摘要
风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组的核心部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。但由于国内风电齿轮箱的研究起步较晚，技术薄弱，特别是兆瓦级风电齿轮箱，主要依靠引进国外技术。因此，急需对兆瓦级风电齿轮箱进行自主开发研究，真正掌握风电齿轮箱设计制造技术，以实现风机国产化目标。
本文设计的是兆瓦级风力发电机组的齿轮箱，通过方案的选取，齿轮参数计算等对其配套的齿轮箱进行自主设计。
首先，确定齿轮箱的机械结构。选取一级行星派生型传动方案，通过计算，确定各级传动的齿轮参数。对行星齿轮传动进行受力分析，得出各级齿轮受力结果。依据标准进行静强度校核，结果符合安全要求。
其次，基于Pro／E参数化建模功能，运用渐开线方程及螺旋线生成理论，建立斜齿轮的三维参数化模型。
然后，对齿轮传动系统进行了齿面接触应力计算。先利用常规算法进行理论分析计算。关键词：风力发电，风机齿轮箱，结构设计，建模
Abstract
The rapid development of wind power industry lead to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry．As the core component of wind turbine，the gearbox is received much concern from related industries and research institution both at home and abroad．However, due to the domestic research of gearbox for wind turbine starts late，technology is weak，especially in the gearbox for MW wind turbine，which mainly relied on the introduction of foreign technology．Therefore，it is urgent need to carry out independent development and research on MW wind power gearbox，and truly master the design and manufacturing technology in order to achieve the goal of localization．
This paper takes the wind power。The independent design of the gearbox matching for the wind turbine has been carried out by selecting the transmission scheme and calculating the gear parameters。
Firstly, the mechanical structure of gearbox is determined．The two-stage derivation planetary transmission scheme is selected．The gear parameters of every stage transmission is calculated．，and the force analysis results is obtained．The static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard．The result shows that it is accord with safety requirements．
Secondly, the helical gear parametric model is established based on involutes curve equation and generation theory of spiral line by using the function of parametric modeling in Pro／E．
Then, the tooth surface contact stress of the gear transmission is calculated．
Key W ords：the wind power ，Gearbox for Wind Turbine；Structure Design；Parametric Modeling
目录
