风力发电机变桨减速器设计方案说明书(BJJSQA)

1、BJJSQ1500A风力发电机变桨减速器设计说明书德阳东汽电站机械制造有限公司2006-04-24目录2006-04-24目录、应用4二、技术参数52.1齿轮箱52.2材料52.3大齿环和小齿轮52.3.1大齿环齿轮52.3.2小齿轮52.4小齿轮轴承52.5载荷62.5.1小齿轮力矩62.5.2轴承设计的载荷6电动机总量载荷6三、传动系设计及校核63.1已知条件63.2方案设计63.2.1结构设计63.2.2齿形及精度7齿轮材料及其性能173.2.4配齿及传动比计算73.3齿轮参数初步确定73.3.1按弯曲强度估算各级齿轮法向模数7估算第一级法向模数7估算第二级法向模数8估算第三级法向模数8

2、3.3.2各级主要几何尺寸93.3.2.1第一级主要几何尺寸9第二级主要几何尺寸9第三级主要几何尺寸93.4各级齿轮疲劳强度校核93.4.1第一级疲劳强度校核93.4.1.1第一级外啮合齿面接触疲劳强度93.4.1.2第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度103.4.1.3第一级内啮合齿面接触疲劳强度113.4.1.4第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度123.4.2第二级疲劳强度校核133.4.2.1第二级外啮合齿面接触疲劳强度133.4.2.2第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度143.4.2.3第二级内啮合齿面接触疲劳强度153.4.2.4第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度163.4.3第三级疲劳强度校核163.4.3

3、.1第三级外啮合齿面接触疲劳强度163.4.3.2第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度173.4.3.3第三级内啮合齿面接触疲劳强度183.4.3.4第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度193.5齿轮静强度校核203.6传动装配条件验算213.6.1传动比条件213.6.2邻接条件213.6.3同心条件213.6.4装配条件213.7啮合参数213.8齿轮几何尺寸计算213.9传动效率计算223.10结构设计233.11轴承设计及校核233.11.1第一级行星轮轴承校核233.11.2第二级行星轮轴承校核243.11.3第三级行星轮轴承校核243.11.4输出轴轴承载荷校核253.12轴的强度校核263.12

4、.1太阳轮轴强度计算263.12.2行星轮轴强度计算263.13鼓形齿联轴器接触强度计算263.13.1第二级鼓形齿联轴器263.13.2第三级鼓形齿联轴器273.14花键轴挤压强度校核28四、润滑和密封28五、运行和质量认可测试295.1空载实验295.2极端过载实验295.3疲劳测试295.4低温冲击实验29六、环境条件29七、防腐29参考文献：29一、应用本手册是FD70A/FD77A风力发电机偏航减速器的结构说明和生产规范。变桨减速器的主要作用是驱动变桨控制齿轮箱，用于调节风力发电机输出功率。当控制系统的测量实际功率值与设定值不匹配时，每只风轮叶片可以绕它的纵向轴旋转。其工作特点是间歇

5、工作起停较为频繁，传递扭矩较大，传动比较高。因其工作特点以及安装位置的限制，本设计采用三级行星齿轮减速机构。二、技术参数2.1齿轮箱设计：带方便电机连接法兰B5）的低齿隙同轴行星齿轮箱。偏心率：小齿轮和驱动轴与装配法兰中心偏离1.5mm不是对中）。减速比：i=155.4驱动电机旋转速度：额定：n=2420rpm速度运行：n=01700rpm运行最大：n=4000rpm效率：0.9最大电机法兰：A2502.2材料小齿轮：18Cr2Ni4W，表面渗碳处理轴承箱体：20CrMnTi其他箱体：20CrMnTi2.3大齿环和小齿轮齿轮类型：内啮合部正齿，正常压力角20，基准齿廓符合DIN867转轴中心距

