風力發(fā)電機偏航傳動系統(tǒng)的設計與分析【含CAD圖紙】

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V International Scientific Conference Heavy Machinery-HM05 Kraljevo, 28. June - 3. July 2005 I C.17 Faculty of Mechanical Engineering Belgrade, Kraljice Marije 16, 11120 Belgrade, Serbia, E-mail: amarinkovicmas.bg.ac.yu OPTIMUM DESIGN OF MULTISPEED GEARBOXES AND MODELING OF TRANSMISSION COMPONENTS Prof. dr Boidar Rosi , dr Aleksandar Marinkovic, mr Aleksandar Vencl Abstract: By applying the optimum design in the field of gear transmission design it is possible to define the optimal relations between the parameters of the complete gear transmission, and of each transmission stage separately. This paper presents a one criterion procedure for gear transmission optimization and multicriterion optimization procedure for each transmission stage. Second part of the paper is focused on modeling of cylindrical gears that are common used machine elements and main parts of gear transmissions. These models are made using part and assembly design module in CATIA V5R11 software. On the end of paper some applications of models in finite elements analysis and optimization are also described Keywords: optimum design, multistage gearbox, computer added design, gears modeling, CATIA 1. Introduction Concept from optimization and decision theory can play an important role in all stages the design process. The optimizing design theory applying and methodology will be illustrated on a multispeed gearbox example. Gearboxes present a very important group of machine members, which are utilized in a great number of engineering fields and which must satisfy very rigorous technical requirements regarding reliability, efficiency, precise manufacturing of gears, bearing, etc. In addition, the latest achievements in the fields of technology and testing of the preciseness of manufacturing gears, bearings, etc., have been applied to the manufacturing process. The development of the computer technology, together with the corresponding computer programs (AutoCAD, Solid Works, CATIA, etc.), have very quickly found their place in the development of the expert system for gearbox design at a high technical level. Thus, it can freely be said nowadays that the gearbox design is no longer a “routine job”, which in most cases based upon the designers experience and knowledge. This paper demonstrates the application of a nonlinear multicriteria optimization method, with the purpose to build such a powerful method as a module into the gearbox design expert system. The introduction of some criteria considering the desirable performances, combined with high quality gearbox component modeling represents a significant step towards the reality of a gear train model. 2. Gearbox decomposition Gearboxes represent complex mechanical systems that can be decomposed into the corresponding number of gears with corresponding interaction. This means that the procedure for multistage gearbox optimization can also be carried out through the corresponding number of stages. During the first optimization stage, characterized by comparatively small number variables, the distribution of transmission ratio per gearbox stages is defined from the conditions of the minimal volume of the gear sets. During the second stage, the multicriteria optimization problem is solved by introducing a greater number of criteria which represent the essential gearbox performances. Thereby, it is necessary to satisfy the restrictions from the following aspects: load distribution, stresses, kinematics and correct conjugate gear action. The target function for multistage gearbox representing the volume of the gear sets can be written in the form the following relation 1: f(x) = 0.25d 1 3 j I (1+u I 2 )+j II d 3 2 /d 1 2 j I (1+u II 2 )+.) (1) where: u I , u II the transmission ration for particular transmission stages of multistage gearbox; d 1 , d 3 diameters of kinematics circles of the driver gears; j=b/d 1 ratio of width of the gear and diameter of the driver gear kinematics circle. For the target