风力发电升速齿轮箱传动系统接触齿数及载荷分配_朱才朝

2006年7月

农业机械学报

第37卷第7期

风力发电升速齿轮箱传动系统接触齿数及载荷分配

*

朱才朝　黄　琪　唐　倩

【摘要】　以有限元弹性接触分析理论为基础,建立了大型风力发电机组升速齿轮箱传动系统外啮合和内啮合齿轮多齿接触三维有限元模型,提出了一种内、外齿轮副啮合过程中的实际接触齿对数、齿间载荷分配及齿面载荷分布的计算方法。以某大型风力发电升速齿轮箱传动系统为例,对其在额定载荷工况下的承载能力进行了计算,为大型风力发电升速齿轮箱传动系统承载能力的估算、齿轮几何参数的确定及零部件的强度分析计算提供了理论依据。

关键词:风力发电机　齿轮传动系统　接触有限元法中图分类号:T H132.425

文献标识码:A

Study on Multi -teeth Contact and Load Distribution of Speed Increase

Gearbox Transmission System for the Wind -driven Generator

Zhu Caichao Huang Qi T ang Qian

(Chongqing Univer sity )

Abstract

Based on the finite element co ntact theory multi-tooth contact finite elem ent m odels are es-tablished for both ex ternal and inter nal gearing .An approach is presented to calculate the num ber of g ear ing teeth ,load distribution in g earing teeth and the to oth surfaces .The proposed approach w as applied to analy ze the gearbox tr ansm issio n system of a lar ge-scale w ind-dr iv en gener ator.A theoretical foundatio n w as built for estim ating wo rkload capacity ,determining geometry parame-ters of gears ,and analyzing the strength of parts of the g ear tr ansmission sy stem .

Key words Win-driven g enerato r,Gear tr ansmissio n sy stem,Contact finite element

method

收稿日期:20050323

*国家自然科学基金资助项目(项目编号:90410004)和教育部新世界优秀人才支持计划资助项目(项目编号:NCET 050766)

朱才朝　重庆大学机械传动国家重点实验室　教授　博士生导师,400044　重庆市黄　琪　重庆大学机械传动国家重点实验室　博士生唐　倩　重庆大学机械工程学院　副教授　博士后

引言

随着科学技术的迅速发展,对齿轮传动的承载能力、可靠性以及体积和重量提出了越来越高的要求,促使人们进行精确的齿轮强度及刚度研究,利用有限元方法对齿轮实际接触齿对数、齿间载荷分配及齿面载荷分布进行计算[1～3],为齿轮箱传动系统承载能力的估算、齿轮几何参数的确定、零部件的强度分析计算乃至齿轮修形提供理论依据。

本文以有限元弹性接触分析理论为基础,提出

一种内、外齿轮副啮合过程中实际接触齿对数、齿间载荷的分配及齿面载荷分布的计算方法。以某大型风力发电升速齿轮箱传动系统为例,对其在额定载荷工况下的承载能力进行计算。

1　风电齿轮箱传动系统运动分析

风力发电机组升速齿轮箱的齿轮传动系统如图1所示。它是由3级齿轮传动构成,其中第1级为内齿圈1和3对外齿轮2啮合构成输入级齿轮副,第2级为3对大齿轮3和小齿轮4构成中间级齿轮副,

第3级为大齿轮6和小齿轮5构成输出级齿轮副,第1级为内啮合传动,另2级为外啮合传动,均采用斜齿轮传动。根据产品设计图纸,利用I DEAS 软件建立如图2所示的风力发电升速齿轮箱各零部件三维实体模型,并按照其实际装配关系进行装配,得出如图2a 所示风力发电升速齿轮箱传动系统实体几何模型,图2b 为该风力发电升速齿轮箱箱体实体几何

模型。

图1　风电升速齿轮箱传动系统示意图

F ig.1　Speed rising gear box tr ansm ission system fo r

t he w ind-driven gener ator

1.输入级内齿圈

2.输入级外齿轮

3.中间级大齿轮

4.中间级小齿轮

5.输出级小齿轮

6.输出级大齿轮

图2　风电升速齿轮箱实体几何模型示意图Fig.2　3D model of speed r ising g ear bo x

fo r t he w ind-driven gener ator

1.输入级内齿圈

2.输入级外齿轮

3.中间级大齿轮

4.中间级小齿轮

5.输出级小齿轮

6.输出级大齿轮

7.箱体

2　齿轮接触有限元理论

对于由主动轮和从动轮组成的齿轮副除满足弹性力学的一般方程外,在齿面啮合点法向上满足位

移非嵌入条件,在切向方向满足库仑摩擦定律。只要主动轮输入转矩一定,根据轮齿啮合面的接触状态,啮合面可以分为3种边界条件,即连续状态、滑动状态和分离状态。对于由主动轮和从动轮所组成的接触问题,可将其分成2个独立的物体,对主动轮和从动轮分别建立整体坐标系下的有限元基本方程[1]

,得

K I U I =P I +R I

K C U C =P C +R C (1)

式中　K I 、K C ——主动轮、

从动轮的刚度矩阵U I 、U C ——主动轮、从动轮的节点位移向量

P I 、P C ——作用在主动轮、

向量

R I 、R C ——接触力向量

用r 和u 分别表示轮齿局部坐标系(n ,t )下的第

i 个接触点j 方向上的接触力和位移分量,1、

2表示主动轮和从动轮,则

连续状态r 2ij =-r 1

ij

u 2in =u 1

in + in (j =n ,t )

u 2it =u 1it + it (2)

滑动状态

r 2ij =-r 1ij

u 2in =u 1

in + in (j =n ,t )

