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齿轮箱设计报告0781
齿轮箱设计报告
编制：
杨飞
编号：
DR005
日期：
2007年8月2日
1概述4
2齿轮箱设计5
2.1齿轮箱设计的基本要求5
2.2齿轮箱设计的计算项目5
2.3齿轮箱主要零部件设计6
2.3.1齿轮6
2.3.1.1齿轮计算6
2.3.1.2齿轮的修形7
2.3.1.3齿轮材料及热处理7
2.3.1.4齿轮的精度7
2.3.1.5齿面粗糙度7
2.3.1.6齿轮的变位系数8
2.3.2轴承8
2.3.2.1轴承选型8
2.3.2.2轴承静承载能力10
2.3.2.3轴承寿命计算11
2.3.2.4轴承的最大接触应力12
2.3.3润滑、冷却和加热系统12
2.3.3.1散热器12
2.3.3.2加热器14
2.3.3.3过滤装置14
2.3.4轴14
2.3.5箱体、行星架和扭力臂14
2.3.6轴封15
2.3.7润滑油15
2.3.7.1润滑油选型15
2.3.7.2润滑油容量15
2.3.7.3润滑油测试15
2.3.7.4润滑油清洁度16
3国内外主要供应商分析16
3.1齿轮箱设计16
3.2制造技术16
3.3试验测试技术17
4齿轮箱样机试验17
4.1样机试验规范18
4.1.1试验前的准备工作18
4.1.2空载试验18
4.1.3加载试验18
4.1.4强化试验20
4.1.5故障处理21
4.1.6拆检22
5包装与运输22
6油漆及防腐保护23
6.1油漆23
6.2防腐保护23
7安装24
8维护及运行24
9参考文献目录25
1.概述
齿轮箱是风机中的关键部件，它位于叶轮和发电机之间，将叶轮受风力作用旋转而产生的动力传递给发电机发电，同时将叶轮输入的较低转速增速为满足发电机所需的转速。
因此，风力发电齿轮箱是一种受无规律变向载荷的风力作用及强阵风冲击的变载荷条件下工作的低速、重载、增速齿轮传动装置。
风力发电机组一般安装在荒郊、野外、山口、海边等风能较大且周围无遮挡物之处，齿轮箱安装在机组塔架之上狭小的机舱内，距地面几十米甚至一百多米高。
常年经受酷暑严寒和极端温差的影响，自然环境恶劣，交通不便，修复十分困难，而且故障期一般出现在发电的高峰期，齿轮箱一旦出现故障，将严重影响风场的经济效益，因此，对齿轮箱的可靠性和工作寿命提出了很高的要求。
随着风机技术的发展，对齿轮箱的要求也越来越高，对齿轮箱的技术要求主要有以下几点：
1.高可靠性，故障率低2.体积小，重量轻3.振动小，噪音低4.传动效率高5.使用维护方便6.价格适中。
1350KW齿轮箱主要设计参数
名义机械功率
Pmech
1350kW
传动比
i
1:
53.1±0.5%
1:
50.2±0.5%
倾角
α
4°
输出转速
nop
700-1300r/min
最大过速度
nmax
1650r/min
额定输入转矩
Min
610kNm
额定输出转矩
Mout
11200Nm
最大刹车转矩
Mb
18000Nm
最大连接滑动转矩
MCR
29000Nm
工作温度
tambi
-30*...+40°C*重启温度不低于0°C
生存温度
-40～+40°C
标重
W
10500kg
齿轮箱输出轴转向
RD,out
顺风向看，顺时针（GL坐标系x轴正方向）
使用寿命
nlifetime
20年，175200有效工作小时
2.齿轮箱设计
2.1齿轮箱设计的基本要求
齿轮箱作为传递动力的部件，在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，对起动、运行、空转、停机、正常起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，求出零件的设计载荷，并以此为依据进行设计。
齿轮箱的设计必须保证在满足可靠性和预期寿命的前提下，使结构优化并且重量轻。
其中，由于尺寸和重量与可靠性往往是一对不可调和的矛盾，因此风电齿轮箱的设计制造往往陷入两难的境地。
总体设计阶段应在满足可靠性和工作寿命要求的前提下，以最小的体积、最小重量为目标进行传动方案的比较和优化；结构设计应以满足传递功率和空间限制为前提，尽量考虑结构简单、运行可靠、维修方便。
