風力發(fā)電增速齒輪箱設計【原創(chuàng)含proe三維及7張CAD圖】

風力發(fā)電增速齒輪箱設計【含proe三維及7張CAD圖】【需要咨詢購買全套設計請加QQ1459919609】圖紙預覽詳情如下： 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-1459919609I風力發(fā)電增速齒輪箱設計中文摘要風電產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展促成了風電裝備制造業(yè)的繁榮，風電增速齒輪箱作為風電機組的核心部件，倍受國內(nèi)外風電相關行業(yè)和研究機構的關注。但由于國內(nèi)風電齒輪箱的研究起步較晚，技術薄弱，特別是兆瓦級風電齒輪箱，主要依靠引進國外技術。因此，急需對兆瓦級風電齒輪箱進行自主開發(fā)研究，真正掌握風電齒輪箱設計制造技術，以實現(xiàn)風機國產(chǎn)化目標。本文首先，根據(jù)風電齒輪箱承受載荷的復雜性，對其載荷情況進行了分析研究，確定齒輪箱的機械結構。選取兩級行星派生型傳動方案，通過計算，確定各級傳動的齒輪參數(shù)。其次，對行星齒輪傳動進行受力分析，得出各級齒輪受力結果。依據(jù)標準進行靜強度校核，結果符合安全要求。最后，繪制 CAD 裝配圖，并構建了 Pro/E 的三維模型。關鍵詞：風電 增速齒輪箱 設計 校核 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-1459919609IIAbstractThe rapid development of wind power industry has contributed to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry, and the wind power growth gear box is the core component of the wind turbine, which has been paid much attention by domestic and foreign wind power related industries and research institutions. But because of the research of the domestic wind power gear box, the technology is weak, especially the MW level wind power gearbox, which mainly depends on the introduction of foreign technology. Therefore, it is urgent to carry out research on the development of the MW level wind power gear box, and the real master of the wind power gearbox design and manufacture technology, in order to achieve the localization of the wind turbine.In this paper, according to the complexity of the load of wind turbine gearbox, the load condition is analyzed and studied, and the mechanical structure of gear box is determined. Select the two stage planetary transmission scheme, through the calculation, determine the gear parameters at all levels of transmission. Secondly, the stress analysis of the planetary gear transmission is carried out. According to the standard static strength check, the results accord with safety requirements. Finally, the CAD assembly drawing is drawn, and the 3D model of Pro/E is constructed. Key words:Wind power; Growth gear box; Design; Verification 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-1459919609III目 錄中文摘要 .IAbstract.II1 緒論 .11.1 課題背景及意義 .11.2 風電齒輪箱國內(nèi)外現(xiàn)狀 .11.2.1 風電齒輪箱國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 .11.1.2 我國風電齒輪箱設計制造技術現(xiàn)狀 .22 總體方案的確定 .32.1 設計要求及參數(shù)選擇 .32.1.1 設計要求 .32.1.2 參數(shù)選擇 .32.2 方案選擇 .32.2.1 方案論述 .32.2.2 方案確定 .53 齒輪設計與校核 .63.1 第一級行星輪系傳動設計與校核 .63.1.1 齒輪基本參數(shù)計算 .63.1.2 行星輪齒裝配條件驗算 .63.1.3 行星傳動齒輪強度校核 .73.2 第二級平行軸圓柱斜齒輪設計與校核 .113.2.1 基本參數(shù)計算 .113.2.2 齒輪強度校核 .113.3 第三級平行軸圓柱直齒輪設計與校核 .143.3.1 基本參數(shù)計算 .143.3.2 齒輪強度校核 .154 傳動軸及軸上零件的設計與校核 .18 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-1459919609IV4.1 行星輪心軸的設計與校核 .184.1.1 初步確定軸的最小直徑 .184.1.2 行星輪心軸強度計算 .184.1.3 行星輪軸承壽命計算 .184.2 圓柱齒輪傳動中間齒輪軸設計 .194.2.1 初步確定軸的最小直徑 .194.2.2 軸的結構設計 .194.3 圓柱齒輪傳動輸出軸的設計 .214.3.1 初步確定軸的最小直徑 .214.3.2 軸的結構設計 .214.4 輸入軸連接形式選擇及計算 .235 齒輪箱及其他部件的設計 .255.1 傳動齒輪箱箱體設計 .255.2 齒輪箱的密封、潤滑、冷卻 .255.2.1 齒輪箱的密封 .255.2.2 齒輪箱的潤滑、冷卻 .265.3 齒輪箱的使用安裝 .27總 結 .28參考文獻 .29致 謝 .30 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960911 緒論1.1 課題背景及意義經(jīng)濟、能源與環(huán)境的協(xié)調發(fā)展是實現(xiàn)國家現(xiàn)代化目標的必要條件。為了解決化石能源的不斷消耗對經(jīng)濟可持續(xù)發(fā)展和環(huán)境的影響問題，我國和一些主要發(fā)達國家在未來能源規(guī)劃中，都明確提出了可再生能源發(fā)展的具體目標。在國家中長期（20062020 年）科學和技術發(fā)展規(guī)劃綱要中，將可再生能源規(guī)?；昧袨槟茉纯沙掷m(xù)發(fā)展中的關鍵科學問題之一。風力發(fā)電是清潔可再生能源，蘊存量巨大，具有實際開發(fā)利用價值。中國水電資源 370 GW，風能資源有 250 GW，風能與水能總量旗鼓相當。風力發(fā)電機組中的齒輪箱是一個重要的機械部件，其主要功用是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞給發(fā)電機并使其得到相應的轉速。通常風輪的轉速很低，遠達不到發(fā)電機發(fā)電所要求的轉速，必須通過齒輪 箱齒輪副的增速作用來實現(xiàn)，故也將齒輪箱稱之為增速箱。齒輪箱作為傳遞動力的部件，在運行期間同時承受動、靜載荷。其動載荷部分取決于風輪、發(fā)電機的特性和傳動軸、聯(lián)軸器的質量、剛度、阻尼值以及發(fā)電機的外部工作條件。開發(fā)新能源是國家能源建設實施可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的需要，是促進能源結構調整、減少環(huán)境污染、推進技術進步的重要手段。風力發(fā)電是新能源技術中最成熟、最具規(guī)模開發(fā)條件和商業(yè)化發(fā)展前景的發(fā)電方式之一。1.2 風電齒輪箱國內(nèi)外現(xiàn)狀1.2.1 風電齒輪箱國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀風機增速齒輪箱是風力發(fā)電整機的配套產(chǎn)品，是風力發(fā)電機組中一個重要的機械傳動部件，它的重要功能是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞給發(fā)電機，使其得到相應的轉速進行發(fā)電。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(jīng)常承受無規(guī)律的變相變負荷的風力作用以及強陣風的沖擊，并且常年經(jīng)受酷暑嚴寒和極端溫差的作用，故對其可靠性和使用壽命都提出了比一般機械產(chǎn)品高得多的要求。 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196092國外兆瓦級風電齒輪箱是隨風電機組的開發(fā)而發(fā)展起來的，Renk，F(xiàn)lender 等風電齒輪箱制造公司在產(chǎn)品開發(fā)過程中采用三維造型設計，有限元分析，動態(tài)設計等先進技術，并通過模擬和試驗測試對設計方案進行驗證。此外，國外通過理論分析及試驗測試對風電齒輪箱的運行性能進行了系統(tǒng)的研究，為風電齒輪箱的設計提供了可靠的依據(jù)。國家標準 GB/Tl9703-2003 和國際標準 IS081400-4：2005 都對風電齒輪箱設計提出了具體的設計規(guī)范和要求。盡管國際上齒輪箱設計技術已經(jīng)比較成熟，但統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，齒輪箱出現(xiàn)故障仍然是 M 機故障的最主要原因，約占風機故障總數(shù)的20左右。