R it =± R in (3)

分离状态r 2ij =r 1

ij =0　(j =n ,t )(4)式中 ——齿面摩擦因数

in ——齿面接触点i 在法向方向的初始间隙

it ——齿面接触点i 在切向方向的初始间隙

R it ——齿面接触点i 在切向方向的接触力R in ——齿面接触点i 在法向方向的接触力由齿面不同接触状态及轮齿接触问题的总刚度矩阵得齿轮啮合面的柔度矩阵方程为

f i r 1

i = i - p i

(5)

式中　f i ——啮合面接触点的柔度矩阵

p i ——外载荷产生的相对位移向量

3　啮合齿轮副接触有限元模型

3.1　基本假设

(1)齿轮材料是连续、线弹性和均匀的,呈各向同性的特征。

(2)齿面接触线上各点的变形均沿齿廓表面的法线方向,齿轮接触载荷沿齿面法线方向,接触表面是光滑连续面。

(3)计算齿轮为无误差的理想齿轮,接触表面的力学边界条件和几何边界条件均用节点参量来表示。

(4)不计齿轮系统的热变形,不考虑接触表面的弹性流体动力润滑机理,润滑作用仅用摩擦因数来考虑啮合时齿面上的摩擦力,接触表面摩擦作用服从于库仑定律。

3.2　轮齿三维实体模型的建立

端面渐开线方程为x ( )=r sin 2 t cos - r sin t cos t sin +r (sin - co s )y ( )=-r sin 2

t sin - r sin t cos t cos +r (cos + sin )(6)

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　第7期朱才朝等:风力发电升速齿轮箱传动系统接触齿数及载荷分配

其中

=

1r (e -x t m t tan ′

+f )e =h a - sin =0.37m n f = m /2

式中 ——齿形角

t ——斜齿轮端面齿形角m n ——法面模数

x t

——斜齿轮端面变位系数

e ——齿条型刀具圆角中心到刀具中线距离

——刀具顶部圆角半径r ——斜齿轮节圆半径

m ——齿条型刀具的模数m t ——斜齿轮端面模数

及啮合角

′是参变量,将加工齿轮所用刀具的参数代入式(6)、(7)可逐点计算出轮齿端面渐开线和齿根过渡曲线上不同点的坐标[2],进而构建出齿面轮廓。将风力发电升速齿轮箱传动系统几何参数代入上述方程,得出各齿轮齿面轮廓,构造出风力发电升速齿轮箱传动系统输入级和输出级轮齿实体几何模型如图3

所示。

图3　输入级、输出级齿轮实体几何模型示意图F ig .3　Gear model of input step and output step

(a )输入级内齿圈　(b )输入级外齿轮　(c )输出级小齿轮　(d )输出级大齿轮

3.3　啮合齿轮副接触有限元模型

在建立起啮合齿轮副实体几何模型的基础上,还需要对啮合齿轮副在选择单元类型的基础上进行有限元离散,确定边界约束条件和施加载荷等。考虑到计算精度及经济性两方面的要求,根据斜齿轮的实际接触情况,在实际计算时取6～7个轮齿进行接触分析,在选择单元类型时主要考虑对计算精度的要求、计算齿形的复杂程度及计算的经济性等因素。一般来讲,网格数量增加,计算精度会有所提高,但计算规模也会增加,所以在确定网格数量时应综合考虑这2个因素[3～5]

。在对各齿轮副进行有限元网格划分时,都是在齿轮的轮齿部分利用映射网格法手动划分有限元网格,且划分得很密,而对于齿轮的轮体部分则采用自由网格划分,且划分得比较稀疏。根据上述原则得出输入级和输出级啮合齿轮副接触有限元模型如图4所示。对输入级在内齿圈施加约束,外齿轮施加相应的载荷;对输出级在大齿轮施加约束,小齿轮施加相应的载荷。

4　啮合齿轮副接触有限元计算

利用前面建立的输入级和输出级啮合齿轮副有限元分析计算模型,在额定载荷工况下用I DEAS 软件中的Simulatio n 模块采用间隙单元法进行分析计算,经过迭代运算,得到在啮合过程中由于轮齿变

形形成的多齿接触的实际接触齿对数、齿间载荷分

配及齿面载荷分布规律等。图5为接触齿轮副的接触应力分布状况。从上述计算结果可以看出该风力发电升速齿轮箱传动系统中输入级在额定载荷作用下有3个齿对参与啮合,其最大接触主应力 max 为

图4　轮齿三维接触有限元模型示意图Fig .4　Contact finite element model o f 3D g ear

(a )输入级内啮合齿轮副　(b )输出级外啮合齿轮副

图5　啮合齿轮副接触应力分布图Fig .5　Str ess distr ibutio n in gear ing t eeth

(a )输入级内啮合齿轮副　(b )输出级外齿合齿轮副

982.47MPa ,载荷最大的轮齿为2号齿;输出级在额定载荷作用下有4个齿对参与啮合,其最大接触主应力为808.887MPa,载荷最大的轮齿为3号齿,图6

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表示其最大受载轮齿的齿面载荷分布情况。

利用常规计算方法计算出该传动系统输入级理论重合度为1.96,接触应力1063.5M Pa,输出级理论重合度为3.63,接触应力826.65M Pa [6]

。将接触有限元计算出的理论重合度和接触应力与用常规计算方法计算出的结果进行比较,两者结果存在一定的差异。用有限元接触问题计算方法得到的实际接

触齿对数比其理论重合度大,其实际接触应力值比材料力学计算出的应力值要小,其结果更接近于实际情况[6]。由此得出,在精确的三维有限元接触模型及准确的边界条件和初始条件的前提下,采用接触有限元法比常规计算方法可以得到更精确的结果,从而可以直观地了解齿轮的接触应力分布情况,大

