风电齿轮箱传动系统的分析

风电齿轮箱传动系统的分析摘要：伴随着国际能源市场石油、天然气等石油能源的不断消耗，能源行业逐渐呈现危机；人们不断在寻找新的能源，代替石油、天然气等石油资源，同时对生存的环境不会造成伤害，风电行业被重新重视起来。随着风电行业投入技术和人力成本不断增加，风电行业持续不断的发展，技术日臻成熟。在装机规模和单机容量上不断增大，随着风电场单机容量和规模的不断增大，风电齿轮箱作为风电整机最脆弱的部件之一，在风电机组的运行过程中占有举足轻重的地位。但由于国内风电齿轮箱技术设计较缓慢，设计结构和材料工艺相对薄弱，尤其是23MW级风机齿轮箱，主要依靠引进国外的设计技术。因此，国内风电齿轮箱行业的持续发展成为风电行业的必然。首先，根据GL指定的载荷参数表、风资源提供的原始数据，确定风电机组齿轮箱的载荷参数，从而确定齿轮箱的结构设计选取行星传动或平行轴传动的结构形式；根据每级齿轮的最大载荷系数，计算确定各级传动的齿轮参数，对行星齿轮的传动进行受力分析，得出各级齿轮的受力结果，依据标准进行静强度校核，然后根据计算结果，确定各级的传动比及齿轮参数，并对疲劳点蚀、轮齿折断等安全性条件进行核准。然后，对齿轮的传动系统进行齿面接触应力的计算，先利用常规算法进行理论分析计算。关键词：风力发电；风机齿轮箱；结构设计1.引言1.1课题来源随着世界经济规模的持续增长，世界能源消费量的不断增加。能源危机正日益困扰着人类的生存。世界上许多国家逐步认识到，一个持续发展的国家将是一个既能满足社会生产消费的需要，而又不会对子孙后代造成伤害的社会。节约能源，提高能源的可利用效率，充分利用洁净能源取代高碳含量的燃料，已经成为新的能源的主题。风力发电机组主要由风轮系统、主传动系统、变桨系统、偏航系统、主控系统、变流系统、齿轮箱、发电机等系统组成，发电机主要将风能转变为电能，是风电机组的核心部件；随着风电整机技术的深入研究，发电机由最初的直流发电机、笼型异步发电机逐步演变为双馈异步发电机、直驱永磁发电机，随着风力发电机组自身技术水平的提高，又促进了风电整机技术的不断完善，风电机组部件与风电整机互为因果、相互促进。本课题就是建立在对引进的兆瓦级风力发电齿轮箱结构技术消化吸收的基础上，对齿轮箱进行结构设计，为研发具有自主知识产权的风电机组和主传动齿轮箱打下基础。1.2国内发展趋势风力发电发展的主要趋势：（1）?风电机组单机容量增大：有利于提高风能可利用率，降低风电场的实际占地面积，减少风电场运行维护成本，从而提高风电产品的市场竞争力。目前全球主流风电机组已经达到（2~?3）MW,?由德国Repower?研制的最大的5MW风力发电机组已投入运行，其叶片直径达到126?米。（2）变速恒频技术快速推广：现在恒速运行的风电机组一般采用双绕组结构的双馈异步发电机,高速运行在风资源较高风速段,发电机运行在相对较高转速；在低风速段，发电机运行在相对较低转速上。其优点是主控系统简单，可靠性高;缺点是转速基本恒定，而风速经常不断变化，风电机组时常处于风能利用系数低的状态，风资源无法得到充分合理利用。伴随着风电技术的不断进步，风电机组制造商开始使用变速恒频技术，并结合变桨距风机技术的应用演变出变桨变速风电机组。与恒速运行的风电机组相比，变速恒频运行的风电机组具有发电量大、对风速变化的适应性好、生产成本低、可利用率高等优点。（3）直驱、半直驱风电机组直驱式风电机组：采用多个极对数电机与叶轮直接连接进行传动的设计方案，除去故障率较高的齿轮箱，在低风速段时效率高，且具有低噪声、高寿命、运行维护成本低等优点。