6、：744mm2.3.1大齿环齿轮模数：12mm齿数z2：-139齿宽b：100mm齿形修正x2*m：-6mm按DIN3990齿形质量：DIN3967/12e27齿面硬度：HRC50+5/475HV10Rht=1.4+0.8mm齿侧和齿根部硬度）2.3.2小齿轮模数：12mm齿数：z1=15齿宽b=100mm齿形修正x1*m：6mm按DIN3990齿形质量：DIN3967/7e26，Ra最小=3.2磨亮齿面硬度HRC58+4/600HV10Rht=1.4+o.8mmv齿侧和齿根部硬度）修形：制造商应给出能够得到最好的传动效果的建议，并且由东方汽轮机厂决定2.4小齿轮轴承小齿轮轴承应采用一个小的预

7、加载圆锥滚子轴承。2.5载荷2.5.1小齿轮力矩=10500Nm变化范围：AM=8300Nm运行负荷循环次数：n=2.0*1082.5.2轴承设计的载荷齿轮的平均扭矩：Mgearoutlet=4150Nm轴承额定寿命：Lrequ=66500h2.5.3电动机总量载荷直流电机安装在齿轮箱的B5法兰上。电机的总量是85Kg。电机的重心在离B5法兰大约500mm处。在运行期间的旋转运动给了整个齿轮箱变化的重力矩，负荷周期大约为n=1.8x108次循环。0由电机自重的激励引起的力矩和风机在恶劣环境下产生的力矩叠加作用。这个额定激励力矩能根据周期为n=1.8*108负荷循环情况进行估计，然后再加上自重加

8、速度为a=1g=9.81m/s2三、传动系设计及校核3.1已知条件额定输入功率：6.5kW额定输入转速：1700rpm额定输出转速：10.94rpm总传动比：155.4效率：0.93.2方案设计3.2.1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齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和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

9、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。3.2.2齿形及精度因属于低速传动，采用齿形角二20。的直齿轮传动，精度定为6级。n3.2.3齿轮材料及其性能1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：20CrMnTi，渗碳淬火回火，表面硬度HRC5662,oHiim=1500Nmm-2、oFiim=470Nmm-2行星轮：20CrMnTi，表面淬火，渗碳淬火回火，表面硬度HRC5662,Hlim=1500Nmm-2.Fiim=470Nmm-2。因双向转动，实际作血=470*0.8=376Nmm-2内齿圈：

10、20CrMnTi，齿面渗碳淬火HRC5660,Hlim=1500Nmm-2、oFiim=470Nmm-23.2.4配齿及传动比计算表1分配传动比及各级配齿传动级za小齿轮zc行星齿轮zb内齿轮ib传动比axnp行星数模数m第一级17431037.058832第二级1731795.647132.5第三级2019583.900034实际总传动比为：z=zzz二7.0588X5.6471x3.9000二155.46总123齿轮参数初步确定3.3.1按弯曲强度估算各级齿轮法向模数2（3-14KTY2（3-1mA3aFsnm3z2Gd1Flim3.3.1.1估算第一级法向模数（3-1式中：A二12.6（

11、直齿轮0二0。2mK二1.2（载荷平稳K=1.15（尺寸精度为6级，转速超过300r/mincFT9549P9549x6.53651N/=kw=36.51Nmi17001700TQC1T=K=一一x1.15=14.00NmACcF3个人资料整理仅限学习使用个人资料整理仅限学习使用761761Y二2.8,Y二1.54(a=20。,FaSaY二YY二2.8x1.54二4.34FsFaSa25-二0.735341.2x14x1.2x14x4.3匸人=12.6x3一亠一=1.2,z2C30.735x172x376AFSz2Q1Fp取m=2mmn3.3.1.2估算第二级法向模数（3-1式中：A二12.6

12、（直齿轮0。mK=1.2（载荷平稳K二1（尺寸精度为6级，转速低于300r/mincFT=Txi=36.51x7.0588=257NmIII1T257257T=K=K=x1=86NmACcFCcF3ssY二2.8，Y二1.54(a=20。，Y二YY二2.8x1.54二4.3FaSaFsFaSaq=0.588dd42.51mAKTAFs=12.6x3xx=2.26，取m=2.5mmnm3z2。0.588x172x376nd1Fp3.3.1.3估算第三级法向模数（3-1式中：A=12.6（直齿轮P=0。mK=1.2（载荷平稳K=1（尺寸精度为6级，转速低于300r/mincFT=Txi=257x5

