CN101852187A - 风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，在双支承风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置的输出轴时，尤其提高输出轴的与驱动源侧相反的一侧的支承能力。作为风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置(G1)，输出轴(32)由自动调心滚子轴承(70)及滚子轴承(72)的一对轴承被双支承。该一对轴承(70、72)中与驱动源侧相反的一侧的轴承(72)的滚子(滚动体)(73)由进行自转但不进行公转的多个滚子构成，并且在啮合窗(74D)侧不配置滚子(73)。

Description

风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置

技术领域

本申请主张基于2009年3月30日申请的日本专利申请第2009-81711号的优先权。其申请的全部内容通过参照援用在本说明书中。

本发明涉及风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置。

背景技术

在专利文献1公开有在风力发电系统的发电单元(吊舱)等旋转驱动中使用的“带输出小齿轮的减速装置”。该带输出小齿轮的减速装置配套具备：对电动马达的旋转进行减速的减速机构；与该减速机构的输出部件连结或成为一体化的输出轴；设置在该输出轴上的输出小齿轮。带输出小齿轮的减速装置安装在发电单元侧，而输出小齿轮与被固定在风力发电系统的支柱侧的旋转内齿轮相啮合。由此，旋转驱动(偏航驱动)该发电单元，并能够将风车叶片始终朝向风的方向而使风力有效地作用于翼。

用于风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置所处理的转矩极其大，并且是“风力”的自然对象的装置，所以有时受到与通常发电时所处理的转矩相比非常大的反作用力。因此，构成有如施以与负载控制在预料到的一定程度的范围内的通常的机械不同的大的安全率的设计。兼顾这样的理由，风力发电系统中的偏航控制装置为2MW级别并且旋转齿轮的直径甚至成为2400mm左右(2000mm～3000mm)的“巨大的装置”。

专利文献1：日本特开2005-61519号公报(图1等)

风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置的输出轴即使在受到因疾风等引起的无法预料到的巨大负载的情况下，也能够良好地保持输出小齿轮和旋转齿轮之间的齿轮接触，从该观点来看，当然也优选被外壳双支承。另一方面，由于是装配在高塔的最上部，所以理所当然地对紧凑化的要求非常强烈，并且也需要避免与旋转齿轮的干涉，所以支承输出轴的外壳的空间成为限定的空间。因此，尤其难以高负载容量且高强度地支承输出轴的与驱动源侧相反的一侧。

发明内容

本发明是为解决这种以往的问题而完成的，其课题在于，在双支承风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置的输出轴时，尤其能提高输出轴的与驱动源侧相反的一侧的支承能力。

本发明通过设为以下结构而解决上述课题，即，作为具备对驱动源的旋转进行减速的减速机构、与该减速机构的输出部件连结或成为一体化的输出轴、被设在该输出轴并能够与风力发电系统的齿轮相啮合的输出小齿轮的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，上述输出轴由驱动源侧及与驱动源侧相反的一侧的一对轴承被双支承，该一对轴承的双方被容纳于在外周的一部分具有用于使上述输出小齿轮与上述齿轮相啮合的啮合窗的输出侧外壳，该一对轴承中与驱动源侧相反的一侧的轴承的滚动体由进行自转但不进行公转的多个滚子构成，并且在上述啮合窗侧不配置滚子。

根据本发明，减速装置的输出轴由驱动源侧及与驱动源侧相反的一侧的一对轴承被双支承。该一对轴承双方都被容纳于具有用于使输出小齿轮与旋转齿轮等的齿轮相啮合的啮合窗的输出侧外壳。

在此，为了使输出小齿轮不与输出侧外壳进行干涉而与上述齿轮相啮合，该输出侧外壳的啮合窗侧的外周必须比输出小齿轮的齿底圆更靠半径方向内侧。因此，如果将通常的轴承进行一般组装，则难以充分确保啮合窗侧的厚壁，而这将成为在采用双支承输出轴的结构中形成与驱动源侧相反的一侧的轴承时的实际上的大障碍。