大加快了工程结构的分析计算进程。

图6　载荷齿齿面载荷分布图

Fig.6　L oa d distr ibut ion in g earing to oth surfa ces

(a )A 、B 、C 位置　(b )输入级2号齿轮　(c )输出级3号齿轮

5　结束语

以有限元弹性接触分析理论为基础,建立了大

型风力发电机齿轮箱传动系统具有外啮合的输出级和具有内啮合的输入级齿轮多齿接触有限元模型,提出了一种内、外齿轮副啮合过程中实际接触齿对

数、齿间载荷的分配及齿面载荷分布的计算方法。以某大型风力发电机齿轮箱传动系统为例,分析了其在额定载荷工况下的实际接触齿对数、齿间载荷分

配及齿面载荷分布规律等,为大型风力发电升速齿轮箱传动系统承载能力的估算、齿轮几何参数的确定及零部件的强度分析计算提供了理论依据。

参

考

文

献

1　李润方.接触问题数值方法及其在机械设计中的应用[M ].重庆:重庆大学出版社,1991.

2　朱坚民,周福章,雷静桃.渐开线斜齿轮弹性变形的三维有限元分析[J ].农业机械学报,1998,29(4):113～117.3　朱才朝,陈兵奎,洪沙.平行动轴少齿差传动多齿接触问题研究[J].农业机械学报,2002,33(6):96～99.

4　Shu Xia olong.Deter minatio n o f loa d shar ing facto r fo r planetar y g earing w ith small too th number differ ence [J].M ech.M ach.T heo ry ,1995,30(2):313～321.

5　T ang Q ia n ,L in T eng jiao .Study on t oot h contact cha racter istics of internal g ear ing with small to oth number differ erce g ear dr iv e[C].ICM T 2001,Cho ngqing ,2001.

6　罗家元.齿轮箱耦合动态特性的研究[D].重庆:重庆大学,2004.

(上接第68页)

4　吴建华,王俊武.高扬程泵出口水流动力切断的过渡过程计算[J].农业机械学报,2004,35(4):70～73.5　怀利E B,斯特里特V L.瞬变流[M ].北京:水利水电出版社,1987.

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　第7期朱才朝等:风力发电升速齿轮箱传动系统接触齿数及载荷分配

机械设计简答题

1. 试述齿廓啮合基本定律。 所谓齿廓啮合基本定律是指：作平面啮合的一对齿廓，它们的瞬时接触点的公法线，必于两齿轮的连心线交于相应的节点C，该节点将齿轮的连心线所分的两个线段的与齿轮的角速成反比。 2. 试述螺纹联接防松的方法。 螺纹连接的防松方法按工作原理可分为摩擦防松、机械防松及破坏螺纹副防松。摩擦防松有：弹簧垫圈、双螺母、椭圆口自锁螺母、横向切口螺母机械防松有：开口销与槽形螺母、止动垫圈、圆螺母止动垫圈、串连钢丝破坏螺纹副防松有：冲点法、端焊法、黏结法。 3. 试分析影响带传动承载能力的因素？ 初拉力Fo? 包角a? 摩擦系数f? 带的单位长度质量q? 速度v 4、链传动与带传动相比较有哪些优缺点？ 答：与带传动相比，a链传动没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比；b需要的张紧力小，作用在轴上的压力也小，可就减少轴承的摩擦损失；c结构紧凑；d能在温度较高，有油污等恶劣环境条件下工作。链传动的主要缺点是：瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪声。 5、轴上零件的轴向固定方法有哪些? 答：轴上零件的轴上固定方法有轴肩固定，套筒固定，螺母固定和轴端挡圈固定等（压板固定）。 6、齿轮传动的失效形式有那些？对开，闭式齿轮传动设计准则有什么区别？ 答：齿轮的失效形式主要有：a轮齿折断b齿面点蚀c齿面胶合d 齿面磨损e齿面塑性变形。齿轮传动设计时，软齿面闭式传动常因齿面点蚀而失效，故通常先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿弯曲强度。． 7. 齿向载荷分布系数Kβ的物理意义是什么？改善齿向载荷分布不均匀状况的措施有哪些？ Kβ的物理意义——考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对轮齿应力的影响系数。(2分) 措施：1) 齿轮的制造和安装精度↑2) 轴、轴承及机体的刚度↑3) 齿轮在轴上的布置——合理选择4) 轮齿的宽度——设计时合理选择5) 采用软齿面——通过跑合使载荷均匀6) 硬齿面齿轮——将齿端修薄、或做成鼓形齿7) 齿轮要布置在远离转矩输入端的位置。

齿轮箱操作手册.

用以驱动风力发电机的PPSC1290-MY型齿轮箱 操作手册 Jahnel-Kestermann Getriebewerke 有限公司Hunscheidtstrasse 街116号44789 Bochum市（德国)

操作手册内容目录 技术数据---------------------------------------------------- 安全------------------------------------------------------------100-0003-01 综述------------------------------------------------------------100-0003-02 运输------------------------------------------------------------100-0012-03 结构和功能---------------------------------------------------350-0019-04 装配-------------------------------------------------------------100-0006-05 准备工作-------------------------------------------------------100-0004-06 启动-------------------------------------------------------------100-0001-07 运行-------------------------------------------------------------100-0001-08 维护-------------------------------------------------------------100-0006-11 推荐的润滑剂-------------------------------------------------100-0006-11 在运行之前请仔细阅读并遵守操作手册和安全措施