function stated, it is also necessary to define the functional restrictions from the standpoint of the surface strength for the first stage of gearing, which can be written in the following form: 1 3 1 21 () H I I IH s KTu gx Z duS + = (2) and, from the standpoint of the volume strength: 1 2 1 2 () F I IIF T gx KY dm S = (3) I C.18 In the exactly analogous way, the functional restrictions from the standpoint of the surface and volume strength for other transmission stages of gearboxes are determined. Commencing from the technical requirement concerning the transmission ratio of a gearbox, it is also necessary to determine the functional restriction in the form of the equation: ( ) . 0 II I IN hx uuu u = (4) Basing upon the determined target function and the restrictions, it can be noticed that this problem belongs to the field of nonlinear optimization with the restrictions in the form of inequalities. For the solution of this problem, the computer program SUMT, based on the mixed penalty functions, has been applied. Fig. 1 shows a graphic representation of the results of the computer program SUMT. Basing upon the section of the corresponding functions, the domains of the optimum transmission ratios for the multistage gearboxes are defined in the following way: Figure.1: The relation between the volume of gear train and overall gear ratio. To complete this analysis of decomposed gearbox, here are added a pair of restrictions in the form of inequalities, based on stress restrictions: - tooth gear stress for I stage gear F I F I I F S m d T Y K x g = = 2 1 1 1 3 2 ) ( (5) - tooth-root gear stress for II stage gear F II F II II I F S m d u T Y K x g = = 2 3 1 3 4 2 ) ( (6) Based on gear stress relations the value of gear module is determinated: - for contact stress () 3 1 3 1 2 2 2 1 1 2 + z u S Z u T K m I I H I H I (7) - for tooth-roth stress 3 1 2 1 1 2 I F I F z S Y T K m (8) Fig. 2 shows graphical interpretation of relations (7) and (8) in function of tooth number Z 1 . Upper of two lines on the Fig. 2 presents values of gear module determinated on contact stress and lower one for values determinated on tooth-root stress. The lines and admissible space on Fig. 2. indicate that contact stress relation for gear module (7) is prior and is to be used for gear dimensions dermination. admissible space Tooth number Z 1 Figure. 2: Diagram of module values up to tooth number 3. Gears modeling Gears are very important machine elements today and they are common used in different kinds of gearboxes and transmissions. Especially cylindrical gears are most applicable because of their very high efficiency and not complicated production. Modeling of cylindrical gears is very important process in machine design, as for making real model of gearbox, such for gear and transmission structure analysis and optimization. Last years this process can be done very fast and qualitative using new software tools such as CATIA. This software is very complex, but some main modules like Part design and Assembly design are in use for cylindrical gear modeling. The main problem in any gears modeling is to define a real gear tooth and after that to import it into gear body making. Cylindrical gears modeling consists of several phases, depends from gear body and kind of its production: The first phase of gear modeling is definition and making real involute gear teeth profile. The second phase, in case of cutting or pressed gear body, is to use Part design CATIA module to make gear body. The third phase, only in case of welding way made gear body, is to use Assembly design module to connect all its parts. All this phases consists of several operations and it will be described separately in followed chapters. Volume of material used for gears 300 250 200 150 100 50 0 0 5 10 15 20 25 30 V/cm 3 u I stage II stage III stage Overall gear ratio 2.00 4.00 0.00 15 17 19 21 23 25 27 Values of gear module m I C.19 Every chapter gives principal facts of general modeling, some special operations with advantages of using CATIA software in gears modeling