目前直驱式风电机组的装机份额和单机容量增长较块，但由于技术和成本等方面的不足，在未来相当长的时间内带增速齿轮箱的风电机组还将在市场中占主导地位。风电齿轮箱的发展趋势:风电产业的快速发展促成了整机制造企业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组中最脆弱的部件，饱受国内外风电相关行业专家和研究机构关注。风机齿轮箱是风电机组的配套产品，是风力发电机组中最脆弱、最核心机械传动部件，主要功能是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机，使其得到发电机相适应转速进行发电，它的研究和技术创新是风电技术的必然，并正向高效率、高可靠性及大功率方向发展。风电机组往往安装在高山、丘陵、荒野、海滩、海岛、戈壁等场所，经常承受交变载荷及强阵风的冲击；常年运行在高温、低温、潮湿、强紫外线、风雪等严酷的环境下，其可靠性和使用寿命都提出了比一般机械产品高很多的要求。全球范围内，风电行业中发展最快，最有影响的国家主要有美国、德国等发达国家在风电行业中处于优先地位。欧美发达国家很早就开发出单机容量为兆瓦级的风电机组，并且技术相对成熟，具有完善的设计理论和丰富的实际经验，而且商业化运作比较好，例如Renk、Flender、Romax、Orbit2、vikif等风电齿轮箱制造公司在产品开发过程中采用三维造型设计、有限元分析、仿真计算、动态设计模拟流体力学等先进技术，并通过模拟计算和软件试验测试对设计方案进行验证。国外还通过理论分析及试验测试对风电齿轮箱及传动链的运行性能进行了系统的研究和数据分析，为风电齿轮箱的设计提供了可靠的依据。尽管国际上齿轮箱设计技术比较成熟，但统计数据显示，主齿轮箱故障仍然是风电机组最主要故障，约占风电整机故障率的20％左右，由于我国商业化风电产业起步晚，技术上较欧美等技术发达国家存在差距。我国在九五期间开始走引进技术的方法，通过引进和吸收国外成熟的技术，成功研发出了兆瓦级风力发电机。为风电行业的发展打下了坚实的基础。1.3论文的主要内容论文的主要内容介绍了风电行业的现状、发展趋势及各个国家对风力发电的重视程度。风力发电机传动链主要分为风轮、主轴、齿轮箱（增速箱）、机械刹车、联轴器、发电机等部件。齿轮箱作为风电机组零件的重要作用及齿轮箱的发展，还有整篇论文关于齿轮箱的设计过程，及设计计算、校核等。设计此次的行星轮系的齿轮箱，我们拟采用工业减速机的设计方法，并结合资料完成风力发电齿轮箱的设计、校核、及优化的一系列工作。设计此次行星轮系的齿轮箱，我们拟采用工业减速箱的平行轴齿轮的设计方法，并结合齿轮设计的专业书籍完成风电齿轮箱的设计、校核等工作。关于行星轮系的传动比及齿轮的计算，会参照《机械原理》等一些书籍的部分内容进行，还有关于轴、键的设计及齿轮箱的使用及维护等等。主要参数如下：表1并明确规定依据ISO6336进行齿轮计算，按3倍额定功率计算静强度＞1.0,内齿轮不低于7级，外齿轮制造精度等级不低于6级，输出高速轴齿面硬度为HRC58~62,材料选用17CrNiMo6合金结构钢材料。2•齿轮箱的设计风电齿轮箱的方案设计大型风力发电机组的主传动齿轮箱位于风轮和发电机之间，是一种无规律变向载荷和瞬间强冲击载荷作用下工作的重载齿轮增速传动装置，齿轮箱是风电机组传动轴系中一个最重要而又脆弱的部件。在狭小的空间内，减小外形尺寸和重量十分重要，齿轮箱的设计吧必须在满足可靠性和预期寿命的前提下，减小尺寸和重量；同时要考虑便于维护的特点，根据设计提供的技术参数，采用CAD优化设计，按照排定的最佳传动方案，选择稳定可靠的结构和良好的力学性能及低温环境下保持稳定的材料，配备完善的润滑、冷却和监控系统。