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1、风力发电机组齿轮箱的若干技术问题概述采用齿轮传动的风力发电机组中， 齿轮箱是主动力轴系重要的机械部件， 其功用是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机并使其得到相应的转速。风轮的转速很低，远达不到发电机发电的要求，必须通过齿轮箱齿轮副的增速作用来实现。由于机组受无规律的变向变负荷的风力作用以及强阵风的冲击，常年经受酷暑严寒和极端温差的影响，加之所处自然环境交通不便，齿轮箱安装在塔顶的狭小空间内，一旦出现故障，修复非常困难，故对其可靠性和使用寿命都提出了比一般机械高得多的要求。例如对构件材料的要求，除了常规状态下机械性能外，还应该具有低温状态下抗冷脆性等特性，保证齿轮箱平稳工作，防止振动和冲
2、击，保证充分润滑条件，等等。对冬夏温差巨大的地区，还 要设置监控点，配置合适的加热和冷却装置。对齿轮箱的性能、制造精度、装配和试验提出 了一系列近乎苛刻的要求。1. 齿轮箱在风电机组中的布置形式风力发电机组轴系最为常见的布置形式如图1所示，与风轮连接的大轴支撑在两个单独设置的轴承上，其末端通过涨紧套与齿轮箱相连。齿轮箱的支架安装在机舱底盘上， 而齿轮箱的高速轴则用柔性联轴节与发电机相连。这就是所谓的“一字型”布置。风轮的异常载荷通常由两个大轴轴承承受，齿轮箱受到影响较少，各个主要部件间隔较大， 便于安装和维修，只是机舱轴向尺寸较长。但也有的观点认为大轴的图1.常见的风力发电机组布置形式：大轴独
3、立支撑，末端与齿轮箱连接如果省去一个大轴的支撑轴承，使大轴末端直接与齿轮箱输入轴相连，则变为图20-2所示的结构，在这种情况下，虽然能缩短轴向尺寸，但对齿轮箱不利，必须采取措施加强其 支撑刚性，同时要尽可能消除风轮通过大轴对齿轮箱施加异常负荷的影响。图20-2大轴一端支撑在轴承上另一端直接与齿轮箱连接的结构有时为了缩短机舱长度尺寸而将发电机反向布置，发电机骑在大轴箱上， 这时齿轮箱的输入和输出轴处于同一侧，齿轮箱设计成“U ”型，大轴箱与主支架做成一体，具有足够的支撑刚性，机舱内各部分重量的集中度较好（见图20-3 ）。图20-3齿轮箱“ U ”型布置形式为了进一步减小机舱体积，也可以省去大轴
4、，如图20-4所示，将齿轮箱输入轴和风轮轮毂过渡法兰直接连接，过渡法兰用一个特殊的轴承支撑。图20-5齿轮箱直接与风轮法兰连接的结构更为紧凑的，将齿轮箱与机舱主支架做成一体，齿轮箱低速级的行星架直接与轮毂联接，使传动线路最短，增加了机组结构刚性，只是主机架和齿轮箱制造难度加大。（见图20-6 ）。图20-6齿轮箱与机舱主支架一体化设计的布置形式第二节齿轮箱设计作为风力发电机组主传动关键部件，齿轮箱位于风轮和发电机之间传递动力提高转速， 是一种在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传动装置。特别需要指出的是，在狭小的机舱空间内减小部件的外形尺寸和减轻重量十分重要，因此齿轮箱设计必须
5、保证在满足可靠性和预期寿命的前提下，使结构简化并且重量最轻，同时要考虑便于维护的要求。根据机组提供的参数，采用CAD优化设计，排定最佳传动方案，选择稳定可靠的构件和具有良好力学特性以及在环境极端温差下仍然保持稳定的材料，配备完整充分的润滑、冷却系统和监控装置，等等，是设计齿轮箱的必要前提条件。受风轮转速的限制，齿轮箱输入额定转速一般在20 r/mi n左右，而发电机额定转速通常为1, 000 - 1, 500 r/min ，故齿轮箱的增速比在 50 - 100左右。300kW - 2, 000kW 风电机组齿轮箱，为了使结构紧凑，常常采用行星齿轮传动或行星与平行轴齿轮组合传动。图 20 7 一