13、.6471=1451NmIIIII2T1451T=wK=x1=483NmACcF3sY=2.8，Y=1.54(a=20。，Y=YY=2.8x1.54=4.3FaSaFsFaSaQd45=0.59个人资料整理仅限学习使用个人资料整理仅限学习使用mAnm:KTY=12.6x:1x483x4.330.59x202x376=3.66mm,取m=4mmn3.3.2各级主要几何尺寸3.3.2.1第一级主要几何尺寸太阳轮分度圆直径：d=34mma行星轮分度圆直径：d=86mmc内齿圈分度圆直径：d=206mmb齿宽：b=25mm3.3.2.2第二级主要几何尺寸太阳轮分度圆直径：d=42.5mma行星轮分度圆

14、直径：d=77.5mmc内齿圈分度圆直径：d=197.5mmb齿宽：b=25mm3.3.2.3第三级主要几何尺寸太阳轮分度圆直径：d=80mma行星轮分度圆直径：d=76mmc内齿圈分度圆直径：d=240mmb齿宽：b=45mm各级齿轮疲劳强度校核3.4.1第一级疲劳强度校核3.4.1.1第一级外啮合齿面接触疲劳强度计算接触应力：b=Z-KKKKZZZZ:FtU+1H沁AVH卩HHEsMldbU1式中Z=110BK=1.1011AK=1.0512V兀d(n-n)兀x34x(1700K=1.0512V60000vx=ax=2.6m/s,6000060000K=1+-1)卩=1+(1.2-1)x1

15、=1.213HPbHK=1.014HaZH二2515Z=189.8N/mm216E1.88-3.2r11)+lzz丿accosP=1.88-3.2r1x+117431.88-3.2r11)+lzz丿accosP=1.88-3.2r1x+11743丿=1.61717Z=4-a:3；4-1.617=0.89183ZP=1202000T2000 x36.51F=卜K=x1.1=787N21tdcCHA34x3b二25mmz43u=2=2.5322z171Fu+1t-b=Z-KKKKZZZZHABAVHPHaHE&Pdbu1N/mm2I787=11Ax1.05x12x1x25x1898x89x1气Ex

16、沖=5772.533.4.1.2第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度F计算弯曲应力6：b=-YYYYKKKKFbmFaSaPAVFPFan式中F=t2000T2000 x36.51i-K=xl.15=823N21dcCFA34x3b二25mmm=2mmnY=Y=2.95，FaaY=2.3623FacY=Y=1.54，Y=1.6824SaaSac1.88-3.21.88-3.2.93.10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

17、轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。3.11轴承设计及校核表7各级行星轮轴承选择及额定载荷29型号基本额定动载荷C(KN基本额定静载荷C(KNr0输入轴轴承1601016.113.1第一级行星轮轴承160047.94.5第二级行星轮轴承160047.94.5第三级行星轮轴承NA490625.535.5输出轴左侧轴承NU1022115155输出轴右侧轴承331192984983.11.1第一级行星轮轴承校核行星轮切向力为：F二F二F二787NtACtCAt单个轴承所受力为：F二0N，F二F二787NartAC冲击载荷系数f，

18、考虑轻微冲击，取f二1.2dd对于深沟球轴承16004，当量动载荷为：P二f(XF+YF)二1.2x(1x787)二944N30dra轴承寿命为：n二(仝-)n二(丄-)x1.8x108二0.457x108zi0437.0588aI计算额定动载荷为：C=P/=944x3=3375Nr*1x106卞1x106C二79003375二Cr1r计算当量静载荷为：P=F=787N310rr滚动轴承安全系数S按正常使用轴承取S二13200计算额定静载荷为：C二SP二1x787二787N0r00r1C二4500787二C0r0r第一级行星轮轴承16004通过校核。3.11.2第二级行星轮轴承校核行星轮切向力