另外，根据机组要求，采用CAD优化设计，选用合理的设计参数，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。
2.2齿轮箱设计的计算项目
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，也可通过BLADED等专业软件分析得到。
AGMA（美国齿轮协会）标准强调齿轮和轴承等零部件的计算应以载荷谱为基础，但目前国内的齿轮箱制造商还不能根据载荷谱进行齿轮箱设计，进行齿轮箱计算时，按发电机额定功率除以发电机和齿轮箱的机械效率来确定计算功率，齿轮强度计算的使用系数KA取1.3。
按DIN3990，齿轮计算以下项目：
1）齿面接触强度校核计算（静载荷安全系数和疲劳载荷安全系数）
2）齿面弯曲强度校核计算（静载荷安全系数和疲劳载荷安全系数）
3）胶合承载能力计算
按DINISO281，轴承计算以下项目：
1）基本额定寿命和修正额定寿命
2）额定极限载荷（静载荷安全系数）
另外，要求验算的项目还有：
•轴与齿轮连接
•键槽
•胀紧套连接
•轴
•行星架，按照ASMENB3216
•齿轮箱壳体
•扭力臂
•胀紧套
•螺纹连接
•热平衡计算
2.3齿轮箱主要零部件设计
2.3.1齿轮
2.3.1.1齿轮计算
根据齿轮箱的名义功率、名义转速、传动比、等效载荷、以及齿轮箱外形尺寸的要求，初步选定各级齿轮的模数、齿数、压力角和齿宽等重要参数后，就可以对齿轮进行校核计算。
对齿轮进行校核时，计算载荷Ftc=KFt。
对于齿面接触强度计算，载荷系数K=KAKVKHaKHβ
1）使用系数KA
使用系数KA，是等效载荷和名义载荷的比值。
其中等效载荷要求根据载荷谱得到。
2）动载系数KV
动载系数KV用以考虑齿轮副在啮合过程中因啮合误差和运转速度而引起的内部附加载荷系数，KV极大地影响齿轮的寿命，AGMA标准规定，除非有多体仿真的动态分析，否则KV至少取1.05。
3）齿间载荷分配系数KHa
齿间载荷分配系数KHa用以考虑同时啮合时各对齿轮间载荷分配不均匀的系数，它取决于齿轮的啮合刚度、基圆齿距误差、修缘量等因素。
4）齿向载荷分布系数KHβ
齿向载荷分布系数KHβ用以考虑齿轮沿接触线产生载荷分布不均匀现象的影响，KHβ极大地影响齿轮的寿命。
齿向载荷分布受弹性变形、制造精度、热形变的影响。
根据AGMA6006及GL规范，齿向载荷分布系数KHβ必须通过数字分析（先进的接触分析法）来确定，应用接触分析法分别确定疲劳载荷和极限载荷的KHβ，AGMA标准规定齿向载荷分布系数K-Hβ不小于1.15。
按照ISO6336的要求，齿轮的寿命计算可靠性取99%，抗微点蚀安全系数最小SH=1.25，抗弯曲安全系数最小取SF=1.56。
另外，与传统行星传动不同，内齿圈的强度往往成为风电齿轮箱的薄弱环节，国外一般采用斜齿内齿轮+渗碳淬火+磨齿工艺。
由于国内大型内斜齿制齿加工困难，内齿磨齿成本高，通常采用斜齿+磨齿+氮化工艺或直齿+调质+磨齿工艺，与国外产品在设备的可靠性、重量等方面存在一定差距。
另外，由于加工和装配精度的影响，低速重载行星传动内齿圈的实际强度往往低于计算值，这一点应在设计制造过程中给予充分重视。
2.3.1.2齿轮的修形
AGMA规范要求根据载荷情况作必要的齿廓和齿向修形。
齿廓修形的作用在于：
减小齿轮变形,装配误差和齿轮形状误差带来的不利影响。
正确的齿廓修形可以增大齿轮的承载能力并减小齿轮箱运行的噪音。
因为作用在齿轮箱上的载荷是变化的，而齿廓修形仅能对一个载荷进行优化，所以修形要求综合考虑极限载荷、胶合、制造误差及低负荷下的端面重合度等因素。
螺旋修形的作用在于：
减小轮齿、轴、轴承、箱体的弯曲和扭曲变形及制造误差带来的不利影响，正确的修形可以增大齿轮的承载能力并减小齿轮箱运行的噪音。
因为作用在齿轮箱上的载荷是变化的，而螺旋修形仅能对一个载荷进行优化，因此必须综合考虑各种因素，选择适当的修形参数。
2.3.1.3齿轮材料及热处理
AGMA标准要求所有外齿轮必须使用合金钢，并且有足够的淬透性，使齿轮的表面和芯部硬度达到ANSI/AGMA2101-C95中所要求的2级要求。
国内的外齿轮材料多使用20CrNi2MoA或17CrNiMo6.
