滑脂填入轴承。添油时可拆去轴承端盖，也可以打开油孔，使用旋盖油杯或用油枪供油。润滑脂的装入量可占轴承空间的1/3.每工作三个月后，补充一次新油，没过一年，拆开清洗部件，并换新油、为了不使润滑因箱体内的润滑油浸入而稀释或变质，并防止润滑油带来金属屑或其它污物，应在轴承向着箱体内壁的一侧安装密封装置，最常用的密封装置是封油环。总结大学的最后一个学期，在紧张而又

48、充实的毕业设计中度过，让我受益匪浅。毕业设计让我对以前的知识又有了一次完整而系统的复习，并且通过阅读一些毕业设计相关书籍，也让我学习到了很多有用的知识，对现在的机械知识进行了补充，同时也了解了很多将来工作中需要的知识，学会了如何正确的去使用一些资料、技术手册，问我以后在工作中进步打下了结实的基础。在毕业设计中队机械制造的工艺工序设计，夹具设计、CAD制图进行了一次复习、实践。在这次毕业设计中我也能明显的感觉出自己的不足，设计中还存在这很多的错误和缺陷，在这里恳请各位老师、同学指导改正。致谢为期两个半月的毕业设计不知不觉已经到了结束的时候，这次毕业设计是我在大学之中所接触到的最难，也是最复杂的一

49、次设计，然而还能顺利完成，这是各位老师的功劳。在这里谨向大学四年里辛勤教导我的老师致以崇高的谢意！特别是要感谢彭锐涛老师对我无微不至的关怀和教导。本文所研究的内容是在彭老师的细心指导下完成，也正是彭老师以其丰富的实践经验、深厚的专业知识为本课题的设计提供了许多有效的指导和理论依据，才能使本课题得以圆满完成和论文的顺利结束，更重要的是彭老师待人的和蔼、工作治学的严谨让我受益匪浅，不仅让我在学习上进步，也让我学会了应该用怎样的态度对待工作，在此再次向彭老师表示深深的谢意。同时还要感谢和我一起进行毕业设计工作的同学，在毕业设计工程中大家相互帮助、支持。这几个月中为我解决了很多问题，并督促我让我不至于

50、放松。感谢那些平时给予我指导和帮助的老师、同学。谢谢！附录清单a 中心距 折合系数b 齿轮宽度 顶圆齿形曲径d 轴的直径 齿轮啮合角h 轴肩高度 断面重合度I 传动比 端面啮合长度K 载荷系数 * 齿顶高系数L 轴的长度 C* 齿轮顶隙系数m 齿轮模数 扭转切应力 n 轴的转速 啮合损失系数 行星轮数目Na 盈利循环系数t 总运转时间T 转矩W 轴的抗弯截面系数X 齿轮变位系数P 轴传递的功率Z 齿数 传动功率d 齿轮分度圆直径 齿轮基圆直径d 齿轮节圆直径 齿轮基圆直径d 齿轮节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 孔距相对偏差文献翻译8.5 Blade pitch mechanismAs a r

51、ule, large wind turbines have rotors equipped with blade pitch control. The mechanism required for this must basically fulfil two tasks. The primary task is to adjust the blade pitch angle for controlling the power and speed of the rotor.A pitching range of around 20 to 25 degrees is enough for this

52、 purpose. But apart from this main function, there is a second task which has considerable influence on the design of the blade pitch mechanism. To brake the rotor aerodynamically, it must be possible to pitch the rotor blade to the feathered position. This increases the pitching range to approximat

53、ely 90. The implementation of the blade pitch mechanics offers the designer possibilities for design creativity scarcely rivaled by any other system. The model implemented are accordingly variety can be attained if the “blade pitch mechanism ”system is broken down into its main components.Rotor blad

54、e bearing The prerequisite for implementing blade pitching is the ability to turn the rotor blades around their longitudinal axis. Even though the necessary angle of rotation and the rotating speeds are relatively small, the rotor blade are almost exclusively supported by roller bearing at the blade

55、 root. In some earlier turbines,only the outer blade area was adjusted(Chapt,5-3-1,Fig.51.18).In this case the bearing and the blade pitch drive must be relocated into the outer blade area. This poses additional design problems with respect to spatial conditions and weight at an awkward place in the

56、 outer blade section.Blade pitching drivingThe main distinguishing feature of blade pitching systems is the type of drive. Hydraulic drives are still in the majority in older wind turbines but an alternative are electrical motors and these are increasingly found in more recent turbines. The reasons

57、are the extended control possibility and precision of the newer electronically controlled pitching motors, and the avoidance of the leakage problem experienced with hydraulic units.Actuator elementsThe design of the actuating elements depends on the selected drive units, on the one hand, and, on the

58、 other hand, on the arrangement of the blade pitch drive in the space of the nacelle or of the rotor hub. Hydraulic actuating elements at the same time. If pitching drives other than direct actuators are used, it becomes necessary to effect the movement on the rotor blades via mechanical actuating e

59、lements. This job can be handled by pitching shafts, toothed gearing or any conceivable linkage mechanism.Power supplyThe blade pitching drive must be supplied with power. In most cases, the power supply system of the blade pitching system is housed in a fixed position within the nacelle. In the cas

60、e of electrical systems, installation of the blade pitch motor or actuator in the rotating rotor hub require the electric current to be transmitted into the hub via a slip-ring, whilst hydraulic systems require a rotary leadthrough of the supply line.If, apart from the power supply, the pitching sys