弧齿锥齿轮的切向力和载荷系数

弧齿锥齿轮的切向力和载荷系数.doc 本文由豆豆相传批量上传(关于豆豆相传，请访问： | [名称]弧齿锥齿轮的切向力和载荷系数.doc [大小]72192 [时间]2010-2-2 13:03:15 [编辑]2009-8-9 7:40:38 豆豆相传弧齿锥齿轮的切向力和载荷系数 基础科学 牛档搜索（） 弧齿锥齿轮的切向力和载荷系数 序号名称代号/单位计算公式和说明 1 小轮转矩 T/Nm 见弧齿锥齿轮强度校核的原始参数(2) 1 2 参考点切向力 F/N F＝2 000T/d mtmt1m1 3 参考点切线速度υ/（m/s）mt 4 分度锥大端切线速度υ/（m/s）υ＝υ/ etetmt 5 使用系数 K A *6 F/（N/mm） F＝FK/（bb） KbKbmtAe7 A p 根据齿轮的精度等级由A和C值查得 PP8 C p 9 齿距极限偏差 f/μm pt 10 相当于ISO 1328-1的精度等级 C C＝（mcosβ）+＋（圆整） 2mtpt11 C5时的动载系数 K K＝～ vv B B＝（） 13 A A＝50＋56（1-B） 214 υ许用最大值υ/（m/s）υ＝［A+（14-C）］/200 etetmaxetmax 15 C＞5时的动载系数 K v 16 装配条件系数 K 根据装配条件由装配系数K查得 Hβ beHβbe *b＞时，K＝ eHβHβ be17 接触强度计算的齿向载荷分布系数 K Hβ**b时，K＝b eHβHβ bee 18 q q＝logsinβ q19 K K＝（r/R）＋ F0F00m20 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 K K＝K/K FβFβHβF0 C6时，K＝1 Hα C＝7时，K＝ Hα接触强度计算的齿间载荷分配系数 F100N/mm C9 KbC＝8时，K ＝ Hα硬齿面 C＝9时，K＝ Hα F21 ＜100N/mm或C＞9 K K=ε＞ KbHαHαvαn

风电安装手册

风力发电机安全手册编号：FT000320-IT R00

目录 1．责任与义务 2．安全和防护设备 2．1 必备设备 2．2 用于特殊操作的设备2．2．1 用于紧急下降的设备2．2．2 其它特殊操作 3．基本安装注意事项 3．1 概述 3．2 对风力发电机的操作 3．3 在风力发电机附近逗留及活动3．4 访问控制单元和面板 3．5 访问变压器平台 4．安全设备 4．1 紧急停止 4．2 与电网断开 4．3 过速保护设备（VOG） 4．4 机械安全设备 4．4．1 啮合锁 4．4．2 活动元件的保护罩4．4．3 机舱顶的栏杆 4．4．4 机舱后门的栏杆 5．在风力发电机内部检查或工作6．对风力发电机的设备的操作6．1 使用绞盘 6．2 使用紧急下降器 7．风力发电机的固定 8．急救 9．应急计划 10．发生火灾时的应急措施11．发生事故时的措施

1．责任与义务 Gamesa Eólica将安全与健康方向的考虑放在首位并一以贯之，因此在我们生产的风力发电机的设计中体现了防护的需要。 设计是在决不损害人、动物或者财产的前提下进行的。因此，只要风力发电机的安装、维护和使用遵照Gamesa Eólica的设计，就不会出现这方向的问题。 经批准接触或使用风力发电机的人员在《工作场所安全与健康》方面有权得到有效保护。 同样，经批准在风力发电机中进行有关工作的人员必须遵守《工作场所的安全与健康以防工作场所事故》的有关法律及法规，在执行任务时必须正确地使用工作设备和所有防护性设备，在可能遇到的危险情况的出现必须及时报告。 经批准执行安装任务的人员必须已经接收了足够且合适的理论与实践方面的训练以正 确执行任务。 本文档介绍基本的预防，在接触风力发电机时在安全方面必须遵守的义务及程序。不同维护工作的具体安全措施将在有关这些操作的具体文档中介绍。 2．安全及防护设备 2．1必备设备 在对风力发电机进行任何检查或者维护工作之前，每个人至少应该理解如下设备的使用说明： ●安全设备 ●可调的系索 ●系索（1m和2m） ●安全头盔 ●安全手套 ●防护服 除了上面指出的设备外，每个维护或者检查小组必须具有如下物件： ●紧急下降设备 ●灭火器（在运输工具中有） ●移动电话 在任何时候，不管是在风力发电机内部还是在其外部，都应该使用安全头盔。 建议在上升设备中准备手电筒、安全眼镜和保护性耳塞，这取决于要完成的工作（是对正在运行的风力发电机的检查还是维护）。 操作者必须正确使用安全设备并在使用之前和之后都对安全设备进行检查。对安全设备

直齿圆柱齿轮传动的受力分析和载荷计算

直齿圆柱齿轮传动的受力分析和载荷计算 直齿圆柱齿轮传动的受力分析: 图 9-８为一对直齿圆柱齿轮，若略去齿面间的摩擦力，轮齿节点处的法向力F n 可分解为两个互相垂直的分力：切于分度圆上的圆周力F t 和沿半径方向的径向力F r 。 （1）各力的大小 图 9 - ８直齿圆柱齿轮受力分析 圆周力 （９-１） 径向力 （９-２）