中文摘要..................................................................................................... .I Abstract........................................................................................................II 1 引言. (1)
1.1课题来源 (1)
1.2国内外发展现状与趋势 (2)
1.2.1风力发电国内外发展现状
1.2.2风电齿轮箱的发展趋势
1.3课题意义 (3)
1.4论文的主要内容 (3)
2齿轮箱的设计 (5)
2.1 增速齿轮箱方案设计 (5)
2.2齿轮参数确定 (7)
2.2.1行星轮系的齿轮齿 (7)
2.2.2圆柱级齿轮参数
2.3受力分析与静强度校核 (9)
2.3.1受力分析
2.3.2低速级外啮合齿面静强度计算
2.4本章小结
3传动轴和箱体的设计
3.1高速轴的设计
3.2低速轴的设计
3.3中间轴的设计
3.4箱体
4齿轮箱的密封、润滑和冷却
4.1齿轮箱的密封
4.2齿轮箱的润滑、冷却
5齿轮箱的使用及其维护
5.1安装要求
5.2定期更换润滑油
5.3齿轮箱常见故障
6基于Pro／E的斜齿轮参数化造型
6.1Pro／E参数化建模概述
6.2齿轮参数化模型建立
6.2.1设置参数与数学关系式
6.2.2构造齿廓
6.2.3生成齿轮
6.3模型装配
6.4总结
结论 (25)
致谢 (26)
参考文献 (26)
1引言
1.1课题来源
风是一种潜力很大的新能源，十八世纪初，横扫英法两国的一次狂暴大风，吹毁了四百座风力磨坊、八百座房屋、一百座教堂、四百多条帆船，并有数千人受到伤害，二十五万株大树连根拔起。仅就拔树一事而论，风在数秒钟内就发出了一千万马力(即750万千瓦；一马力等于0．75千瓦)的功率!有人估计过，地球上可用来发电的风力资源约有100亿千瓦，几乎是现在全世界水力发电量的10倍。目前全世界每年燃烧煤所获得的能量，只有风力在一年内所提供能量的三分之一。因此，国内外都很重视利用风力来发电，开发新能源。
近10年风力发电增长迅猛，200年以来，全球每年风电装机容量增长速度为20%～30%。全球风能协会发布最新一期全球风电的增长数据显示，2008年全球范围内新增风电装机容量2 705万kW，使得全球风电装机容量达到 1 . 20亿kW，较2007年增长28 . 8%。1998～2008年全球风电装机容量的增长情况。如图1所示。
我国的风电发展主要集中在2003年以后，尤其是在风电特许权的带动下，2006年我国除台湾外增加风电机组1 454台，增加装机容量133 . 7万kW，比过去20年发展累积的总量还多，仅次于美国、德国、西班牙和印度。2008年又新增风电装机容量630万kW，新增容量位列全球第2，仅次于美国。截至2008年底总装机容量达到1 215 .3万kW，同比增长106% ，总装机容量超过了印度，位列全球第4，同时跻身世界风电装机容量超千万千瓦的风电大国行列。图2反映了2000年以来我国风电装机容量的增长。
风力发电系统主要由风轮、齿轮箱、发电机、功率变换器、变压器等部分构成，其中，发电机承担将风能转换为电能的任务，是风力发电系统中的核心部件。随着风力发电整体技术的发展，风力发电机由早期的直流发电机、笼型异步发电机等演变为当前的双馈异步发电机和低速直驱永磁同步发电机等。同时，风力发电机自身技术水平的提高，又有力地促进了风力发电整体技术的进步。例如，双馈异步发电机及其控制技术的成熟，使变速恒频风力发电得以实现，成为当前风力发电系统的主流。因此，风力发电机与风力发电系统互为因果，相互促进。近年来风力发电系统的容量不断增大，特别是低速直驱永磁风力发电系统的快速发展，有力地促进了风力发电机的设计、制造、控制以及运行维护水平的提高，各种新型风力发电机不断出现。
本课题就是建立在对引进的兆瓦级风力发电增速齿轮箱结构技术消化吸收的基础上，对增速齿轮箱进行结构设计，为研发自主知识产权的风机增速齿轮箱打下基础。
1．2国内外发展现状与趋势
1．2．1风力发电国内外发展现状
风力发电的快速增长带动了风电设备制造业的发展，2007 年度全球风电设备市场总价值达到360 亿美元。目前，世界上先进的风电设备制造企业主要集中在少数几个国家，如丹麦、德国、西班牙和美国等，著名的公司有Ves tas(丹麦)、GE Wind(美国)、Gamesa(西班牙)、Enercon (德国)、Suzlon(印度)等。图3 为2007 年世界风电机组市场份额图。2007 年，丹麦的Vestas 公司占全球市场份额的22.8%，前3 位公司占有了市场份额的一半多。值得一提的是，我国的金风科技股份有限公司也占据了2007 年世界风电市场的4. 2%。
