风力发电机组齿轮箱若干技术问题打印doc.docx

风力发电机组齿轮箱若干技术问题打印doc.docx

《风力发电机组齿轮箱若干技术问题打印doc.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《风力发电机组齿轮箱若干技术问题打印doc.docx（27页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

风力发电机组齿轮箱若干技术问题打印doc

风力发电机组齿轮箱的若干技术问题

概述

采用齿轮传动的风力发电机组中，齿轮箱是主动力轴系重要的机械部件，其功用是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机并使其得到相应的转速。

风轮的转速很低，远达不到发电机发电的要求，必须通过齿轮箱齿轮副的增速作用来实现。

由于机组受无规律的变向变负荷的风力作用以及强阵风的冲击，常年经受酷暑严寒和极端温差的影响，加之所处自然环境交通不便，齿轮箱安装在塔顶的狭小空间内，一旦出现故障，修复非常困难，故对其可靠性和使用寿命都提出了比一般机械高得多的要求。

例如对构件材料的要求，除了常规状态下机械性能外，还应该具有低温状态下抗冷脆性等特性，保证齿轮箱平稳工作，防止振动和冲击，保证充分润滑条件，等等。

对冬夏温差巨大的地区，还要设置监控点，配置合适的加热和冷却装置。

对齿轮箱的性能、制造精度、装配和试验提出了一系列近乎苛刻的要求。

1.齿轮箱在风电机组中的布置形式

风力发电机组轴系最为常见的布置形式如图1所示，与风轮连接的大轴支撑在两个单独设置的轴承上，其末端通过涨紧套与齿轮箱相连。

齿轮箱的支架安装在机舱底盘上，而齿轮箱的高速轴则用柔性联轴节与发电机相连。

这就是所谓的“一字型”布置。

风轮的异常载荷通常由两个大轴轴承承受，齿轮箱受到影响较少，各个主要部件间隔较大，便于安装和维修，只是机舱轴向尺寸较长。

但也有的观点认为大轴的

图1.常见的风力发电机组布置形式：

大轴独立支撑，末端与齿轮箱连接

如果省去一个大轴的支撑轴承，使大轴末端直接与齿轮箱输入轴相连，则变为图20-2所示的结构，在这种情况下，虽然能缩短轴向尺寸，但对齿轮箱不利，必须采取措施加强其支撑刚性，同时要尽可能消除风轮通过大轴对齿轮箱施加异常负荷的影响。

图20-2大轴一端支撑在轴承上另一端直接与齿轮箱连接的结构

有时为了缩短机舱长度尺寸而将发电机反向布置，发电机骑在大轴箱上，这时齿轮箱的输入和输出轴处于同一侧，齿轮箱设计成“U”型，大轴箱与主支架做成一体，具有足够的支撑刚性，机舱内各部分重量的集中度较好（见图20-3）。

图20-3齿轮箱“U”型布置形式

为了进一步减小机舱体积，也可以省去大轴，如图20-4所示，将齿轮箱输入轴和风轮轮毂过渡法兰直接连接，过渡法兰用一个特殊的轴承支撑。

图20-5齿轮箱直接与风轮法兰连接的结构

更为紧凑的，将齿轮箱与机舱主支架做成一体，齿轮箱低速级的行星架直接与轮毂联接，使传动线路最短，增加了机组结构刚性，只是主机架和齿轮箱制造难度加大。

（见图20-6）。

图20-6齿轮箱与机舱主支架一体化设计的布置形式

第二节齿轮箱设计

作为风力发电机组主传动关键部件，齿轮箱位于风轮和发电机之间传递动力提高转速，是一种在无规律变向载荷和瞬间强冲击载荷作用下工作的重载齿轮传动装置。

特别需要指出的是，在狭小的机舱空间内减小部件的外形尺寸和减轻重量十分重要，因此齿轮箱设计必须保证在满足可靠性和预期寿命的前提下，使结构简化并且重量最轻，同时要考虑便于维护的要求。

根据机组提供的参数，采用CAD优化设计，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。

受风轮转速的限制，齿轮箱输入额定转速一般在20r/min左右，而发电机额定转速通常为1，000–1，500r/min，故齿轮箱的增速比在50–100左右。

300kW–2，000kW风电机组齿轮箱，为了使结构紧凑，常常采用行星齿轮传动或行星与平行轴齿轮组合传动。

图20－7一级行星两级平行轴齿轮传动的风电增速箱

常见的兆瓦级风力发电机组增速箱如图20－7所示，由一级行星齿轮和两级平行轴齿轮传动组成，是一种典型的传动装置。

齿轮箱利用其前箱盖上的两个突缘孔内的弹性套支撑在支架上。

齿轮箱低速级的行星架通过涨紧套与机组的大轴连接，三个一组的行星轮将动力传至太阳轮，再通过内齿联轴节传至位于后箱体内的第一级平行轴齿轮，再经过第二级平行轴齿轮传至高速级的输出轴，通过柔性联轴节与发电机相联。

