風電齒輪箱平行齒輪傳動優化設計

1.概述
    對于兩級行星一級平行軸結構的風電齒輪箱，當傳遞功率級別相同而接口尺寸發生變化時，考慮到行星輪的匹配較為復雜等因素，通常的辦法就是改變平行軸齒輪傳動參數從而設計出符合用戶要求的齒輪箱結構。但在相應的中心距和傳動比，傳動功率等都已經確定的情況下，需要綜合考慮多方面的因素，才能設計出傳動質量和承載能力符合要求的齒輪副。
    本文以南機公司生產的某兆瓦級風電齒輪箱的三級平行軸齒輪傳動為實例，介紹其設計優化過程。該齒輪副接口要求，中心距615mm，小齒輪轉速1733.7r/m，功率1682.5kW，傳動比5.72土0.05。
2.齒輪傳動的優化設計
    2.1標準齒輪設計
    根據中心矩及傳動比要求，先按標準齒輪設計，初步確定齒數，模數，齒寬等參數，通過計算確定其齒輪副基本幾何參數如表1所示：
    計算其傳動質量性能指標，并根據S06336計算其齒面接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度，如表2所示：
    通過校核可知該齒輪副彎曲和接觸疲勞強度均較低，不能達到風電齒輪相關標準IEC61400或GL規定的要求。因此必須對其進行優化設計。

　　2.2變位齒輪設計
　　為了提高齒輪齒根強度，首先將壓力角增加到25度，同時在考慮不增加太大軸向力的情況下，將螺旋角增加到8.5度以增加軸向重合度從而提高齒面接觸疲勞強度。在壓力角和螺旋角調整后，重新計算其總的變位量為：-0.4242，然后對變位系
數進行選擇分配。
　　由于齒輪變位系數的選擇時要受加工不根切、不頂切，齒頂不過薄，保證重合度及不產生過度曲線干涉等限制，所以對變位系數分配的優化就一直是齒輪傳動行業研究的熱點內容。在目前公開文章中，都是利用齒輪變位系數的相關限制條件，提出優化目標，并進行計算得出，其過程均較為復雜。齒輪設計手冊里變位系數的分配一般是通過查圖表得來，在有些文獻和標準中變位系數的分配可以用解析法表示，在此我們重點考慮齒輪滑動系數的影響。

　　齒輪傳動時，由于兩齒輪齒廓嚙合點的線速度不同，兩齒廓之間必將產生相對滑動。從而產生摩擦，使兩齒廓受到磨損。又由于兩齒廓在不同嚙合點時兩齒廓的相對滑動速度不同，所以齒廓上各部分受到的磨損程度也不一樣。設Dsl和Ds2為兩嚙合齒廓在點K附近于同一時間Dt內分別走過的兩小段小弧，由于相對滑動，所以Dsl和Ds2并不相等，其差成為滑動弧。顯然滑動弧愈大說明齒廓的相對滑動速度愈大，對齒廓相對磨損程度也愈嚴重。單滑動弧并不能完全說明兩齒廓上任一點的磨損程度，因為滑動弧對兩齒廓來說都相同，但在同一時間內，兩齒廓所走過的弧長Dsl和Ds2并不相等，走過較長弧的齒廓磨損程度輕于走過較短弧齒廓的磨損程度，所以滑動弧與齒廓所走過弧長的比值 (Dsl-Ds2) /Dsl和(Ds2-Dsl) IM的極限值才反應出兩齒廓在該點K處的磨損程度。此比值的極限值我們稱為齒廓在該點的滑動系數。
　　所以對于滑動系數的應用，我們一要選擇合適的參數盡量使兩齒廓的滑動系數相近，二是要利用齒輪微觀修形等手段盡量降低實際運行中的滑動系數，使其盡量小于1。
　　經過反復計算和調整，綜合考慮大小齒輪彎曲強度，最后我們確定齒輪參數如表3所示：
　　此時齒輪傳動質量指標和安全系數如表4所示：
　　由上表4可知，通過齒輪變位等一系列優化，其重合度增大，滑動系數減小，傳動質量提高，其接觸和彎曲疲勞安全系數得到大幅提高，達到了GL規定的接觸疲勞安全系數大于1.2,彎曲疲勞安全系數大于1.5的要求。