大型風力電機增速箱傳動系統(tǒng)設計【三維UG建?！俊竞?2張CAD圖紙】

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第1章 緒論 1.1 研究背景 風一直都是一種神奇的力量，每年因為各種臺風、颶風等自然因素給人類帶來的損失是龐大的。所以隨著社會的高速發(fā)展，科學技術水平的不斷提高，風能慢慢的走進人們的視野，想著大自然給予的這樣強大的力量應該通過科學的方法來為人們所有，而不是給人類帶來災難的同時還浪費掉了這些身邊的資源。據估計，地球上可以用來發(fā)電的風力資源約100億千瓦，是全球水力發(fā)電資源的十倍之多。而每年全球通過燃燒煤炭來獲取的電力也只有風能發(fā)電的三分之一。從理論上來說，全世界的能源需求只是地球上風能總量的百分之一。如果能夠很好的把風能開發(fā)和應用，能源短缺、環(huán)境污染等問題就可以得到有效的控制。風力發(fā)電不似水電的利用，水電的利用被認為是得到了充分的發(fā)展，而風力發(fā)電雖然在2000多年前就已經被使用，但是利用率卻還有開發(fā)和發(fā)展的空間。有著這樣的前提，世界各國都越來越重視風能的開發(fā)與利用，面對越來越嚴重的資源危機與環(huán)境污染，風力發(fā)電技術勢必要走在人類社會發(fā)展的前沿。 據統(tǒng)計，風力發(fā)電機的增速箱是整機發(fā)生故障比率最高的部件，而增速箱即齒輪箱是風力發(fā)電機的核心部件。振動會導致增速箱傳動系統(tǒng)產生疲勞損傷，降低增速箱系統(tǒng)的穩(wěn)定性，提高維護成本。嚴重時還會使增速箱不能正常進行工作，甚至造成破壞等嚴重后果。而隨著我國風電行業(yè)的成長，裝機容量越來越大，就使得對增速箱系統(tǒng)的動態(tài)特性的要求也愈來愈高，使得對它進行更為確切的動力學特性的分析就顯得越加重要。據了解，齒輪箱的設計與制造加工一直是我國風力產業(yè)的薄弱環(huán)節(jié)，大部分知識產權都掌握在其他風力強國的手上。所以，我國想要在風力產業(yè)有很大的提升，齒輪箱部件是重心。對增速箱傳動系統(tǒng)開展動力學特性的研究分析有助于減少由于振動而產生的增速箱傳動系統(tǒng)故障和提高整個傳動系統(tǒng)的穩(wěn)定性。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 1.2.1 國外研究情況及其發(fā)展趨勢 進入新時代以來，世界各國對于風力產業(yè)的研究力度達到了前所未有的高度。尤其是面對日益嚴重的環(huán)境污染與資源短缺問題，風力發(fā)電的發(fā)展前途一片光明，但同時也會有技術上的各種難題。美國作為科技強國，早在2004年，其風力發(fā)電機的裝機總容量就達到了6740MW，能滿足全國人民20%的日常用電量。在風力發(fā)電產業(yè)起步較晚的一些國家如加拿大、印度，在經過十幾二十年的發(fā)展，風力發(fā)電產業(yè)在其資源結構中的重要性正在不斷提高。傳統(tǒng)的風力強國——荷蘭、德國等，也正在以驚人的速度發(fā)展著風力發(fā)電技術。 風力發(fā)電的發(fā)展趨勢將會是高效率、高可靠性與大功率。經過幾十年的發(fā)展，風力發(fā)電的功率從百萬瓦走向了兆瓦，每個國家的裝機總容量也在不斷提升，在風力發(fā)電的研發(fā)投入也不斷提高。據報道，一些傳統(tǒng)的風力發(fā)電強國也正在研發(fā)十兆瓦以上的風力發(fā)電機組。但是對于一些關鍵部件的結構動力學分析上還僅僅處于靜態(tài)分析上，動態(tài)分析一直是瓶頸，設計及其制造技術上發(fā)展交迅速，動力學分析方面將會是接下來發(fā)展的重心，尤其是增速箱這種核心部件，圍繞其的各種模態(tài)分析將會是研究與發(fā)展的重中之重。 