由于我國商業(yè)化大型風力發(fā)電產(chǎn)業(yè)起步較晚，技術上較歐美等風能技術發(fā)達國家存在較大差距。做為世界上的風能大國，目前我國大型風力發(fā)電機組的開發(fā)主要是引進國外成熟的技術，關鍵就因為我國的設計水平不高。目前我國主要有幾家公司制造風電齒輪箱：南京高精齒輪有限公司，重慶齒輪箱有限責任公司，杭州前進齒輪箱集團。 1.1.2 我國風電齒輪箱設計制造技術現(xiàn)狀 目前國內(nèi)已基本掌握了兆瓦以下風電增速箱的設計制造技術國產(chǎn)風電機組的主流機型為 600kW800kW 其增速齒輪箱已在重慶齒輪箱有限責任公司，南京高精齒輪集團有限公司，杭州前進齒輪箱集團有限公司等廠家批量生產(chǎn)。盡管如此我國風電齒輪箱仍是風電設備國產(chǎn)化中的薄弱環(huán)節(jié)尚不能滿足市場需求。目前國內(nèi)風電機組的技術引進基本上是以產(chǎn)品生產(chǎn)許可方式進行的從國外引進的只是風力發(fā)電機組的集成技術并不包括齒輪箱的設計制造技術。國內(nèi)風力發(fā)電增速齒輪箱的設計基本是參照引進集成技術中的齒輪箱采購規(guī)范進行的齒輪箱的結構設計和外聯(lián)結尺寸按進口風力發(fā)電機組要求進行類比設計。因此國內(nèi)并未真正引進風電齒輪箱的設計制造技術更談不上完全掌握先進的設計制造技術。在風力發(fā)電傳動裝置技術研究方面國內(nèi)起步較晚基礎較薄弱人才匱乏。鄭州機械研究所近幾年來對國內(nèi)外風電齒輪箱先進技術進行了跟蹤研究并依靠幾十年的齒輪傳動和強度等專業(yè)的成果，經(jīng)驗的積累開發(fā)出了全套風力發(fā)電傳動裝置設計分析軟件WinGear。此外鄭州機械研究所還開發(fā)了基于 Solid Works 的智能型 CAE分析系統(tǒng)能方便地實現(xiàn)對箱體，行星架，輸入軸等重要零部件的有限元分析和優(yōu)化。 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196093 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960942 總體方案的確定2.1 設計要求及參數(shù)選擇2.1.1 設計要求綜合所學知識，如機械制圖 、 機械設計基礎 、 工程力學 、 機電一體化設計等相關知識，獨立設計風電增速箱結構設計。主要包含以下內(nèi)容：（1）搜集資料，查閱相關文獻，擬定增速箱總體方案（不少于 3 種） ；（2）確定增速齒輪箱的整體方案；（3）依據(jù)增速箱主要各零件的基本參數(shù)和機構形式，進行相關的尺寸計算和校核的計算；（4）繪制總體裝配圖、拆畫主要零部件零件圖；（5）進行三維造型制作。2.1.2 參數(shù)選擇根據(jù)設計要求本次設計選定基本參數(shù)如下：增速器齒輪箱的主要設計要求如表 2-1 所示。表 2-1 原始設計要求額定功率 500kW增速比 5272輸出轉速 14001600r/min輸入轉速 2435r/min分度圓壓力角 20模數(shù) 5152.2 方案選擇2.2.1 方案論述風力發(fā)電機組齒輪箱的種類很多，按照傳統(tǒng)類型可分為圓柱齒輪箱、行星齒輪箱以及它們互相組合起來的齒輪箱；按照傳動的級數(shù)可分為單級和多級齒輪箱；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式以及混合式等。常用齒輪箱形式及其特點和應用見表 2-1。 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196095表 2-1 常用風力發(fā)電機組增速箱的形式和應用傳遞形式 傳動簡圖 推薦傳動 比 特點及應用展開式 60821i結構簡單，但齒輪箱對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大剛度。高速級齒輪布置在原理轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形可部分抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均現(xiàn)象，用于載荷比較平緩場合。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒分流式 60821i結構復雜，但由于齒輪箱對于軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬分布均勻、軸承受載較均勻，中間軸危險截面上的轉矩只相當于軸所傳遞轉矩的一半，適用于變載荷的場合。高速級一般用斜齒，低速級可用直齒或人字齒同軸式 60821i減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同，但軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難于充分利用兩級圓柱齒輪傳動同軸分流式 60821i每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸和輸出軸只承受轉矩，中間軸只受全部載荷的一半，故與傳遞同樣功率的其他減速器相比，軸頸尺寸可以縮小對于 0.5 兆瓦級風電齒輪箱，傳動比多在 50100 左右，一般有兩種傳動形式：一級行星+ 兩級平行軸圓柱齒輪傳動，兩級行星+ 一級平行軸圓柱齒輪傳動。相對于平行軸圓柱齒輪傳動，行星傳動的以下優(yōu)點：傳動效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞功率范圍大，使功率分流；合理使用了內(nèi)嚙合；共軸線式的傳動裝置，使軸向尺寸大大縮小而；運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動能力較強。在具有上述特點和優(yōu)越性的同時，行星齒輪傳動也存在一些缺點：結構形式比定軸齒輪傳動復雜；對制造質量要求高：由于體積小、散熱面積小導致油溫升高，故要求嚴格的潤滑與冷卻裝置。這兩種行星傳動與平行軸傳動相混合的傳動形式，綜合了兩者的優(yōu)點。 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960962.2.2 方案確定依據(jù)提供的技術數(shù)據(jù)，經(jīng)過方案比較，采用一級行星派生型傳動，即一級行星傳動+ 兩級平行軸定軸傳動。根據(jù)選定的電機的輸入速度和經(jīng)過減速機構減速后的輸出速度，確定出這個減速機構的傳動比范圍。取輸入轉速：28rpm取增速機構增速后的輸出速度：1550rpm（2-1）36.52810i根據(jù)減速裝置的用途和工作特點，傳動形式定位兩級定軸傳動+單級行星傳動，行星傳動的結構形式確定為：單級 2K-H（NWG ）型行星傳動機構。確保其穩(wěn)定性，行星輪數(shù)目為 4，其傳動比范圍為： 。由此，初定傳動比分5.612i配情況如下：第一級定軸傳動： =2.95451i第二級定軸傳動： =3.63152第三級行星傳動： =5.16673i考慮到 500kW 風力發(fā)電機大功率，要求結構緊湊、高可靠性等特點，結合中國船級社風力發(fā)電機組規(guī)范，本文采用的傳動形式如圖 2-1。圖 2-1 風力發(fā)電機組增速箱傳動簡圖增速器傳動結構分為三級，第一級為行星輪系，第一級行星架為輸入端，由第一級太陽輪傳遞至第二級斜齒圓柱齒輪平行軸輪系傳動；第三級采用直齒輪平 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196097行軸輪系傳動，直接與電機相聯(lián)。3 齒輪設計與校核3.1 第一級行星輪系傳動設計與校核3.1.1 齒輪基本參數(shù)計算根據(jù)初定條件即 （3-1）CnZiwabH CZa4167.5盡可能取質數(shù)， 則24a3C（3-167.5abbHZi2）計算 ：bZ（3-10)(baHawbiZnC3）計算并初選 ：cZ（3-38)(21abcZ4）初選 27cZ預計嚙合角200cbac3.1.2 行星輪齒裝配條件驗算（1）同心條件為了保證中心輪和行星架軸線重合，各對嚙合齒輪間的中心距必須相等。而對于角度變位傳動，應為 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196098（3-5）tbctacZZoss（2）裝配條件由于各行星輪必須均布于中心齒輪之間。為此，各齒輪齒數(shù)與行星輪個數(shù)必須滿足裝配條件，否則，會出現(xiàn)行星齒輪無法裝配的情況。單排 2K-H 行星傳動的裝配條件為：兩中心輪的齒數(shù)之和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍。即 （整數(shù)） CnZwca（3-6）（3）鄰接條件保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰即 （3-acwdna180si27）根據(jù)以上條件，初選模數(shù)為 10mm，按照技術要求查閱相關手冊，確定第一級行星輪系具體參數(shù)如表 3-1。表 3-1 第一級行星輪系參數(shù)齒數(shù) 模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角中心輪 24 10 0 260 215 240 0行星輪 38 10 0 400 355 380 0第一級內(nèi)齒圈 100 10 0 980 1025 1000 03.1.3 行星傳動齒輪強度校核在行星輪系傳動中，太陽輪與行星輪間接觸強度最大，故只需驗證該嚙合副齒輪接觸強度即可。根據(jù)中國船級社風力發(fā)電機組規(guī)范，對各級行星輪系進行強度校核。（1）太陽輪與行星輪外嚙合接觸強度及彎曲強度校核 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196099太陽輪 a 和行星輪 c 的材料選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度5660HRC，查閱手冊，選取 Hlim=1500MPa， Flim=480MPa輸入軸轉矩（4-mN17593.20950)(2 nPTH1）太陽輪輸入轉矩為（4-3405617.5921 iT2）太陽輪輪齒上的轉矩為（4-mN971430561. pnTk3）式中 np行星輪個數(shù)，n p=4；kp太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數(shù)，k p=1.15。