and examples of different cylindrical gears that are modeled. In analysis of internal and external gear profiles there are four different lines in one pitch, which defines complete profile of gear. So there are the involute profile arc, profile foot circle arc, addendum circle arc and trohoide arc as a connection 4. In analytic-kinematics way for profile definition is to define a lot of restrictions and constrains for setting parameter equations each of this profile arcs and angles. After some matrix transformations matrix parameter equation for contact line of engaged gear tooth profiles can be determinated. Based on this analytic-kinematics model computer program is developed to define points of gear profiles 5. Gears modelling is very useful and important, as to make real gear transmission simulation, so for lot of other analysis. Different software tools are in use today for machine design and machine elements modelling, as ACAD, Mechanical Desktop, Pro Engineer and last years Solid Works, CATIA etc. But it can be seen that gear modelling (especially internal gears) with real profiles is more complicated compared with modelling of all other machine elements. Here will be presented the possibilities of cylindrical gears modelling using CATIA V5R11 software. Depends of production way and form of gear body it is possible to use Part design module or Assembly design module of CATIA software. For designing simplest cylindrical gear (flat) first step is to define correct sketch, where involute profile tooth coordinates (from first phase) should be imported. After that designer can apply Sketch based features (Create pad), to get cuted gear model as is shown at Fig. 3. Figure 3: Simplest model of cylindrical gear One step forward is designing a press made gear body, that could be modeled by rotating skatch made figure, or like simulation of production process. On Fig. 4 it is given a gear model made also by using skatch and few Sketch-Based, Dress-Up and Transformation Features. Presented gears are common in use and they have an external involute profile. But in some cases, like planetary gear train designing, it is necessary to make a model of internal profiled gear. For this purpose designer has to calculate a new table with involute profile coordinates, by using external gear as a tool for making internal profile. After that properly sketch and other features as for other cylindrical gears modelling has to be used. Figure 4: Press made model of cylindrical gear Assembly design is another module in CATIA which is in use in aim to complete all parts and standard elements that are already modelled in Part or Shape design modules. Besides that it is possible to insert new bodies in existing assembly and also to do Boolean Operations between bodies if it is necessary. These Boolean operations between bodies are Assemble Bodies, Intersect Bodies, Add Bodies, Remove Bodies, Trim Bodies, Remove Lumps, etc. The best sample of using Assembly design is cylindrical gear made by welding number of separated elements. It means that this type of gear consists of many elements that are modelled in Part design. The main part is outer plate with involute profiles that are welded with central cylinder with two circle plates and six stiffeners at both sides (Fig. 5). Figure 5: Cylindrical gear made by welding I C.20 A gear modeling is very significant because of many applications that could be done: After completing assembly it is possible to do kinematics simulations, using another CATIA module DMU. Internal and external gears models can be used for solving a lot of problems in mechanical engineering, such as structural analysis, contact pressure between corresponding gears and also thermal and many other analyses 8. A typical example for this could be following structural analysis made using finite element method, where Fig. 6 shows gear model made of 77633 tetrahedrons which makes 18965 nodes. Figure 7: Gear model in form of finite element net Stress values (Fig. 7) represent critical constructive points where gear is