1.2.2國內研究情況及其發(fā)展趨勢 我國疆土遼闊，風能儲量巨大。據不完全統(tǒng)計，我國可開發(fā)的風能儲量達到了十億千瓦，遠遠多于世界上其他風力強國。但是由于我國在風力發(fā)電行業(yè)起步晚、技術落后，仍然在走以水力發(fā)電為輔，煤炭燃燒發(fā)電為主的道路。隨著我國各種環(huán)境污染問題被逐漸發(fā)掘，特別是柴靜的霧霾報告一經發(fā)出，國家越來越重視環(huán)境保護問題，也加大了對新能源的開發(fā)與利用，風力發(fā)電就是其中一項重要的發(fā)展對象。我國現(xiàn)階段的風力發(fā)電裝機總容量累計達到了1270MW，增長速度也在不斷提高。但是由于技術限制，我國的風能開發(fā)主要還是以分散、小規(guī)模試驗為主。 我國風力資源開發(fā)的主要發(fā)展趨勢還是要加大核心部件的研究力度，對于核心技術要通過不斷努力來掌握在自己手上。一些核心技術的知識產權掌握在其他國家手上，只會讓我們處處受制于其他人。目前，我國研究的主要瓶頸問題是增速箱部件的設計與制造，因此我國發(fā)展的重心應該是在不斷投入研發(fā)的同時，還要不斷去完善設計制造體系與故障分析體系。 1.3 研究目的與主要內容 1.3.1 研究目的 我國目前在風力發(fā)電行業(yè)的主要難題在于增速箱這一核心部件的設計與制造，其故障率是所有發(fā)生故障的零部件之中是最高的，齒輪壽命達不到設計要求。所以，是否能合理科學地制造出符合設計要求的齒輪箱是關鍵。 本文以1500KW風力發(fā)電機增速系統(tǒng)的建模與仿真為例，設計一種三級傳動的風力發(fā)電機齒輪箱，經過合理的運動學仿真，來驗證設計的合理性。 1.3.2 研究主要內容 本文的研究內容主要包括以下三個方面： （1） 風力發(fā)電機增速系統(tǒng)的設計 風力發(fā)電機的主要工作原理就是葉片由風力的帶動通過軸把力與轉速傳遞給齒輪箱，通過齒輪箱中各級齒輪間的齒數差距來提高傳動比，最后由高速軸的轉動帶動發(fā)電機發(fā)電。所以齒輪箱中齒輪、軸等部件的參數選擇及其設計顯得尤為重要，也是本文重點的研究部分。 （2） 齒輪箱的建模及其虛擬裝配 在齒輪箱中各個零件參數確定完全后，就要使用三維建模軟件NX.UG 10.0來實現(xiàn)各個零件的單獨建模及后期的虛擬裝配。 （3） 齒輪箱的運動學仿真 齒輪箱裝配完成后，需要進行的工作是直接利用三維建模軟件NX.UG 10.0來實現(xiàn)增速箱傳動部分的運動學仿真，得到相應的轉速與時間曲線與電子表格，驗證傳動比設定的合理性。 44 第2章 兆瓦級風力發(fā)電機傳動系統(tǒng)設計 大部分機器運轉所需要的重要部件，傳動件的設計是否合理、制造的精度誤差是否能在一個可控的范圍之內是檢驗其使用能否的重要標準。本文需要設計的是風力發(fā)電機的增速系統(tǒng)，查閱相關資料，采取的是機械式傳動中齒輪傳動，另外機械式傳動按其工作原理可以歸納為嚙合式傳動和摩擦式傳動兩大類，具體可以細分為齒輪連接傳動、帶連接傳動、鏈連接傳動、蝸桿連接傳動四類【。 齒輪傳動因為在其傳動的瞬時產生的傳動比恒定、能夠傳遞的功率范圍區(qū)間大、傳遞的可靠性高、效率高、在整個傳遞運動過程之中能夠平穩(wěn)運行、擁有極長的運行壽命而被廣泛運用于機構傳動系統(tǒng)中，大到重型機械比如挖機、混凝土攪拌機等，小到精密機械比如手表、風扇等。齒輪傳動的主要傳動形式有開式傳動、閉式傳動以及半開式傳動，其中開式和閉式傳動都有著廣泛的運用而半開式傳動的運用不是很廣泛。風口處因為其出眾的風力資源一直是風力發(fā)電機的主要安裝地點而風口一般出現(xiàn)在在海灘、高山、荒野等環(huán)境惡劣的地點，受外界惡劣的環(huán)境所影響，以及特殊環(huán)境所帶來的維修成本等問題故在這里采用閉式傳動。 