齿轮箱输出轴端装有制动法兰供安装系统制动器用。

此外，为了保护齿轮箱免受极端负荷的破坏，中间传动轴上还装有安全保护装置。

一、设计要求

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，对启动、运行、空转、停机、正常启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，求出零部件的设计载荷，并以此为依据，对齿轮箱主要零部件作强度计算。

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，也可以按照有关标准计算确定。

国际上通行的标准和《风力机组认证规范》有相应的章节给出载荷谱计算公式，对风力发电机组气动载荷谱分析计算作了详尽的讲解。

这些资料都可用作设计计算的参考。

我国于2003年9月颁布了GB/T19073-2003《风力发电机组齿轮箱》标准，规定了风轮扫掠面积大于或等于40m2的风力发电机组增速齿轮箱的技术要求、试验方法、检验规定和标志、包装、运输、贮存等要求。

国际标准化组织颁布相应的国际标准ISO81400

-4：

2005，基本上等同于美国风能协会（AWEA）和美国齿轮协会（AGMA）制订的美国国家标准ANSI/AGMA/AWEA6006-A03“StandardforDesignandSpecificationofGearboxforWindTurbines”，对40kW–2MW的风力发电机组增速齿轮箱的设计制造和应用作了具体的规定。

德国劳氏船级社的风力发电机组认证规范中也对齿轮箱的校核要求作了详细规定。

按照GB/T19073-2003，对于齿轮箱的使用系数（即动载荷放大因子）推荐如下:

给定载荷谱计算时，通常先确定等效载荷，齿轮箱使用系数KA＝1；

无法得到载荷谱时，则采用经验数据，对于三叶片风力发电机组取KA=1.3。

风力发电机组增速箱的主要承载零件是齿轮，其轮齿的失效形式主要是轮齿折断和齿面点蚀、剥落等。

各种标准和规范都要求对齿轮的承载能力进行分析计算，常用的标准是GB/T3480或DIN3990（等效采用ISO6336）中规定的齿根弯曲疲劳和齿面接触疲劳校核计算，对轮齿进行极限状态分析。

齿轮传动设计参数的选择：

1.齿形角α（分度圆压力角）的选择

齿轮的标准齿形角为20°。

为了提高强度，有时也采用大齿形角（如23°、25°、28°等），使轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径增大，从而提高承载能力，但会增大轴承上的负荷。