查手冊選取齒寬系數(shù) 83.0d計算齒寬為（4-4）m2.19240.11 b取 20B205各系數(shù)的確定如下：使用系數(shù) 7.1AK動載系數(shù)為（4-01.583.180.2403.103.1 221 uvzV5）式中 小齒輪 的速度， （4-v1z m/s./s069.4106ndv6） 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960910接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-275.103.)/(18.052bdbKH7）彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-24.1)75.()(9.09.0HF8）齒輪間載荷分布系數(shù)為（4-1FHK9）則綜合系數(shù)為（4-25.17.0175.HVAH10）（4-0.4.FVAFK11）齒面接觸應力為（4-04MPa1 20481593.5127.0175.8.5.29 bduKZtHVAHE12）式中 鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-EZ 2N/m190EZ13）節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， （4-14）H 5.2H螺旋角系數(shù)， （4-15）Z1cosZ 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960911重合度系數(shù)，（4-16）Z 8.0365.14Z為 與 的重合度，(24138).圓周力，（4-17）tF N81592240703dTt齒面許用接觸應力為（4-MPa138059.16.limHWRXVLHPSZ18）接觸強度的安全系數(shù)為（4-32.1048HPS19）式中 潤滑系數(shù)，（4-LZ 02.1)(5.91.0)21(5.9.04 LZ20）速度系數(shù)，（4-21）VZ 96.08.1457.93.04157.93.0vZV粗糙度系數(shù)，R（4-22）94.02)583.1(0.)1(53.08.308. duZz工作硬化系數(shù)， ；W1WZ接觸強度計算時的尺寸系數(shù)， （4-23）XZ 105.1nXmZ太陽輪齒根彎曲應力為 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960912（4-MPa30120859.1075.641.0 bmFKYtVAFSF24）式中 重合度系數(shù)，（4-Y 7.01653.2.cos75. 2Y25）螺旋角系數(shù)，（4- 12026）齒形系數(shù)， 。FSY6.4FSY齒根許用彎曲應力為（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPS27）齒根彎曲強度的安全系數(shù)為（4-19.23065FPS28）（2）行星輪與內(nèi)齒圈彎曲強度校核內(nèi)齒輪的材料選用 42CrMo，調質，齒面硬度 HBS260，查手冊，選取Hlim=720MPa， Flim=320MPa內(nèi)齒輪齒根彎曲應力為（4-MPa130460815922.0175.641.0 bmFKYtVAFSF29） 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960913齒根許用彎曲應力為（4-MPa43825.109.012)(limFXRrelTlSTFPSY30）齒根彎曲強度的安全系數(shù)為（4-37.1048FPS31）3.2 第二級平行軸圓柱斜齒輪設計與校核3.2.1 基本參數(shù)計算齒數(shù)分配如下： 21ziz具體參數(shù)如表 3-2。表 3-2 第二級平行軸斜齒輪參數(shù)分度圓直徑： ；87.6341d82.142d標準中心距： 50a3.2.2 齒輪強度校核材料選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度 5660HRC，查閱手冊，選取Hlim=1500MPa， Flim=480MPa輸入軸轉矩 ， （4-mN340562Trp913.42n32）查手冊選取齒寬系數(shù) 1d齒數(shù)模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角直齒輪一 69 9 0 652.87 612.86 634.87 12第二級直齒輪二 19 9 0 192.82 152.81 174.82 12 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960914計算齒寬為（4-33 ）m8.174.11 db取 m752B80B齒輪 z1 受到轉矩為（4-N94.37615.3421 iT34）各系數(shù)的確定如下：使用系數(shù) 75.1AK動載系數(shù)為（4-35）026.135.1678.41903.103.122 uvzV式中 小齒輪 的速度，（4-36）m/s78.4/s106.58.74106ndv接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-38.10.)/(.521bdbKH37）彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-38.1).()(9.09.0HF38）齒輪間載荷分布系數(shù)為（4-1FHK39）齒面接觸應力為 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-1459919609151352MPa 1758.40296315.38.1026.7518.094.0 bdFuKZtHVAHE式中 鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-EZ 2N/m9EZ40）節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， （4-41）H 45.2H螺旋角系數(shù)， （4-42）Z 9.01cosZ重合度系數(shù)， 為 與 的 8.3675.4 (19Z26重合度， （4-43）)675.1圓周力，（4-44）tF N107298.74920dTt齒面許用接觸應力為（4-45）MPa142509.05.192.lim HWRXVLHPSZ接觸強度的安全系數(shù)為（4-05.1324HPS46）式中 潤滑系數(shù)，（4-LZ 02.1)(5.91.0)21(5.9.04 LZ47）速度系數(shù)，（4-48）VZ 98.073.415.93.04157.93.0vZV 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960916粗糙度系數(shù)，RZ 945.08.17)635.(105.)1(53.0 .308. duz工作硬化系數(shù)， ；WZWZ接觸強度計算時的尺寸系數(shù)，X 05.1.5nXmZ結果計算發(fā)現(xiàn)第二級斜齒圓柱齒輪接觸強度不夠高，應采取變位。為盡可能提高齒輪的接觸強度，應按最大嚙合角選取總變位系數(shù) 。由x，查變位系數(shù)線圖得其總變位系數(shù) 。869121z 1.2分配變位系數(shù) 、 。根據(jù)傳動比由變位系數(shù)線圖得 ，x2 70x（4-49）4.170.12x再次驗算齒輪接觸強度為 186MPa 1758.40296315.38.1026.7518.095.20 bdFuKZtHVAHE式中 節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，HZ.HZ接觸強度的安全系數(shù)為（4-20.1864HPS50）經(jīng)變位后齒輪接觸強度得到明顯提高。第二級齒輪 齒根彎曲應力為（4-MPa41291750238.026.175.48069. bmFKYtVAFSF 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196091751）式中 重合度系數(shù)，Y 69.0.675.102.cos75.02. 2Y螺旋角系數(shù)，（4-52） 8.10齒形系數(shù)， 。FSY2.4FSY齒根許用彎曲應力為（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPS53）輸入齒齒根彎曲強度的安全系數(shù)為（4-54 ）60.1425FPS3.3 第三級平行軸圓柱直齒輪設計與校核3.3.1 基本參數(shù)計算齒數(shù)分配如下： 231ziz具體參數(shù)如表 3-3。表 3-3 第三級平行軸直齒輪參數(shù)齒數(shù)模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角直齒輪一 65 6 0 402 375 390 0第三級直齒輪二 22 6 0 144 117 132 0分度圓直徑： ；391d132d標準中心距： 2a3.3.2 齒輪強度校核 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960918材料選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度 5660HRC，查閱手冊，選取Hlim=1500MPa， Flim=480MPa輸入軸轉矩 ， （4-mN94.372Trp62.52n55）查手冊選取齒寬系數(shù) 1d計算齒寬為（4-56）m13211b取 m352B40B小齒輪受到轉矩（4-N3174954.2371 iT57）各系數(shù)的確定如下：使用系數(shù) 75.1AK動載系數(shù)為（4-067.1954.2167.023.0103.121 uvzV58）式中 小齒輪 的速度v1z（4-59）m/s67.10/s06.5432061 nd接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-378.1.)/(8.521bdbKH60）彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-34.1)78.