增速器一般指位于原動件與工作件之間的傳動裝置，風力發(fā)電機用的增速器體積小、使用壽命較高、承載能力強、傳動平穩(wěn)、溫升控制比較理想。按照本課題的設計要求（傳動比所要求的傳動區(qū)間較大、整體機夠要做到緊湊細小、運行時要足夠穩(wěn)定），所以在綜合考慮到以上各種情況后決定采用兩級行星輪系齒輪傳動和一級平行直齒圓柱齒輪傳動的形式，其中直齒圓柱齒輪傳動為高速級即輸出級。 2.1 傳動方案的確定 現(xiàn)階段國內外采用的風力發(fā)電機用齒輪箱大致可以分為三類：平行軸齒輪箱、行星齒輪箱和行星輪系與平行軸齒輪混合使用的混合式齒輪箱；按照傳動的級數可以分為單級齒輪箱與多級齒輪箱；按照齒輪傳動的布置方式可以分為四類：分流式、展開式、同軸式與混合式【8】。 在選擇風力發(fā)電機機組的傳動形式時。其中，功率比較小的機組就可以直接采用兩級或者三級平行圓柱齒輪相互嚙合的傳動形式。功率比較大時，考慮到平行軸齒輪傳動時，主軸的尺寸會設計的過大，這樣就不利于機組內部腔體的布置，所以多采用行星齒輪或者行星齒輪與平行軸齒輪混合使用的方式來布置傳動形式。 結合本課題所要求的風力發(fā)電機增速箱設計要求的基礎上再考慮到相關的載荷問題與傳動軸的尺寸設計，以滿足其傳遞過程中的準確性以及穩(wěn)定性為基本條件，進而決定選用行星齒輪與平行軸齒輪混合使用的混合式齒輪箱傳動形式。 表2.1 常見的齒輪箱傳動形式 2.1.1 2000kw風力電機增速器設計要求及其相關設計步驟 本課題所給出的基本設計要求如表2.2所示 表2.2 增速箱設計要求 額定功率 2000kW 增速比 52-72 輸出轉速 1400-1600r/min 輸入轉速 23-35r/min 分度圓壓力角 20° 模數 5-15 增速器設計步驟： （1） 依據風力發(fā)電機增速箱的工作條件與使用要求，確定其傳動形式為行星輪系齒輪傳動。 （2） 確定行星齒輪傳動的具體結構形式與傳動方案。 （3） 依據發(fā)電機的輸入轉速與葉片的輸入轉速確定增速器的傳動比范圍。 輸入轉速：30rpm 增速器輸出轉速：1480rpm 確定機構總傳動比：i= 根據增速器的使用環(huán)境特點與工作要求，確定行星輪系為2K-H型行星輪系，為保證傳動的平穩(wěn)而采用三個行星輪的分布結構，初選傳動比范圍為：。 根據工作要求，為確保該增速箱結構緊湊，確定兩級行星輪系為低速級和中間級，中間級與電機之間預留一定空間安放平行軸圓柱直齒輪。初選分配輪系的傳動比為： 第一級： ; 第二級： 2.1.2 傳動方案及傳動原理 本課題決定采用以行星架為輸入端、太陽輪輸出端的行星齒輪傳動機構。同時為了更好的保證整個機構運行平穩(wěn)，決定采用行星架與太陽輪在同一軸線上的布置方法。這可以很好的保證整個機構的同軸度，也可以使得整個齒輪箱結構緊湊、體積小。行星齒輪傳動的優(yōu)點主要是其能夠擁有足夠小的機身、而且其細小的機身絲毫不影響其在承載能力以及傳動效率方面的杰出表現(xiàn)。當然它的缺點也比較明顯，材料品質要求高，制造繁瑣，另外安裝時也不方便。 考慮到結構緊湊等要求，在符合國家相關標準的前提下，設計的傳動方式的原理圖如下圖2.1。 圖2.1 傳動原理圖 2.2 增速器整體設計 2.2.1 第一級行星輪系設計 （1） 計算齒輪基本參數 根據初始條件有：，取 即 初選 （2） 檢驗行星齒輪裝配條件： 同心條件：要滿足行星架與中心輪同軸，那么必須滿足 裝配條件：在整個行星齒輪傳動的結構中，行星輪因為其特殊的安裝位置（行星輪均勻地分布在太陽輪四周。其既要滿足與太陽輪的嚙合又要滿足與齒圈之間的內核）。所以要求設計的太陽輪與行星輪的齒數與行星輪個數必須滿足一定的條件，即裝配條件。不然在裝配過程中會出現(xiàn)其他行星輪無法與行星輪或者內齒圈嚙合的情況。