不同功率等级的齿轮箱采用不同的传动形式，在20世纪80年代，平行轴圆柱齿轮传动装置应用到100-500kW的风电机组，90年代达到了600-800kW，为了节省空间，获得更大的速比，引用了外形为筒状的行星齿轮传动和行星与平行轴结合的传动形式，取得了良好的效果。为了获得更大的功率，节省空间，齿轮箱倾向于行星、差动和平行轴结合的形式，并在大型风电机组中获得了应用。对于国内2MW风电机组齿轮箱，采用双馈异步发电机，主轴和齿轮箱采用集成化设计方案，其传动比在100以上，主要以两级行星和一级平行轴为主要的传动形式。相对于平行轴传动，行星传动有以下特点：结构紧凑、传动效率高、体积小、重量轻、制造精度高；传动功率范围广，实现了功率分流；共轴传动，轴向尺寸大大减小，重量与同类型机型减轻15%；运转平稳，抗冲击和振动能力好；但同时存在以下缺点：结构比定轴传动复杂，对部件制造质量要求高，体积小，导致散热面积较小油温较高，对润滑、泄油、主控及监控系统要求较高，故采用强制和飞溅润滑的结构形式。依据风电场建设提供的技术参数，III类风机的传动比i=114.65，采用两级行星和一级平行轴结构。为保证齿轮箱功率分流，行星传动全部采用均载机构，均衡各行星轮传递的载荷提高齿轮的承载能力、啮合平稳性。同时可降低齿轮的制造精度，降低制造成本。对于单排三行星或四行星传动结构，常用的均载机构为基本构件浮动。由于太阳轮重量轻，惯性小，作为均载机构时浮动灵敏，结构简单；并用于中低速工况下浮动载荷，效果比较显著。太阳轮主要采用浮动机构来实现载荷的均载。本文介绍的两级行星传动均以太阳轮浮动，行星轮和行星架仅进行热装及渐开线花键联接。1）两级行星和一级平行轴传动形式国内风电齿轮箱技术比较落后，材料和工艺的水平较低，2MW机型主要以国外的设计为主，国内设计的主流机型为两级行星+一级平行轴传动。这种齿轮箱的结构形式如下图2所示。一级齿圈、二级齿圈的模数较大，采用一二级齿圈固定传动形式，行星架与主轴用花键或过盈配合联接，齿圈采用渗氮或调制处理；行星轮、太阳轮采用调质、渗碳、表面淬火的热处理方式，行星架采用双臂结构，通过行星轮、太阳轮的浮动实现均载；均载系数根据设计及工艺文件的制定来确定。齿轮箱润滑采用飞溅和强制润滑的方式，提高了齿轮箱的传动效率和机械效率；同时齿轮箱重量较大，对风电机组整机的振动影响较大。图2行星齿轮传动结构图行星传动的传动比计算公式为ibaH=1+Zb/ZaiabH=1+Za/ZbiHab=-Zb/Za求行星传动的传动比iHab=na-nH/nb-nH=(-1)ZbZc/ZaZc=-Zb/Za由上式得：ibaH=1-iHab=1+Zb/Za行星传动的传动比按照上述公式进行计算，在进行传动比的计算过程中，还需满足下列的计算条件的要求；同心条件齿轮和行星轮数满足的条件：保证中心轮和行星轮轴线重合条件下的正确啮合，要求aac=abc。即各啮合齿轮的中心距必须完全相等。对于非变位齿轮或高度变位齿轮，则要求：m(Za+Zc)/2=m(Zb-Zc)/2经过变换公式得到下列式子：ZC=Zb-Za/2若保证ZC为正整数，则a、b的齿数必须同时为奇数或偶数，才能满足上述式子的要求。对于角度变位齿轮传动，表示为：(Za+Zc)/cosa=(Zb-Zc)/cosb，a、b分别为两对啮合齿轮的啮合角，根据啮合方式不同，选择不同的啮合角度，通常外啮合角a=24°~27°；内啮合啮合角为b=17°31~21°。装配条件的要求：保证各行星轮能均匀分布地安装于两中心齿轮之间。