法向力 （９-３） 其中转矩 （９-４） 式中：T1 ，T2 是主、从动齿轮传递的名义转矩，N.mm ；d1 ，d2 是主、从动齿轮分度圆直径， mm ；为分度圆压力角；P是额定功率， kW ；n1 ，n2 是主动齿轮、从动轮的转速， r/min 。作用在主动轮和从动轮上的各对应力大小相等，方向相反。即： ，， （2）各力的方向 主动轮圆周力的方向与转动方向相反；从动轮圆周力的方向与转动方向相同；径向力F r 分别指向各自轮心 ( 外啮合齿轮传动 ) 。 9.4.2 计算载荷 前面齿轮力分析中的F n 、F t 和F r 及F a 均是作用在轮齿上的名义载荷。原动机和工作机性能的不同有可能产生振动和冲击；轮齿在啮合过程中会产生动载荷；制造安装误差或受载后轮齿的弹性变形以及轴、轴承、箱体的变形，会使载荷沿接触线分布不均，而同时啮合的各轮齿间载荷分配不均等，因此接触线单位长度的载荷会比由名义载荷计算的大。所以须将名义载荷修正为计算载荷。进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行计算。

（９－４） 计算载荷(９ - ５) 载荷系数 (９- ６) 式中：K是载荷系数；K A 是使用系数；K v 是动载系数； 是 齿向载荷分布系数；是齿间载荷分配系数。 1 ．使用系数K A 使用系数K A 是考虑由于齿轮外部因素引起附加动载荷影响的系数。其取决于原动机和工作机的工作特性、轴和联轴器系统的质量和刚度以及运行状态。其值可按表 9 - ３选取。 表 9-３使用系数K A 工作 机的 工作 特性 工作机器 原动机的工作特性及其示例电动 机、均 匀运转 的蒸气 机、燃 气轮机 （小 的，启 蒸气 机、燃 气轮机 液压装 置电动 机（经 常启动 启动转 多 缸 内 燃 机 单缸 内燃 机

风电机组齿轮箱规程

风电机组齿轮箱规程 1 简介 1.1 功能 齿轮箱是风机的核心部件，它将主轴传递过来的低速、大扭矩的机械能转换成高速、小扭矩的机械能，实现与发电机的参数匹配。其外形图如下： 1.2 原理 齿轮箱通过涨紧套与主轴相连，经过两级行星齿轮和一级平行轴斜齿轮组成的三级传动系统增速后，由柔性联轴器将高速、小扭矩的旋转机械能传递给双馈式发电机。其内部传动结构图如下： 1.3齿轮箱数据

传动比……………………………………………………………………100.746 额定功率…………………………………………………………………1663 kW 额定输入转速…………………………………………………………… 17.4 rpm 额定输出转速…………………………………………………………… 1753 rpm 1.4结构名称图 齿轮箱结构图如下： 1、数显油压表 2、润滑分配器 3、出气孔 4、齿轮箱前吊装孔 5、涨紧套 6、润滑泵出油口 7、润滑滤清器 8、润滑温控阀 9、滤清器堵塞传感器 10、齿轮箱润滑泵 11、齿轮箱放油阀 12、热交换器 13、输出轴 14、输出轴制动盘 15、齿轮箱后部吊点16、齿轮箱前部吊点 17、齿轮箱加热器18、分配器19、润滑油管20、齿轮箱观察窗 2 维护与维修 注意：首次维护维修应在风机动态调试完毕且正常运行7——10天后进行；以后每6个月进行一次。 1．手册中的这些说明必须特别注意，目的是为了遵守规则、规章和说明并且维持恰当的工作程序； 2. 每个操作人，必须提前阅读《齿轮箱使用手册》，并了解齿轮箱的安装、启动、运转和维护（检查、维修）具体内容，尤其是阅读《MY1.5s安全手册》。所有操作必须严格遵守《MY1.5s

齿轮传动的计算载荷

齿面接触线上的法向载荷n F 为名公称载荷（未计及载荷波动，载荷沿齿宽方向的不均匀性和轮齿齿廓曲线误差等），则沿齿面接触线单位长度上的计算载荷为： L FK P n a =c 其中载荷系数 αK K K K K V A = 1. 使用系数A K 考虑了轮齿啮合时，外部因素引起的附加动载荷对传动的影响。它与原动机与工作机的类型与特征。联轴器类型有关。 2. 动载荷系数V K 考虑齿轮制造误差，装配误差及弹性变形等内部因素引起的附加动载荷的影响。 （1） 影响因素有如下两点： $ 轮齿的制作精度21b b P ≠P $ 圆周速度v (2) 减小v K 措施有如下三点： $ 提高轮齿制造安装精度。 $ 减小v(即减小齿轮直径d)。 $ 齿顶修缘。 @修缘要适当，过大则重合度下降过大。一般高速齿轮和硬齿面齿轮应进行修缘，但修缘量与修缘的曲线曲线确定则比较复杂。

3．齿向载荷分布系数β K 考虑轴的弯曲扭转变形及制造和装配误差而引起的沿齿宽方向载荷分布不均匀的影响。 （1） 影响因素有如下四点： #支承情况：对称布置，βK 小；非对称布置，β K 较大；悬臂布置，β K 大。 #齿轮宽度b ：b 越大，载荷分布越不均匀，β K 越大。 #齿面硬度：硬度越高，越容易偏载，而齿面较软时可以变形退让。 # 制造安装精度：精度越高，K 越小。 （2） 减小β K 措施有如下四点： #提高制造安装精度。 #提高支承刚度，尽量避免悬臂布置。 #采用鼓形齿。 #螺旋角修形，即沿小齿轮齿宽进行修形，以补偿由于轴的弯曲和扭转变形引起的啮合线位置的改变。 （3） βK 有如下两种： #β H K ：用于齿面接触疲劳强度计算，与精度等级，齿面硬度， 支承布置有关，d φ为齿宽系数，d b d =φ #βF K ：用于齿根弯曲疲劳强度计算，按β H K 和h b 的比值选取。b 为齿宽，h 为齿高。 4、齿间载荷分配系数α K