6、级行星两级平行轴齿轮传动的风电增速箱常见的兆瓦级风力发电机组增速箱如图20 7 所示，由一级行星齿轮和两级平行轴齿轮传动组成， 是一种典型的传动装置。 齿轮箱利用其前箱盖上的两个突缘孔内的弹性套支撑 在支架上。 齿轮箱低速级的行星架通过涨紧套与机组的大轴连接， 三个一组的行星轮将动力 传至太阳轮， 再通过内齿联轴节传至位于后箱体内的第一级平行轴齿轮， 再经过第二级平行 轴齿轮传至高速级的输出轴， 通过柔性联轴节与发电机相联。 齿轮箱输出轴端装有制动法兰 供安装系统制动器用。 此外， 为了保护齿轮箱免受极端负荷的破坏， 中间传动轴上还装有安 全保护装置。一、设计要求齿轮箱作为传递动力的部件， 在
7、运行期间同时承受动、 静载荷。 其动载荷部分取决 于风轮、 发电机的特性和传动轴、 联轴器的质量、 刚度、 阻尼值以及发电机的外部工作条件。 为此要建立整个机组的动态仿真模型，对启动、运行、空转、停机、正常启动和紧急制动等 各种工况进行模拟， 针对不同的机型得出相应的动态功率曲线， 利用专用的设计软件进行分 析计算，求出零部件的设计载荷，并以此为依据，对齿轮箱主要零部件作强度计算。风力发电机组载荷谱是齿轮箱设计计算的基础。 载荷谱可通过实测得到， 也可以按照有 关标准计算确定。 国际上通行的标准和 风力机组认证规范 有相应的章节给出载荷谱计算 公式， 对风力发电机组气动载荷谱分析计算作了详尽的
8、讲解。 这些资料都可用作设计计算的我国于 2003 年 9 月颁布了 GB/T 19073-2003 风力发电机组 齿轮箱 标准，规定 了风轮扫掠面积大于或等于40 m2的风力发电机组增速齿轮箱的技术要求、试验方法、检验规定和标志、包装、运输、贮存等要求。国际标准化组织颁布相应的国际标准ISO 81400-4: 2005，基本上等同于美国风能协会（AWEA和美国齿轮协会（AGMA制订的美国国家标准 ANSI/AGMA/AWEA6006-A03“ Standard for Design and Specification of Gearbox for Wind Turbines ”，对40kW
9、- 2 MW的风力发电机组增速齿轮箱的设计制造和应用作了具 体的规定。德国劳氏船级社的风力发电机组认证规范中也对齿轮箱的校核要求作了详细规定。按照 GB/T 19073-2003 ， 对于齿轮箱的使用系数（即动载荷放大因子）推荐如下 : 给定载荷谱计算时，通常先确定等效载荷，齿轮箱使用系数Ka= 1 ；无法得到载荷谱时，则采用经验数据，对于三叶片风力发电机组取KA=1.3 。风力发电机组增速箱的主要承载零件是齿轮， 其轮齿的失效形式主要是轮齿折断和齿面 点蚀、剥落等。各种标准和规范都要求对齿轮的承载能力进行分析计算，常用的标准是 GB/T3480或DIN3990（等效采用ISO6336）中规定
10、的齿根弯曲疲劳和齿面接触疲劳校核计算， 对轮齿进行极限状态分析。齿轮传动设计参数的选择:1. 齿形角a （分度圆压力角）的选择齿轮的标准齿形角为 20。为了提高强度， 有时也采用大齿形角 （如 23、 25、 28 等），使轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径增大，从而提高承载能力，但会增大轴承上的 负荷。采用小齿形角（小于20）时，可使避免根切的最少齿数增多，加大了重合度，从而降低噪声和动载荷，但会减小轮齿的强度。根据实践经验，如果没有特别要求，建议采用20标准齿形角。2. 模数m的选择在满足轮齿弯曲强度的条件下， 选用较小的模数可以增大齿轮副的重合度， 减小滑动率， 也可以减小齿轮切削量， 降
11、低制造成本。 但随之而来的因制造和安装的质量问题会增大轮齿 折断的危险性，实际使用常常选用较大模数。模数的选择应符合 GB/T1357 的规定或按照经 验数据，取m = (0.015 0.02 ) a。齿轮的基本齿廓应符合 GB/T1356 的规定。a 是齿轮传动的中心距。3. 齿数 z受齿轮根切的限制， 小齿轮有最少齿数的要求。 对于尺寸一定的齿轮， 齿数增加和模数 减小可明显提高传动质量，故在满足轮齿弯曲强度的条件下，应尽量选用较多齿数。4. 螺旋角BB角太小，将失去斜齿轮的优点；取大值，可增大重合度，使传动平稳性提高，但会引起很大的轴向力，一般取B =815。人字齿轮可取大一些，例如取B
