2.2 风力发电用增速齿轮箱设计2.2.1 概述
风电齿轮箱，其研究，随着绿色能源的发展以及应用，逐渐发展成熟，早期在欧美兴盛，近20年来，在国内取得长足发展。功率级别涵盖750kW到8MW之间，国外的10MW样机，也在研制当中。
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图 17-1-26 风电齿轮箱外形图
当下这一节，着重去介绍风电齿轮箱所具备的特点，以及其技术方面的发展趋势。选取一款750kW的齿轮箱当作示例，来讲解其设计的整个过程，讲述其校核计算所运用的方法，阐述其进行优化的整个过程，还会说明其测试的具体情况。
2.2.2 特点及技术趋势
风力发电传动链里，风电齿轮箱属于核心零部件当中的一个，被用来在主轴与发电机之间去传递功率。机舱常常安装在风力资源特别丰富的高原地带，或者海上区域，还有其他一些比较偏远的地方。安装条件差，运输条件也不好，零部件进行维护以及保养都特别困难。所以，就对它的可靠性提出了相当高的要求。跟其他机械传动系统不一样的是，风电齿轮传动系统有着它自身这样的特点。
单机容量渐渐增大，仅靠增大齿轮设计尺寸这种做法，既不经济，还要难顺应设计要旨，硬齿面技术得以发展，有力改进了这般情形，明显提升了齿面承载能力，还提升了传动精度，让材料的性能得以全然施展。硬齿面技术实行开来，热处理以及齿面修形等工艺有了极大进步。
② 低转时进行重载，大扭矩致使轮齿出现较大变形，在啮入位置以及啮出位置容易产生冲击载荷，从而导致局部接触应力过高；另一方面来讲，大扭矩使得齿面润滑条件变差，进而生产出不稳定的油膜，引发磨损并且导致局部温升严重，进一步影响齿轮使用寿命。
一方面，工况复杂，风机在高空安装，地点较为偏远，并且常常存在沙尘、盐雾气候，另一方面，风机还需要承受较大温差，所以其使用工况比较恶劣。
④ 风速发生变化，致使载荷并非恒定不变，高空的风速处于不稳定状，这使得轮齿载荷出现波动，并且这种波动更为显著，而这种呈现时变状态的载荷，对于齿轮啮合动力学特性而言，有着较大影响，同时对于可靠性也有着较大影响。
⑤ 为确保齿轮箱运作安全，在齿轮箱润滑冷却系统里增添了离线过滤装置、颗粒传感器这类精密装置，大幅度提升了润滑油清洁程度进而极大程度地提高了润滑油的清洁度。
⑥ 为达成进一步减小外形尺寸的目的，无外圈轴承技术在行星轮方面逐渐得到推广，该技术把行星轮内孔用作轴承外滚道，这使得传动体积进一步获得减小。
与此同时，伴随着承载功率持续不断地变得更大，风电齿轮传动技术展现出了如下的三个特点。
随着承载能力渐渐提高，硬齿面技术中，增加齿轮尺寸在经济性以及实用性那儿受到极大挑战，这一现状因硬齿面技术的发展而得到改善，它显著提高了齿面承载能力，还提高了传动精度，它让材料性能得以充分发挥，同时也推动了热处理工艺的发展，还推动了齿面修形工艺的发展。
②功率进行分流，功率分流这项技术能够有效地减少单个轮齿所承受的载荷，不过与此同时，它也致使轮齿在参数设计方面，在安装过程之中，以及在加工进程里面产生一些限制条件，特别是因为如此而造成的偏载以及振动问题，尚有许多工作有待开展。
模块化设计技术，走向批量化、规模化设计从单个设计开始，它是提高设计效率的重要保证措施，也是提高性能指标的关键所在，成熟化的模块化设计能够提高生产力，还能衍生新的同类产品，模块化设计的程度，是衡量一个企业设计能力的重要指数，甚至也是考量企业规模的关键指标。
2.2.3 750kW 风电齿轮箱设计举例
（1）总体技术条件
见表 17-1-41，主齿轮箱有总体要求，且，见表 17-1-42，主齿轮箱也有总体要求。
表 17-1-41 气候条件
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表 17-1-42 总体技术要求
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（2）传动方案设计
风电用增速齿轮箱，其常用传动结构包含一级行星加两级平行轴，此结构可见于图 17 - 1 - 27 ，还有两级行星加一级平行轴，该结构见图 17 - 1 - 28 ，以及双行星联动一级平行轴结构，此结构在图 17 - 1 - 29 中显示，另外还有功率分流型结构，该结构可参照图 17 - 1 - 30 等。就 2MW 及其以下功率的增速齿轮箱而言，图 17 - 1 - 27 所示的那种结构以及图 17 - 1 - 28 所示的那种结构，已渐渐走向成熟，并且形成了批量化生产的能力。此设计运用了所示的传动结构 ，也就是 图 17 - 1 - 28 呈现的那种。前两级是 NGW 行星传动状态 ，最后一级选用了平行轴传动方式。