风电的快速增长同样刺激了我国风电设备制造业的发展，并迅速崛起了像金风科技股份有限公司、华锐风电科技有限公司、湖南湘电风能有限公司、浙江运达风力发电工程有限公司等风电设备制造企业。这些企业通过对国外风电技术的吸收再创新，形成了较大的生产规模。目前，国内从事风电设备制造的企业达50余家，而且配件制造企业队伍也在迅速扩大。2007 年我国新增装机容量中，内资企业产品占55. 9%，其中金风科技的份额最大，占新增总装机容量的25.1%，占内资企业产品的44. 9% ;合资企业产品占新增装机容量的1.6%; 外资企业产品占42. 5%，其中西班牙Gamesa的份额最大，占新增装机容量的39. 9% 。国际上，兆瓦级以上的风电机组已经成为主流机型。如美国:主流机型1. 5MW，丹麦: 主流机型( 2. 0~3. 0)MW。截至2006年，我国风电机组1MW 以下的机组占总装机容量的70%，1MW~ 2MW之间的风电机型只占26%，2MW以上机型占4%。根据国家发改委规划，我国未来的风电新增装机将以1. 5MW、2MW机型为主，1MW以下机型所占比重将逐渐降低。
风力发电发展的主要趋势：
( 1) 机组单机容量增大风电机组单机容量的增大有利于提高风能利用率，降低风场的占地面积，降低风电场运行维护成本，从而提高风电的市场竞争力。目前，国际上主流的风电机组已达到( 2~ 3)MW，由德国Repower 公司研制的最大的5MW 风电机组已投入运行，其旋翼区直径达到126 米。可以预见，( 3~ 5)MW的风电机组在市场中的比例将日益提高。2008 年 2 月在布鲁塞尔举行的风能会议和风能展上，有与会者甚至提出了2020 年前开发出20MW风电机组的概念。
( 2) 海上风电迅速兴起海上风能资源丰富，且受环境影响小，海上风电场将成为一个迅速发展的市场。目前丹麦、德国、英国、瑞典和荷兰等国家海上风电发展较快。欧洲风能协会(EWEA)预测，2020年，欧洲海上风电总装机容量将达到70 000MW。虽然海上风电前景广阔，但目前还有技术等方面的因素制约着它的发展。一方面，海上风电机组均为陆上风电机组改造而成，而复杂的海上自然条件使得风电机组的故障率居高不下，如世界最大的海上风电场丹麦Vestas 霍恩礁风电场，80 台海上风电机组故障率超过70%。另一方面，电网将难以承受大规模海上风电场所提供的巨大电能。因此，海上风电的大发展仍需要解决机组及上网配套设施等方面的问题。
( 3) 变速恒频技术快速推广目前市场上恒速运行的风电机组一般采用双绕组结构的异步发电机，双速运行。在高风速段，发电机运行在较高转速上;在低风速段，发电机运行在较低转速上。其优点是控制简单，可靠性高;缺点是由于转速基本恒定，而风速经常变化，因此机组经常处于风能利用系数较低的状态，风能无法得到充分利用。随着风电技术的进步，风电机组开发制造厂商开始使用变速恒频技术，并结合变桨距技术的应用开发出了变桨变速风电机组。与恒速运行的风电机组相比，变速运行的风电机组具有发电量大、对风速变化的适应性好、生产成本低、效率高等优点。因此，变速运行的风电机组也是未来发展的趋势之一。德国Enercon 公司是目前全球生产变速风电机组最多的公司。
( 4) 全功率变流技术兴起近年来，欧洲的Enercon、Winwind 等公司都开发和应用了全功率变流的并网技术，使风轮和发电机的调速范围达到了0~ 150%的额定转速，提高了风能的利用范围，改善了风场上网电能的质量。Enercon 公司还将原来对每个风电机组功率因数的分散控制加以集中，由并网变电站来统一调控，实现了电网的有源功率因素校正和谐波补偿。全功率变流技术将在今后大型风电场建设时得到推广应用。
( 5) 直驱和半直驱风电机组直驱式风电机组采用多极电机与叶轮直接连接进行驱动的方式，免去故障率较高的齿轮箱，在低风速时效率高，且具有低噪声、高寿命、运行维护成本低等优点。近年来直驱式风电机组的装机份额增长较块，但由于技术和成本等方面的原因，在未来较长时间内带增速齿轮箱的风电机组仍将在市场中占主导地位。半直驱是介于齿轮箱驱动和直接驱动之间的一种驱动方式，它采用一级齿轮箱增速，结构紧凑，具有相对较高的转速和较小的转矩。与传统的齿轮箱驱动相比，半直驱增加了系统的可靠性;而与大直径的直驱相比，半直驱通过更高效和紧凑的机舱排列减小了系统的体积和重量。
图4风机的整体结构
1．2．2风电齿轮箱的发展趋势
风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组中最重要的部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。
风机增速齿轮箱是风力发电整机的配套产品，是风力发电机组中一个重要的机械传动部件，它的重要功能是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机，使其得到相应的转速进行发电，它的研究和开发是风电技术的核心，并正向高效、高可靠性及大功率方向发展。