()(9.09.0HF 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-14599196091961）齒輪間載荷分布系數(shù)為（4-1FHK62）齒面接觸應力為（4-129MPa 1352480995.21378.06.1758.05. bduKZtHVAHE63）式中 鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-EZ 2N/m190EZ64）節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，H 5.2H螺旋角系數(shù)， （4-65）Z1cosZ重合度系數(shù)， 為 與 的重合 78.064. (21Z65度， （4-66）)8.2圓周力，（4-67）tF N4809132702dTt齒面許用接觸應力為 MPa1425094.05.98.lim HWRXVLHPSZ齒面接觸強度安全系數(shù)為（4-26.194HP68） 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960920齒根彎曲應力為（4-MPa20891357.024.067.158.417.0 bmFKYtVAFSF69）式中 重合度系數(shù)Y（4-70）7.0)(cos647.1502cos75.02. 2螺旋角系數(shù)，（4-80）Y0Y齒形系數(shù)， 。FS 8.4FS齒根許用彎曲應力為（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPSY81）齒根彎曲強度安全系數(shù)為（4-15.32086FPS82）由上述校核可知，該傳動設計方案基本符合強度要求，切實可行。該方案選取大齒寬和高等級制造精度保證機構運動平穩(wěn)，避免了點蝕和膠合等失效情況的出現(xiàn)，選取合適的傳動比來滿足傳動要求，對于第二級斜齒圓柱齒輪傳動的初設計經(jīng)校核和變位后接觸強度得到明顯改善，結構較安全可靠。 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-1459919609214 傳動軸及軸上零件的設計與校核4.1 行星輪心軸的設計與校核4.1.1 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 42CrMo，調制處理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-1）m3.1284.9051330min pAd為了與軸承相適應，故需同時選取軸承型號。因軸承主要承受徑向載荷，且行星輪軸線在傳動中要保持與太陽輪良好的平行，以避免附加載荷，所以選用調心滾子軸承，性能、特點與調心球軸承相同，且具有較大的徑向承載能力。并根據(jù)最小軸徑 122.33mm，查機械手冊初步選取標準調心滾子軸承型號為 22326 C/W33。其尺寸為m9328013BDd故行星輪心軸最小直徑為 130mm。4.1.2 行星輪心軸強度計算作用在心軸上的載荷按均布載荷計算，則最大彎矩為（5-2）mN560948271598)/2(2max lFqlMt行星輪心軸的彎曲應力為（5-3）MPa160Pa5.2a130.5694.03ax d4.1.3 行星輪軸承壽命計算采用軸承為 22326 C/W33， ,m93283BDd。kg5.28N,94WCr行星架轉速為 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960922r/min854.27Hn行星輪絕對轉速為（5-4）r/min59.17r/in3824167.591 gagzi行星輪相對行星架的相對轉速為（5-5）r/in264.105.9.Hgn軸承壽命為（5-6）h56473092.8164.060130310 trHghFCnL4.2 圓柱齒輪傳動中間齒輪軸設計4.2.1 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 42CrMo，調制處理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-m39.108625.10330min pAd7）中間軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑，為了與軸承相適應，故需同時選取軸承型號。因軸承既受軸向力，又受徑向力，所以選用圓錐滾子軸承?？梢酝瑫r承受徑向載荷及軸向載荷外圈可以分離，安裝時可調整軸承的游隙，一般成對使用。根據(jù)最小軸徑 108.39mm，查機械手冊選用初步選取標準圓錐滾子軸承型號為30322。其尺寸為: m4250.4m201CBTDd故最小軸徑為 110mm。4.2.2 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960923本設計的裝配方案在前面已經(jīng)分析，現(xiàn)選用如圖 4-1 所示的裝配方案圖 4-1 中間軸的結構與裝配2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，查機械手冊選擇 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30322，根據(jù)其基本尺寸確定 ；而 。m10VIIdm5.4VIl右端滾動軸承采用軸肩進行定位。由手冊上查得 30322 型軸承的定位軸肩安裝尺寸 。因此取 。軸環(huán)寬度42(ax)m,124(in)baDd 136VId，取 。hb4.15VIl取安裝齒輪處的軸段 IIIII 的直徑 ；齒輪左端與左軸承之m12Id間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 135mm，為了使軸套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 。30Il因為軸段 IIIIV 處是齒輪軸段，故 IV18取齒輪距箱體內(nèi)壁距離 ，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸m20a承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=10mm，已知滾動軸承寬度T=54.5mm，則 。取89.5m)2015.4()15( sTlI整 90mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3) 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按 查手冊得平鍵截面Id，鍵槽用鍵槽銑刀加工，由輪轂寬度再參考鍵的長度系列，m1832hb取鍵長 L=110mm，略小于輪轂寬度。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960924性，故選擇齒輪轂與軸的配合為 ；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來67nH保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考手冊，取軸端倒角為 ，各軸肩處得圓角半徑為 R=2mm。4524.3 圓柱齒輪傳動輸出軸的設計4.3.1 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 42CrMo，調制處理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-m54.71.0330min pAd8）輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩（5-mN730314.2TKAca9）式中 工作情況系數(shù)，考慮到轉矩變化和沖擊載荷大，選用 =2.3。A AK按照計算轉矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用 LZ6 caTYB80172 型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為 8000Nm。半聯(lián)軸器與軸配合榖孔長度 。m172L4.3.2 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案本設計的裝配方案在前面已經(jīng)分析，現(xiàn)選用如圖 4-2 所示的裝配方案。 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960925圖 4-2 輸出軸的結構與裝配2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，VIIVIII 軸段左端需制出一軸肩，故取 VIVII 段的直徑 ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直m90VId徑 D=92mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故VIIVIII 段的長度應比 略短一些，現(xiàn)取 。1Lm170VIl初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力作用，而且要求輸平穩(wěn)，所以選用圓柱滾子軸承和調心滾子軸承配合?？梢猿惺茌^大徑向載荷同時能夠自動調心，允許內(nèi)圈對外圈軸線偏斜量1.52.5。參照工作要求并根據(jù) ，查90VId機械手冊中初步選取 0 基本游隙組、標準精度等級的單列調心滾子軸承 22219 CCK/W33，其基本尺寸為 m431795BDd故 ，而 。VI VIl右端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得 22219 C/W33 型軸承定位軸肩高度 h=6mm，因此，取 。107VId因為軸段 IIIIV 為齒輪軸段，故取 。m140IVl取軸段 III 處與軸段 VIVII 處相同的軸承直徑，因此 ，參m95Id照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓柱滾子軸承 NU219E，其基本尺寸為 m5.12317m95WFBDd因此 ，又根據(jù)軸承安裝尺寸 、 ，選32Il axdm106inad 請充值后下載含圖紙源文件壓縮包，需要其他課題加 Q-145991960926擇 IIIII 段直徑為 。