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1、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 42 齿轮箱设计 52.1齿轮箱设计的基本要求 52.2齿轮箱设计的计算项目 52.3齿轮箱主要零部件设计 62.3.1 齿轮 62.3.1.1齿轮计算 62.3.1.2齿轮的修形 72.3.1.3齿轮材料及热处理 72.3.1.4齿轮的精度 72.3.1.5齿面粗糙度 72.3.1.6齿轮的变位系数 82.3.2 轴承 82.3.2.1轴承选型 82.3.2.2轴承静承载能力 102.3.2.3轴承寿命计算 112.3.2.4轴承的最大接触应力 122.3.3 润滑、冷却和加热系统 122.3.3

2、.1散热器 122.3.3.2加热器 142.3.3.3过滤装置 142.3.4轴 142.3.5箱体、行星架和扭力臂 142.3.6轴封 152.3.7 润滑油 152.3.7.1润滑油选型 152.3.7.2润滑油容量 152.3.7.3润滑油测试 152.3.7.4润滑油清洁度 163 国内外主要供应商分析 163.1齿轮箱设计 163.2 制造技术 163.3 试验测试技术 174 齿轮箱样机试验 174.1 样机试验规范 184.1.1 试验前的准备工作 184.1.2 空载试验 184.1.3 加载试验 184.1.4 强化试验 204.1.5 故障处理 214.1.6 拆检 22

3、5 包装与运输 226 油漆及防腐保护 236.1 油漆 236.2防腐保护 237 安装 248 维护及运行 249 参考文献目录 251. 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

4、，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Pmech1350kW传动比i1:53.1 0.5%1:50.2 0.5%倾角4输出转速nop700-1300 r/min最大过速度nmax1650 r/min额定输入转矩Min610 kNm额定输出转矩Mout1120

5、0 Nm最大刹车转矩Mb18000 Nm最大连接滑动转矩MCR29000 Nm工作温度tambi-30* .+40C *重启温度 不低于0C生存温度-40 +40C标重W10500 kg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nlifetime20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

6、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

7、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DIN 3990，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（

8、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DIN ISO 281，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ASME NB3216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=KAKV

9、KHaKH1）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KH齿向载荷分布系数KH用以考虑齿轮沿接触线产生载荷分布不均匀现象的影响，KH极大地影响齿轮的寿命。齿向载荷分布受弹性变形、制造精

10、度、热形变的影响。根据AGMA6006及GL规范，齿向载荷分布系数KH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KH，AGMA标准规定齿向载荷分布系数K-H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

11、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

12、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/AGMA 2101-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/AGMA 2101-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42Cr

13、MoA。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

14、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

15、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

16、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

17、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/W33 C=1500+C3236 C=1530双列满装圆柱滚子轴承NNCF5040 C3行星架输入端轴承单列满装圆柱滚子轴承NCF18/560V C=1020单列满装圆柱滚子轴承NCF 18/600行星架输出端轴承单列满装圆柱滚子轴承NCF18/500V C=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NCF2964CV C=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230

18、60CC/W33 C=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/W33 C=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/W33 C=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NU2326ECMA C=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+QJ328C32.3.2.2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

19、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/T 6391-2003等效采用ISO281：1990，标准提供了轴承基本额定寿

20、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

21、时，按GB/T 6391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300004000080000100000100000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

22、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/MPa1300165016501450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。

23、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16检修阀14轴承温度传感器27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40C的水温设计，排出水温不得超过50C。散热器的设计必须保证，油槽的温度不得超过70C，

24、不同轴承之间的温差不得超过15C，轴承外圈的温度不得超过90C。当油槽油温高于65C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85C持续10分钟，或轴承外圈温度超过105C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12C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20C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

25、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

26、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

27、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 MOBIL SHC XMP 320和BP A320，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BP 1710。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+20Qty-推荐的润滑油量，单位升P

28、t-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

29、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、Hansen Trasmission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600800KW，并开始了兆瓦以上风电

30、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