风力发电机组通常安装在高山、荒野、海滩、海岛等野外风口处，经常承受无规律的变相变负荷的风力作用以及强阵风的冲击，并且常年经受酷暑严寒和极端温差的作用，故对其可靠性和使用寿命都提出了比一般机械产品高得多的要求。
风电行业中发展最快，最有影响的国家主要有美国、德国等欧美发达国家，在风电行业中处于统治地位。欧美发达国家早已开发出单机容量达兆瓦级的风力发电机，并且技术相对成熟，具有比较完善的设计理论和丰富的设计经验，而且商业化程度比较高，因此在国际风力发电领域中处于明显的优势和主导地位。
国外兆瓦级风电齿轮箱是随jxL电机组的开发而发展起来的，Renk、Flender等风电齿轮箱制造公司在产品开发过程中采用三维造型设计、有限元分析、动态设计等先进技术，并通过模拟和试验测试对设计方案进行验证。此外，国外通过理论分析及试验测试对风电齿轮箱的运行性能进行了系统的研究，为风电齿轮箱的设计提供了可靠的依据。
尽管国际上齿轮箱设计技术已经比较成熟，但统计数据表明，齿轮箱出现故障仍然是故障的最主要原因，约占风机故障总数的20％左右，由于我国商业化大型风力发电产业起步较晚，技术上较欧美等风能技术发达国家存在报大差距。我国在九五期间开始走引进生产技术的路子，通过引进和吸收国外成熟的技术，成功研发出了兆瓦级以下风力发电机。
1.3课题意义
风力发电是清洁可再生能源，蕴存量巨大，具有实际开发利用价值。中国水电资源370 GW，风能资源有250 GW。广东省水电资源6.6 GW，沿海风能可开发量(H=40 m)8.41 GW。也就是说，风能与水能总量旗鼓相当。大量风能开发不可能靠某个部门或行业的财政补贴就能解决，商业化不仅是市场的要求，也是风力发电发展的自身需要。所以，风力发电商业化是必由之路，可行之路。风力发电机组中的齿轮箱是一个重要的机械部件，其主要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。通常风轮的转速很低，远达不到发电机发电所要求的转速，必须通过齿轮箱齿轮副的增速作用来实现，故也将齿轮箱称之为增速箱。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。
开发新能源是国家能源建设实施可持续发展战略的需要，是促进能源结构调整、减少
环境污染、推进技术进步的重要手段。风力发电是新能源技术中最成熟、最具规模开发条件和商业化发展前景的发电方式之一。
(1)由于我国风电产业起步较晚，缺乏基础研究积累和人才，我国在风力发电机组的研发能力上还有待提高，总体来说主要以引进国外先进技术为主。目前国内引进的技术，有的是国外淘汰的技术，有的图纸虽然先进，但受限于国内配套厂家的技术、工艺、材料等原因，导致国产化的零部件质量、性能仍有一定差距。所以，在引进国外风机技术的同时，开发自主知识产权的兆瓦级增速齿轮箱，是加速我国风电产业的一项重要任务。
(2)增速齿轮的设计和制造技术是整个风力发电机组的关键技术，关系到整个风力发电机组的命运。因此，要加强齿轮的研究，对齿轮进行结构设计，提高齿轮的啮合质量，降低噪声，保证齿轮机械效率，提高齿轮的运行可靠性。
(3)增速齿轮箱以渐开线齿轮为主，人们对标准的渐开线齿轮有了一套比较成熟的设计、强度计算和加工方法。兆瓦级增速齿轮对渐开线齿轮传动提出了新的要求，在尺寸、重量最小的情况下，可靠地传递高速、重载的运动，这就对齿轮分析的计算精度提出了很高要求，高精度齿轮分析是轮齿承载能力、振动、噪声及修形等研究的基础。因此，建立准确的分析模型，准确求解受载轮齿的载荷分布对修形规律的研究具有重要意义。
1．4论文的主要内容
论文的主要内容包括是介绍了风力发电的现状发展趋势，及现在各个国家对风力发电的重视程度。我国现在风力发电的总体情况。齿轮箱作为风机上的零件的重要作用，齿轮箱的发展。还有就是整篇论文关于齿轮箱的设计过程，及校核等等。还有CAD二维的装配图及零件图和基于PRO/E的齿轮箱的三维图的绘制，并截取了一些图片附于论文上。
设计此次的行星轮系的齿轮箱，我们拟部分采用减速器的设计方法，再结合书籍资料完成风力发电齿轮箱的设计，校核，及优化的一系列工作。
关于行星轮系的传动比，及齿轮的计算，会参照《机械原理》等一些书籍的部分内容进行，还有关于轴的校核，键等等，和齿轮箱的使用和维和等等。
主要的参数如下：
并明确规定依据IS06336进行齿轮计算，按3倍额定功率计算静强度>1.0。.外齿轮制造精度不低于6级，齿面硬度HRC58--62，外齿轮采用20CrNi2MoA。
2齿轮箱的设计
2．1 增速齿轮箱方案设计