19、为：F二F二F二4031NtACtCAt单个轴承所受力为：F二0N,F二F二4031NartAC冲击载荷系数f，取f二1dd对于深沟球轴承16004，当量动载荷为：P二f(XF+YF)二1x(1x4031)二4031Ndraz1n1711.8x108轴承寿命为：n二(f)0二()x二0.0947x108zii315.64717.0588TOC o 1-5 h zaIII计算额定动载荷为：C=P3-=4031x0.0947x108=8528Nr31x1061x106C二79004031=C0r10r第二级行星轮轴承16004通过校核。3.11.3第三级行星轮轴承校核行星轮切向力为：F=F=F=1

20、2083NtACtCAt单个轴承所受力为：F=0N，F=F=12083NartAC冲击载荷系数f，取f=1dd对于滚针轴承NA4906，当量动载荷为：P=fF=1x12083=12083Ndrz1n1911.8x108轴承寿命为：n=(y)=()x=0.0313x108ziii203.97.0588x5.6471aIIIIII计算额定动载荷为：C=P3n=12083x0.0313x108=17679Nr31x10631x106C=2550017679=C计算当量静载荷为：P=F=12083NTOC o 1-5 h z0rr滚动轴承安全系数S按正常使用轴承取S二100计算额定静载荷为：C二SP二

21、12083N0r00rC二3550012083二C0r0r第三级行星轮轴承NA4906通过校核。输出轴轴承载荷校核输出转矩：T二5673N.mIV输出小齿轮分度圆上名义切向力：F二2X5673=63033Ntd0.180小齿轮输出小齿轮名义径向力：F二Ftana二63033xtan20二22942Nrt齿轮合成受力为fF2+F2=630332+229422=67078N根据输出轴的合成力矩平衡条件：输出轴左端轴承所受径向力：F二65270N,由于左端轴承采用一个圆柱滚子轴承rNJ1020和一个深沟球轴承61824，所以每个轴承所受径向力：F二32635N,rP二F二32635N0rr输出轴右端

22、轴承所受径向力：F二132349N，由于右端轴承采用两个圆锥滚子轴承r352217X2,所以单个轴承所受最大径向力：F二66174N,P二F二66174Nr0rr滚动轴承安全系数S按正常使用轴承取S二100计算左端NJ1020轴承额定静载荷为：C二SP二32635NTOC o 1-5 h z0r00rC二10200032635二C0r0r输出轴左侧轴承NJ1020通过校核。计算左端61824轴承额定静载荷为：C二SP二32635N0r00rC二3290032635二C0r0r输出轴左侧轴承61824通过校核。计算右端352217X2额定静载荷为：C二SP二66174N0r00rC二560000

23、66174二C0r10r输出轴右侧轴承352217X2通过校核。3.12轴的强度校核3.12.1太阳轮轴强度计算按转矩太阳轮轴最小轴径：d：9.55x106PV0.2tnTmm33由于太阳轮轴采用20CrMnTi，所以t卩=52MPa，计算结果见下表:表8太阳轮轴计算参数级数太阳轮轴最小轴径mm实际太阳轮轴径mm第1级太阳轮轴15.228第2级太阳轮轴29.235第3级太阳轮轴50503.12.2行星轮轴强度计算行星轴按心轴弯矩进行校核：dM3mm343：0b甲+1b其中，行星轮轴的材料为40CrNiMoA，其许用弯曲应力为0二330Mpa,计算结+1b果见下表：级数弯矩M(N.mm最小轴径m