对于内齿圈，AGMA标准要求使用合金钢，并且有足够的淬透性，使齿轮的表面和芯部硬度达到ANSI/AGMA2101-C95中所要求的2级要求。
表面渗碳或氮化的内齿圈耐磨性比整体淬硬的内齿圈耐磨性要好。
国内的内齿圈材料多使用42CrMoA。
2.3.1.4齿轮的精度
AGMA标准要求，渗碳或氮化处理的内齿圈精度要求达到7级，其他齿轮的精度要求达到6级。
目前，我们对供应商的要求是内齿圈精度要求达到6级，其他齿轮的精度要求达到5级。
2.3.1.5齿面粗糙度
风电齿轮箱要求齿面有足够的光洁度，以保证齿面有足够的承载能力。
齿面光洁度高，可提高齿面的抗微点蚀能力。
AGMA标准要求太阳轮和行星轮的粗糙度达到Ra0.5，低速轴齿轮的齿面粗糙度达到Ra0.6，中间轴和高速轴齿轮的齿面粗糙度达到Ra0.7。
2.3.1.6齿轮变位系数
风机齿轮箱为增速齿轮箱，选择变位系数应有利于降低滑差。
2.3.2轴承
由于风机齿轮箱工作的特殊性和载荷的复杂性，轴承在风电齿轮箱中是一个相对薄弱的环节。
统计数据表明，早期风电齿轮箱故障大多是由轴承引起的，随着现场经验的增多，目前轴承引起的故障明显降低，但仍约有50%的故障是由轴承引起的。
因此，风电齿轮箱设计和运行时，应对轴承类型、润滑方式、润滑油的清洁度及寿命计算方法给予足够的重视。
2.3.2.1轴承选型
轴承的正确选型和布置对保证风机齿轮箱的稳定可靠运行和使用寿命十分关键。
AGMA6006标准根据现场经验，给出了高速级轴承、中间级轴承、低速级/行星架轴承的选择表。
对行星轮轴承，AGMA标准推荐使用带保持架的圆柱滚子轴承。
若使用双列满装圆柱滚子轴承，必须保证径向力不会造成滚子之间产生接触应力。
若使用球面滚子轴承，应保证轴承内圈在轴向有足够的位移量，以保证载荷分布的均匀。
若两个轴承布置得很近，且原始游隙差别较大时，有可能两个轴承的总承载能力比单个轴承还小。
对行星架轴承，AGMA标准推荐使用满装圆柱滚子轴承。
对于低速轴输入端轴承，推荐使用单列圆柱滚子轴承。
对低速轴输出端轴承，若使用自动调心球面滚子轴承，必须仔细分析载荷的变化和轴的运动（幅度和频率）对轴承间隙的影响。
根据AGMA6006，只有两个圆锥轴承的原始游隙能达到合适的值，才能成对使用圆锥轴承。
若在低速轴输出端成对使用圆锥轴承，分析计算时不能将两个圆锥轴承当作一个轴承考虑。
图1所示：
若在低速轴输出端布置两个圆锥轴承，在两个圆锥轴承宽度范围内，管轴的挠曲量几乎为0，在这种情况下，轴承要承受了额外的径向力。
图2所示：
若在低速轴输出端布置一个圆锥轴承，管轴在圆锥轴承中都有一定的挠曲量，管轴的挠曲未受到限制，因此轴承未承受额外的径向力。
图1：
3个轴承布置时管轴挠曲量及轴承的径向力
图2：
2个轴承布置时管轴偏移量及轴承的径向力
对于中间级输入端，AGMA推荐使用单列圆柱滚子轴承。
若中间级输入端使用自动调心球面滚子轴承，则需要注意允许外圈能在轴承安装孔内移动，以补偿轴的热膨胀。
对中间级输出端，若使用自动调心球面滚子轴承，必须考虑载荷的变化和轴的运动（幅度和频率）对轴承间隙的影响。
对高速轴轴承输入端，AGMA推荐使用单列圆柱滚子轴承。
下表1是国内供应商的1350KW齿轮箱轴承选型
表1：
1350KW齿轮箱轴承选型
国内供应商的轴承选型
重齿
南高齿
行星轮
直齿
斜齿
行星轮轴承
双列调心球面滚子轴承＋圆环滚子轴承
23236CC/W33C=1500+C3236C=1530
双列满装圆柱滚子轴承
NNCF5040C3
行星架输入端轴承
单列满装圆柱滚子轴承