风电齿轮箱操作手册

1.5MW 风电齿轮箱操作维护手册 大连重工·起重集团 通用减速机厂

目录 1.用途与结构 2 2.辅助装置 3 3.性能参数 6 4.安装8 5.运行前的准备工作9 6.起动10 7.运行11 8.常见故障原因分析与处理方法13 9.维护15 10.运输、储存16 11.安全防护17 12.易损件明细18 13.附件1 润滑系统 14.附件2 恒温开关 15.附件3 电阻温度计 16.附件4 加热器

1.用途与结构 该齿轮箱用于PWE1570/1577 型风力发电机，其用途是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机，并通过齿轮箱齿轮副的增速作用使输出轴的转速提高到发电机发电所需的转速。 齿轮箱由两级行星和一级平行轴传动以及辅助装置组成。为了传动平稳和提高承载能力，齿轮采用斜齿并精密修形，外齿轮材料为渗碳合金钢，内齿轮为合金钢，一级行星架采用高合金铸钢材料，二级行星架和箱体采用高强度抗低温球墨铸铁。主轴内置于增速机，与第一级行星架过盈连接。齿轮箱通过弹性减震装置安装在主机架上。齿轮箱的轴向空心孔用于安装控制回路电缆。具体结构见图1。 图1

2 辅助装置 2.1 润滑供油系统：润滑供油系统由泵-电机组、过滤器、阀及管路等组成，用于润滑系统所需的压力和流量，并控制系统的清洁度。其工作原理见图2。 油泵上的安全阀设定压力为10bar,以防止压力过高损坏系统元件。 当润滑油温度低或当过滤器滤芯压差大于 4bar 时，滤芯上的单向阀打开，液压油只经过50μ的粗过滤；当温度逐渐升高，滤芯压差低于4bar 时，液压油经过10μ和50μ两级过滤。无论何种情况，未经过滤的液压油决不允许进入齿轮箱内各润滑部位。当油池温度低于30°C时，过滤器的压差发讯器报警信号无效；而当油池温度超过30°C时，当压差达到 3 bar 时，此时报警信号才有效，必须在两天内更换清洁的滤芯。 图2

圆柱齿轮传动的计算载荷和受力分析

1 轮齿的受力分析 1. 直齿圆柱齿轮受力分析 图为直齿圆柱齿轮受力情况，转矩T1由主动齿轮传给从动齿轮。若忽略齿面间的摩擦力，轮齿间法向力Fn的方向始终沿啮合线。法向力Fn在节点处可分解为两个相互垂直的分力：切于分度圆的圆周力Ft 和沿半径方向的径向力Fr 。 式中：T1-主动齿轮传递的名义转矩（N·mm），，Pl为主动齿轮传递的功率（Kw），n1为主动齿轮的转速（r/min）； d1-主动齿轮分度圆直径（mm）； α-分度圆压力角（o）。 对于角度变位齿轮传动应以节圆直径d`和啮合角α`分别代替式（9.44）中的d1 和α。 作用于主、从动轮上的各对力大小相等、方向相反。从动轮所受的圆周力是驱动力，其方向与从动轮转向相同；主动轮所受的圆周力是阻力，其方向与从动轮转向相反。径向力分别指

向各轮中心（外啮合）。 2. 斜齿轮受力分析 图示为斜齿圆柱齿轮受力情况。一般计算，可忽略摩擦力，并将作用于齿面上的分布力用作用于齿宽中点的法向力Fn 代替。法向力Fn 可分解为三个相互垂直的分力，即圆周力Ft 、径向力Fr 及轴向力Fa 。它们之间的关系为 式中：αn-法向压力角（°）； αt-端面压力角；（°） β-分度圆螺旋角（°）；

作用于主、从动轮上的各对力大小相等、方向相反。圆周力Ft 和径向力Fr 方向的判断与直齿轮相同。轴向力Fa 的方向应沿轴线，指向该齿轮的受力齿面。通常用左右手法则判断：对于主动轮，左旋时用左手（右旋时用右手），四指顺着齿轮转动方向握住主动轮轴线，则拇指伸直的方向即为轴向力Fa1 的方向。 2 计算载荷和载荷系数 名义载荷上述所求得的各力是用齿轮传递的名义转矩求得的载荷。 计算载荷由于原动机及工作机的性能、齿轮制造及安装误差、齿轮及其支撑件变形等因素的影响，实际作用于齿轮上的载荷要比名义载荷大。因此，在计算齿轮传动的强度时，用载荷系数K对名义载荷进行修正，名义载荷与载荷系数的乘积称为计算载荷。 法向计算载荷Fnc 为： 式中：K -载荷系数 KA-使用系数

风电齿轮箱操作手册

1.5MW风电齿轮箱 操作维护手册 大连重工·起重集团 通用减速机厂

目录 1.用途与结构 2 2.辅助装置 3 3.性能参数 6 4.安装 8 5.运行前的准备工作 9 6.起动 10 7.运行 11 8.常见故障原因分析与处理方法 13 9.维护 15 10.运输、储存 16 11.安全防护 17 12.易损件明细 18 13.附件1 润滑系统 14.附件2 恒温开关 15.附件3 电阻温度计 16.附件4 加热器