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图 17-1-27 一级行星两级平行轴结构
1，是内齿圈；2，为太阳轮；3，乃行星轮；4，称作行星架；5，是第二级大齿轮；6，是第二级小齿轮；7，为第三级大齿轮；8，即为第三级小齿轮。
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图 17-1-28 两级行星一级平行轴结构
1是第一级内齿圈，2是第一级太阳轮，3是第一级行星轮，4是第一级行星架，5是第二级内齿圈，6是第二级太阳轮，7是第二级行星轮，8是第二级行星架，10是第三级小齿轮，9则是第三级大齿轮。
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图 17-1-29 双行星联动一级平行轴结构
依次为，1是第一级内齿圈，2为第一级大行星轮，3乃第一级行星架，4是第一级小行星轮，5是太阳轮，6是第二级小齿轮，7也是第二级小齿轮。
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图 17-1-30 功率分流型结构
1是第一级内齿圈，2是第一级太阳轮，3是第一级行星轮，4是第一级行星架，5是第二级太阳轮，，6是第二级行星轮，7是第二级行星架，8是第三级大齿轮，9是第三级小齿轮。
（3）材料及热处理方式选择
采用硬齿面，材料牌号及热处理方式见表 17-1-43。
表 17-1-43 齿轮材料性能及热处理要求
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（4）参数粗配
行星传动级的行星轮个数选取为 np 等于 3，需考虑行星轮系的装配条件，还要考虑同心条件，并且要按照等滑差率原则分配变位系数，基本配齿参数列于表 17-1-44 当中。
表 17-1-44 基本配齿参数
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（5）几何参数计算
依据角度位齿轮传动几何计算，各级传动的主要几何参数，包含主要刀具参数，其计算结果，如同所示于表 17-1-45至表 17-1-47之中。
表 17-1-45 第一级行星传动几何参数
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表 17-1-46 第二级行星传动几何参数
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表 17-1-47 第三级平行轴传动几何参数
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（6）齿轮强度计算
1）载荷谱及当量载荷
在图十七减一减三十一式坐标系的情形下，风场针对齿轮箱的 LDD 载荷谱呈现为表十七减一减四十八那般的情况，依据 ISO 六百三十三十六减六中的加权平均方式来开展载荷处理。
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图 17-1-31 风机转动坐标系
XR，是沿着风轮旋转轴的方向；ZR，是径向，其指向为风轮叶片1的方向并且与XR相互垂直；YR，是与XR互相垂直的方向（XR、YR和ZR共同组成右手系）。
表 17-1-48 LDD 疲劳载荷谱
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在此式当中，ni是那第i个载荷步所对应着的转速，Ti是那第i个载荷步所对应的扭矩，p是woehler损伤曲线的斜率标点符号。
根据上式可得作用于该齿轮箱的输入当量扭矩Tequ如下：
Tequ＝252.702kN·m
同时按照下式可求得各级小齿轮切向载荷Fti：
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在此式子当中，Ti指代的是某一级小齿轮的扭矩，单位是kN·m ，di指的是某一级小齿轮分度圆的直径，单位是m。
2）接触强度计算系数及选取
齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度的计算流程里，会涉及诸多修正系数。合理挑选这些系数，是保证安全系数计算准确无误的前提条件。下面针对第一级行星传动的太阳轮情形，展开相关介绍。
① 使用系数KA，按照GB/T 19073—2008里对于使用系数的规定，在存在真实载荷这种情况下，使用系数KA的取值是1。
② 动载系数KV。
齿距偏差的极限偏差：
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传动精度系数C：