对于兆瓦级风电齿轮箱，传动比多在100左右，一般有两种传动形式：一级行星+两级平行轴圆柱齿轮传动，两级行星+一级平行轴圆柱齿轮传动。相对于平行轴圆柱齿轮传动，行星传动的以下优点：传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，使功率分流；合理使用了内啮合；共轴线式的传动装置，使轴向尺寸大大缩小而；运动平稳、抗冲击和振动能力较强。在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点：结构形式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求高：由于体积小、散热面积小导致油温升高，故要求严格的润滑与冷却装置。这两种行星传动与平行轴传动相混合的传动形式，综合了两者的优点。
依据提供的技术数据，经过方案比较，总传动比i=98．74，采用一级行星派生型传动，即一级行星传动+两级高速轴定轴传动。为补偿不可避免的制造误差，行星传动一般采用均载机构，均衡各行星轮传递的载荷，提高齿轮的承载能力、啮合平稳性和可靠性，同时可降低对齿轮的精度要求，从而降低制造成本。
对于具有三个行星轮的传动，常用的均载机构为基本构件浮动。由于太阳轮重量轻，惯性小，作为均载浮动件时浮动灵敏，结构简单，被广泛应用于中低速工况下的浮动均载，尤其是具有三个行星轮时，效果最为显著。设计齿轮箱的转动比为1：98.74，由于减速比较大，按照此转动比，齿轮箱的结构形式可设计为：一级行星传动+两级平行轴定轴传动。
图5采用的结构
行星齿轮传动由于有多对齿轮同时参与啮合承受载荷，要实现这一目标行星轮系各齿
轮齿数必须要满足一定的几何条件。
(1)保证两太阳轮和系杆转轴的轴线重合，即满足同心条件3212Z Z Z =+ 。
(2)保证3个均布的行星轮相互间不发生干涉，即满足邻接条件。'2212180sin )(a h Z K
Z Z +>+
(3)设计行星轮时，为使各基本构件所受径向力平衡，各行星轮在圆周上应均匀分布或对称分布。为使相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证它们齿顶之间在连接线上有一定问隙。 保证在采用多个行星轮时，各行星轮能够均匀地分布在两太阳轮之间，即满足安装条件 c K Z Z =+/)(31 c 为整数，装配行星轮时，为使各基本构件所受径向力平衡，各行星轮在圆周上应均匀分布或对称分布。
(4)保证轮系能够实现给定的传动比H i 1，即满足传动比条件。当内齿圈不动时有1/113-=H i Z Z
以上各式中： 1Z ——中心太阳轮齿数；
2Z ——行星轮齿数；
3Z ——内齿圈齿数；
K ——行星轮个数； ha *——齿顶高系数。
2．2齿轮参数确定
2.2.1行星轮系的齿轮参数
根据行星轮系的传动所需要满足的条件。
两级定轴的传动比2.16i =定，则一级行星传动2.6i 1=，角标1表示低速级输入端， 2.1/21==b b d d B ，每个行星轮的传递的功率P=1660.33KW ，工作寿命为20年。
参数计算：
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数： 1）选择直齿圆柱齿轮。
2）齿轮精度等级为5级精度。
3）材料选择为20CrMnMo,热处理应为淬火。
4）初选小齿轮齿数为12=22=36Z Z ，所以.67，取37。
2/2=di d ??，
9.1/2
2112
122=n H v n H v Z K K Z K K ββ
∴A=1w n di ?2c K 1v K 2βH K 21n Z w12Z /2w n 2d ?1c K 2v K 1βH K 22n Z 2
2Z w =3.8
E = A
2
B =5.472
查得 1i =5.5
2.按齿面接触强度设计
1t d ≥
1)确定公式内各计算数值
2)计算
圆周速度V=2.037m/s
计算齿宽b 及模数m 。b=394.12. m=22.39. h=50.376 计算载荷系数A V H H k k k k k αβ==11.38537 据实际的载荷系数，分度圆的直径得：d1=264.75mm
2.根据经验选取螺旋角7.5=β°压力角5.22=n α° ∴ 675.22t =α° (1)配齿计算
取3=w n 1i a Z /1w n = C ，
适当调整1i =5.08696 5.08696×a Z / 3 = 39, ∴a Z =23 , b Z = c w n -a Z =94
C Z =0.5×(b Z -a
Z )=35.5
采用不等角变位，取C Z =35， 则 j=C
a Z Z +C
b
Z - Z =1.01724
查图可得适用的预计啮合角23°≤'
tac α≤26° 20°≤'
tcb α≤24°
预选'
tac α=24．5° (2)按接触强度初算a-c 传动的中心距与模数 c
w K n i T η1
1
a
/T =
=
M
N ?=???