采用小齿形角（小于20°）时，可使避免根切的最少齿数增多，加大了重合度，从而降低噪声和动载荷，但会减小轮齿的强度。

根据实践经验，如果没有特别要求，建议采用20°标准齿形角。

2.模数m的选择

在满足轮齿弯曲强度的条件下，选用较小的模数可以增大齿轮副的重合度，减小滑动率，也可以减小齿轮切削量，降低制造成本。

但随之而来的因制造和安装的质量问题会增大轮齿折断的危险性，实际使用常常选用较大模数。

模数的选择应符合GB/T1357的规定或按照经验数据，取

m=（0.015～0.02）a。

齿轮的基本齿廓应符合GB/T1356的规定。

a是齿轮传动的中心距。

3.齿数z

受齿轮根切的限制，小齿轮有最少齿数的要求。

对于尺寸一定的齿轮，齿数增加和模数减小可明显提高传动质量，故在满足轮齿弯曲强度的条件下，应尽量选用较多齿数。

4.螺旋角β

β角太小，将失去斜齿轮的优点；取大值，可增大重合度，使传动平稳性提高，但会引起很大的轴向力，一般取β=8°～15°。

人字齿轮可取大一些，例如取β=25°～40°。

对于普通圆柱齿轮传动，低速级转速低扭矩大，可采用直齿轮；中间级通常取β=8°～12°；

高速级为减小噪音，可取较大的β角，如10°～15°。

5.齿宽b

齿宽是决定齿轮承载能力的主要尺寸之一，但齿宽越大，载荷沿齿宽分布不均的现象越严重。

齿轮应给定一个最小齿宽bmin，以保证齿轮足够的刚度。

一般取bmin=6～8m。

采用行星轮系传动时，为了提高传动装置的承载能力和减小尺寸和重量，往往对称布置多个行星轮，在设计时需要解决一些特殊问题，以满足正确啮合的要求。

例如在确定行星轮系的齿数时，要考虑以下几个条件：

1.传动比条件所设计的行星轮系必须能实现给定的传动比，各种类型行星轮系的传动比与齿数的关系可从机械设计手册中查到。

2.邻接条件使相邻两个行星轮的齿顶不相互干涉，保证其齿顶之间在连心线上至少有半个模数的空隙。

3.同心条件由中心轮和行星轮组成的所有齿轮副的实际中心距必须相等。

4.装配条件在行星轮系中，几个行星轮能对称装入并保证与中心轮正确啮合应具备的齿数关系。

主要尺寸的初步确定：

齿轮增速箱的主要尺寸可按下列方法之一初步确定。

1）参照已有的工作条件相同或类似的传动，用类比方法初步确定主要尺寸。

2）根据增速箱在机舱上的安装和布置要求，例如中心距、高度及外廓尺寸要求，定出主要尺寸。

3）根据计算机程序分析计算结果确定主要尺寸。

风力发电机组增速箱的设计参数，除另有规定外，常常采用优化设计的方法，即利用计算机的分析计算，反复对比，在满足各种限制条件下求得最优设计方案。

二、效率

齿轮箱的效率可通过功率损失计算或在试验中实测得到。

功率损失主要包括齿轮啮合、轴承摩擦、润滑油飞溅和搅拌损失、风阻损失、其它机件阻尼等。

齿轮传动的效率可按下列公式计算：

η＝η1η2η3η4

式中η1——齿轮啮合摩擦损失的效率；

η2——轴承摩擦损失的效率；

η3——润滑油飞溅和搅油损失的效率；

η4——其他摩擦损失的效率。

对于行星轮系齿轮机构，计算效率时还应考虑对应于均载机构的摩檫损失。

行星齿轮轮系的效率可通用一般机械设计手册推荐的公式进行计算。

其方法主要有啮合功率法和力偏移法两种。

啮合功率法通过转化机构（定轴轮系）的机械效率来求出行星轮系的机械效率，虽然是一种近似算法，但由于方便计算和理解，故常用此法进行设计计算。

力偏移法有较高的精度，但计算繁杂，一般少用。

风力发电齿轮箱的专业标准要求齿轮箱的机械效率大于97%，是指在标准条件下应达到的指标。

对于采用滚动轴承支承且精确制造的闭式圆柱齿轮传动，每一级传动的效率可概略定为99%，一般情况下，风力发电机组齿轮箱的齿轮传动不超过三级。

值得指出的是，随着传递载荷的减小，效率会有所下降，这是因为整个齿轮箱的空载损失，即润滑油飞溅和搅动时的能量损失、轴承的摩擦以及密封等的损失，在传递功率变化时几乎是不变的。

三、噪声级

风力发电增速箱的噪声标准为85dB（A）左右。

噪声主要来自各传动件，故应采取相应降低噪声的措施：

——适当提高齿轮精度，进行齿形修缘，增加啮合重合度；

——提高轴和轴承的刚度；

——合理布置轴系和轮系传动，避免发生共振。

齿轮箱安装时采取必要的减振措施，按规范找正，充分保证机组的联接刚度，将齿轮箱的机械振动控制在GB/T8543规定的C级之内。

四、可靠性

按照假定寿命最少20年的要求，视载荷谱所列载荷分布情况进行疲劳分析，对齿轮箱整机及其零件的设计极限状态和使用极限状态进行极限强度分析、疲劳分析、稳定性和变形极限分析、动力学分析等。

分析方法除一般推荐的设计计算方法外，可采用模拟主机运行条件下进行零部件试验的方法。

可靠性分析的步骤是:

在方案设计开始时进行可靠性初步分析，而在施工设计完成后再次进行详细的可靠性分析计算，其中包括精心选取可靠性好的结构和对重要的零部件以及整机进行可靠性估算。

1.概率计算以零件的应力和强度都是正态分布为基本假设，计算出零件不破坏的概率，即可靠度R：

R＝

dt

式中R—可靠度系数

a=

、

—强度、应力的均值；

Ss、Se—强度、应力的标准离差。

利用正态分布特性表，可由σb查得R，再由R查得a。

零件强度的标准离差，可从材料强度的标准离差并考虑零件尺寸及表面各种状态而得到。

无资料可查时，可取其值为疲劳强度[σ-1]的十分之一。

2.运用威布尔分布来表达强度分布的函数，运用伯格—柏尔（G.Lundberg-A.Palmgren）理论计算出零件可靠度的一定寿命值。

3.运用齿轮箱或零件的统计数据来估算寿命值。

此方法用于方案设计。

对于齿轮箱而言，在确定设计参数时要留有扩大功率的余地，即留有技术发展的空间。

设计时应采取必要的措施，尽可能降低噪音、振动等不利因素对可靠性的影响。

例如，在对齿轮作静强度计算时，轮齿齿根和齿面的最大静应力不应大于其抵抗齿根断裂和齿面点蚀的静强度值，通常取齿根抗断裂安全系数SF≥1.4，齿面抗点蚀安全系数SH≥1.0。

而估算零件疲劳寿命的主要方法是基于疲劳损伤积累是线性的这一假设或称迈内尔（MINER）定理，方程式为：

∑=

=1

式中:

ni—规定应力下的循环数；

Ni—规定应力下，S-N曲线的横坐标。

一般情况下，齿轮的疲劳强度分析可按DIN3990或与之等效的GB/T348进行,推荐使用的安全系数为：

按实测载荷谱计算时：

轮齿表面接触疲劳强度安全系数≥1.2；

齿根弯曲疲劳强度安全系数≥1

无实测载荷谱计算时：

轮齿表面接触疲劳强度安全系数≥1.3；

弯曲强度安全系数≥1.7。

行星齿轮传动的齿轮强度计算可采用定轴齿轮传动的计算公式，因为每一种行星齿轮传动都可以分解为相互啮合的几对普通齿轮副。

但需要考虑行星齿轮传动的特点（数个行星轮）和运动特点（行星轮既有自转又有公转）。

对于最常用的NGW型（所谓NGW型是指具有内啮合齿轮副、外啮合齿轮副和公用齿轮组成的行星齿轮传动机构），其承载能力主要取决于外啮合，因而首先要计算外啮合的齿轮强度。

外啮合的中心轮，如NGW型的太阳轮，因结构所限，尺寸较小，而又必须同时与几个行星齿轮相啮合，负载重，变形大，工作条件不好，是传动中的薄弱环节，首先出现失效的可能性大，对这一点应给于足够的重视。

内啮合齿轮的接触强度理论上比外啮合高得多，但实践经验证明，在低速重载行星齿轮传动中，内齿轮的接触强度常低于计算值，所以在对内啮合齿轮进行强度计算时必须考虑这一因素。

行星轮在运转中总是双向受力，在对称循环应力作用下容易出现弯曲疲劳而造成断齿。

需要特别指出的是断齿在行星齿轮传动中破坏性极大。

当有一个轮齿先折断，碎块落在内齿轮上，行星轮经过时会使传动卡死，或使所有齿轮甚至轴和箱体全部损坏。

因此设计时提高齿轮强度和整个装置的可靠性是非常重要的。

为了使行星齿轮间载荷分配尽量均衡，通常采用均载机构来补偿不可避免的制造误差，即在机构设计上采取措施，使传动装置各构件在运转过程中，相互能够自动补偿各种误差，达到接近受载均匀的目的。