12、 =2540。对 于普通圆柱齿轮传动，低速级转速低扭矩大，可采用直齿轮；中间级通常取B=812;高速级为减小噪音，可取较大的B角，如 1015。5. 齿宽 b齿宽是决定齿轮承载能力的主要尺寸之一， 但齿宽越大， 载荷沿齿宽分布不均的现象越严重。齿轮应给定一个最小齿宽bmin，以保证齿轮足够的刚度。一般取bmin=68m采用行星轮系传动时， 为了提高传动装置的承载能力和减小尺寸和重量， 往往对称布置 多个行星轮， 在设计时需要解决一些特殊问题， 以满足正确啮合的要求。 例如在确定行星轮 系的齿数时，要考虑以下几个条件：1. 传动比条件 所设计的行星轮系必须能实现给定的传动比，各种类型行星轮系的传
13、 动比与齿数的关系可从机械设计手册中查到。2. 邻接条件使相邻两个行星轮的齿顶不相互干涉， 保证其齿顶之间在连心线上至少有半个模数的空隙。3. 同心条件由中心轮和行星轮组成的所有齿轮副的实际中心距必须相等。4. 装配条件在行星轮系中， 几个行星轮能对称装入并保证与中心轮正确啮合应具备的齿数关系。主要尺寸的初步确定：齿轮增速箱的主要尺寸可按下列方法之一初步确定。1 ) 参照已有的工作条件相同或类似的传动，用类比方法初步确定主要尺寸。2) 根据增速箱在机舱上的安装和布置要求， 例如中心距、 高度及外廓尺寸要求， 定出 主要尺寸。3) 根据计算机程序分析计算结果确定主要尺寸。 风力发电机组增速箱的设
14、计参数，除另有规定外，常常采用优化设计的方法，即利用计算机的分析计算，反复对比，在满足各种限制条件下求得最优设计方案。二、效率齿轮箱的效率可通过功率损失计算或在试验中实测得到。 功率损失主要包括齿轮啮 合、轴承摩擦、润滑油飞溅和搅拌损失、风阻损失、其它机件阻尼等。齿轮传动的效率可按 下列公式计算：n = n 1 n 2 n 3 n 4式中n 1齿轮啮合摩擦损失的效率；n 2轴承摩擦损失的效率；n 3润滑油飞溅和搅油损失的效率；n 4其他摩擦损失的效率。对于行星轮系齿轮机构， 计算效率时还应考虑对应于均载机构的摩檫损失。行星齿轮轮系的效率可通用一般机械设计手册推荐的公式进行计算。其方法主要有啮合
15、功率法和力偏移法两种。啮合功率法通过转化机构（定轴轮系）的机械效率来求出行星轮系的机械效率，虽 然是一种近似算法， 但由于方便计算和理解，故常用此法进行设计计算。力偏移法有较高的精度，但计算繁杂，一般少用。风力发电齿轮箱的专业标准要求齿轮箱的机械效率大于97%是指在标准条件下应达到的指标。对于采用滚动轴承支承且精确制造的闭式圆柱齿轮传动，每一级传动的效率可概略定为99% 一般情况下，风力发电机组齿轮箱的齿轮传动不超过三级。值得指出的是，随着传递 载荷的减小，效率会有所下降，这是因为整个齿轮箱的空载损失，即润滑油飞溅和搅动时的能量损失、轴承的摩擦以及密封等的损失，在传递功率变化时几乎是不变的。三
16、、噪声级风力发电增速箱的噪声标准为85dB（ A）左右。噪声主要来自各传动件，故应采取相应降低噪声的措施：适当提高齿轮精度，进行齿形修缘，增加啮合重合度；提高轴和轴承的刚度；合理布置轴系和轮系传动，避免发生共振。齿轮箱安装时采取必要的减振措施，按规范找正，充分保证机组的联接刚度，将齿 轮箱的机械振动控制在 GB/T8543规定的C级之内。四、可靠性按照假定寿命最少20年的要求，视载荷谱所列载荷分布情况进行疲劳分析，对齿轮箱整机及其零件的设计极限状态和使用极限状态进行极限强度分析、疲劳分析、稳定性和变形极限分析、动力学分析等。分析方法除一般推荐的设计计算方法外，可采用模拟主机运行条件下进行零部件试验的方法。可靠性分析的步骤是：在方案设计开始时进行可靠性初步分析，而在施工设计完成后再次进行详细的可靠 性分析计算，其中包括精心选取可靠性好的结构和对重要的零部件以及整机进行可靠性估 算。1.概率计算 以零件的应力和强度都是正态分布为基本假设，计算出零件不破坏的 概率，即可靠度 R:t2式中 R 可靠度系数Xs、Xe 强度、应力的均值;Ss 、Se强度、应力的标准离差。利用正态分布特性表，可由d b 查得R,再由R查得a。