查閱相關資料，2K-H型行星輪系的裝配條件為：行星輪齒數與內齒圈的齒數相加應為行星輪個數的整數倍 即,C為整數 鄰接條件：要確保相鄰的兩個行星輪的齒頂不能產生干涉，保證齒頂與兩行星輪連心線上的距離大于等于半個模數 即 根據上述條件，選定齒輪模數為14mm，查閱相關手冊，確定各個齒輪參數如表2.3。 表2.3 一級行星齒輪參數 齒數 模數 變位系數 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角 齒寬 第一級 中心輪 20 14 0 308 245 280 0° 280 行星輪 37 14 0 546 483 518 0° 270 內齒圈 94 14 0 1344 1281 1316 0° 300 2.2.2 第二級行星輪系設計 (1) 計算齒輪參數： 根據初始條件有：，取 即 初選 （2）檢驗行星輪裝配條件： 同心條件： 裝配條件： ，符合 。 鄰接條件：即，符合。 根據以上結果，確定行星輪系尺寸如下表2.4。 表2.4 第二級行星輪系齒輪參數 齒數 模數 變位系數 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角 齒寬 第二級 中心輪 18 14 0 280 217 252 0° 252 行星輪 31 14 0 462 399 434 0° 246 內齒圈 80 14 0 1148 1085 1120 0° 276 2.2.3 第三級平行圓柱直齒齒輪設計 齒數分配為：；模數確定為12mm。 具體齒輪參數如下表2.5。 表2.5 第三級圓柱直齒輪參數 齒數 模數 變位系數 齒頂圓 齒根圓 分度圓 螺旋角 齒寬 第三級 小齒輪 26 12 0 392 329 312 0° 280 大齒輪 43 12 0 540 486 516 0° 260 2.2.4 確定行星齒輪結構 （1） 行星輪結構 因為行星輪系中的行星輪要置于齒圈內部，且要求整個齒輪箱的結構緊湊，所以本文采用直接把軸承置于行星輪內部的形式。這樣不僅可以減小行星輪軸的尺寸、簡化軸的結構來降低多軸段加工對軸強度的削弱，還能讓齒輪所承受的軸向載荷在齒寬方向均勻分布。另外需要注意的是選擇軸承時，在保證齒輪軸最小軸徑的前提下，應該盡量保證兩軸承間的距離最大化與軸承外圓直徑最小化，以防止對齒輪的強度有過多的削減，而導致齒輪運轉時失效。本文選用的是推力滾子軸承，其摩擦因素較低，能承受少量徑向載荷，還具有自動調心性能。行星輪大致結構如下圖2.2。 （2） 中心輪結構 根據本文上面已算出的相關數據可以得出：本次所設計的中心輪尺寸比較小。但是該中心輪的固定軸最小直徑比較大，如果采用軸上齒輪的銷鍵連接方式，齒輪將沒有足夠的剛度與強度。所以的中心輪采用齒輪軸的形式，軸的另一端要與行星架相連接，考慮到要擁有足夠的剛度故決定采用花鍵的連接方式。大致的結構如下圖2.3。 圖2.3 中心輪結構 （3） 行星架結構 在本文的行星齒輪傳動機構中，共有輸入軸、行星輪軸等四根軸安裝在行星架上，其結構的正確性對于整個機構都十分重要。由于本文采用的是2K-H型行星輪系，行星架需要作為整個行星輪系的動力輸入端，尤其是需要加工出花鍵的端口，承受的動載荷和扭矩是整個輪系中最大的。其結構設計與制造對于整個系統(tǒng)的載荷分配與載荷承載能力有著極大的影響。為了確保行星架具有很好的剛性，本文采用整體式結構，毛坯加工方式為鑄造，材料選擇為鑄鋼ZG340-640。 2.3 材料選擇及強度校核 風力發(fā)電機組的工作環(huán)境相較于一般的機械有著很大的區(qū)別，其分部較廣泛。在沿海地區(qū)，空氣濕度大，全年平均氣溫較大；在北方地區(qū)，發(fā)電機組的安裝位置一般都在高山，溫差大。