因此，各轮齿数与行星轮个数nW=3必须满足装配条件，以上图为例，若行星传动共有3个行星轮，建立装配条件中心角为C=2n/n(n=3)，若行星轮的齿数为偶数，则当两中心轮的轮齿中心线处于轴线位置时，行星轮方可顺利进行安装，依次对3个行星轮进行安装，行星轮转过的中心角度C必须等于中心轮a转过C个齿所对应的中心角，即：C=C2n/Za；显然，当中心轮a绕行星架转动不同的位置，该轮系的传动比为：iaH=na/nH=Ca/CH=1+Zb/Za；经过变换公式，得到下列式子：Cnw/Za=1+Zb/Za经过整理得到下列式子：(Za+Zb)/nw=C(整数)因此，得到下列结论：单排行星轮传动装配的条件：两中心轮的齿数之和应为行星轮数目的整数倍。邻接条件保证相邻两行星轮的齿顶不存在干涉现象，即：2a1sin180/nw>dacdac为行星轮的齿顶圆直径，al表示实际的中心距，行星轮齿顶间的最小间隙取决于制造精度，当计算结果不满足邻接条件时，可减少行星轮数目n或增加中心轮Za的齿数。行星差速传动的传动设计：如上图所示的2k型差动轮系中，设3个基本构件，分别为a、b、H,其转速分别为na、nb、nH，根据行星传动的传动比计算，ibaH=na-nb/nH-nb;iHab=na-nH/nb-nH;iabH=nb-na/nH-na将第(1)式和第(2)相加得到下列的表达式：ibaH+iHab=1经过移项得到下列的表达式：1—ibaH=iHab=1/iHba对于高速重载齿轮的传动，除满足上述条件外，还应满足其它一些附加条件，将在具体的设计任务中适当调整。配齿计算根据下表确定行星传动的传动比：注：表中数值在良好设计的条件下，单级传动比可能达到的范围，在一般设计中，传动比若接近极限值时，通常需要进行邻接条件的验算。对于非变位或高度变位传动，满足下列公式：ibaH*Za/nw=C；根据ibah并适当调整，使C等于整数。对于等角度变位，与上述计算方法一致。根据ibaH并适当调整，使C等于整数，求出Za。柔性轴传动柔性轴传动技术起源于英国，风电齿轮箱的柔性轴传动由英国ORBITAL2公司设计，用柔性销轴支撑在单臂行星架的输出端，通过柔性轴的变形，较好实现了风电齿轮箱一级（6个）行星轮、二级（4个）行星轮在齿宽方向的均载；与常规的风电齿轮箱传动相比，常规风电齿轮箱的行星轴和中心轮的距离由设计者确定，且距离保持不变；而柔性轴传动，允许行星轴的轴线处于挠度允许的变化范围内。且整个齿轮箱结构紧凑，齿圈、行星轮、太阳轮采用圆柱直齿轮传动，行星架采用单臂结构形式，齿圈采用渗氮处理，行星轮、太阳轮采用渗碳、淬火处理，第一级、第二级采用差速传动，第三级传动采用平行轴传动，润滑系统采用强制润滑，提高了齿轮箱的传动效率，降低了加工成本和制造难度；整机的质量同比减轻15%，风电齿轮箱传动的剖面结构下图4所示:图5行星轮载荷测量结果随着风电齿轮箱技术不断发展，传动技术正发生着日新月异的变化，柔性技术的发展正朝着齿轮和轴承高集成、模块化的方向发展。集成的柔性轴传动，将对齿轮和轴承的外圈进行集成，随着传动功率的不断提高，行星轮的数量不断增加，对齿轮和轴承的加工精度及润滑等提出更加严格的要求。目前，国外的风电齿轮箱技术主要有英国Orbital2、romax、德国renk公司、比利时汉森公司产品。主要的技术流派还是以行星传动为主，只有ORBITAL2、vikof等公司采用柔性销的传功方案，其余设计公司设计的结构形式有较大的差别，但基本能够满足风电行业2-3MW风电齿轮箱的传动要求。圆柱减速齿轮箱的设计根据毕业设计的任务，结合自己的实际能力，设计的论文为双极圆柱齿轮减速机；主要为风电齿轮箱的平行轴传动设计方案及计算和校核。