24、m实际行星轮轴径mm第一级行星轮轴110186.920第二级行星轮轴564341220第三级行星轮轴24166019.430表9轴校核3.13直齿联轴器强度校核计算3.13.1第二级直齿联轴器直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式：2000TKKKTcAmdzbSKcNT35p直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式：C2000TKAKmc35pdzbhKppWT=257NmIIK二235cK二1.10AK二136md二45mmz=30b二14mmS沁=0.7535c2zK二0.336Nh二3.375mm36K二1.436W_2000TKKKTcAm-dzbSKcN2000X257X2XU11265T4

25、5x30 x14x0.75x0.3p2802000TKKQA_mpdzbhKW2000X257X口X1-6.334-8445x30 x14x3.375x1.4pp第二级直齿齿联轴器强度校验通过。3.13.2第三级直齿联轴器直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式：2000TKKKcAmT35dzbSKpcN直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式：2000TKKQAmQ35pdzbhKppWT1451NmIIIK235cK1AK136md60mmz30b17mmS=135c2zK二0.836Nh二4.5mm36K二236W2000TKKKTcAm-dzbSKcN2000 x1451x2x1x1_苗60 x

26、30 x17x1x0.8p2802000TKKQA_mpdzbhKW2000 x1451x1x1-10.5“60 x30 x17x4.5x2pp84第三级鼓形齿联轴器强度校验通过。3.14花键轴挤压强度校核花键挤压强度公式：p-；许用压强p120Mpa370ZhlDppmTI5673曲00.8z10D一d2C78一72204h-2C-2x0.42.2mm22l86mmDD+d78+72D75mmm222T0zhlDm2x56730.8x10 x2.2x86x75x1000100Mpappp120Mpa花键挤压强度校验通过。四、润滑和密封因为工作过程中齿轮箱处于回转运动状态，因此高速轴端的润滑油

27、高度由最顶部小齿轮位置附近的油标来指示最低/最高标志。电机导流罩上有两个方向完全相反的镜子，使用它们可以较早发现电机中是否有漏油现象。所用油的类型、数量以及换油间隔一定要说明。一定要考虑轴封锁使用的油与油脂的兼容性。油的黏度为150cSt,般情况下采用MobilSHCXMP320。换油间歇不超过5年。小齿轮的轮齿用OKS510清漆和粘性油脂OKS495润滑。预紧件和接合面涂氩胶。五、运行和质量认可测试为了确定产品的质量，须进行几个原型实验。5.1空载实验需进行空载实验，正反转均不小于两小时，应运转平稳，无振动冲击，各连接紧固件不松动，各连接密封处不漏油。5.2极端过载实验这个实验用于确定极端过

28、载率。把最大扭矩施加于电机端，改变载荷100次。另外，需对小齿轮进行载荷测试。在这些测试中获得齿轮刚度，高速和低速轴的惯性矩。5.3疲劳测试实验时间为120h，施加1.3倍的名义轮齿扭矩，振动范围+/-0.5rpm于小齿轮侧进行实验。5.4低温冲击实验考虑到风机实际的运行环境，减速箱内重要传动部件受低温影响较大，可按GB/T8814-1998对低温落锤冲击实验的相关规定，对中心轮轴，3、4级行星轮轴，及输出轴进行低温冲击实验。每组冲击实验取5-10个样品，试样在-10C1C条件下放置4h后开始测试。实验在标准环境（-23C2C中10s内完成。六、环境条件运行温度范围为-30C+50C之间。当风机停止时，风机可抵抗-45C。整个齿轮箱位于外部保护区域，雨水不能直接进入，但是凝结的水和灰尘是可能的。七、防腐减速箱的密封防腐保护必须按喷涂说明的相关规范DW812A6001A-2005及叶片变桨齿轮箱图样说明进行实际操作。面漆的颜色应该是RAL5014，光泽度很高。参考文献：机械设计手册第四版第三卷，化学工业出版社，成大先主编，P14-105、p14-126机械设计手册第四版第三卷，化学工业出版社，成大先主编，P14-86机械设计手册第四版第三卷，化学工业出版社，成大先主编，P14-396机械设计手册第四版第三卷，化学工业出版社，成大先主编，P14-87机械设计手册第四版第三卷，化学工业