另外風力發(fā)電機的受載受力情況也很復雜，不同于一般機械，風力發(fā)電機組所采用的材料除了在滿足正常的機械性能外，還要考慮到材料在極端環(huán)境情況下的機械性能。對于傳動部件而言，毛坯只能采取整體式，來增強其承載性能。同時，齒輪的毛坯材料選用優(yōu)質合金鋼來滿足其各種力學性能要求。齒輪箱傳動部件的材料選擇及其力學性能要求如下表2.6。 表2.6 齒輪材料及相關力學性能 傳動件 材料 熱處理 接觸強度（MPa） 彎曲強度 （MPa） 加工精度 中心輪 20CrMnTi 滲碳淬火，齒面硬度HRC58~62 1650 520 磨齒5級 行星輪 內齒圈 42SiMn 調質，齒面硬HBS229~286 720 320 插齒6級 直齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火，齒面硬度HRC58~62 1650 520 磨齒5級 2.3.1 行星傳動強度校核 各軸運動和動力參數計算： 高速軸： 二級中心輪軸：， 其中二級行星輪軸轉矩 一級中心輪軸： 其中一級行星輪軸轉矩 低速級軸： （1） 第一級行星輪系 1）中心輪與行星輪接觸強度與彎曲強度校核： 太陽輪與行星輪的材料都為20CrMnTi，相關力學性能由表2.6可得： 。 查閱文獻【13】，取安全系數, 取彎曲疲勞安全系數,應力修正系數,取 則 因為得： 查手冊【6】： a:齒面接觸疲勞強度: 查閱文獻【13】：取使用系數,動載系數齒間載荷分配數 , 齒向載荷分布系數,則 =1017.25MPa< b:行星輪齒根彎曲強度與中心輪齒根彎曲強度： ,,所以按行星輪校核齒根彎曲疲勞強度。 =467.56Mpa< 2）內齒圈與行星輪彎曲強度校核： 內齒圈材料為42SiMn,相關力學性能由表2.6可得： 取彎曲疲勞安全系數,應力修正系數,取 則 計算內齒圈與行星輪的系數： ，，所以按內齒圈校核齒輪彎曲疲勞強度。 查閱文獻【13】：取使用系數,動載系數齒間載荷分配數, 齒向載荷分布系數,則 =150.280Mpa< （2） 第二級行星輪系 a:中心輪與行星輪嚙合齒面接觸強度與齒根彎曲疲勞強度校核： 由于第二級行星輪系齒輪的材料選擇與第一級行星輪系齒輪一樣，所以力學性能與部分系數選擇一樣，這里就不給出過多敘述，直接進行相關校核。 齒面接觸疲勞強度： 查閱文獻【13】：取使用系數,動載系數齒間載荷分配 數, 齒向載荷分布系數,則 =564.1Mpa< b：行星輪齒根彎曲強度與中心輪齒根彎曲強度： ,,所以按行星輪 校核齒根彎曲疲勞強度。 =Mpa< （2） 內齒圈與行星輪齒根疲勞強度校核： 計算內齒圈與行星輪的系數： ，，所以按內齒圈校核齒輪彎曲疲勞強度。 查閱文獻【13】：取使用系數,動載系數齒間載荷分配數, 齒向載荷分布系數,則 =36Mpa< 2.3.2 直齒圓柱齒輪強度校核 平行軸齒輪選用的材料為20CrMnTi，相關力學性能由表2.6可得： 。 取安全系數, 取彎曲疲勞安全系數,應力修正系數,取 則 因為得： 查文獻【13】： （1）齒面接觸疲勞強度: 查閱文獻【13】：取使用系數,動載系數齒間載荷分配數, 齒向載荷分布系數,則 =875.98Mpa< 小齒輪齒根彎曲強度與大齒輪齒根彎曲強度： ,,所以按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度。 =Mpa< 由上述齒輪箱一些基本零件的校核可知，這些基本零件在強度上都是足夠的。為了保證機構運動平穩(wěn)，使用了大齒寬的齒輪，這對于載荷的分布是有利的。 第3章 軸與箱體設計 3.1 高速軸設計 3.1.1軸的結構設計 最小軸徑計算： 因為， 整根軸一共分為5段，考慮到軸上的齒輪安裝，第3段設計為齒輪軸。