功率为5kW,全部采用平行轴传动，第一级传动比为i1=4，第二级传动比i2=3.17，设计寿命为10年。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 所有齿轮选择斜齿；2） 外啮合齿轮的精度等级为8级；3） 齿轮参数的设计计算：首先，计算第三级高速轴传动的齿轮参数：输入功率P=5kW，输出轴转速为1440r/min,传动比i=12.68,工作寿命为10年。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数；1） 选定斜齿圆柱齿轮；2） 齿轮的精度等级为8级；3） 材料为45#，热处理工艺为表面淬火处理；4） 初选第一级传动比为i1=4，第二级传动比i2=3.17，大齿轮的齿数Z22=92；螺旋角3=14.53°；5） 按齿轮的失效形式进行计算；齿轮齿面接触强度：d1>Jd；a1>Ja（u±1）齿轮的弯曲强度计算：m=12.5a——齿轮传动的中心距；di一一小齿轮分度圆直径；k 载荷系数，常取k=1.1'~2.2；m——小齿轮的法面模数；T1一一小齿轮的额定转矩；Z1一一小齿轮的齿数；根据参考资料按表2-24选取；?d一一小齿轮的齿宽系数：？d=b/d1?m——小齿轮的齿宽系数：？m=b/m?a 小齿轮的齿宽系数：？a=b/aJd 齿面接触强度计算系数；YFS—一力作用于齿顶时的复合齿形系数；按大小齿轮的实际齿数分别查参考资料图2-78或2-79；u 齿数比；oFP——许用弯曲应力；MP,oFP=1.6oFlim；oHP一一许用接触应力；MP,oHP=0.9oHlim；取大小齿轮的小值代入以上公式计算；根据第一级传动比，按照参考资料表2-46初选小齿轮的的齿数Z1=28,Z2=112.67，取整数后选Z2=112；K=1.3,T1=954933.15N;?m=10（按照参考资料提供的推荐数值）；YFS=4.15；oFP=344；经过计算，第一级输入轴m1>1.25，根据设计的要求选择m1=1.5；b>15，根据需要选取b=48mm；根据参考资料表2-55，查出Jd=761；?d=1.1（按照参考资料提供的表2-47）；oHP=540；U=4;经过计算d1>29.7mm；根据设计的要求选择d1=29mm；Ja=180，?a=0.3（按照参考资料提供的推荐数值）；经过计算a1>44.64mm,根据设计的尺寸要求选择a1=108mm；然后计算第二级传动的输出轴设计计算，传动比i2=3.17，按照参考资料选取第二级小齿轮的齿数Z3=29，Z4=91.93，取整数后，Z4=92;K=1.3，T2=420N,?m=10（按照参考资料提供的推荐数值）；其它数值YFS、oFP的取值同上;经过计算m2>2.41，根据齿轮模数的标准系列值，选取m=2；经过计算d2>78mm,根据提供的K值进行修正，选取d2=40mm。本次圆柱齿轮减速机的设计，暂不考虑中心距的变动，采用标准的齿轮压力角=20°受力分析与静强度校核受力分析渐开线圆柱齿轮的主要受力有径向圆周力和轴向力，根据受力分析情况，提供轴及轴承的布置形式，在传动过程中进行受力计算，并根据受力结果，保证斜齿轮在传动过程中受力均匀，及承受径向力，同时承受轴向力，并根据圆柱齿轮减速机的齿轮是否有偏载，合理选择轴及轴承的配置，同时提供轴承的设计计算，暂不提供齿顶修缘和齿面修形计算。