high loaded which could be also very useful in design and optimization process and procedure. Figure 7: Stress values of loaded gear model calculated in structural analysis 4. Conclusion The paper represents a brief illustration of a wider study undertaken with the aim of building the powerful multicriteria optimization methods into the expert system for gearbox design. It points out the necessity of decomposition multistage gearboxes as complex mechanical systems. In the way, the gearboxes optimization procedure is also carried out through the corresponding number of stages. In this first optimization stage, the domains of the practical application of gearboxes are defined, whereas, during the second stage, the multicriteria optimization problem is solved. To resume the point of this modeling part of paper, here could be said that it presents only a brief of cylindrical gears modeling possibilities in CATIA software. Besides presentation of modeling in Part and Assembly design modules, at the end of this paper it is to add that CATIA is powerful and today may by completest design software in engineering with wide range of applications. References 1 Rosi B, 1993.: Parameter Investigation and Optimization of Planetary Gear Train Transmission, Ph.D Thesis, Mechanical Engineering Faculty, University of Belgrade 2 Arora J.S, 1989.: Introduction to optimum design, McGrawHill Book Company, New York 3 Rosi B., Marinkovi A.: Planetary gear transmission as a tribosystem: Efficiency calculation and simulation, TG Jahres Symposium, Wien, November 2003. 4 Colbourne, J. R., 1987: The geometry of Involute gears, Springer-Verlag, New York 5 Rosi B., Rinkovec B., Marinkovi A., Pavlovi N.: The analytical-kinematics method for definition of internal cylindric gears, Yugoslav Conference “IRMES 2002”, Faculty of Mechanical Engineering Srpsko Sarajevo, Jahorina BIH, September 2002, Proceedings, pp. 625-630. 6 Rosi B.: Planetary gear trains, Monography, Faculty of Mechanical Engineering, University of Belgrade, edited in year 2003. 7 Rosi B., Marinkovi A., Vencl , 2004.: Cylindrical Gears modeling using CATIA software, 4th International Conference “RADMI 04“, Zlatibor, Serbia and Montenegro, August- September 2004., Proceedings on CD, pp. 73-77. 8 Rosi B., Marinkovi A., Vencl , 2004.: Modeling and Structural Optimization of Cylindrical Gears construction profiles, Yugoslav Conference “IRMES 04”, Faculty of Mechanical Engineering Kragujevac, Kragujevac, September 2004, Proceedings, pp. 173-178. 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 風力發(fā)電機偏航傳動系統(tǒng)的設計與分析 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010963015 姓 名： 李超眾 指導教師： 彭銳濤 完成日期： 2014.5.25 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 風力發(fā)電機偏航傳動系統(tǒng)的設計與分析 學號： 2010963015 姓名： 李超眾 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 彭銳濤 系主任： 劉柏希 一、主要內容及基本要求 　 偏航系統(tǒng)是風力發(fā)電機組特有的伺服系統(tǒng)。它主要有兩個功能：一是使風輪跟蹤變 化穩(wěn)定的風向；二是當風力發(fā)電機組由于偏航作用，機艙內引出的電纜發(fā)生纏繞時，自 動解纜。偏航系統(tǒng)是一個隨動系統(tǒng)，風向儀將采集的信號傳送給機艙柜的PLC的I/O 板，計算10分鐘平均風向，與偏航角度絕對值編碼器比較，輸出指令驅動四臺偏航電機(帶失電制動)，將機頭朝正對的風向調整，并記錄當前調整的角度，調整完畢電機停轉并啟動偏航制動。 　　 主要內容： 1. 了解大中型風力發(fā)電機系統(tǒng)的結構和原理； 2. 熟悉風力發(fā)電機偏航系統(tǒng)的工作原理及結構; 3. 基于三維設計軟件SolidWorks 完成減速箱偏航齒輪及軸承的設計，并運用 SolidWorks/motion模塊對包含這些零部件的偏航系統(tǒng)進行動力學仿真。 基本要求： 字數要求：8000字以上 圖紙在兩張A0以上。 二、重點研究的問題 該設計的重點在于設計行星輪減速器；對內部零部件如行星輪、太陽輪、軸、內齒圈等進行設計計算并對軸承鍵等進行安全校核。運用SolidWorks對其進行三維造型并運用三維造型對其進行運動仿真。 三、進度安排 序號 各階段完成的內容 完成時間 1 資料收集 3.11 2 畢業(yè)設計開題 3.11~3.17 3 方案確定 3.22 4 設計計算 4.15 5 畢業(yè)設計中期檢查 4.15~4.22 6 三維建模及動力學仿真 5.5 7 完善設計、翻譯及論文撰寫 5.25 8 畢業(yè)答辯 5.25~6.2 4、 應收集的資料及主要參考文獻 [1].程乃士主編.減速器和變速器設計與選用手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007. [2].廖念釗，古瑩蓭，莫雨松等主編.互換性與技術測量[M].北京：中國計量出版社，2007. [3].濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006. [4].徐灝主編.機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006. [5].成大先主編.機械設計手冊單行本[M].化學工業(yè)出版社，2004. [6].宮靖遠主編.風電工程技術手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007. [7].Erich Hau 編著.Wind Turbines.Springer[M].2005. [8].