從軸的第5段開始確定軸端各段尺寸，該段軸通過聯(lián)軸器與發(fā)電機相連接，確定；第4段為安裝端蓋部分，確定；第3段的軸徑與長度根據軸承尺寸與齒輪來確定，這里選用的是29328號滾子軸承，所以確定尺寸為；第2段的軸徑根據軸承安裝尺寸來確定，長度的設置主要是避免軸承與上一級軸的相關軸上零件發(fā)生干涉，尺寸為；第1段直徑與長度根據軸承尺寸來確定為。 軸的尺寸設計如下圖： 圖3.1 高速軸 3.1.2軸的受力分析與強度校核 （1） 畫軸的受力簡圖，見圖3.2 （2） 計算支承反力,在水平面上 由得。 在垂直面上： 由得。 所以A、B的總支承反力為：,。 彎矩計算：， 合成彎矩為： 扭矩為： 畫彎矩圖、扭矩圖如下圖3.2： 圖3.2 高速軸受力、彎矩與扭矩合成圖 （3） 校核軸的強度 由以上計算結果如示意圖可知：齒輪軸處為危險截面，其抗彎截面系數和抗扭截面系數分別為。 最大彎曲應力為，最大扭轉應力為。 按第三強度理論進行校核，因為高速軸為轉軸，所以轉矩為脈動循環(huán)應力，選取，所以高速軸的彎扭合成計算彎曲應力為： 軸的材料選擇為35SiMn，調質處理，許用彎曲應力，所以軸的彎扭合成強度滿足要求。 3.2低速軸設計 3.2.1軸的結構設計 最小軸徑計算： 因為 整根軸一共分為6段，軸上無齒輪連接，從軸的第5段，即最小軸徑處開始確定各段尺寸，該段主要的作用就是為第6段花鍵的加工提供推刀槽，所以其尺寸該確定為；第6段為矩形花鍵部分，確定；第4段為軸肩，直徑應該由軸承的安裝尺寸確定，這里使用的軸承型號為29326，所以確定尺寸為；第3段尺寸完全由軸承的內徑和寬度決定，在兩個軸承之間留有適當距離，確定尺寸為；第二段尺寸長度確定的前提是能給端蓋與箱體之間連接的螺栓提供富余的長度，所以尺寸確定為；第1段的作用主要在于通過聯(lián)軸器連接風力發(fā)電機組機艙前部的制動盤，尺寸確定為。， 軸的尺寸設計如下圖： 圖3.3 低速軸 3.2.2軸的受力分析與強度校核 因為該低速軸上并無齒輪等能對軸施加較大彎矩的零件，軸承所產生的彎矩可以忽略不計，所以其強度校核主要的對象就是扭轉應力的校核。另外還需要進行花鍵靜連接與動連接的強度校核，其中花鍵的相關參數為：齒數44、工作長度392mm、齒側面工作高度30mm、平均直徑。 （1） 軸扭轉應力 軸的材料選擇為35SiMn，調質處理，由于該低速軸受的彎矩較小、載荷平穩(wěn)，所以其需用扭轉切應力應選取為較大值，即。軸的轉矩T=676355.7Nm，計算軸的抗扭截面系數，所以其扭轉強度條件為: ,強度滿足要求 （2） 花鍵連接校核 由于齒數較多，所以載荷不均勻系數K取0.7。其中齒數z=44,齒側面工作長度h=30mm,工作長度l=392mm,平均直徑。 靜連接：,強度滿足要求 動連接：，強度滿足要求 3.3行星輪系傳動軸設計 3.3.1一級行星輪軸與中心輪軸設計 （1）中心輪與行星輪結構設計 根據公式，得到行星輪軸與中心輪軸最小直徑分別為170mm和200mm，其中行星輪軸與中心輪軸結構如下圖： 圖3.4 一級行星輪軸與中心輪軸 （2） 行星輪與中心輪強度校核 由于行星輪結構較簡單，并且所受載荷不大，所以對其強度校核就不敘述，我們主要需要校核的是中心輪軸?？紤]到中心輪尺寸問題，以及運行的穩(wěn)定性，中心輪設計成齒輪軸的形式，軸端左側需要與二級行星架連接，與低速軸類似，設計成矩形花鍵，花鍵的各項參數為：齒數29、工作長度310mm、齒側面工作高度30mm、平均直徑。 另外，中心輪軸所承受的彎矩較小，我們這里就直接按其扭轉強度條件進行校核。 1）行星輪軸強度校核 軸的材料選擇為35CrMn，調質處理，由于該低速軸受的彎矩較小、載荷平穩(wěn)，所以其需用扭轉切應力應選取為較大值，即。軸的轉矩T=31563.2Nm已知，計算軸的抗扭截面系數，所以其扭轉強度條件為 ,強度滿足要求 2）花鍵連接強度校核 由于齒數較多，所以載荷不均勻系數K取0.7。其中齒數z=29,齒側面工作長度h=30mm,工作長度l=310mm,平均直徑。 