m108Id軸承端蓋的總寬度為 20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承加潤I風力發(fā)電增速齒輪箱設計中文摘要風電產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展促成了風電裝備制造業(yè)的繁榮，風電增速齒輪箱作為風電機組的核心部件，倍受國內(nèi)外風電相關行業(yè)和研究機構的關注。但由于國內(nèi)風電齒輪箱的研究起步較晚，技術薄弱，特別是兆瓦級風電齒輪箱，主要依靠引進國外技術。因此，急需對兆瓦級風電齒輪箱進行自主開發(fā)研究，真正掌握風電齒輪箱設計制造技術，以實現(xiàn)風機國產(chǎn)化目標。本文首先，根據(jù)風電齒輪箱承受載荷的復雜性，對其載荷情況進行了分析研究，確定齒輪箱的機械結構。選取兩級行星派生型傳動方案，通過計算，確定各級傳動的齒輪參數(shù)。其次，對行星齒輪傳動進行受力分析，得出各級齒輪受力結果。依據(jù)標準進行靜強度校核，結果符合安全要求。最后，繪制 CAD 裝配圖，并構建了 Pro/E 的三維模型。關鍵詞：風電 增速齒輪箱 設計 校核IIAbstractThe rapid development of wind power industry has contributed to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry, and the wind power growth gear box is the core component of the wind turbine, which has been paid much attention by domestic and foreign wind power related industries and research institutions. But because of the research of the domestic wind power gear box, the technology is weak, especially the MW level wind power gearbox, which mainly depends on the introduction of foreign technology. Therefore, it is urgent to carry out research on the development of the MW level wind power gear box, and the real master of the wind power gearbox design and manufacture technology, in order to achieve the localization of the wind turbine.In this paper, according to the complexity of the load of wind turbine gearbox, the load condition is analyzed and studied, and the mechanical structure of gear box is determined. Select the two stage planetary transmission scheme, through the calculation, determine the gear parameters at all levels of transmission. Secondly, the stress analysis of the planetary gear transmission is carried out. According to the standard static strength check, the results accord with safety requirements. Finally, the CAD assembly drawing is drawn, and the 3D model of Pro/E is constructed. Key words:Wind power; Growth gear box; Design; VerificationIII目 錄中文摘要 .IAbstract.II1 緒論 .11.1 課題背景及意義 .11.2 風電齒輪箱國內(nèi)外現(xiàn)狀 .11.2.1 風電齒輪箱國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 .11.1.2 我國風電齒輪箱設計制造技術現(xiàn)狀 .22 總體方案的確定 .32.1 設計要求及參數(shù)選擇 .32.1.1 設計要求 .32.1.2 參數(shù)選擇 .32.2 方案選擇 .32.2.1 方案論述 .32.2.2 方案確定 .53 齒輪設計與校核 .63.1 第一級行星輪系傳動設計與校核 .63.1.1 齒輪基本參數(shù)計算 .63.1.2 行星輪齒裝配條件驗算 .63.1.3 行星傳動齒輪強度校核 .73.2 第二級平行軸圓柱斜齒輪設計與校核 .113.2.1 基本參數(shù)計算 .113.2.2 齒輪強度校核 .113.3 第三級平行軸圓柱直齒輪設計與校核 .143.3.1 基本參數(shù)計算 .143.3.2 齒輪強度校核 .154 傳動軸及軸上零件的設計與校核 .18IV4.1 行星輪心軸的設計與校核 .184.1.1 初步確定軸的最小直徑 .184.1.2 行星輪心軸強度計算 .184.1.3 行星輪軸承壽命計算 .184.2 圓柱齒輪傳動中間齒輪軸設計 .194.2.1 初步確定軸的最小直徑 .194.2.2 軸的結構設計 .194.3 圓柱齒輪傳動輸出軸的設計 .214.3.1 初步確定軸的最小直徑 .214.3.2 軸的結構設計 .214.4 輸入軸連接形式選擇及計算 .235 齒輪箱及其他部件的設計 .255.1 傳動齒輪箱箱體設計 .255.2 齒輪箱的密封、潤滑、冷卻 .255.2.1 齒輪箱的密封 .255.2.2 齒輪箱的潤滑、冷卻 .265.3 齒輪箱的使用安裝 .27總 結 .28參考文獻 .29致 謝 .3011 緒論1.1 課題背景及意義經(jīng)濟、能源與環(huán)境的協(xié)調發(fā)展是實現(xiàn)國家現(xiàn)代化目標的必要條件。為了解決化石能源的不斷消耗對經(jīng)濟可持續(xù)發(fā)展和環(huán)境的影響問題，我國和一些主要發(fā)達國家在未來能源規(guī)劃中，都明確提出了可再生能源發(fā)展的具體目標。在國家中長期（20062020 年）科學和技術發(fā)展規(guī)劃綱要中，將可再生能源規(guī)?；昧袨槟茉纯沙掷m(xù)發(fā)展中的關鍵科學問題之一。風力發(fā)電是清潔可再生能源，蘊存量巨大，具有實際開發(fā)利用價值。中國水電資源 370 GW，風能資源有 250 GW，風能與水能總量旗鼓相當。風力發(fā)電機組中的齒輪箱是一個重要的機械部件，其主要功用是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞給發(fā)電機并使其得到相應的轉速。通常風輪的轉速很低，遠達不到發(fā)電機發(fā)電所要求的轉速，必須通過齒輪 箱齒輪副的增速作用來實現(xiàn)，故也將齒輪箱稱之為增速箱。齒輪箱作為傳遞動力的部件，在運行期間同時承受動、靜載荷。其動載荷部分取決于風輪、發(fā)電機的特性和傳動軸、聯(lián)軸器的質量、剛度、阻尼值以及發(fā)電機的外部工作條件。開發(fā)新能源是國家能源建設實施可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的需要，是促進能源結構調整、減少環(huán)境污染、推進技術進步的重要手段。風力發(fā)電是新能源技術中最成熟、最具規(guī)模開發(fā)條件和商業(yè)化發(fā)展前景的發(fā)電方式之一。1.2 風電齒輪箱國內(nèi)外現(xiàn)狀1.2.1 風電齒輪箱國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀風機增速齒輪箱是風力發(fā)電整機的配套產(chǎn)品，是風力發(fā)電機組中一個重要的機械傳動部件，它的重要功能是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞給發(fā)電機，使其得到相應的轉速進行發(fā)電。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(jīng)常承受無規(guī)律的變相變負荷的風力作用以及強陣風的沖擊，并且常年經(jīng)受酷暑嚴寒和極端溫差的作用，故對其可靠性和使用壽命都提出了比一般機械產(chǎn)品高得多的要求。2國外兆瓦級風電齒輪箱是隨風電機組的開發(fā)而發(fā)展起來的，Renk，F(xiàn)lender 等風電齒輪箱制造公司在產(chǎn)品開發(fā)過程中采用三維造型設計，有限元分析，動態(tài)設計等先進技術，并通過模擬和試驗測試對設計方案進行驗證。此外，國外通過理論分析及試驗測試對風電齒輪箱的運行性能進行了系統(tǒng)的研究，為風電齒輪箱的設計提供了可靠的依據(jù)。國家標準 GB/Tl9703-2003 和國際標準 IS081400-4：2005 都對風電齒輪箱設計提出了具體的設計規(guī)范和要求。盡管國際上齒輪箱設計技術已經(jīng)比較成熟，但統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，齒輪箱出現(xiàn)故障仍然是 M 機故障的最主要原因，約占風機故障總數(shù)的20左右。由于我國商業(yè)化大型風力發(fā)電產(chǎn)業(yè)起步較晚，技術上較歐美等風能技術發(fā)達國家存在較大差距。做為世界上的風能大國，目前我國大型風力發(fā)電機組的開發(fā)主要是引進國外成熟的技術，關鍵就因為我國的設計水平不高。目前我國主要有幾家公司制造風電齒輪箱：南京高精齒輪有限公司，重慶齒輪箱有限責任公司，杭州前進齒輪箱集團。 1.1.2 我國風電齒輪箱設計制造技術現(xiàn)狀 目前國內(nèi)已基本掌握了兆瓦以下風電增速箱的設計制造技術國產(chǎn)風電機組的主流機型為 600kW800kW 其增速齒輪箱已在重慶齒輪箱有限責任公司，南京高精齒輪集團有限公司，杭州前進齒輪箱集團有限公司等廠家批量生產(chǎn)。