陳超祥主編.SolidWorks Motion運動仿真教程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012. [9].陳超祥主編.SolidWorks Simulation基礎教程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012. [10].CAD\CAM\CAE技術聯盟主編.SolidWorks 2012中文版從入門到精通[M].北京： 清華大學出版社，2012. [11].姚興佳主編.風力發(fā)電技術講座[M].沈陽工業(yè)大學風能技術研究所，2006. 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 2010963015 姓名 李超眾 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 風力發(fā)電機偏航傳動系統(tǒng)的設計與分析 評價項目 評 價 內 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 該設計符合專業(yè)培養(yǎng)目標，能夠達到綜合訓練目標，題目有一定難度， 工作量大。選題具有一定的研究意義。 該生查閱資料能力強，能夠全面收集關于制缽機的資料。具備了一定 的專業(yè)理論的綜合運用能力，設計過程中能夠綜合運用所學知識分析問題 和解決問題，能夠很好地運用AUTO-CAD繪圖軟件繪制裝配圖和零件圖， 所繪制的裝配圖與零件圖錯誤較少，基本達到工程圖的要求。說明書內容 完整，格式正確。整個畢業(yè)設計工作體現了學科教學計劃的基本要求，所 完成的工作達到了本科畢業(yè)設計要求。 評閱人： 2014年5月 30 日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 2010963015 姓名： 李超眾 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 40 頁 圖 表 15 張 論文（設計）題目： 風力發(fā)電機偏航傳動系統(tǒng)的設計與分析 內容提要：偏航系統(tǒng)是風力發(fā)電機組特有的伺服系統(tǒng)。它主要由兩個功能：一是使風輪 跟蹤變化穩(wěn)定的風向；二是當風力發(fā)電機組由于偏航作用，機艙內引出的電纜發(fā)生纏繞 時，自動解纜。偏航系統(tǒng)是一個隨動系統(tǒng)，風向儀將采集的信號傳送給機艙柜的PLC 的I/O板，計算10分鐘平均風向與偏航角度絕對值比較，輸出指令驅動四臺偏航電機 (帶失電制動)，將機頭朝正對的風向調整，并記錄當前調整的角度，調整完畢電機停轉 并啟動偏航制動。通過本次畢業(yè)設計了解了大中型系統(tǒng)的結構和原理；熟悉了風力發(fā)電 機偏航系統(tǒng)的工作原理及結構;基于三維設計軟件SolidWorks 完成了減速箱偏航齒輪及 軸承的設計，設計了行星輪減速器；對內部零部件如行星輪、太陽輪、軸、內齒圈等進 行設計計算并對軸承鍵等進行了安全校核。運用SolidWorks對其進行了三維造型。 指導教師評語 選題符合培養(yǎng)目標，總體設計方案正確，達到綜合訓練的目的。該生在畢業(yè)設計過程中，學習態(tài)度好，遵守學校的紀律，認真完成老師布置的設計任務，團結同學，待人熱情，態(tài)度非常認真；能獨立思考解決問題，查閱參考資料。說明書結構較嚴謹，格式基本正確，文字基本通順，但圖紙中存在少量錯誤。 同意其參加答辯，建議成績評定為良。 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 答辯委員會主任： 年 月 日 目 錄 [摘要] 1 [Abstract] 1 第1章 引 言 2 1.1 風力發(fā)電和風力發(fā)電機簡介 2 1.2 風力發(fā)電技術的國內外發(fā)展現狀 2 1.3偏航減速器簡介 2 1.4課題意義 4 第2章 總體方案設計 5 2.1 技術要求 5 2.2 主要技術參數 5 2.3 總體方案設計 6 第3章 行星輪傳動設計計算 8 3.1 方案設計 8 3.2 傳動比分配 8 3.3 第一級行星齒輪傳動 9 3.3.1 配齒數 9 3.3.2初步計算齒輪主要參數 9 3.3.3幾何尺寸計算 10 3.3.4齒面疲勞強度校核 11 3.3.5 第一級行星輪軸強度計算 13 3.3.6第一級花鍵強度計算 13 3.3.7 第一級軸承校核 14 3.4 第二級行星齒輪傳動 16 3.4.1 配齒數 16 3.4.2 初步計算齒輪主要參數 16 3.4.3 幾何尺寸計算 17 3.4.4 齒面疲勞強度校核 17 3.4.5第二級行星輪軸計算 20 3.4.6第二級輸出端花鍵副 20 3.4.7第二級軸承校核 20 3.5 第三級行星齒輪傳動 21 3.5.1 配齒數 21 3.5.2 初步計算齒輪主要參數 22 3.5.3幾何尺寸計算 23 3.5.4齒面疲勞強度校核 23 3.5.5 第三級行星輪軸計算 25 3.5.6 第三級輸出端花鍵副 26 3.5.7第三級軸承校核 26 3.6 第四級行星齒輪傳動 27 3.6.1 配齒數 27 3.6.2 初步計算齒輪主要參數 27 3.6.3 幾何尺寸計算 28 3.6.4 齒面疲勞強度校核 29 3.6.5第四級行星輪軸計算 31 3.6.6第四級輸出端花鍵副 31 3.6.7第四級軸承校核 32 3.7電動機輸入處深溝球軸承校核 33 第4章 三維模型 34 4.1輸入軸部裝爆炸視圖 34 4.2第一級行星架部裝爆炸視圖 34 4.3第二級行星架部裝爆炸視圖 35 4.4第三級行星架部裝爆炸視圖 35 4.5第四級行星架部裝爆炸視圖 36 4.6下箱體部裝爆炸視圖 36 4.7偏航行星減速器總裝爆炸視圖 37 第5章 致謝 38 參考文獻 39 附錄 40 風力發(fā)電機偏航傳動系統(tǒng)的設計與分析 [摘要]本次畢業(yè)設計的任務是風力發(fā)電機偏航傳動系統(tǒng)的設計與分析，經過設計計算和校核計算，完成了所有的數據，并繪制出了圖紙。本文對風力發(fā)電機偏航減速器的設計過程進行了闡述。 在本文中，首先介紹了風力發(fā)電機的發(fā)展和構成，其次介紹了偏航減速器在風力發(fā)電機組中的作用以及它的發(fā)展情況。然后根據設計任務和技術要求，設計了整體方案。確定整體方案后，對偏航減速器的所有零部件進行了設計計算和校核計算，其中主要包括齒輪的設計和校核，行星輪軸的設計和強度計算，花鍵的選定，軸承的選定和壽命計算。還設計了偏航減速器的其他零部件和箱體，最后完成了所有的設計計算。 關鍵詞：風力發(fā)電機、偏航減速器、齒輪、花鍵、軸、軸承 The design and analysis of the yaw speed reducer wind turbine [Abstract]The task of this graduation project is the design of yaw speed reducer wind turbine. After the design calculations and check calculations, I completed all of the data, and draw out the engineering drawings. The article described the design process . In this article, I described the development and composition of the wind turbine first.And then,I introduced the function of the yaw speed reducer in the wind turbine as well as its development. Then, according to the design tasks and technical requirements,I designed the overall program. After determining the overall program, I finished the design calculations and check calculations of all parts of the yaw gear. Which mainly include the design and verification of the gear，The design and strength calculations of the planetary axle, The selection of the spline,The selection and life spanning of the bearings.Also designed the other pares and the box of the yaw gear,Finally completed all the design calculations. Keys:Wind turbine,Yaw speed reducer,Gear,Spline,Axis,Bearing 第1章 引 言 1.1 風力發(fā)電和風力發(fā)電機簡介 風力發(fā)電機是將風的動能轉換為電能的系統(tǒng)。