NCF18/560VC=1020
单列满装圆柱滚子轴承
NCF18/600
行星架输出端轴承
单列满装圆柱滚子轴承
NCF18/500VC=952
单列满装圆柱滚子轴承
NCF1892
低速轴输入端轴承
单列圆柱滚子轴承
NCF2964CVC=1140
单列圆柱滚子轴承
NU1068
低速轴输出端轴承
自动调心球面滚子轴承
23060CC/W33C=2120
双列圆锥滚子轴承
32968/DF
中间轴输入端轴承
自动调心球面滚子轴承
23134CC/W33C=1040
单列圆柱滚子轴承
NU2234
中间轴输出端轴承
自动调心球面滚子轴承
23236CC/W33C=1500
单列圆柱滚子轴承＋四点接触球轴承
NU2334+QJ332
高速轴输入端轴承
单列圆柱滚子轴承
NU2326ECMAC=1060
单列圆柱滚子轴承
NU2326C3
高速轴输出端轴承
单列圆柱滚子轴承＋四点接触球轴承
单列圆柱滚子轴承＋四点接触球轴承
NU228C3+QJ328C3
2.3.2.2轴承静承载能力
6006标准规定轴承的静安全系数在最大运行载荷下不小于3.0，在极限载荷下不小于2.0，并对最大载荷和极限载荷给出了明确的定义。
2.3.2.3轴承寿命计算
轴承寿命计算时其失效概率一般为10%。
可靠性要求不同时，应采用可靠度系数对额定寿命进行修正。
19073标准和AGMA6006标准都同时强调当量动负荷的计算应以载荷谱为准，按Miner准则进行计算。
根据AGMA6006，计算轴承的寿命时，对于有润滑过滤系统的齿轮箱，润滑油的清洁度默认取-/17/14。
如果润滑过滤系统能保证的润滑油清洁度超过上述默认值，则计算时，润滑油清洁度取值要求比过滤系统能保证的清洁度低一个等级。
我国轴承额定寿命计算标准GB/T6391-2003等效采用ISO281：
1990，标准提供了轴承基本额定寿命和修正额定寿命的计算公式。
世界著名的轴承生产企业也根据各自的研究成果提出了不同的修正额定寿命计算方法，如SKF、TIMKEN、FAG等公司。
这些计算方法采用的基本额定寿命计算方法完全相同，修正寿命的计算公式大同小异，但具体计算方法不尽相同。
当轴承的可靠度要求不同，或者希望更精确、更完善考虑轴承质量和运转条件对其寿命影响时，应采用修正额定寿命。
GB/T6391-2003（ISO281：
1990）引入寿命修正系数axyz,它是一个多因素影响系数，除了轴承类型的影响外，还包括材料、润滑、环境、杂质颗粒、套圈中的应力、安装方式、轴承载荷等因素。
19073标准规定轴承的修正额定寿命不小于130000小时，按GB/T6391或轴承制造商的计算指南进行计算，但由于GB/6391修正额定寿命计算方法中并未给出axyz的具体计算方法，因此一般设计人员难以完成轴承的修正额定寿命计算。
AGMA6006标准仍以轴承的基本额定寿命作为判断依据，但根据使用位置的不同，规定了齿轮箱各处轴承的最小基本额定寿命，见表2。
表2轴承的最小基本额定寿命L10
轴承位置
高速轴
高速中间轴
低速中间轴
行星轮轴
低速轴
寿命/小时
30000
40000
80000
100000
100000
由于国家标准未提供切实可用的修正额定寿命计算方法，而各公司提供的计算方法一般设计人员很难掌握，而且计算表明绝大多数轴承的基本额定寿命很难达到130000小时，因此国家标准提供的轴承计算方法的操作性不如6006标准。
此外，6006标准指出轴承的运行温度、润滑油粘度和清洁度及转速等因素对轴承寿命有很大影响，运行状态变差时（温度上升、转速升高、污染物增多），轴承的寿命可能大幅度降低，因此应对风电齿轮箱的运行温度、润滑油清洁度等进行严格控制和监控。