盡管如此我國風電齒輪箱仍是風電設備國產(chǎn)化中的薄弱環(huán)節(jié)尚不能滿足市場需求。目前國內(nèi)風電機組的技術引進基本上是以產(chǎn)品生產(chǎn)許可方式進行的從國外引進的只是風力發(fā)電機組的集成技術并不包括齒輪箱的設計制造技術。國內(nèi)風力發(fā)電增速齒輪箱的設計基本是參照引進集成技術中的齒輪箱采購規(guī)范進行的齒輪箱的結構設計和外聯(lián)結尺寸按進口風力發(fā)電機組要求進行類比設計。因此國內(nèi)并未真正引進風電齒輪箱的設計制造技術更談不上完全掌握先進的設計制造技術。在風力發(fā)電傳動裝置技術研究方面國內(nèi)起步較晚基礎較薄弱人才匱乏。鄭州機械研究所近幾年來對國內(nèi)外風電齒輪箱先進技術進行了跟蹤研究并依靠幾十年的齒輪傳動和強度等專業(yè)的成果，經(jīng)驗的積累開發(fā)出了全套風力發(fā)電傳動裝置設計分析軟件WinGear。此外鄭州機械研究所還開發(fā)了基于 Solid Works 的智能型 CAE分析系統(tǒng)能方便地實現(xiàn)對箱體，行星架，輸入軸等重要零部件的有限元分析和優(yōu)化。342 總體方案的確定2.1 設計要求及參數(shù)選擇2.1.1 設計要求綜合所學知識，如機械制圖 、 機械設計基礎 、 工程力學 、 機電一體化設計等相關知識，獨立設計風電增速箱結構設計。主要包含以下內(nèi)容：（1）搜集資料，查閱相關文獻，擬定增速箱總體方案（不少于 3 種） ；（2）確定增速齒輪箱的整體方案；（3）依據(jù)增速箱主要各零件的基本參數(shù)和機構形式，進行相關的尺寸計算和校核的計算；（4）繪制總體裝配圖、拆畫主要零部件零件圖；（5）進行三維造型制作。2.1.2 參數(shù)選擇根據(jù)設計要求本次設計選定基本參數(shù)如下：增速器齒輪箱的主要設計要求如表 2-1 所示。表 2-1 原始設計要求額定功率 500kW增速比 5272輸出轉速 14001600r/min輸入轉速 2435r/min分度圓壓力角 20模數(shù) 5152.2 方案選擇2.2.1 方案論述風力發(fā)電機組齒輪箱的種類很多，按照傳統(tǒng)類型可分為圓柱齒輪箱、行星齒輪箱以及它們互相組合起來的齒輪箱；按照傳動的級數(shù)可分為單級和多級齒輪箱；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式以及混合式等。常用齒輪箱形式及其特點和應用見表 2-1。5表 2-1 常用風力發(fā)電機組增速箱的形式和應用傳遞形式 傳動簡圖 推薦傳動 比 特點及應用展開式 60821i結構簡單，但齒輪箱對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大剛度。高速級齒輪布置在原理轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形可部分抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均現(xiàn)象，用于載荷比較平緩場合。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒分流式 60821i結構復雜，但由于齒輪箱對于軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬分布均勻、軸承受載較均勻，中間軸危險截面上的轉矩只相當于軸所傳遞轉矩的一半，適用于變載荷的場合。高速級一般用斜齒，低速級可用直齒或人字齒同軸式 60821i減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同，但軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難于充分利用兩級圓柱齒輪傳動同軸分流式 60821i每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸和輸出軸只承受轉矩，中間軸只受全部載荷的一半，故與傳遞同樣功率的其他減速器相比，軸頸尺寸可以縮小對于 0.5 兆瓦級風電齒輪箱，傳動比多在 50100 左右，一般有兩種傳動形式：一級行星+ 兩級平行軸圓柱齒輪傳動，兩級行星+ 一級平行軸圓柱齒輪傳動。相對于平行軸圓柱齒輪傳動，行星傳動的以下優(yōu)點：傳動效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞功率范圍大，使功率分流；合理使用了內(nèi)嚙合；共軸線式的傳動裝置，使軸向尺寸大大縮小而；運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動能力較強。在具有上述特點和優(yōu)越性的同時，行星齒輪傳動也存在一些缺點：結構形式比定軸齒輪傳動復雜；對制造質量要求高：由于體積小、散熱面積小導致油溫升高，故要求嚴格的潤滑與冷卻裝置。這兩種行星傳動與平行軸傳動相混合的傳動形式，綜合了兩者的優(yōu)點。62.2.2 方案確定依據(jù)提供的技術數(shù)據(jù)，經(jīng)過方案比較，采用一級行星派生型傳動，即一級行星傳動+ 兩級平行軸定軸傳動。根據(jù)選定的電機的輸入速度和經(jīng)過減速機構減速后的輸出速度，確定出這個減速機構的傳動比范圍。取輸入轉速：28rpm取增速機構增速后的輸出速度：1550rpm（2-1）36.52810i根據(jù)減速裝置的用途和工作特點，傳動形式定位兩級定軸傳動+單級行星傳動，行星傳動的結構形式確定為：單級 2K-H（NWG ）型行星傳動機構。確保其穩(wěn)定性，行星輪數(shù)目為 4，其傳動比范圍為： 。由此，初定傳動比分5.612i配情況如下：第一級定軸傳動： =2.95451i第二級定軸傳動： =3.63152第三級行星傳動： =5.16673i考慮到 500kW 風力發(fā)電機大功率，要求結構緊湊、高可靠性等特點，結合中國船級社風力發(fā)電機組規(guī)范，本文采用的傳動形式如圖 2-1。圖 2-1 風力發(fā)電機組增速箱傳動簡圖增速器傳動結構分為三級，第一級為行星輪系，第一級行星架為輸入端，由第一級太陽輪傳遞至第二級斜齒圓柱齒輪平行軸輪系傳動；第三級采用直齒輪平7行軸輪系傳動，直接與電機相聯(lián)。3 齒輪設計與校核3.1 第一級行星輪系傳動設計與校核3.1.1 齒輪基本參數(shù)計算根據(jù)初定條件即 （3-1）CnZiwabH CZa4167.5盡可能取質數(shù)， 則24a3C（3-167.5abbHZi2）計算 ：bZ（3-10)(baHawbiZnC3）計算并初選 ：cZ（3-38)(21abcZ4）初選 27cZ預計嚙合角200cbac3.1.2 行星輪齒裝配條件驗算（1）同心條件為了保證中心輪和行星架軸線重合，各對嚙合齒輪間的中心距必須相等。而對于角度變位傳動，應為8（3-5）tbctacZZoss（2）裝配條件由于各行星輪必須均布于中心齒輪之間。為此，各齒輪齒數(shù)與行星輪個數(shù)必須滿足裝配條件，否則，會出現(xiàn)行星齒輪無法裝配的情況。單排 2K-H 行星傳動的裝配條件為：兩中心輪的齒數(shù)之和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍。即 （整數(shù)） CnZwca（3-6）（3）鄰接條件保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰即 （3-acwdna180si27）根據(jù)以上條件，初選模數(shù)為 10mm，按照技術要求查閱相關手冊，確定第一級行星輪系具體參數(shù)如表 3-1。表 3-1 第一級行星輪系參數(shù)齒數(shù) 模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角中心輪 24 10 0 260 215 240 0行星輪 38 10 0 400 355 380 0第一級內(nèi)齒圈 100 10 0 980 1025 1000 03.1.3 行星傳動齒輪強度校核在行星輪系傳動中，太陽輪與行星輪間接觸強度最大，故只需驗證該嚙合副齒輪接觸強度即可。根據(jù)中國船級社風力發(fā)電機組規(guī)范，對各級行星輪系進行強度校核。（1）太陽輪與行星輪外嚙合接觸強度及彎曲強度校核9太陽輪 a 和行星輪 c 的材料選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度5660HRC，查閱手冊，選取 Hlim=1500MPa， Flim=480MPa輸入軸轉矩（4-mN17593.20950)(2 nPTH1）太陽輪輸入轉矩為（4-3405617.5921 iT2）太陽輪輪齒上的轉矩為（4-mN971430561. pnTk3）式中 np行星輪個數(shù)，n p=4；kp太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數(shù)，k p=1.15。查手冊選取齒寬系數(shù) 83.0d計算齒寬為（4-4）m2.19240.11 b取 20B205各系數(shù)的確定如下：使用系數(shù) 7.1AK動載系數(shù)為（4-01.583.180.2403.103.1 221 uvzV5）式中 小齒輪 的速度， （4-v1z m/s./s069.4106ndv6）10接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-275.103.)/(18.052bdbKH7）彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-24.1)75.()(9.09.0HF8）齒輪間載荷分布系數(shù)為（4-1FHK9）則綜合系數(shù)為（4-25.17.0175.HVAH10）（4-0.4.FVAFK11）齒面接觸應力為（4-04MPa1 20481593.5127.0175.8.5.29 bduKZtHVAHE12）式中 鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-EZ 2N/m190EZ13）節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， （4-14）H 5.2H螺旋角系數(shù)， （4-15）Z1cosZ11重合度系數(shù)，（4-16）Z 8.0365.14Z為 與 的重合度，(24138).