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1、湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计（论文）摘 要风电产业的飞速发展促成了风电装得制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电 机组的核心部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。但由于国内风电 齿轮箱的研究起步较晚，技术薄弱，特别是兆瓦级风电齿轮箱，主要依靠引进国 外技术。因此，急需对兆瓦级风电齿轮箱进行自主开发研究，真正掌握风电齿轮 箱设计制造技术，以实现风机国产化目标。本文设计的是兆瓦级风力发电机组的齿轮箱，通过方案的选取，齿轮参数计 算等对其配套的齿轮箱进行自主设计。1）根据风电齿轮箱承受载荷的复杂性，对其载荷情况进行了分析研究，确定 齿轮箱的机械结构。选取两级行星派生型传动方案，在此基础上进行
2、传动比分配 与各级传动参数如模数，齿数，螺旋角等的确定；通过计算，确定各级传动的齿 轮参数；选择适当的齿轮。2）对行星齿轮传动进行受力分析，得出各级齿轮载荷结果。依据标准进行 静强度校核，结果符合安全要求。3）绘制CAD装配图，并确定恰当合理参数。关键词：风电齿轮箱；风力发电；结构设计。湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计（论文）湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计（论文）ABSTRACTThe rapid development of wind power industry lead to the prosperity of wind power equipment manufacturing
3、industry . As the core component of wind turbine, the gearbox is received much concern from related industries and research institution both at home and abroad. However, due to the domestic research of gearbox for wind turbine starts late, technology is weak, especially in the gearbox for MW wind tu
4、rbine, which mainly relied on the introduction of foreign technology . Therefore, it is urgent need to carry out independent development and research on MW wind power gearbox, and truly master the design and manufacturing technology in order to achieve the goal of localization.1) The load Cases of g
5、earbox for wind mrbincs ale analyzed , and the interrelation of loading cycle numbers under different torque levels is deduced according to the curve of materials fatigue. the mechanical structure of gearbox is determined. The two-stage derivation planetary transmission scheme is selected . The gear
6、 parameters()f every stage transmission is calculated ,and the force analysis results is obtained.2) the static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard. The result shows that it is accord with safety requirements .3) Draw CAD drawings, and determine appro
7、priate reasonable parameters.KEYWORDS： Gearbox fZ2 + 2ha*(3)设计行星轮时，为使各基本构件所受径向力平衡，各行星轮在圆周上应 均匀分布或对称分布。为使相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证它们齿顶之间 在连接线上有一定问隙。保证在采用多个行星轮时，各行星轮能够均匀地分布在 两太阳轮之间，即满足安装条件(2.3)(N1 + Z3)K式中C为整数，装配行星轮时，为使各基本构件所受径向力平衡，各行星 轮在圆周上应均匀分布或对称分布。N3保证轮系能够实现给定的传动比ilH,即满足传动比条件。当内齿圈不动时(2.4)式中:Z中心太阳轮齿数；行星轮齿数