風力發(fā)電機由風力發(fā)電機組、支撐發(fā)電機組的塔架、蓄電池充電控制器、逆變器、卸荷器、并網控制器、蓄電池組等組成。風力發(fā)電的原理，是利用風力帶動風車葉片旋轉，再透過增速機將旋轉的速度提升，來促使發(fā)電機發(fā)電。依據目前的風車技術，大約是每秒三公尺的微風速度（微風的程度），便可以開始發(fā)電。 風力發(fā)電具有以下兩個方面的優(yōu)點：一、風能發(fā)電對于環(huán)保貢獻巨大。二、風力發(fā)電在世界范圍發(fā)展迅速。我國的風力資源相當豐富，居世界首位，因此發(fā)展?jié)摿κ志薮?。目前開發(fā)還很不足，主要在內蒙、和沿海一些地區(qū)，但是還沒有形成真正的規(guī)模，有待于進一步的開發(fā)和探索。 1.2 風力發(fā)電技術的國內外發(fā)展現狀 在一些發(fā)達國家，風力發(fā)電的建設已經到了一定的成熟階段。國外風電發(fā)展速度非常快，裝機容量以每年30％的速度增長。就目前情況看，歐洲的風力發(fā)電機研發(fā)水平最高，其中以德國與丹麥發(fā)展風力發(fā)電機最為積極。亞洲的風電事業(yè)也蓬勃興起，到2002年初，裝機總容量達到2220MW占世界風電裝機總容量的9.1%。其中印度發(fā)展最為迅速，風力發(fā)電是一種比較清潔的發(fā)電體系，我國的風能資源十分豐富，可開發(fā)利用的風能儲量約10億kW，其中，陸地上風能儲量約2.53億kW，海上可開發(fā)和利用的風能儲量約7.5億kW。風是沒有公害的能源之一，而且它取之不盡，用之不竭。但是，風力發(fā)電要求的技術含量較高，成本高，對風裝置用不長久。其中，風力發(fā)電對風裝置的研制還處在初期階段。風力發(fā)電作為未來可取代傳統(tǒng)能源的“綠色能源”之一，其發(fā)展的速度在諸如太陽能、生物質能和潮汐能等可再生能源中是最具有市場化規(guī)模及前景的。雖然我國的風電事業(yè)起步比較晚，但在國家政策大力支持下，過去10年的風力發(fā)電裝機容量年均增長速度達到了55%以上，前景很好。 1.3偏航減速器簡介 世界各國的風力發(fā)電機除了有一臺將螺旋槳的低速轉動變?yōu)檫m合發(fā)電的高速轉動的增速機之外，還有4至6臺偏航減速機，在風向發(fā)生變化時，及時將發(fā)電機轉到對準風向。作為風電發(fā)電系統(tǒng)的重要組成部分，偏航驅動系統(tǒng)主要功能就是捕捉風向，控制機艙平穩(wěn)、精確、可靠的對風。因此，偏航驅動系統(tǒng)的設計顯得十分重要。 偏航減速器中包括3—6級行星齒輪減速裝置，電機輸入軸以及輸出軸和輸出齒輪等部件。在高速重載的情況下通過行星齒輪減速來達到速度要求和扭矩要求。 偏航減速機是風力發(fā)電的主要裝置,它的研究和開發(fā)是風電技術的核心之一，目前主流的偏航減速機器正向輕型、高效、高可靠性方向發(fā)展。 風力發(fā)電偏航減速機工作在高空環(huán)境;偏航減速機作為風力發(fā)電系統(tǒng)配套部件一起組裝，目前國內750kw增速的偏航減速機安裝高度在40一50m，850kw增速的偏航減速機在60一70m，1.5MW增速的偏航減速機在80一100m，國際上3MW增速的偏航減速機安裝高度在120一140m。功率增加，偏航減速機安裝高度顯著增加，與減速機功率增加相對應的還有減速機重量的增加，增速器功率提高，會引發(fā)增速器安裝高度，增速器重量相應一并提高，極大地增加了安裝和以后維護的費用，而增速機的安裝高度與葉片的長度以及風能利用有關，一旦確定很難改變，風力發(fā)電設備體積龐大，裝拆非常不便，因此需要在設計階段通過優(yōu)化設計來實現減速機的輕量化。 由于風向的不停變化，獲得最大的風能利用率，偏航系統(tǒng)也需要不停的根據風向的 變化調整對風。由于風力發(fā)電機組通常安裝在高山、荒野、海灘、海島等野外風口處，經常承受無規(guī)律的變向變負荷的風力作用以及強陣風的沖擊，并且常年經受酷暑嚴寒和極端溫差的作用，作為偏航系統(tǒng)的機械傳動部件的偏航減速機其工作條件相對比較惡劣。故對其可靠性和使用壽命都提出了比一般機械高得多的要求。另外由于風機機體內部預留空間的限制，使得偏航減速機的安裝空間也很有限，因此要求在滿足載荷的條件下，實現偏航減速機的結構簡單、輕量、小體積等。對整個設備的安裝維護都會帶來很大的方便。因此可以看基于重量和強度的偏航行星減速機行星傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設計，對于偏航減速機來說具有重大的現實意義。 偏航減速機用于風力發(fā)電機的偏航控制系統(tǒng)中，用來調整風力發(fā)電機主軸的轉向以便獲得最大的風力來源，偏航減速機是風力發(fā)電機控制系統(tǒng)中必不可少的裝置之一，對于風力發(fā)電機產生的發(fā)電量大小具有極其重要的作用。偏航系統(tǒng)一般都是通過電機來驅動偏航減速機來調整機頭的轉向。因此偏航減速機需要有大速比的減速，針對大速比減速的要求和體積限制目前主流的偏航減速機都采用行星齒輪傳動的形式。漸開線行星齒輪傳動具有以下優(yōu)點：（1）結構緊湊，重量輕，體積小，對于行星傳動，由于在中心輪的周圍均勻地分布著數個行星輪來共同分擔載荷，故使得每個齒輪所承受的負荷較小，所以可采用較小的模數，此外，在結構上充分利用了內嚙合承載能力大和內齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其結構緊湊、重量輕，而承載能力卻很大。也就是說，行星齒輪傳動具有功率分流和動軸線的運行特性，而且各中心輪構成共軸線式的傳動，加之合理地應用內嚙合，因此其結構非常緊湊，一般來說，在相同載荷下行星齒輪傳動的外廓尺寸和重量約為普通齒輪傳動的1/2一1/6，傳動效率高，由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它具有數個勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用，在傳動類型選擇恰當，結構布置合理的情況下，其傳動效率可達97%一99%；（3）運轉平穩(wěn)，抗沖擊和振動的能力較強。由于采用了數個相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡，同時，也使參與嚙合的齒數增多，故行星齒輪傳動運行平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 1.4課題意義 世界經濟快速的發(fā)展和激烈的競爭，新能源發(fā)電尤其是風力發(fā)電技術日趨受到世界各國的普遍重視。目前全世界風電裝機容量達到490萬千瓦，而且還在以年均60％的速度增長，反映了當今國際電力發(fā)展的一個新動向。我國有豐富的風能資源，又有國外成熟的技術可以借鑒，大規(guī)模開發(fā)風電的條件已經具備，應該積極發(fā)展。我國國內生產風力發(fā)電對風裝置的廠家很少，其中重慶齒輪廠在這方面的研究最為突出。主要是因為這種減速裝置需要承受特別大的載荷，所以要求各個零部件的可靠性高。它的工作環(huán)境非常惡劣，一般是安裝在沙丘和海邊，工作溫度為-20℃—50℃。而且，偏航減速器的安裝位置很高，一般安裝在塔臺上，所以維修及其困難，所以，一般要求偏航減速器的工作壽命達到20年。因此，偏航減速器的可靠性是各個研究所和生產廠家重點研究的內容。 目前，我國風電設備主要依賴進口，在己建成的1864臺風電機組中80%的設備是進口的，由于設備價格高昂導致中國的風電項目成本居高不下，給風電產業(yè)帶來了嚴重影響，另外，進口設備在中國氣候條件下的不適應及大量損壞部件得不到及時更換等問題更阻礙了中國風電產業(yè)的健康發(fā)展,因此開展風電關鍵部件的研究對于風電產業(yè)的發(fā)展具有重要的現實意義，由于國家和企業(yè)投入的資金較少，缺乏基礎研究積累和人才，我國在風力發(fā)電機組的研發(fā)能力上還有待提高，總體來說還處于跟蹤和引進國外的先進技術階段。國內定型風電機組的功率均為兆瓦級以下，最大750千瓦，而市場需要以兆瓦級為主流，國內風電機組需要進行技術路線的跨越式發(fā)展，技術路線跨度巨大，因此國內的主要的風電產品廠家都采用了引進、消化、吸收的策略、但是目前引進的圖紙雖然先進，但受限于國內配套廠的技術、工藝、材料等原因，導致國產化的零部件質量、性能無法達到國外產品的等級，在圖紙的國產化過程中往往采用降低精度，加大尺寸的策略，使得國產化后的產品往往比較笨重，偏航減速機齒輪以漸開線齒輪為主，人們對標準的漸開線齒輪已經有了一套比較成熟的設計方法。目前進口偏航行星減速機性能優(yōu)異的原因主要是零件加工精度高，結構設計考慮周到，以及特殊材料的使用，國內設計人員在設計行星輪系的時候往往是依據經驗進行參數試湊，相同載荷情況下，往往無法得出與國外的產品接近的參數，因此對偏航行星減速機的齒輪傳動參數進行優(yōu)化研究，對于產品體積和重量的控制以及減少不必要的材料浪費具有重要意義。 在這樣的背景下，提出關于偏航減速器的設計這個課題，是符合現代的生產潮流和需求的。設計一個可靠性高，生產成本低的偏航減速器對風力發(fā)電具有極其重要的作用。 第2章 總體方案設計 2.1 技術要求 1、 設計、計算及精度要求 1）偏航減速器所有齒輪的齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度的校核計算應符合ISO6336的相關規(guī)定。 