圓周力，（4-17）tF N81592240703dTt齒面許用接觸應力為（4-MPa138059.16.limHWRXVLHPSZ18）接觸強度的安全系數(shù)為（4-32.1048HPS19）式中 潤滑系數(shù)，（4-LZ 02.1)(5.91.0)21(5.9.04 LZ20）速度系數(shù)，（4-21）VZ 96.08.1457.93.04157.93.0vZV粗糙度系數(shù)，R（4-22）94.02)583.1(0.)1(53.08.308. duZz工作硬化系數(shù)， ；W1WZ接觸強度計算時的尺寸系數(shù)， （4-23）XZ 105.1nXmZ太陽輪齒根彎曲應力為12（4-MPa30120859.1075.641.0 bmFKYtVAFSF24）式中 重合度系數(shù)，（4-Y 7.01653.2.cos75. 2Y25）螺旋角系數(shù)，（4- 12026）齒形系數(shù)， 。FSY6.4FSY齒根許用彎曲應力為（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPS27）齒根彎曲強度的安全系數(shù)為（4-19.23065FPS28）（2）行星輪與內(nèi)齒圈彎曲強度校核內(nèi)齒輪的材料選用 42CrMo，調質，齒面硬度 HBS260，查手冊，選取Hlim=720MPa， Flim=320MPa內(nèi)齒輪齒根彎曲應力為（4-MPa130460815922.0175.641.0 bmFKYtVAFSF29）13齒根許用彎曲應力為（4-MPa43825.109.012)(limFXRrelTlSTFPSY30）齒根彎曲強度的安全系數(shù)為（4-37.1048FPS31）3.2 第二級平行軸圓柱斜齒輪設計與校核3.2.1 基本參數(shù)計算齒數(shù)分配如下： 21ziz具體參數(shù)如表 3-2。表 3-2 第二級平行軸斜齒輪參數(shù)分度圓直徑： ；87.6341d82.142d標準中心距： 50a3.2.2 齒輪強度校核材料選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度 5660HRC，查閱手冊，選取Hlim=1500MPa， Flim=480MPa輸入軸轉矩 ， （4-mN340562Trp913.42n32）查手冊選取齒寬系數(shù) 1d齒數(shù)模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角直齒輪一 69 9 0 652.87 612.86 634.87 12第二級直齒輪二 19 9 0 192.82 152.81 174.82 1214計算齒寬為（4-33 ）m8.174.11 db取 m752B80B齒輪 z1 受到轉矩為（4-N94.37615.3421 iT34）各系數(shù)的確定如下：使用系數(shù) 75.1AK動載系數(shù)為（4-35）026.135.1678.41903.103.122 uvzV式中 小齒輪 的速度，（4-36）m/s78.4/s106.58.74106ndv接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-38.10.)/(.521bdbKH37）彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-38.1).()(9.09.0HF38）齒輪間載荷分布系數(shù)為（4-1FHK39）齒面接觸應力為151352MPa 1758.40296315.38.1026.7518.094.0 bdFuKZtHVAHE式中 鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-EZ 2N/m9EZ40）節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)， （4-41）H 45.2H螺旋角系數(shù)， （4-42）Z 9.01cosZ重合度系數(shù)， 為 與 的 8.3675.4 (19Z26重合度， （4-43）)675.1圓周力，（4-44）tF N107298.74920dTt齒面許用接觸應力為（4-45）MPa142509.05.192.lim HWRXVLHPSZ接觸強度的安全系數(shù)為（4-05.1324HPS46）式中 潤滑系數(shù)，（4-LZ 02.1)(5.91.0)21(5.9.04 LZ47）速度系數(shù)，（4-48）VZ 98.073.415.93.04157.93.0vZV16粗糙度系數(shù)，RZ 945.08.17)635.(105.)1(53.0 .308. duz工作硬化系數(shù)， ；WZWZ接觸強度計算時的尺寸系數(shù)，X 05.1.5nXmZ結果計算發(fā)現(xiàn)第二級斜齒圓柱齒輪接觸強度不夠高，應采取變位。為盡可能提高齒輪的接觸強度，應按最大嚙合角選取總變位系數(shù) 。由x，查變位系數(shù)線圖得其總變位系數(shù) 。869121z 1.2分配變位系數(shù) 、 。根據(jù)傳動比由變位系數(shù)線圖得 ，x2 70x（4-49）4.170.12x再次驗算齒輪接觸強度為 186MPa 1758.40296315.38.1026.7518.095.20 bdFuKZtHVAHE式中 節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，HZ.HZ接觸強度的安全系數(shù)為（4-20.1864HPS50）經(jīng)變位后齒輪接觸強度得到明顯提高。第二級齒輪 齒根彎曲應力為（4-MPa41291750238.026.175.48069. bmFKYtVAFSF1751）式中 重合度系數(shù)，Y 69.0.675.102.cos75.02. 2Y螺旋角系數(shù)，（4-52） 8.10齒形系數(shù)， 。FSY2.4FSY齒根許用彎曲應力為（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPS53）輸入齒齒根彎曲強度的安全系數(shù)為（4-54 ）60.1425FPS3.3 第三級平行軸圓柱直齒輪設計與校核3.3.1 基本參數(shù)計算齒數(shù)分配如下： 231ziz具體參數(shù)如表 3-3。表 3-3 第三級平行軸直齒輪參數(shù)齒數(shù)模數(shù) 變位系數(shù) 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角直齒輪一 65 6 0 402 375 390 0第三級直齒輪二 22 6 0 144 117 132 0分度圓直徑： ；391d132d標準中心距： 2a3.3.2 齒輪強度校核18材料選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度 5660HRC，查閱手冊，選取Hlim=1500MPa， Flim=480MPa輸入軸轉矩 ， （4-mN94.372Trp62.52n55）查手冊選取齒寬系數(shù) 1d計算齒寬為（4-56）m13211b取 m352B40B小齒輪受到轉矩（4-N3174954.2371 iT57）各系數(shù)的確定如下：使用系數(shù) 75.1AK動載系數(shù)為（4-067.1954.2167.023.0103.121 uvzV58）式中 小齒輪 的速度v1z（4-59）m/s67.10/s06.5432061 nd接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-378.1.)/(8.521bdbKH60）彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)為（4-34.1)78.()(9.09.0HF1961）齒輪間載荷分布系數(shù)為（4-1FHK62）齒面接觸應力為（4-129MPa 1352480995.21378.06.1758.05. bduKZtHVAHE63）式中 鋼制齒輪的彈性系數(shù)， （4-EZ 2N/m190EZ64）節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，H 5.2H螺旋角系數(shù)， （4-65）Z1cosZ重合度系數(shù)， 為 與 的重合 78.064. (21Z65度， （4-66）)8.2圓周力，（4-67）tF N4809132702dTt齒面許用接觸應力為 MPa1425094.05.98.lim HWRXVLHPSZ齒面接觸強度安全系數(shù)為（4-26.194HP68）20齒根彎曲應力為（4-MPa20891357.024.067.158.417.0 bmFKYtVAFSF69）式中 重合度系數(shù)Y（4-70）7.0)(cos647.1502cos75.02. 2螺旋角系數(shù)，（4-80）Y0Y齒形系數(shù)， 。FS 8.4FS齒根許用彎曲應力為（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPSY81）齒根彎曲強度安全系數(shù)為（4-15.32086FPS82）由上述校核可知，該傳動設計方案基本符合強度要求，切實可行。該方案選取大齒寬和高等級制造精度保證機構運動平穩(wěn)，避免了點蝕和膠合等失效情況的出現(xiàn)，選取合適的傳動比來滿足傳動要求，對于第二級斜齒圓柱齒輪傳動的初設計經(jīng)校核和變位后接觸強度得到明顯改善，結構較安全可靠。214 傳動軸及軸上零件的設計與校核4.1 行星輪心軸的設計與校核4.1.1 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 42CrMo，調制處理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-1）m3.1284.9051330min pAd為了與軸承相適應，故需同時選取軸承型號。因軸承主要承受徑向載荷，且行星輪軸線在傳動中要保持與太陽輪良好的平行，以避免附加載荷，所以選用調心滾子軸承，性能、特點與調心球軸承相同，且具有較大的徑向承載能力。并根據(jù)最小軸徑 122.33mm，查機械手冊初步選取標準調心滾子軸承型號為 22326 C/W33。其尺寸為m9328013BDd故行星輪心軸最小直徑為 130mm。4.1.2 行星輪心軸強度計算作用在心軸上的載荷按均布載荷計算，則最大彎矩為（5-2）mN560948271598)/2(2max lFqlMt行星輪心軸的彎曲應力為（5-3）MPa160Pa5.2a130.5694.03ax d4.1.3 行星輪軸承壽命計算采用軸承為 22326 C/W33， ,m93283BDd。