1.用途与结构 该齿轮箱用于PWE1570/1577型风力发电机，其用途是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机，并通过齿轮箱齿轮副的增速作用使输出轴的转速提高到发电机发电所需的转速。 齿轮箱由两级行星和一级平行轴传动以及辅助装置组成。为了传动平稳和提高承载能力，齿轮采用斜齿并精密修形，外齿轮材料为渗碳合金钢，内齿轮为合金钢，一级行星架采用高合金铸钢材料，二级行星架和箱体采用高强度抗低温球墨铸铁。主轴内置于增速机，与第一级行星架过盈连接。齿轮箱通过弹性减震装置安装在主机架上。齿轮箱的轴向空心孔用于安装控制回路电缆。具体结构见图1。 图1

2 辅助装置 2.1润滑供油系统：润滑供油系统由泵-电机组、过滤器、阀及管路等组成，用于润滑系统所需的压力和流量，并控制系统的清洁度。其工作原理见图2。 油泵上的安全阀设定压力为10bar,以防止压力过高损坏系统元件。 当润滑油温度低或当过滤器滤芯压差大于4bar时，滤芯上的单向阀打开，液压油只经过50μ的粗过滤；当温度逐渐升高，滤芯压差低于4bar时，液压油经过10μ和50μ两级过滤。无论何种情况，未经过滤的液压油决不允许进入齿轮箱内各润滑部位。当油池温度低于30°C时，过滤器的压差发讯器报警信号无效；而当油池温度超过30°C时，当压差达到 3 bar时，此时报警信号才有效，必须在两天内更换清洁的滤芯。 图2

风电主齿轮箱使用说明书

风电主齿轮箱使用说明书 Edtion：2008 南京高速齿轮制造有限公司

目录 1 前言 (5) 2 开箱 (6) 3技术参数 (7) 3.1 铭牌 (7) 3.2 应用领域 (8) 4 安全事项 (9) 4.1正常使用 (9) 4.2客户义务 (9) 4.3环境保护 (10) 4.4特殊危险 (11) 5 运输和储藏 (12) 5.1运输 (12) 5.2 储藏 (13) 6齿轮箱的安装 (15) 6.1 拆箱 (15) 6.2 排油、去除防腐剂 (15) 6.3 收缩盘的安装 (15) 6.4高速轴连轴器的安装 (16) 6.5 加油 (16) 6.6 连接电路 (16) 6.7 机舱试车前的检查 (17)

6.9 齿轮箱随机舱的运输 (17) 7齿轮箱拆卸 (19) 7.1拆除主轴 (19) 7.2拆除高速轴连轴器 (19) 7.3防腐防锈处理 (19) 8启动与停机 (20) 8.1.1 检查油 (20) 8.1.2启动 (20) 8.1.3润滑系统 (20) 8.1.4启动时监测项目 (21) 8.2齿轮箱的停机 (21) 9监控要求 (22) 9.1 电机泵的控制 (23) 9.2 风扇或水冷的控制 (24) 9.3运行温度 (25) 9.4 油位检查 (27) 9.5 取油样 (27) 9.6油压 (28) 9.7 齿轮箱内部检查 (28) 10维护和修复 (29) 11润滑系统 (33)

11.2 换油 (33) 11.3更换滤芯 (34) 11.4安装滤芯 (35) E12技术说明书(具体数值见附件) (36) 说明: 该使用手册适用于3000KW以下风力发电机用主齿轮箱，齿轮箱具体技术参数另见附件。

直齿锥齿轮的切向力及载荷系数

直齿锥齿轮的切向力及载荷系数.doc 本文由豆豆相传批量上传(关于豆豆相传，请访问： | [名称]直齿锥齿轮的切向力及载荷系数.doc [大小]114176 [时间]2010-2-2 13:03:14 [编辑]2009-8-9 7:16:30 豆豆相传直齿锥齿轮的切向力及载荷系数 基础科学 牛档搜索（） 直齿锥齿轮的切向力及载荷系数 序号名称代号/单位计算公式和说明 1 小轮转矩 T/Nm 见直齿锥齿轮强度校核的原始参数(2) 1 2 参考点切向力 F/N F=2 000T/d mtmt1m1 3 参考点切线速度υ/（m/s）υ=dn/19 098 mtmtm11 4 使用系数 K A 动载荷系数K v *5 有效齿宽 b/mm b=bb eee6 F/（N/mm） F=FK/be KbKbmtA F100时，C=1 KbF7 齿轮啮合刚度修正系数之一 C F F＜100时，C=F/100 KbFKb *b时，C=1 eb8 齿轮啮合刚度修正系数之二 C b**b＜时,C=b/ ebe 9 轮齿的啮合刚度 c/［N/（mmμm）］ c=20CC γγFb10 单对齿刚度c′/［N/（mmμm）］c′=14CC Fb11 诱导质量 m/（kg/mm） redx 12 临界转速 n/（r/min） E1 13 临界转速比 N N=n/n 1E114 A p 根据齿轮精等级由A和C值查得 PP15 C p 16 齿距极限偏差 f/μm pt 调质钢，y=160f/σαptHlim 灰铸铁，y= αpt17 轮齿跑合量 y/μm α 渗碳淬火钢和氮化钢，y= αpt 两种不同材料，y=（y＋y）/2 αα1α2 18 有效齿距偏差 f/μm f=f-y peffpeffptα 19 B B=bfc′/（FK） pppeffmtA20 C C= v1v1 N时的C和C 2时,C= v1v2vαv21＜ε 21 C v2

风力发电用偏航变桨齿轮箱使用说明书(通用版)

风力发电用偏航变桨齿轮箱操作维护手册 版本号:A 南京高速齿轮制造有限公司

目录 1前言 (3) 2开箱 (3) 3技术参数 (3) 4安全事项 (4) 5运输、储存 (6) 6齿轮箱的安装 (8) 7润滑与冷却 (9) 8启动与运行 (9) 9维修保养 (10) 10电机使用要求 (10)