圆柱斜齿轮的受力情况如下：齿轮的受力主要有三种，分别为：切向力：Ft=2000T1/d1轴向力：Fa=Ft径向力：Fr=Fttan?an/cosBB：齿轮分度圆的螺旋角an：斜齿轮的法面压力角低速级外啮合静强度计算依据要求，按额定功率计算静强度（因其余啮合齿轮副的计算步骤、结论与此相似，在此，仅以低速级外啮合为例）；载荷：Fcal=2000Tmax/d式中：d 齿轮分度圆直径；T 最大转矩N.m修正载荷系数：已经按最大载荷系数进行计算，K=1.3;计算安全系数：SH=式中：6HST—一静强度最大齿面应力，N/mm26HST——ZH?ZE?Z£?ZB?U+1/U?KV?KHB?Ka・・・SH=1.035>1本章小结依据技术参数，综合行星传动与平行轴传动的特点，选取平行轴的设计计算，与风电齿轮箱的第三级传动结构相同，但计算不同。齿轮箱的密封、润滑和冷却齿轮箱的密封齿轮箱高速轴密封，工业齿轮箱的高速轴的密封一直是个头痛的问题，一方面能要密封牢靠，防止齿轮箱润滑油外泄，同时也能防止杂质进入齿轮箱箱体内，常用的有接触式密封和非接触式密封两种。接触式密封接触式密封使用的密封件要求密封可靠、经久耐用、摩擦阻力小，容易制造和装拆，并随压力的升高而有效提高密封，还要有利于自动补偿磨损。常用的旋转轴用唇形密封有多种方式，可按标准选取。密封部位轴的粗糙度R=0.16~0.63。与密封圈接触的轴表面不允许有机械加工痕迹。轴端设置有相应的导入角，倒角不应有锐边、毛刺和粗糙的机加工残留物。非接触式密封所有的非接触式密封不会产生磨损，使用的时间较长。轴与端盖孔间的间隙行程的密封，是一种简单的密封。主要采用迷宫式密封，要求轴承内圈随高速轴转动，外圈与箱体保持静止，间隙的大小根据设计轴的径向跳动公差大小和轴承端盖相对于轴承孔的同轴度公差来确定，在轴承端盖或定位套上加工出一些沟槽，一般2-4个，形成所谓的迷宫，轴承端盖与箱体轴承座孔沟槽底部开有回油槽，使外泄的油液遇到沟槽改变方向流回箱体中。也可在密封的内侧设置甩油盘或挡油盘，阻挡飞溅的油液，增强密封的效果。保证润滑油的外泄，同时，将齿轮箱做功过程中产生的热量带走。齿轮箱的润滑和冷却齿轮箱的润滑非常重要，由于润滑油符合牛顿流体力学的特征，层与层之间存在着一定的摩擦力，风电主齿轮箱的润滑油全部采用低温X320润滑油，具有良好的抗泡性、抗氧化性、抗低温、防氧化、与空气中的水分杂质均不会发生反应。良好的润滑对齿轮和轴承起到传递热量快、减小摩擦等保护作用；必须高度重视齿轮箱的润滑问题，严格按照规范保持润滑系统长期处于最佳状态，齿轮箱常采用飞溅+强制润滑的方式，绝大多数以强制润滑为主；在机组的润滑系统中，机械泵和电动泵从副油箱将油液吸出，汇合后经过过滤器（过滤精度10-50um）输送到齿轮箱的润滑系统中，对齿轮箱的齿轮及传动件进行冷却和润滑，管路中安装有温度、油压、污染情况等监控装置，确保齿轮箱在运转过程中不会出现漏油、阻塞、油品被污染等特殊情况的发生。即使是第一次使用新油，也要经过过滤，系统中除了主滤油器之外，还加装旁路滤油装置，过滤精度为5um，以确保油液的清洁，对润滑油的要求应考虑能够起对齿轮和轴承起到保护作用，此外还要具备以下性能：1.减少摩擦和磨损，具有高强的承载能力，防止出现齿面胶合现象；2.吸收冲击和振动；3.防止疲劳点蚀；4.冷却、除锈、防腐蚀；风力发电机属于闭式齿轮箱传动，其主要失效形式是胶合与点蚀，故在选择润滑油时，保证有足够的润滑油膜和边界膜强渡。使齿轮和轴承在恶略的工作条件下处于保护状态。润滑系统中的散热器是风冷式的，由系统中的温度传感器控制，当油温低于45°C时，润滑油直接经过滤器进入齿轮箱起到润滑的作用，当齿轮箱的温度到达60°C齿轮油经过油冷风扇进行冷却，油冷风扇设置双速，当润滑油温度达到65°C，油冷风扇高速档开启，加速润滑油的冷却，在油温>45°C，润滑油主要起到冷却作用，通过电路旁路温控阀自动