8、；内齿圈齿数；K行星轮个数；ha*齿顶高系数；满足的同心条件：行星架的匕*% = 28.21回转轴线应该和两中心轮的几何轴线相互垂直，符合要求是轮1和轮3的中心距等于轮2和轮3的中心距：乙+Z3 =Z2 Z3(同时选用奇数或同时为偶数)(2.5)2.3 齿轮参数的确定湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计（论文）取两级行星传动比，而总传动比是97: 1则高速端定轴传动比为/3 =3.44 o角标I表示低速级输入端，角标口表示中间级输入端。两级外啮 合齿轮材料，齿面硬度相同。则二1际2。取 2叔=2血，外区=&n，B = ddbn=.2 , Ka = Kn ,/% = 2 ,KirKh距Zi/KKh
9、Z房口 = 1.9所以，A = %为凡.11KHKh跖Z.iZ扇/加为1K区口151血Z-nZ;Ln =3.8=5.472查机械设计手册得 i2 = 5.5 故f, =5.129式中：齿轮的接触疲劳极限；K. 载荷不均匀系数； （pd 对分度圆直径的齿宽系数；Kr动载荷系数Zn 接触强度计算的寿命系数；Kh 接触强度计算的齿向载荷分布系数;Z” 齿面工作硬化系数；2.3.1 低速级参数的计算根据经验选取螺旋角尸=75 ,压力角% =225 ,则/ = %/cos/? = 22.75（1）计算低速级齿轮齿数取5 =3,适当调整/；= 5.08696。幺=39 （根据查机械设计手册：NG正型行星齿
10、轮传动的齿数组合）则得到：Z=23, Zb=94 = Cna-Zai Z”0.5*（Z广 Z。） = 35.5。采用不等角变位，取Z,=35 （调整C取整数）根据机械设计手册表14-327,不等角变位公式：/ =忤等 =1.01724查机械设计手册表14-5-2 （变位传动的端面啮合角）。可得到预计啮合角:23 26, 20fe 476（ 4- 1）1乂%短抽=671.99 mm（式中k表示接触强度使用的综合系数，查机械设计手册，选取k=2）模数： - *67詈:y5 “2.97模数整化取Mi3za+ze23 + 35湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计(论文)而为变位时，a =672.76 m
11、m。2 cos p按预选2、=24.5。，可得a-c传动中心距变动系数:1 一cosaf 八/ 八） =7（z + 4）（ - 1） /cos P =0.409522cos0./则中心巨：优= + ynmn = 672.76 + 0.40952 * 23 = 681.68 mm则取优= 682 mm (3)计算a-c传动的实际中心距变动系数y和啮合角a：产 j = 0.4m7 = 682 -672.76“ 叫23cos%”*cosq = l*cos22.6750 = 0.9095 ,贝lj a = 24.56 a682 (4)计算a-c传动的变位系数由公式:x人（E）（4 + 4）*加i； 一
12、加42 tan %二（23+35）*加 i，24.56-加22.67502 tan 22.5= 0.4712(式中：山U一渐开线函数，查机械设计手册第三版第三卷表14-1-13 (渐开线函数得到相应的渐开线函数值)z 匹=- = = 59.52cos3/? cos3 7.5查机械设计手册第三版第三卷表14-l-5a进行校核：丘在P5与P6线之间，为综合性能较好区，可用。查机械设计手册表第三版第三卷14-l-5c (分配变位系数)得:于 0.22,七二&-七二0.2512(5)计算c-b传动的中心距变动系数及啮合角a(chc-b传动未变位时的中心距:;1 23*(94-35)/产广,M 4)/c
13、os*5* cs75=684.3547mma， a682 - 684.3547y = -0.1024, 叫23AQ7*cosq =-*cos22.675= 0.91953684.3547则%力=23.14(6)计算c-b传动变位系数/inva.-inva小 Ji，22.49一由u22.675=(94-35) *= -0.045582 tan 22.5xh = xc + 8 = 0.2056(7)计算重合度根据重合度计算公式-tan at) + ze (tanrt/2-tan “)= 1.4336bsin/3 581.7*sin7.5 , -=1.0508勿“乃*23式中b-齿宽b = (p d
14、 p = 0.85 * 684.3547 = 581.7mm式中j = arcc。享=0.582，%= arcc吟=0.5317所以，总重合度 =怂+% = 14336 +1.0508 = 2.48442.3.2中间级参数的计算9549*5378.8首先，中间级输入转矩：T =T12,1-8177595Km21 1 15.08696.输入转速:n2 = */1 = 12.1*5.08696 = 61.55 r/nin湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计（论文）根据低速级计算步骤和参考机械设计手册，确定中间级齿轮参数。根据经验选取螺旋角 = 8.5,压力角%= 22.5 ,则q=acosA = 2
15、2.72（1）计算中间级齿轮齿数取4,=3,%*Z凡=。，适当调整 5.59091。5.59091*-_们3（查机械设计手册第三版第三卷表14-5-7: NGW型行星齿轮传动的齿数组合）则得到：Z,=22, Z=C% Z, =3*4122 = 101 , Z, = 0.5*（Z5-Z.） = 39.5。采用不等角变位，取Z,=39 （调整C取整数）根据机械设计手册有，不等角变位公式：=1 01639（Z.+Z,）查机械设计手册第三版第三卷表14-5-2 （变位传动的端面啮合角）。可得到预计啮合角：23 26, 20fi a；eh 476( + 1)作工/%端?=392.97 mm（式中k表示接