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取C＝6，同时有
B＝0.25（C－5.0）0.667＝0.25
A＝50＋56×（1.0－B）＝92
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于是有
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③，齿向载荷分布系数KHβ，需按照一般方法计算KHβ，因采用硬齿面传动，故取跑和系数xβ = 0.85，啮合刚度系数cγ = 20N/（mm·μm），与此同时，螺旋线总偏差Fβ为。
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加工、安装误差产生的啮合齿向误差分量fma为
fma＝0.5Fβ＝8.75（μm）
则啮合齿向载荷分布系数KHβ为
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④ 齿间载荷分布系数KHα。第一级太阳轮切向载荷为
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由于是 5 级硬齿面，因此取KHα＝KFα＝1.1。
⑤ 单对齿啮合系数当中的ZB、ZD ，鉴于轴向重合度为εβ大于1的状况，故而选取ZB等于ZD等于1。
⑥ 节点区域系数 ZH，基圆螺旋角是βb＝7.515° ，端面压力角为αt＝21.472° ，还有端面啮合角。
加载中...。于是有
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第七，弹性系数ZE。按照齿轮用材，选取弹性系数ZE等于189.8MPa。
⑧ 重合度系数Zε。
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⑨ 螺旋角系数Zρ。
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⑩ 寿命系数ZNT，依据20年设计寿命来计算，第一级太阳轮的应力循环次数大约是0.86×109次，按照下面这个式子去计算寿命系数：
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装载于进程里的，有润滑剂，有速度，还有粗糙度系数（具体为ZLZVZR）。依据持久长度，以及加工的方式方法，鉴于运用的是滚齿加磨齿这种加工手段，故而选取ZLZVZR 等于0.92。
等待加载的状态里，存在着工作硬化系数 Zw。鉴于经过热处理之后，齿面的硬度达到了（60＋2）HRC 这样的情况，所以选取 ZW 等于 1。
加载中...尺寸系数ZX。
ZX＝1.076－0.0109mn＝0.9452
处于加载进程中，存在接触强度极限σHmin ，18CrNiMo7 - 6 经过渗碳钢淬火热处理之后，它的硬度能够达到（60±2）HRC ，接触强度能够达到σHmin 等于1500MPa。
3）接触强度校核
接触强度计算安全系数SH：
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齿面接触安全系数大于1.25，这一要求与GB/T 19073中的规定相符合。
4）弯曲强度计算系数及选取
① 齿向载荷分布系数KFβ。
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② 齿形系数YFa，是采用标准刀具来进行加工所得到的 ，其中αn等于20° ，hap与mn的比值是1.0 ，hfp与mn的比值为1.25 ，ρfp与mn的比值是0.38。当量齿数zv 通过z除以（cos2βb乘以cosβ）得出 ，其值为24.66 ，变位系数为0.251 ，利用图解法得到YFa的值为2.48。
③ 应力修正系数 YSa，如同上述情况，当量齿数zv等于24.66，变位系数是0.251，应力修正系数同样能够通过图解法获得，其 YSa 等于1.65。
④ 重合度系数Yε。
当量齿轮的端面重合度为
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重合度系数按下式计算：
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⑤ 螺旋角系数Yβ。螺旋角系数按照下式计算：
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⑥ 用于试验的齿轮，其应力修正系数为YST，一般般的情形之下，选取YST等于2.0。