靜連接：,強度滿足要求 動連接：，強度滿足要求 3.3.2 二級行星輪軸與中心輪軸設計 二級中心輪軸與行星輪軸結構與一級類似，這里只給出計算后的最小軸徑，軸的長度和打斷直徑由齒寬與雙列滾子軸承的內徑決定。中心輪最小直徑為300mm，行星輪最小軸徑為160mm。 3.4箱體設計 箱體是增速系統(tǒng)的重要組成零件，它所承受的載荷較復雜，大體上為風輪運動時的作用力與齒輪傳動時的反作用力，箱體需要有足夠的剛性來承受這些載荷。一般小功率的風力發(fā)電機采用的是輕質鋁合金，通過鑄造的加工方式制作毛坯。由于鋁合金剛性較差，并不適合于本文中大功率的風力發(fā)電機，所以選取的材料為高強度鑄鐵，在保證箱體有較高剛性的同時保證系統(tǒng)運轉時的穩(wěn)定性。在設計箱體時，首先要做的是完成齒輪箱內部零件的設計及布置，再來確定箱體的外形與內部尺寸、壁厚等數據。在載荷較大的地方需要設置加強肋、軸承接觸部位要焊接鋼制軸承擋圈。箱體的設計結構如下圖： 圖3.5 前部箱體 圖3.6 中間箱體 尾部箱體結構尺寸如下： 圖3.7 尾部箱體 至此，箱體部分的外形尺寸都已經確定完成，箱體的剛性，強度問題可以通過有限元分析軟件來分析、驗證設計的合理性。 第4章 增速器的零件建模以及虛擬裝配 4.1 引言 隨著社會科學技術的不斷進步，以前那種物理方式的建模，即在制作一種實體時，需要通過手工來建造按一定比例縮小的實體模型，來研究其可行性的方式已經在許多行業(yè)被計算機虛擬建模方式所取代。因為計算機建模技術不僅僅能反映產品的外觀尺寸，還可以對其中的零部件進行各種載荷分析，讓其可行性分析變得數據化，給制造業(yè)帶來了許多便捷之處。本章的主要任務是了解并熟悉三維建模軟件，完成增速箱的零件建模并完成虛擬裝配。 4.2 了解三維建模軟件 計算機三維建模隨著計算機技術的不斷發(fā)展而被各個行業(yè)廣泛使用，在以往，對于一件產品使用之前，在設計、制造人員以及客戶之間，很難清楚明了的認識到產品的一些可行性。比如，一件產品，設計人員設計出來，但是并不一定能準確的知道產品各個組成部分之間是否會發(fā)生干涉，零件強度是否滿足要去，甚至它能不能被很好德制造出來也無法得知。對于生產加工人員更是無從下手，而客戶就更無法了解產品的實用性。然而通過三維建模軟件，從產品的設計到制造，我們都可以通過軟件來建立虛擬的三維模型，讓我們能清楚的了解到產品各種方面。從簡單的外形到該使用什么樣的加工方法來加工制造我們都能通過虛擬三維模型來了解。目前常用的三維建模軟件有SolidWorks、Proe、UG、CATIA等，本文使用的NX.UG 10.0軟件來完成齒輪箱零件的建模以及虛擬裝配。UG的主要內容涵蓋了產品的概念設計、造型設計、三維模型建立、運動學仿真、工程圖輸出到產品加工制造的全部過程，應用范圍涉及汽車、造船、航空航天、數控加工等廣泛領域，是一款功能十分強大的三維CAD/CAE/CAM軟件系統(tǒng)。 4.3 齒輪箱零部件建模 本文設計的風力發(fā)電機組采用水平軸方式，所以其增速器部分零件模型的建立主要可以通過NX.UG 10.0中的回轉命令。模型建立的大致步驟為建立草圖，通過回轉拉伸等命令，完成實體建模；再通過特征建模來完成孔的創(chuàng)建。為了便于三維建模，在齒輪、軸等零件的尺寸參數確定好后，做了簡化的二維模型。這里以第一級行星輪系為例，建立齒輪、行星架和軸的三維模型。 齒輪建立主要利用UG建模環(huán)境中的GC工作箱，直接輸入齒輪的名稱、模數、牙數、齒寬與壓力角，選定齒輪建立的軸線方向與齒輪端面的圓心位置完成齒輪的毛坯建模。然后根據要求，在齒輪端面建立草圖并拉伸，最后完成齒輪的整個結構形式。建立完成的三維實體模型如下圖： 圖4.1 內齒圈 圖4.2 行星輪 圖4.3 行星輪軸 圖4.4 行星架 圖4.5 中心輪軸 第二級與第三級齒輪、軸等零件的建模方法與第一級類似，這里我們就不一一贅述了，現(xiàn)在我們來看一下箱體的建模。