5970613
98.008696.5/23
.1811759549
太阳轮和行星轮材料选用r 020C 6i N M 渗碳淬火，齿面硬度HRC58-62，选取a H MP 1550lim =σ 齿宽系数85.0==a
b a ?， 齿数比522.1==
a
c z z u
∴08
.405)1(4763
2lim
=+≥H a
a
u KT u a σ
? 模数c a z z a +=βcos 2m n
=13.82， 取n m =14
未变位时 β
cos /)(2
1
c a n z z m a +=
=409.5
按预取啮合角'
tac α=24.5°可得a —c 传动中心距变动系数 β
cos /)1cos cos (
)(2
1'-?+=tac
t c a n
a
a z z y
=0.40952 则中心距
a ’=a+n y n m
=415.23 a 取a ’=416
计算a-c 传动的实际中心距变动系数Y 和啮合角'
t α
4643
.0'y =-=n m a
a
90828.0cos '
cosa
't
==t a a a ∴'
tac α=24.73°
(3)计算a —c 传动的变位系数(4)计算a ．C 传动的变位系数
n
t
t
b a a inva
inva
z z tan 2)
('-+=X ∑
=0.4712
β
3
v cos z ∑
∑=
z =59.52
查图校核，∑X 在5p 与6p 线之间，为综合性能较好区，可用。 查图分配变位系数艺a X =0．22，c X =O ．2512 (4)计算c-b 传动的中心距变动系数及啮合角'
tac α c-b 传动未变位时的中心距 βcos /)(2
1c b n cb z z m a -= =416.5658 0404.0'
-=-=n m a
a y
923955
.0c o s '
c o s '
==t t c b a a αα ∴t a '=22.49°
(5)计算c-b 传动的变位系数
n
t
tcb
c
b
a inva inva z z tan 2)
('--=X ∑
=-0.04558
2056
.0=X +X =X ∑c b
(6)重合度计算
))tan (tan )tan (tan (21'
'2'
1t at t at a a z ααααπ
ε-+-=
=1.4336
n
m b πβ
εβsin =
=1.0506 其中528.0arccos 1==a a a
b
at d d α
5317.0arccos
2==c a
c b at
d d
α
∴4842.2=+=β
εεεa
行星轮系的参数为
s p r m ==27=45=117
Z Z 模数20，齿数Z ，，
分度圆直径s p r d =540m m d =900m m d =2340m m ，，，
齿宽12=445m m =435m m B B ， 内齿轮R 精度等级为6级。
2.2.2圆柱级齿轮参数
1.高速轴上的齿轮的设计
输入功率=1562.857P K W ，小齿轮转速为1399.013r/min,传动比i=3.9183,工作寿命20年。
（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：
1）选择斜齿圆柱齿轮。
2）齿轮精度等级为5级精度。
3）材料选择为20CrMnMo,热处理应为淬火。 4）初选小齿轮齿数为76=25=98Z Z ，大齿轮。 5）初选螺旋角=14β°。 （2）按齿面接触强度设计
1t d ≥
1)确定公式内各计算数值 2)计算
圆周速度V=16.47m/s
计算齿宽b 及模数m 。b=179.872. m=8.73. h=19.64
计算纵向重合度B ε=1.586
计算载荷系数A V H H k k k k k αβ==1.433
据实际的载荷系数，分度圆的直径得：d1=264.75mm 2.中间轴上的齿轮设计
输入功率2p =1594.589KW ，小齿轮的转速为357.046r/min 。传动比i=4.5224,传递的转矩1T =74.26510?N.mm ，使用寿命为20年。 （1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿轮
1）选择斜齿圆柱齿轮。
2）齿轮精度等级为5级精度。
3）材料选择为20CrMnMo,热处理应为淬火。 4）初选小齿轮齿数为54=23=104Z Z ，大齿轮。 5）初选螺旋角=10β° （2）按齿面接触强度设计
1t d ≥
1)确定公式内各计算数值 2)计算
圆周速度V=6.432m/s
计算齿宽b 及模数m 。b=275.22. m=14.73. h=33.145 计算纵向重合度B ε=1.0317