2）偏航減速器的所有齒輪的靜強度計算應符合ISO6336的相關規(guī)定。 3）對采用的軸承必須根據靜態(tài)載荷和使用壽命來確定軸承的規(guī)格，軸承的計算應符合ISO76和ISO281的相關規(guī)定。 4）偏航減速器內太陽輪和行星輪的精度要大于或等于6級，內齒圈精度不低于7級。 5）螺紋連接部分的計算應按照GB/T 16823.1-1997的相關規(guī)定進行，螺紋強度等級不低于8.8級。 6）偏航減速器必須采用油杯內置結構。 2、材料要求 偏航減速器的材料應根據設計計算進行材料選擇，其主要零部件材料應按下列材料進行選?。? 太陽輪 17CrNiMo6 行星輪 17CrNiMo6 輸出軸 17CrNiMo6 內齒圈 42CrMo 2.2 主要技術參數 1、偏航減速器技術要求 額定功率 4.8KW 額定輸入轉速 950RPM 額定輸出力矩 60000N·m 最大輸出力矩 150000N·m 傳動比 1300±5% 使用場合系數KA: 1.3 使用場合系數Ka（靜態(tài)）： 1.0 接觸強度安全系數SH: ≥1.1 接觸強度安全系數SH（靜態(tài)min）： ≥1.0 彎曲強度安全系數SF: ≥1.25 彎曲強度安全系數SF（靜態(tài)min）: ≥1.25 密封件 NBR系列 設計壽命 20年 運行環(huán)境溫度 -30℃～+40℃ 生存環(huán)境溫度 -40℃～+50℃ 重量 約780Kg 噪聲（聲功率級） ≤85Db(A) 2、偏航輸出齒輪技術參數 模數m： 20 齒數Z1: 14 壓力角： 20° 齒面寬度b： 170mm 變位系數： 0.5 齒面硬度HRC： ≥58 2.3 總體方案設計 方案一：如圖2-1所示 圖2-1 三級行星齒輪傳動 此方案采用三級行星齒輪傳動，由i=1300，得i1=9.5，i2=9.0,i3=15.2，因為減速器傳動比應越來越小，且減速器沿輸出方向轉速越來越小，而轉矩越來越大，因此，此方案不合理。 方案二：如圖2-2所示 圖2-2 四級行星齒輪傳動 此方案采用四級行星齒輪傳動，由i=1300，得i1=9.2，i2=8.1,i3=5.2，i4=3.5,因為減速器傳動比應越來越小，且減速器沿輸出方向轉速越來越小，而轉矩越來越大，因此，此方案合理。綜上所述，選擇方案二。 綜合上述設計參數，此偏航減速器具有傳遞扭矩大、傳動比大、徑向尺寸受限、立式安裝、工作環(huán)境惡劣等特點，本偏航減速器設計為立式四級漸開線齒輪行星傳動。 電動機通過鍵傳動與第一級太陽輪相聯，第一傳動級之間均采用漸開線花鍵聯接，太陽輪與花鍵做成一體式。同時，為避免太陽輪磨損過快和便于調整軸向竄動量，上一級太陽輪與下一級花鍵間采用摩擦塊相聯。為了節(jié)省材料和減少成本，四級內齒圈都與箱體分開制造，第一、二、三級內齒圈螺釘和箱體連接在一起，第四級內齒圈用螺栓和箱體連接在一起。 四級行星齒輪傳動采用脂潤滑，輸出軸與小齒輪為一體式，輸出軸的軸承采用脂潤滑。 第3章 行星輪傳動設計計算 3.1 方案設計 根據傳動比i=1300，選用四級NGW型串聯式結構，即。第一、二級行星輪個數均選=3，第三、四級行星輪個數選=4。第二、三、四級太陽輪浮動，第一、二、三級行星轉架浮動并與下一級浮動太陽輪用花鍵聯接并傳遞扭矩。齒輪箱傳動采用壓力角的直齒輪傳動。精度等級為外齒輪為6級，內齒輪為7級。為提高齒輪承載能力，第一、二級行星齒輪傳動均采用變位齒輪傳動，外嚙合，內嚙合。根據技術協(xié)議內容，太陽輪材料選用17CrNiMo6，滲碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，MPa。行星輪材料選用17CrNiMo6，滲碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，Mpa。內齒輪材料選用42CrMo，滲氮，表面硬度為50HRC，=780MPa，MPa。 輸出軸材料選用17CrNiMo6。 3.2 傳動比分配 減速器傳動比的分配，由于單級齒輪減速器的傳動比最大不超過10，當總傳動比要求超過此值時，應采用二級或多級減速器。此時就應考慮各級傳動比的合理分配問題，否則將影響到減速器外形尺寸的大小、承載能力能否充分發(fā)揮等。根據使用要求的不同，可按下列原則分配傳動比：（1）使各級傳動的承載能力接近于相等；（2）使減速器的外廓尺寸和質量最??；（3）使傳動具有最小的轉動慣量；（4）使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。 多級減速器各級傳動比的分配，直接影響減速器的承載能力和使用壽命，還會影響其體積、重量和滑。傳動比一般按以下原則分配：使各級傳動承載能力大致相等；使減速器的尺寸與質量較??；使各級齒輪圓周速度較?。徊捎糜驮櫥瑫r，使各級齒輪副的大齒輪浸油深度相差較小。 低速級大齒輪直接影響減速器的尺寸和重量，減小低速級傳動比，即減小了低速級大齒輪及包容它的機體的尺寸和重量。增大高速級的傳動比，即增大高速級大齒輪的尺寸，減小了與低速級大齒輪的尺寸差，有利于各級齒輪同時油浴潤滑；同時高速級小齒輪尺寸減小后，降低了高速級及后面各級齒輪的圓周速度，有利于降低噪聲和振動，提高傳動的平穩(wěn)性。故在滿足強度的條件下，末級傳動比小較合理。 減速器的承載能力和壽命，取決于最弱一級齒輪的強度。僅滿足于強度能通得過，而不追求各級大致等強度常常會造成承載能力和使用壽命的很大浪費。通用減速器為減少齒輪的數量，單級和多級中同中心距同傳動比的齒輪一般取相同參數。按等強度設計比不按等強度設計的通用減速器約半數產品的承載能力可提高10%-20%，和強度相比，各級大齒輪浸油深度相近是較次要分配的原則，即使高速級大齒輪浸不到油，由結構設計也可設法使其得到充分的潤滑。根據上述設計要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡劣等特點，故采用四級行星齒輪傳動。 按各級行星齒輪傳動齒面接觸等強度的傳動比分配原則進行分配，取: i1=9.2; i2=8.1; i3=5.2; i4=3.5; 3.3 第一級行星齒輪傳動 3.3.1 配齒數 根據前面所選的傳動比，按變位傳動選配齒數。從抗彎強度和必要的工作可靠性出發(fā)，取，由傳動比條件可知，，取 由裝配條件可知，，滿足條件，取， ，n為整數，滿足條件 計算行星輪齒數： ，取 配齒結果： 。 3.3.2初步計算齒輪主要參數 1、按齒面接觸強度初算小齒分度圓直徑 （1） 式中——太陽輪分度圓直徑 ——算式系數，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動取=766 ——一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm） N ——使用場合系數，根據GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30 ——計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數，根據[4]表7.3-7，選=1.05 ——綜合系數，根據[4]表7.3-4，選=2.0 ——小齒輪齒寬系數，按[4]表7.3-3選 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa ——齒數比， 將各數值代入（1）式中，解得 mm 2、按輪齒抗彎強度初算齒輪模數 （2） 式中——行星輪模數 ——算式系數，直齒傳動取=12.1 ——計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數，根據[4]式7.3-17得=1.015 ——綜合系數，見[4]表7.3-4，選=2 ——行星輪齒形系數，見[4]圖2.5-29，取=2.9 ——行星輪齒數，=11 ——試驗齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa 將各數值代入（2）中，解得 mm 取=2，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強度初算結果很接近，故初定mm，m=2mm進行接觸和彎曲疲勞強度計算。 中心距：mm mm 3.3.3幾何尺寸計算 分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計算結果如表3-1。 表3-1 第一級齒輪幾何尺寸 （m=2mm） 齒輪 齒數z 變位 系數 分度圓直徑（mm） 基圓直徑（mm） 齒頂圓直徑（mm） 齒根圓直徑（mm） 中心距（mm） 太陽輪 12 0.4 24.000 22.553 29. 600 20.600 57.000 行星輪 45 -0.4 90.000 84.572 95.600 86.600 內齒輪 102 -0.4 204.000 191.697 201.600 208.600 3.3.4齒面疲勞強度校核 1、外嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力計算公式 式中：——接觸應力基本值 行星輪接觸強度安全系數 太陽輪接觸強度安全系數 根據以上計算結果，外嚙合的接觸強度是滿足強度要求的。 （2）齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力公式： 太陽輪彎曲應力基本值 MPa 行星輪彎曲應力基本值 MPa 太陽輪彎曲應力 MPa 行星輪彎曲應力 MPa 太陽輪抗彎強度安全系數 行星輪抗彎強度安全系數 2、內嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 這里只計算內齒輪，計算公式同前，內齒輪的接觸應力基本值 內齒輪的接觸應力 MPa 內齒輪的接觸強度安全系數 根據以上計算結果，內齒輪的接觸強度是滿足要求的。 （2）齒根彎曲疲勞強度 這里只計算內齒輪，計算公式同前，內齒輪彎曲應力基本值 MPa 內齒輪彎曲應力 MPa 內齒輪的彎曲強度安全系數 根據以上計算結果，內齒輪的彎曲強度能滿足要求。 3.3.5 第一級行星輪軸強度計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為45鋼，所受的橫向力F=1461.8N，d=20mm，則行星輪軸所受的剪切應力為： MPa 根據[3]查得行星輪軸的許用剪切應力MPa 故此行星輪軸強度滿足。 3.3.6第一級花鍵強度計算 花鍵類型：圓柱直齒漸開線花鍵，采用30度平齒根，標準壓力角。 主要優(yōu)點：受載時齒上有徑向力，能起自動定心作用，強度高，壽命長，加工容易。 表3-2內花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 10 模數 m 3 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 表3-3外花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 10 模數 m 3 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 3.3.7 第一級軸承校核 風力發(fā)電機常年在野外工作，工況條件比較惡劣，溫度、濕度和軸承載荷變化很大，風速最高可達23m/s，有沖擊載荷，因此要求軸承有良好的密封性能和潤滑性能、耐沖擊、長壽命和高可靠性，發(fā)電機在2-3級風時就要啟動，并能跟隨風向變化，所以軸承結構需要進行特殊設計以保證低摩擦、高靈敏度，大型偏航軸承要求外圈帶齒，因此軸承設計、材料、制造、潤滑及密封都要進行專門設計。其軸承壽命公式為： （1） 式中：——軸承壽命，（小時）； ——基本額定動載荷（N）； ——當量動載荷（N）； 對接觸角時， ， 對接觸角時， X、Y值可查[3]表39.3-3 ——壽命指數， 球軸承=3，滾子軸承； ——軸承轉速（r/min）. 同時，又有 式中：——太陽輪轉速，r/min; ——行星輪轉速, r/min; ——該級齒輪傳動比; ——行星輪及太陽輪的齒數比. 經計算，一至四級的太陽輪和行星輪轉速依次為： 所選軸承型號為；NA 4904 GB5801-94 滾針軸承 K20×37×17 其相應的參數如下：,； 查[3]得NGW型行星齒輪傳動受力分析： 行星輪圓周力為： 單個行星輪作用在行星輪軸的力： 這里，，，（轉矩單位：，長度單位，力的單位：N） 軸承受徑向力 代入數據計算： 將所有數值代入（1）式，的 所以該軸承壽命約20.19年。 3.4 第二級行星齒輪傳動 3.4.1 配齒數 根據前面所選的傳動比，按變位傳動選配齒數。取，由傳動比條件可知，，取。 由裝配條件可知， ，n為整數，滿足條件。 計算行星輪齒數 ，取。 配齒結果： 。 3.4.2 初步計算齒輪主要參數 1、按齒面接觸強度初算小齒分度圓直徑 （1） 式中——太陽輪分度圓直徑 ——算式系數，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動取=766 ——一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm） Nm ——使用場合系數，根據GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30 ——計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數，根據[4]表7.3-7，選=1.05 ——綜合系數，根據[4]表7.3-4，選=2.0 ——小齒輪齒寬系數，按[4]表7.3-3選 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa ——齒數比， 將各數值代入（1）式中，解得 mm 按輪齒抗彎強度初算齒輪模數 （2） 式中——行星輪模數 ——算式系數，直齒傳動取=12.1 ——計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數，根據[4]式7.3-17得=1.015 ——綜合系數，見[4]表7.3-4，選=2 ——行星輪齒形系數，見[4]圖2.5-29，取=2.7 ——行星輪齒數，=11 ——試驗齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa 將各數值代入（2）中，解得 mm 取=4，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強度初算結果很接近，故初定mm，m=4mm進行接觸和彎曲疲勞強度計算。 中心距 mm mm 3.4.3 幾何尺寸計算 分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計算結果如表3-4 表3-4 第二級齒輪幾何尺寸 (m=4mm) 齒輪 齒數z 變位 系數 分度圓直徑（mm） 基圓直徑（mm） 齒頂圓直徑（mm） 齒根圓直徑（mm） 中心距（mm） 太陽輪 12 0.4 48.000 45.105 59.200 41.200 96.000 行星輪 36 -0.4 144.000 135.316 155.200 137.200 內齒輪 84 -0.4 336.000 315.737 331.200 342.800 3.4.4 齒面疲勞強度校核 1、外嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力計算公式 式中：——接觸應力基本值 行星輪接觸強度安全系數 太陽輪接觸強度安全系數 根據以上計算結果，外嚙合的接觸強度是滿足強度要求的。 （2）齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力公式 太陽輪彎曲應力基本值 MPa 行星輪彎曲應力基本值 MPa 太陽輪彎曲應力 MPa 行星輪彎曲應力 MPa 太陽輪抗彎強度安全系數 行星輪抗彎強度安全系數 2.內嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 這里只計算內齒輪，計算公式同前，內齒輪的接觸應力基本值 內齒輪的接觸應力 MPa 內齒輪的接觸強度安全系數 以上計算結果，內齒輪的接觸強度是滿足要求的。 （2）齒根彎曲強度 這里公計算內齒輪，計算公式同前，內齒輪彎曲應力基本值 MPa 內齒輪彎曲應力 MPa 內齒輪的彎曲強度安全系數 根據以上計算結果，內齒輪的彎曲強度能滿足要求。 3.4.5第二級行星輪軸計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為45鋼，所受的橫向力F=13553.6N，d=20mm，則行星輪軸所受的剪切應力為： MPa 根據[3]查得行星輪軸的許用剪切應力MPa 故此行星輪軸強度滿足。 3.4.6第二級輸出端花鍵副 表3-5內花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 14 模數 m 5 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 表3-6外花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 14 模數 m 5 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 3.4.7第二級軸承校核 所選軸承型號為；NA 4904 GB5801-94 滾針軸承 K20×37×17 其相應的參數如下：,； 查[3]得NGW型行星齒輪傳動受力分析： 行星輪圓周力為： 單個行星輪作用在行星輪軸的力： 這里，， （轉矩單位：，長度單位，力的單位：N）。 軸承受徑向力 代入數據計算： 將所有數值代入（1）式，的 所以該軸承壽命約22.29年。 3.5 第三級行星齒輪傳動 3.5.1 配齒數 根據前面所選的傳動比，按變位傳動選配齒數。從抗彎強度和必要的工作可靠性出發(fā)，取，由傳動比條件可知，，取。 由裝配條件可知，，n為整數，滿足條件。 計算行星輪齒數： ，取。 。 配齒結果：，，。 3.5.2 初步計算齒輪主要參數 1、按齒面接觸強度初算小齒分度圓直徑 （1） 式中——太陽輪分度圓直徑 ——算式系數，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動取=766 ——一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm） Nm ——使用場合系數，根據GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30 ——計算接觸強度的行