整個齒輪箱箱體的造型設計大致都是建立草圖以后選取旋轉軸線就可以通過回轉360度來完成。建模體造型如下圖： 圖4.6 前部箱體 圖4.7 中間部分箱體 圖4.8 后部箱體 4.4 齒輪箱的虛擬裝配 虛擬裝配存在于UG裝配模塊中，通過建立部件之間的相對位置關系來使產品或者組件成為一個復雜的裝配體。虛擬裝配不是簡單的復制各個部件，而是直接引用，這樣只要其中一個部件發(fā)生改變，就會使整個裝配體發(fā)生改變。利用這一特性，我們在虛擬裝配過程中可以分塊裝配整個齒輪箱。本文采用的裝配形式是先完成整個箱體的外部裝配，再去裝配各級輪系。裝配主要使用UG中的約束命令來實現(xiàn)各個部件的組裝。 圖4.9 外部箱體與內齒圈的裝配圖 圖4.10 二級行星輪系與第三級輪系裝配 圖4.11 輸入軸與一級行星輪系的裝配 圖4.12 齒輪箱整體裝配 圖4.13 齒輪箱爆炸圖 4.5 總結 本章主要內容就是利用三維建模軟件完成增速箱的三維實體模型建立，并且通過裝配模塊實現(xiàn)了齒輪箱的精準裝配，為后期的運動學仿真奠定了穩(wěn)定的基礎。 第5章 增速器傳動部分的動力學仿真 UG NX 運動仿真是在設計、模型與虛擬裝配完成之后，對產品傳動系統(tǒng)添加一系列的連接與驅動，讓機構能夠運轉，進而模擬出傳動系統(tǒng)實際運轉情況。通過模擬的運轉情況可以分析出傳動系統(tǒng)的運轉規(guī)律，最后產生相關曲線來驗證產品初期設計的準確性，進一步對產品提出改進或優(yōu)化。 為了便于運動學仿真的順利進行，本文沒有在裝配實體上進行仿真，而是通過建立簡化的傳動系統(tǒng)來進行仿真工作。建立的簡化傳動系統(tǒng)如下圖： 圖5.1 簡化傳動系統(tǒng) 運動學仿真的基本步驟為建立仿真文件、定義連桿、定義運動副、定義解算方案、仿真、獲取分析結果。 對于本傳動系統(tǒng)，利用UG中的GC工具箱，建立好齒輪傳動模型以后就可以直接在模型的基礎上創(chuàng)立運動學仿真文件，具體步驟見下列各圖： （1） 在運動導航器中右擊model1-stp,新建仿真。 圖5.2 仿真步驟1 （2）新建完成后右擊motion-1，設為工作狀態(tài)。 （3）定義連桿，依次選擇二級行星架、二級行星輪、一級內齒圈、二級內齒圈、小齒輪、一級行星架、一級行星輪和一級中心輪為連桿。其中，在實際情況中，一級內齒圈和二級內齒圈是固定不動的，所以定義一級、二級內齒圈時需要勾選固定連桿。 圖5.3 仿真步驟2 （4） 定義旋轉副。依次選擇二級行星架、二級行星輪、小齒輪、一級行星架、一級行星輪和一級中心輪為旋轉副，其中對于一級行星架需要定義驅動，驅動速度為恒定值30rpm。最后，定義一級和二級內齒圈為固定副。 圖5.4 仿真步驟3 圖5.5 仿真步驟4 （5）定義3D接觸。依次定義一級內齒圈和一級行星輪接觸、一級行星輪和一級中心輪接觸、二級內齒圈和二級行星輪接觸、二級行星輪和二級中心輪接觸以及平行軸直齒輪的大小齒輪接觸。 圖5.6 仿真步驟5 （6）定義解算方案并求解，最后輸出圖表。點擊圖表功能，依次選擇對象為一級中心輪、二級中心輪和輸出齒輪，請求選擇速度，分量選擇角度幅值，點擊加號，輸出分別輸出圖表如下圖。 圖5.7 第一級中心輪轉速曲線 圖5.8 第二級中心輪轉速曲線 圖5.9 第三級小齒輪轉速曲線 由上述圖表可以看出，剛開始輸出的轉速波動較大，但是慢慢的分別穩(wěn)定在150rpm、800rpm和1500rpm左右，且每一級的轉速都可以達到設計轉速，所以可以驗算出傳動比分配是準確的。只是由于建模軟件在進行齒輪建模時，對于齒形等齒輪參數有誤差，而我們采用的3D接觸命令恰恰對齒形等參數的要求很高，所以最終得出的輸出轉速是在合理誤差范圍之內的。 45