最常用的均载机构是利用基本构件浮动，亦即某些构件设计成允许作径向及偏转位移，当受载不均衡时可自动寻找平衡位置，直至各行星轮之间载荷接近均匀分配。

例如采用双齿或单齿式齿轮联轴器来保证浮动机构在受力不均匀时产生位移，基本构件中的一个或两个浮动，以实现均载。

也有采用弹性元件或杠杆联动机构实现均载的，但因结构复杂而少用。

第三节齿轮箱的主要零部件

箱体

箱体是齿轮箱的重要部件，它承受来自风轮的作用力和齿轮传动时产生的反力。

箱体必须具有足够的刚性去承受力和力矩的作用，防止变形，保证传动质量。

箱体的设计应按照风电机组动力传动的布局、加工和装配、检查以及维护等要求来进行。

应注意轴承支承和机座支承的不同方向的反力及其相对值，选取合适的支承结构和壁厚，增设必要的加强筋。

筋的位置须与引起箱体变形的作用力的方向相一致。

箱体的应力情况十分复杂且分布不匀，只有采用现代计算方法，如有限元、断裂力学等方法辅以摸拟实际工况的光弹实验，才能较为准确地计算出应力分布的状况。

利用计算机辅助设计，可以获得与实际应力十分接近的结果。

采用铸铁箱体可发挥其减振性，易于切削加工等特点，适于批量生产。

常用的材料有球墨铸铁和其他高强度铸铁。

设计铸造箱体时应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生缩孔和疏松等缺陷。

用铝合金或其他轻合金制造的箱体，可使其重量较铸铁轻20%~30%，但从另一角度考虑，轻合金铸造箱体，降低重量的效果并不显著。

这是因为轻合金铸件的弹性模量较小，为了提高刚性，设计时常须加大箱体受力部分的横截面积，在轴承座处加装钢制轴承座套，相应部位的尺寸和重量都要加大。

单件、小批生产时，常采用焊接或焊接与铸造相结合的箱体。

为减小机械加工过程和使用中的变形，防止出现裂纹，无论是铸造或是焊接箱体均应进行退火、时效处理，以消除内应力。

为了便于装配和定期检查齿轮的啮合情况，在箱体上应设有观察窗。

机座旁一般设有连体吊钩，供起吊整台齿轮箱用。

箱体支座的凸缘应具有足够的刚性，尤其是作为支承座的耳孔和摇臂支座孔的结构，其支承刚度要作仔细的校核计算。

为了减小齿轮箱传到机舱机座的振动，齿轮箱可安装在弹性减振器上。

最简单的弹性减振器是用高强度橡胶和钢垫做成的弹性支座，合理使用也能取得较好的结果。

箱盖上还应设有透气罩、油标或油位指示器。

在相应部位设有注油器和放油孔。

放油孔周围应留有足够的放油空间。

采用强制润滑和冷却的齿轮箱，在箱体的合适部位设置进出油口和相关的液压件的安装位置。

齿轮

风力发电机组运转环境非常恶劣，受力情况复杂，要求所用的材料除了要满足机械强度条件外，还应满足极端温差条件下所具有的材料特性，如抗低温冷脆性、冷热温差影响下的尺寸稳定性等等。

对齿轮和轴类零件而言，由于其传递动力的作用而要求极为严格的选材和结构设计，一般情况下不推荐采用装配式拼装结构或焊接结构，齿轮毛坯只要在锻造条件允许的范围内，都采用轮辐轮缘整体锻件的形式。

当齿轮顶圆直径在2倍轴径以下时，由于齿轮与轴之间的连接所限，常制成轴齿轮的形式。

为了提高承载能力，齿轮一般都采用优质合金钢制造。

外齿轮推荐采用20CrMnMo、15CrNi6、17Cr2Ni2A、20CrNi2MoA、17CrNiMo6、17Cr2Ni2MoA等材料。

内齿圈按其结构要求，可采用42CrMoA、34Cr2Ni2MoA等材料，也可采用与外齿轮相同的材料。

采用锻造方法制取毛坯，可获得良好的锻造组织纤维和相应的力学特征。

合理的预热处理以及中间和最终热处理工艺，保证了材料的综合机械性能达到设计要求。

齿轮精度齿轮箱内用作主传动的齿轮精度，外齿轮不低于5级GB/T10095，内齿轮不低于6级GB/T10095。

选择齿轮精度时要综合考虑传动系统的实际需要，优秀的传动质量是靠传动装置各个组成部分零件的精度和内在质量来保证的，不能片面强调提高个别件的要求，使成本大幅度提高，却达不到预定的效果。

渗碳淬火通常齿轮最终热处理的方法是渗碳淬火，齿表面硬度达到HRC60+/-2，同时规定随模数大小而变化的硬化层深度要求，具有良好的抗磨损接触强度，轮齿心部则具有相对较低的硬度和较好的韧性，能提高抗弯曲强度。

渗碳淬火后获得较理想的表面残余应力，它可以使轮齿最大拉应力区的应力减小。

因此对齿根部分通常保留热处理后的表面，在前道工序滚齿时要用齿形带触角的留磨量滚刀滚齿，从而在磨齿时不会磨去齿根部分。

磨齿时选择合适的砂轮和切削用量，辅以大流量的切削冷却液是防止出现磨齿裂纹和烧伤的重要措施。

对齿轮进行超声波探伤、磁粉探伤和涂色探伤，以及进行必要的金相检验等，都是控制齿轮内在质量的有效措施。

齿形加工为了减轻齿轮副啮合时的冲击，降低噪声，需要对齿轮的齿形齿向进行修形。

在齿轮设计计算时已根据齿轮的弯曲强度和接触强度初步确定轮齿的变形量，再结合考虑轴的弯曲、扭转变形以及轴承和箱体的刚度，绘出齿形和齿向修形曲线，并在磨齿时进行修正。