2.3.2.4轴承的最大接触应力
除寿命外，AGMA标准还对轴承当量静负荷时的最大接触应力作了规定（见表3）。
表3：
轴承最大承载力
轴承最大承载力
轴承位置
高速轴
高速中间轴
低速中间轴
行星轮轴
最大接触应力/MPa
1300
1650
1650
1450
表3中的数值是基于20年寿命得到的，设计寿命不同时，表中的数据相应调整。
2.3.3润滑、冷却和加热系统
风电齿轮箱的润滑、冷却和加热系统对齿轮箱的正常工作具有十分重要的意义，大型风电齿轮箱必须配备可靠的强制润滑系统，对齿轮啮合区、轴承等进行压力润滑。
齿轮箱的润滑、冷却和加热系统原理图如下图3所示。
图3：
润滑、冷却和加热系统原理图
1
润滑泵
9
油冷却器
2
油支路管
10
排油阀
3
过滤元件
11
透气装置
4
压差开关
12
油加热器
5
筒形插装式阀（可选件）
13
轴承温度传感器1
6
检修阀
14
轴承温度传感器2
7
温度调节阀
15
油温度传感器
8
压力开关
16
压力传感器（可选）
2.3.3.1散热器
散热器的额定功率按照40°C的水温设计，排出水温不得超过50°C。
散热器的设计必须保证，油槽的温度不得超过70°C，不同轴承之间的温差不得超过15°C，轴承外圈的温度不得超过90°C。
当油槽油温高于65°C时，冷却系统开始工作；若齿轮箱在1个小时内连续工作，油槽油温超过85°C持续10分钟，或轴承外圈温度超过105°C持续10分钟，则风机必须停机。
2.3.3.2加热器
油槽中有一个沉浸在润滑油中的加热器进行加热，加热器的功率要求1.5KW。
加热器必须放在油泵的进油口附近。
加热器外部要有护套，以避免在更换加热器时造成润滑油的泄漏。
油槽油温低于12°C时，应首先将润滑油加热到预定温度再开机，当油槽中油温高于20°C时，控制装置控制加热器停止加热。
2.3.3.3过滤装置
过滤装置必须能去除润滑油中的空气和杂质，过滤器的外部必须要有旁通阀，当过滤网堵塞时，润滑油可以通过旁通阀流出。
另外，在过滤器进出口必须配备一个压差开关。
当过滤网堵塞，造成过滤器进出口压差超过设定值时，压差开关可给出报警信号。
根据采购规范的要求，在齿轮箱不超过1000小时的运行时间，第一次测试油样的清洁度。
以后以六个月固定周期抽查，要求过滤系统的过滤能力必须保证润滑油清洁度达到15/12；但是，由于目前国内供应商在生产制造和装配过程中，很难保证齿轮箱的清洁度，试验后实测的润滑油清洁度往往很难达到要求。
2.3.4轴
轴的设计要求计算疲劳载荷及屈服极限载荷。
疲劳寿命计算时取可靠度99%。
另外，轴的设计还要考虑到轴的刚度对齿轮啮合的影响，尽量提高轴的刚度。
目前轴的材料多为20CrNiMoA或17CrNiMo6。
2.3.5箱体、行星架和扭力臂
箱体是齿轮箱的重要组成部件。
它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。
对于在低温条件下使用的齿轮箱，箱体材料还应该有足够的低温冲击功。
目前使用较多的箱体材料为QT400-18AL。
为便于轴系部件的安装和拆卸，齿轮箱分前、后箱体。
后箱体制成沿轴心线剖分式，分为上箱体和下箱体。
箱体的加工精度以及装配精度对齿轮箱的传动精度有很大的影响，因此必须使用高精度的加工设备加工箱体，在装配过程中通过选配零件，减小累积误差，可提高箱体最终的装配精度。