kg5.28N,94WCr行星架轉速為22r/min854.27Hn行星輪絕對轉速為（5-4）r/min59.17r/in3824167.591 gagzi行星輪相對行星架的相對轉速為（5-5）r/in264.105.9.Hgn軸承壽命為（5-6）h56473092.8164.060130310 trHghFCnL4.2 圓柱齒輪傳動中間齒輪軸設計4.2.1 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 42CrMo，調制處理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-m39.108625.10330min pAd7）中間軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑，為了與軸承相適應，故需同時選取軸承型號。因軸承既受軸向力，又受徑向力，所以選用圓錐滾子軸承?？梢酝瑫r承受徑向載荷及軸向載荷外圈可以分離，安裝時可調整軸承的游隙，一般成對使用。根據(jù)最小軸徑 108.39mm，查機械手冊選用初步選取標準圓錐滾子軸承型號為30322。其尺寸為: m4250.4m201CBTDd故最小軸徑為 110mm。4.2.2 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案23本設計的裝配方案在前面已經(jīng)分析，現(xiàn)選用如圖 4-1 所示的裝配方案圖 4-1 中間軸的結構與裝配2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，查機械手冊選擇 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30322，根據(jù)其基本尺寸確定 ；而 。m10VIIdm5.4VIl右端滾動軸承采用軸肩進行定位。由手冊上查得 30322 型軸承的定位軸肩安裝尺寸 。因此取 。軸環(huán)寬度42(ax)m,124(in)baDd 136VId，取 。hb4.15VIl取安裝齒輪處的軸段 IIIII 的直徑 ；齒輪左端與左軸承之m12Id間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 135mm，為了使軸套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 。30Il因為軸段 IIIIV 處是齒輪軸段，故 IV18取齒輪距箱體內(nèi)壁距離 ，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸m20a承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=10mm，已知滾動軸承寬度T=54.5mm，則 。取89.5m)2015.4()15( sTlI整 90mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3) 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按 查手冊得平鍵截面Id，鍵槽用鍵槽銑刀加工，由輪轂寬度再參考鍵的長度系列，m1832hb取鍵長 L=110mm，略小于輪轂寬度。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中24性，故選擇齒輪轂與軸的配合為 ；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來67nH保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考手冊，取軸端倒角為 ，各軸肩處得圓角半徑為 R=2mm。4524.3 圓柱齒輪傳動輸出軸的設計4.3.1 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 42CrMo，調制處理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-m54.71.0330min pAd8）輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩（5-mN730314.2TKAca9）式中 工作情況系數(shù)，考慮到轉矩變化和沖擊載荷大，選用 =2.3。A AK按照計算轉矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用 LZ6 caTYB80172 型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為 8000Nm。半聯(lián)軸器與軸配合榖孔長度 。m172L4.3.2 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案本設計的裝配方案在前面已經(jīng)分析，現(xiàn)選用如圖 4-2 所示的裝配方案。25圖 4-2 輸出軸的結構與裝配2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，VIIVIII 軸段左端需制出一軸肩，故取 VIVII 段的直徑 ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直m90VId徑 D=92mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故VIIVIII 段的長度應比 略短一些，現(xiàn)取 。1Lm170VIl初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力作用，而且要求輸平穩(wěn)，所以選用圓柱滾子軸承和調心滾子軸承配合。可以承受較大徑向載荷同時能夠自動調心，允許內(nèi)圈對外圈軸線偏斜量1.52.5。參照工作要求并根據(jù) ，查90VId機械手冊中初步選取 0 基本游隙組、標準精度等級的單列調心滾子軸承 22219 CCK/W33，其基本尺寸為 m431795BDd故 ，而 。VI VIl右端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得 22219 C/W33 型軸承定位軸肩高度 h=6mm，因此，取 。107VId因為軸段 IIIIV 為齒輪軸段，故取 。m140IVl取軸段 III 處與軸段 VIVII 處相同的軸承直徑，因此 ，參m95Id照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓柱滾子軸承 NU219E，其基本尺寸為 m5.12317m95WFBDd因此 ，又根據(jù)軸承安裝尺寸 、 ，選32Il axdm106inad26擇 IIIII 段直徑為 。m108Id軸承端蓋的總寬度為 20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端間面間的距離 ，故取m30l。m50VIl取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8mm，已知滾動軸承寬度，參考中間軸總長度，則24Bm06)283(aslI m042)3140632(479VIIIIVI lllL至此，已初步確定了輸出軸的各段直徑和長度。3) 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按 ，查手冊得平鍵80VId截面 ，鍵槽用鍵銑刀加工，長為 140mm，半聯(lián)軸器與軸的配m142hb合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺67kH寸公差為 m6。4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參照手冊，取軸端倒角為 245，軸肩處的圓角半徑為 R=2mm 或R=1.6mm。4.4 輸入軸連接形式選擇及計算考慮到風力發(fā)電機的輸入軸的安裝和拆卸麻煩，并且受重在載沖擊，所以輸入軸采用脹緊連接。脹緊連接的主要用途是代替單鍵和花鍵的連接作用，以實現(xiàn)機件與軸的連接，用以負荷，其功能在使用中分脹緊與鎖緊兩大類。脹緊套在使用時通過高強度螺栓的作用，使內(nèi)環(huán)與軸之間、外環(huán)與輪轂之間產(chǎn)生巨大的抱緊力，使內(nèi)環(huán)與軸之間產(chǎn)生抱緊，常稱作鎖緊盤或鎖緊環(huán)，如 、 型。當承受負荷時，靠脹緊套7Z1027與機件的結合力及相伴產(chǎn)生的摩擦力傳遞轉矩、軸向力或兩者的復合載荷。脹緊連接是一種新型傳動連接方式，與一般過盈連接、有鍵連接相比，有許多獨特的優(yōu)點：1) 使用脹套使主機零件制造和安裝簡單。安裝脹套的軸和孔的加工不像過盈配合那樣要求高精度的制造公差。脹套安裝時無需加熱、冷卻或加壓設備，只需將螺栓按要求的轉矩擰緊即可。且調整方便，可以將輪轂在軸上方便地調整到所需位置。脹套也可用來連接焊接性差的零件。2) 脹套的使用壽命長，強度高。脹套依靠摩擦傳動，對被連接件沒有鍵槽削弱，也無相對運動，工作中不會產(chǎn)生磨損。3) 脹套連接在超載時，將失去連接作用，可以保護設備不受破壞。4) 脹套連接可以承受多重負荷，其結構可以做成多種式樣。根據(jù)安裝負荷大小，還可以多個脹套串聯(lián)使用。5) 脹套拆卸方便，且具有良好的互換性。由于脹套能把較大配合間隙的軸轂結合起來，拆卸時將螺栓寧松，即可使被連接件容易拆開。脹緊時，接觸面緊密貼合不易銹蝕，也便于拆開。輸入軸最小直徑計算選取軸的材料為 42CrMo，調制處理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-10）m018.2854.710330min pAd輸入軸轉矩為（5-11）N6.749.295 nT根據(jù)輸入軸最小直徑和輸入轉矩查機械手冊選擇 85301Z型脹套。其基本尺寸為19JB/734 m4230m48530HLdDW285 齒輪箱及其他部件的設計5.1 傳動齒輪箱箱體設計箱體是傳動齒輪箱的重要零件，它承受來自風輪的作用力和齒輪傳動時產(chǎn)生的反力。箱體必須有足夠的剛性去承受力和力矩的作用，防止變形，保證質量。箱體的設計應該按照風力發(fā)電機組動力傳動的布局，加工和裝配，檢查以及維護等要求來進行。應該注意軸承支撐和機座支承的不同方向的反力及其