圆柱齿轮的加工路线如下：

下料——锻造毛坯——荒车——预热处理——粗车——半精加工外形尺寸——制齿加工（滚齿或插齿）——去毛刺、齿顶倒棱、齿端倒角——热处理（渗碳淬火）——精加工基准面——磨齿——检验——清洗——入库。

加工人字齿的时候，如是整体结构，半人字齿轮之间应有退刀槽；如是拼装人字轮，则分别将两半齿轮按普通齿轮加工，最后用工装准确对齿，再通过过盈配合套装在轴上。

在齿轮加工中，规定好加工工艺基准非常重要。

轴齿轮加工时，常用顶尖顶紧两轴端中心孔安装在机床上。

盘状圆柱齿轮则利用其内孔或外圆以及一个端面作为工艺基准，通过夹具或人工校准在机床上定位。

在一对齿轮副中，小齿轮的齿宽比大齿轮略大一些，这主要是为了补偿轴向尺寸变动和便于安装。

齿轮与轴的联接：

平键联结常用于具有过盈配合的齿轮或联轴节的联结。

由于键是标准件，故可根据联接的结构特点、使用要求和工作条件进行选择。

如果强度不够，可采用双键，成180°布置，在强度校核时按1.5个键计算。

花键联结通常这种联结是没有过盈的，因而被联接零件需要轴向固定。

花键联接承载能力高，对中性好，但制造成本高，需用专用刀具加工。

花键按其齿形不同，可分为矩形花键、渐开线花键和三角形花键三种。

渐开线花键联接在承受负载时齿间的径向力能起到自动定心作用，使各个齿受力比较均匀，其加工工艺与齿轮大致相同，易获得较高的精度和互换性，故在风力发电齿轮箱中应用较广。

过盈配合联接过盈配合联接能使轴和齿轮（或联轴节）具有最好的对中性，特别是在经常出现冲击载荷情况下，这种联接能可靠地工作，在风力发电齿轮箱中得到广泛的应用。

利用零件间的过盈配合形成的联接，其配合表面为圆柱面或圆锥面（锥度可取1：

30～1：

8）。

圆锥面过盈联接多用于载荷较大，需多次装拆的场合。

胀紧套联接利用轴、孔与锥形弹性套之间接触面上产生的摩擦力来传递动力，是一种无键联接方式，定心性好，装拆方便，承载能力高，能沿周向和轴向调节轴与轮毂的相对位置，且具有安全保护作用。

弹性套是在轴向压紧力的作用下，其锥面迫使被其套住的轴内环缩小，压紧被包容的轴颈，形成过盈结合面实现联结。

弹性套材料多用65、65Mn、55CR2或60Cr2等钢材。

弹性套的工作应力一般不应超过其材料的屈服极限，其强度和变形可根据圆锥面过盈联接公式计算。

内外环与轴和毂孔的配合通常取H7/h6，配合表面粗糙度为Ra0.8～Ra0.2。

联接表面的压力可按厚壁圆筒的有关公式计算。

轴

齿轮箱中的轴按其主动和被动关系可分为主动轴、从动轴和中间轴。

首级主动轴和末级从动轴的外伸部分，与风轮轮毂、中间轴或电机传动轴相联接。

为了提高可靠性和减小外形尺寸，有时将半联轴器（法兰）与轴制成一体。

输出轴和输入轴的轴径d（mm）可按下式作粗略计算：

d=A

式中A——与材料有关的系数，A=105～115，材料较好时取较小值；

P——轴传递的功率，kW；

n——轴的转速，r/min。

d按计算结果取较大值并圆整成标准直径，且以此为最小轴径设计成阶梯轴。

中间轴直径则按弯矩和扭矩的合成进行计算。

在轴的设计图完成后再进行精确的分析计算,最终完善细部结构.

由于是增速传动，较大的传动比使轴上的齿轮直径较小，因而输出轴往往采用轴齿轮的结构.为保证轴的强度和刚度，允许轴的直径略小于齿轮顶圆，此时要注意留有滚齿、磨齿的退刀间距，尽可能避免损伤轴承轴颈。

轴上各个配合部分的轴颈需要进行磨削加工。

为了减少应力集中，对轴上台肩处的过渡圆角、花键向较大轴径过渡部分，均应作必要的处理，例如抛光，以提高轴的疲劳强度。

在过盈配合处，为减少轮毂边缘的应力集中，压合处的轴径应比相邻部分轴径加大