对箱体、行星架和扭力臂必须通过有限元分析其在受载情况下的变形量，特别是行星架的变形对齿轮的啮合有很大影响，应给予足够的重视。
2.3.6轴封
轴封主要有唇形密封和迷宫式密封两种形式，因为唇形密封的寿命相对较短，并且更换困难，推荐使用迷宫密封。
2.3.7润滑油
2.3.7.1润滑油选型
齿轮箱润滑油要求具有良好的抗氧化与热稳定性能、高粘度指数、优异的低温流动性及抗微点蚀能力。
目前我公司使用的齿轮箱润滑油为MOBILSHCXMP320和BPA320，其工作温度范围能达到-42℃-120℃。
若在温度较高的南方地区，可以使用成本较低的矿物油，如BP1710。
2.3.7.2润滑油容量
根据AGMA标准，润滑油量计算方法如下：
Qty=0.15Pt+20
Qty-推荐的润滑油量，单位升
Pt-齿轮箱额定功率，单位KW
若设计的不是多级传动，或者齿轮箱有一个单独的油箱，不能用上述公式计算。
根据上述公式计算1.25MW的润滑油量：
Qty=0.15*1350+20=222.5L，与齿轮箱定货图上要求的220L接近。
2.3.7.3润滑油测试
润滑油的质量，对齿轮箱的安全可靠运行，齿轮和轴承的使用寿命有很大的影响。
因此，齿轮箱运行一段时间后，应对润滑油进行检测。
润滑油的检测应包括以下项目：
清洁度、粘度、含水量、金属颗粒、油品的氧化程度。
第一次取油样应在试车72小时内，第二次取油样在风机运行1000小时内，以后每6个月取一次油样进行检查。
2.3.7.4润滑油清洁度
为保证齿轮和轴承的寿命，必须保证润滑油的清洁度，应采取以下措施保证润滑油的清洁度：
-向齿轮箱加润滑油前先进行过滤
-齿轮箱工厂试验后检测油液清洁度
-在运行过程中过滤润滑油，保持油液的清洁度
-运行过程中监测润滑油
齿轮箱制造商必须保证齿箱试验后，油液的清洁度满足-15/12（ISO4406）的要求。
用户在齿轮箱的服务期内，也应该监测和记录油液的清洁度。
3.国内外主要供应商分析
国际上生产风电齿轮箱的公司主要有Winergy、Renk、HansenTrasmission等，国内主要有南高齿、重齿和杭齿。
目前，国内齿轮箱厂已基本掌握了兆瓦以下风电齿轮箱的设计制造技术，国产风电机组的主流机型为600~800KW，并开始了兆瓦以上风电齿轮箱的开发和批量生产。
尽管如此，我国风电齿轮箱仍是风电设备国产化中的薄弱环节，尚不能满足市场需求。
目前国内风电机组的技术引进基本上是以产品生产许可的方式进行的，从国外引进的只是风力发电机组的集成技术，并不包括齿轮箱的设计制造技术。
国内风电齿轮箱的设计基本是参照引进集成技术的齿轮箱采购规范进行的，齿轮箱的结构设计和外联结尺寸按进口风力发电机组要求进行类比设计，国内并未完全掌握先进的设计制造技术。
3.1齿轮箱设计
AGMA标准要求，以载荷谱为基础进行齿轮和轴承等零部件的设计计算。
但目前国内的齿轮箱制造商还不能根据载荷谱进行齿轮箱设计，进行齿轮箱计算时，按发电机额定功率除以发电机和齿轮箱的机械效率来确定计算功率，齿轮强度计算的使用系数KA取1.3，而载荷谱仅用作校验。
3.2制造技术
风电齿轮箱外齿轮一般采用渗碳淬火磨齿工艺。
目前国内的主要制造商都大量引进了高精度数控磨齿机，使国内的外齿轮精加工水平与国外差距不大，达到AGMA标准规定的5级精度技术上困难不大。
但国内供应商在热处理变形控制、有效层深控制、轮齿修形工艺、齿面振动抛光等方面与国外先进技术仍有差距。
由于风电齿轮箱内齿圈尺寸大、加工精度要求高
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