1前言 用户在安装使用前请详细阅读本说明书。 齿轮箱在出厂前已做过空负荷试车。出厂时已将齿轮箱中的油加至规定要求，并按合同的规定进行包装。除合同另有规定外（如用户要求协助安装），出厂后对齿轮箱所进行的所有活动均已超出我厂所能控制的范围。故本说明书特别提醒并明确以下属于用户的责任。 ●存放和防腐蚀 ●运输 ●超期存放 ●安装 ●拆卸 ●启动前的检验 ●操作与维护 2开箱 开箱时应核对产品的型号、规格是否正确；零部件及附件是否齐全；技术文件是否齐全；检查运输及存放过程中有无损伤、锈蚀。（如发现有损伤、锈蚀，应查清原因，并予以修复，修复的质量应经制造厂和使用单位共同认可后才可使用）。 3技术参数 3.1铭牌 重要的技术参数已完整体现在齿轮箱的铭牌上，主要包括以下内容：1齿轮箱型号

2功率 3速比 4输入转速 5制造编号 6出厂编号 7制造日期 8润滑油牌号 以上内容为通用版本所具备信息，具体标注内容见各齿轮箱铭牌。3.2应用领域和结构特点 3.2.1应用领域 该齿轮箱仅为风力发电机使用。其设计制造是严格按照用户所提供的技术规范中描述的载荷与条件进行的。在任何超出以上条件的使用情况下，齿轮箱制造商对于可能出现的问题不负任何责任，不经齿轮箱制造商同意而进行的任何改动，将不被齿轮箱制造商接受。 3.2.2齿轮箱结构特点 该齿轮箱内部由多级行星轮系组成，每级有多个行星轮，以实现大传动比的要求。其中或太阳轮或行星轮为浮动基本构件，以达到均载目的。齿轮箱具有结构紧凑、体积小、承载能力高、效率高、噪音低、运转平稳等特点。 4安全事项 在起吊、运输、安装、调试及使用过程中必须严格遵照当地政府安全生产的有关规定，必须有防护措施。

齿轮设计计算模板

1 机械设计作业

1.1 题10-6 1.1.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1. 选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取 2. 参考表 10-6，选用 级精度 3. 参考表 10-1，选择小齿轮材料为 （ ），齿面硬度为 ，大齿轮材料为 （ ），齿面硬度为 4. 齿数比 1.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径 1. 确定公式中各参数值 1. 试选 2. 计算小齿轮传递的扭矩 3. 由表 10-7 选取齿宽系数 4. 由图 10-20 查得区域系数 5. 由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 6. 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 7. 计算解除疲劳许用应力 由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ， 由式（10-15）计算应力循环次数 由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 ， 取失效概率为1%，安全系数 ，由式（10-14）得 取和较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2. 试算小齿轮分度圆直径

3. 调整小齿轮分度圆直径 1. 计算实际载荷系数前的数据准备 1. 圆周速度 2. 齿宽 2. 计算实际载荷系数 1. 由表 10-2 查得，载荷状态为轻微撞击时使用系数为 2. 根据 ， 级精度，由图10-8查得动载系数 3. 齿轮的圆周力 查表 10-3 得齿间载荷分配系数 4. 由表 10-4 查得 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向 载荷分布系数 5. 得到实际载荷系数 3. 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得分度圆直径 4. 得到相应的齿轮模数 1.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 1. 由式（10-7）试算模数 1. 确定公式中的参数 1. 试选弯曲疲劳强度计算的载荷系数 2. 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 3. 计算 由图 10-17 查得齿形系数 ，

齿轮传动的算载荷

齿轮传动的计算载荷 为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷p(单位为 N/mm)为 式中：Fn--作用于齿面接触线上的法向载荷，N；L --沿齿面的接触线长，mm。 法向载荷Fn为公称载荷，在实际传动中，由于原动机及工作机性能的影响，以及齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法向载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配并不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算齿轮传动强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算载荷pca(单位为N/mm)进行计算。即 式中K为载荷系数。 计算齿轮强度用的载荷系数K，包括使用系数KA,动载系数Kv,齿间载荷分配系数Kα及齿向载荷分布系数Kβ,即 KA--使用系数

的啮合传动，瞬时传动比就不是定值，从动齿轮在运转中就会产生角加速度，于是引起了动载荷或冲击。对于直齿轮传动，轮齿在啮合过程中，不论是由双对齿啮合过渡到单对齿啮合，或是由单对齿啮合过渡到双对齿啮合的期间，由于啮合齿对的刚度变化，也要引起动载荷。为了计及动载荷的影响，引入了动载系数Kv。 齿轮的制造精度及圆周速度对轮齿啮合过程中产生动载荷的大小影响很大。提高制造精度，减小齿轮直径以降低圆周速度，均可减小动载荷。 为了减小动载荷，可将轮齿进行齿顶修缘，即把齿顶的小部分齿廓曲线（分度圆压力角α=20°的渐开线）修正成α>20°的渐开线。如图1所示，因Pb2>Pb1,则后一对轮齿在未进入啮合区时就开始接触，从而产生动载荷。为此将从动轮2进行齿顶修缘，图中从动轮2的虚线齿廓即为修缘后的齿廓，实线齿廓则为未经修缘的齿廓。由图明显地看出，修缘后的轮齿齿顶处的法节P'b2Pb1时，对修缘了的轮齿，在开始啮合阶段(如图1)，相啮合的轮齿的法节差就小一些，啮合时产生的动载荷也就小一些。