计算载荷系数A V H H k k k k k αβ==1.4121
据实际的载荷系数，分度圆的直径得：d1=407.628mm 高速轴上的一对齿轮系参数为：
76761210,14,26,102,d 268.12,1051.88,a 660,225,215
n m Z Z d B B β=========
中心距
中间轴上的一对齿轮的参数为：
54541216,10,25,113,d 406.16,1835.84,a 1121,335,325n m Z Z d B B β=========
中心距
2．3受力分析与静强度校核
2．3．1受力分析
行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、行星架、轴及轴承等。为进行齿轮的强度计算，需要对行星轮以及太阳轮进行受力分析。当行星轮数目为3。假定各套行星轮载荷均匀，只需分析其中任一套行星轮与中心轮的组合即可。通常略去摩擦力和重力的影响，各构件在输入转矩的作用下平衡，构件间的作用力等于反作用力。
图6行星齿轮受力分析
行星架输入功率为1T ，太阳轮输出功率为a T
，增速传动比为i ，太阳轮节圆直径为dl ，根据斜齿圆柱齿轮传动受力分析公式，齿轮所受切向力、径向力、轴向力分别为：
2211/2000/2000d T d T F t == βαcos /tan n t r F F ?=
β
tan ?=t a F F
式中：n α—法面压力角；
β—分度圆螺旋角。
得到各个齿轮的受力结果如表2所示。
表
2
2．3．2低速级外啮合齿面静强度计算
依据要求，按3倍额定功率计算静强度。(因其余啮合齿轮副的计算步骤、结论与此相似，在此，仅以低速级外啮合为例。) ①载荷 ：d
T F cal
max
2000=
式中：cal F ——计算切向载荷，N ；
d ——轮齿分度圆直径，mm ； max
T ——最大转矩，N ·m
②修正载荷系数
因已按最大载荷计算，取使用系数A K =l 。 ③计算安全系数：Hst W NT H H Z Z S σσlim =
式中：Hst σ——静强度最大齿面应力，2
/mm N α
ββ
εσK K K u
u d F Z Z Z Z H V b
cal E H Hst 11+= ∴1041.1>=H S ，符合要求。
2．4本章小结
依据技术指标，综合行星传动与平行轴传动的有点，选取两级行星派生型传动，采用
太阳轮浮动的均载机构，计算确定了齿轮箱各级传动的参数。对行星传动进行受力分析，得出各级传动齿轮的受力结果。依据标准，进行静强度校核，结果符合安全要求。
3传动轴和箱体的设计
3.1高速轴的设计
(1)最小轴直径的设计d =（A=105~115）
功率P=1562.857KW n=1399.013r/m ，A 取110。
所以d=114.12mm 。又根据发电机的功率选择， 所以d=120mm （2）结构设如下
3.2低速轴的设计
最小轴直径的设计0d A =β取 所以d=308.14mm 所以外径d=320mm ，内径d1=160mm 。
3.3中间轴的设计
（1）最小轴直径的设计d
=
功率P=1594.589KW 。 所以d=181.15mm 。又根据调心滚子轴承选择， 所以d=200mm （2）结构设如下：
3.4箱体
箱体是齿轮箱的重要零件，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力发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。应注意轴承支撑和机座支撑的不同方向的反力及其相对值，选取合适的支撑结构和壁厚，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均，只有采用现代计算方法，如有限元、断裂力学等辅以模拟实际工况的光弹实验，才能较为准确的计算出应力分布情况。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震性，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%，但从另一个角度考虑，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，设计时常需加大箱体的受力部分的横截面积，在轴承座处加装钢制轴承套，相应部分的尺寸和重量都要加大。目前除了较小的风力发电机尚用铝合金箱体外，大型风力发电机应用轻铝合金铸件箱体已不多见。单件小批量生产时，常采用焊接或焊接与铸造相结合的箱体。为减少机械加工过程中和使用中的变形，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。