16、触强度使用的综合系数，查机械设计手册，选取k=2）模数：=2t/cos/7 2*392.97*cos8.50 =12.7422 + 39模数整化取M = 13而为变位时，a =）=400 G9 mm。2 cos p按预选=245,可得C - C传动中心距变动系数:= : * (Za + Zc) * (弋牛 -1)/鼠A =9(22 + 39) * (出誓 -1)短8.5。= 0.42166 2cos% /2cos24.5/则中心距：优=。+ yltinn = 400.09 + 0.42166 * 13 = 406.38 mm则取优=407 mm齿宽b =(p*dp =0.85 *406.38
17、=346.4mm（3）计算a-c传动的实际中心距变动系数y和啮合角af-a 八 cu 406.38 - 400.9 y = 0.4215 =/13cos./400 9_*cosq =*cos22.72 = 0.90996a406.38则 a = 24.5（4）计算a-c传动的变位系数根据公式inva9 -inva加245 -加22.72x =(7 + 2 ) *： = (22+39) *= 0.48072 tan 与2 tan 22.5（式中：”2U。一渐开线函数，查机械设计手册第三版第三卷表14-1-13（渐开线函数得到相应的渐开线函数值）2尸=- = 一一 = 63.05cos3 p co
18、s3 8.5查机械设计手册第三版第三卷表14-l-5a进行校核:七“在P$与6线之间，为综合性能较好区，可用。查机械设计手册表第三版第三卷14-1-5C （分配变位系数）得:七二以 2601（5）计算c-b传动的中心距变动系数及啮合角/力c-b传动未变位时的中心距:1* /、， a 1*13*(101 39)夕5 -Z,)/cos*5*cs85=407.476mma-a 407 - 407.476-y = -0.036613cosaL = *costz. = 40747q*cos22.72, =0.92348a407则46 =22.56（6）计算c-b传动变位系数/、& invateh -in
19、va 八2 ”、& n/v22.56c -n2v22.72c 八八八“xv =(z，-7 )* 9= (101-39)*= -0.04236- b 2 tana”2 tan 22.5xh=xe+xz =0.2601 -0.04236 =0.21774(7)计算重合度根据重合度计算公式：.=(za (tandH-tan ；) + zc (tandr2-tan ) = 1.4285 InhsinJ3 346.4*sin8.5 & = 1.2533m77“%* 1 3湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计(论文)所以，总重合度 = &+% =L4285 +1.2535 =2.6822.3.3高速级参数计
20、算高速级输入转矩：1力笑铲:输入转速:% = % *马=61.55 *5.59091 = 344.12r/min计算高速级齿轮参数：根据经验选取螺旋角 = 7。，压力角4=20 ,则a=q,/cosp = 20.56(1)计算1-2传动中心距a 476( + 1)#KT0 = 1702.02 mm(。即-许用接触应力，可查机械设计手册14-1-21得至IJ b/切对应值)则”取整数，得 = 1720,2 =。*(/=668.57按照模数经验公式：叫=(006 0.0315 )* = 27.52 54.18模数标准化取?”=30根据齿轮齿数计算公式，计算得到：石=24 ,而传动比3=344则=G
21、 = 3.44故得到：Z)= 8352(2)计算1-2传动的实际中心距变动系数y和啮合角y = 0.57714帆cosafMC = cosat = 0.9265 ,贝lja = 22.V a(3)计算1-2分配度的变位系数/ invaf-invat由公式 x(z)=(z“ + 4) * L查机械设计手册，分配变位系数：Aj= 0.2272 , x2 =0.37(4)计算重合度：根据重合度计算公式：% = 1 (za(tan/；1-tan ) + z(.(tanu/2-tan a；) = 1.8822/rAsin4久Ss =- = 1.716叫贝!总=%+为=35982.4 受力情况分析与强度校
22、核2.4.1 受力分析行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮，行星轮，行星架，轴及轴承等。为 进行齿轮的强度计算，需要对行星轮以及太阳轮进行受力分析。当行星轮数目为 %。，假定各套行星轮载荷均匀，只需分析其中任一套行星轮与中心轮的组合即 可。通常略去摩擦力和重力的影响，各构件在输入转矩的作用下传力时都平衡, 构件问的作用力等于反作用力。图2-2 5.0MW齿轮箱中行星齿轮传动受力分析行星架输入功率为工，太阳轮输出功率为增速传动比为，太阳轮节圆 直径为4,根据斜齿圆柱齿轮传动受力分析公式，齿轮所受切向力，径向力，轴 向力分别为：耳=20007/4 =20004/&(2.6)4=20004/4 (1
23、0.5%)(2.7)工= *tana“/cos/7(2.8)工=E*tan/?(2.9)式中：an法面压力角P分度圆螺旋角d,n主动轮齿宽中点处直径4主动轮分度圆直径T.表示额定转矩按照上述公式计算低速级各个齿轮的受力情况:(1)低速级输入级行星轮C:分度圆螺旋角A = 75,法面压力角4=225节圆直径 4 =?*z/cos/? = 35 * 23/cos7.5 =811.95mm ,力矩T】=272586 .5N.m切向力：2*6=20007；/4=2000*9549*8 /-_- /5.08696* 811.95 = 2055418N12.1 /径向力 2 * 耳=5 * tan an /cosp = 429364 .4* 2N轴向力 2* %* tan p = 135300 .4961 * 2N(2)低速级输入级太阳轮b:分度圆螺旋角