在本发明中，首先将支承输出轴的一对轴承中与驱动源侧相反的一侧的轴承的滚动体由进行自转但不进行公转的多个滚子构成。由此结构，与驱动源侧相反的一侧的轴承的各滚动体的各自的圆周方向的位置被确定，结果位于啮合窗侧的滚动体也被确定。在此基础上，在本发明中，在该啮合窗侧不配置滚动体。

采用此结构的原因如下。即，施加给位于啮合窗侧的滚动体的负载中，(由于输出小齿轮和旋转内齿轮在该啮合窗部分相啮合)向输出小齿轮的节圆的切线方向施加的成分占大部分，而向半径方向施加的成分几乎没有。而且，即使通过风力从旋转内齿轮侧施加反作用力时，只有方向成为相反，而向输出小齿轮的节圆的切线方向所施加的成分仍然占大部分。由此，即使省略该部分滚子的配置，从强度方面或者旋转平滑性的观点方面来看也不会发生特别的问题。

另一方面，若在啮合窗侧不配置滚子，则即使加大滚动体整体的节圆而提高负载容量，也能够防止输出侧外壳的齿轮侧(旋转齿轮等的齿轮侧)成为薄壁而该部分的强度降低。结果，能够使滚子轴承整体的强度增大。因此，能够进一步增大作为与驱动源侧相反的一侧的轴承整体的负载容量，作为风力的自然对象的发电系统的驱动装置，能够进一步更高地确保安全率。若主张相反的见解，则如果相同的负载容量便可以的话，就能够使与驱动源侧相反的一侧的轴承进一步变得紧凑化，因此能够实现必须设在距地面非常高的位置的发电单元整体的轻量化。

而且，由于输出小齿轮除了啮合部以外整体几乎被输出侧外壳覆盖，因此能够保护输出小齿轮的齿部。

发明效果

根据本发明，在双支承风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置时，尤其能够提高输出轴的与驱动源侧相反的一侧的支承能力。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式的一例所涉及的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置的剖面图。

图2是沿图1的向视II-II线的剖面图。

图3是沿图1的向视III-III线的剖面图。

图4是表示本发明的其他实施方式的一例所涉及的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置的剖面图。

图5是表示本发明的另一其他实施方式的一例所涉及的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置的剖面图。

图6是表示本发明的另一其他实施方式的一例所涉及的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置的剖面图。

图7是组装有上述实施方式所涉及的动力传递装置的风力发电系统的简要正视图。

图8是组装有上述实施方式所涉及的动力传递装置的风力发电系统的侧视图。

图9是表示该风力发电系统的发电单元的简要的立体图

图中：10-风力发电系统、12-发电单元、14-偏航驱动用的驱动装置、16-俯仰驱动用的驱动装置、18-头锥、20-风车叶片、24-输出小齿轮、28-旋转内齿轮、32-输出轴、34-减速机构、40-输入侧减速机构、42-输出侧减速机构、44-输出侧减速机构的输入轴、70-自动调心滚子轴承(驱动源侧轴承)、72-滚子轴承(与驱动源侧相反的一侧轴承)、74-输出侧外壳、74A-罩部、74D-啮合窗、74D1-开口、74E-保持孔、76-轴承壳体、79-内圈、d1-输出小齿轮的外径、d2-轴承壳体的外径、G1～G4-带输出小齿轮的减速装置、L1-啮合窗的开口的轴向尺寸、Mo-电动马达

具体实施方式

以下，对本发明的实施方式的一例所涉及的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置进行详细说明。

图7是该风力发电系统10的简要正视图，图8是该风力发电系统10的侧视图。

该风力发电系统10在圆筒支柱11的最上部具备发电单元(吊舱)12。图9是表示发电单元12的简要的立体图。在发电单元12组装有偏航(Yaw)驱动用的驱动装置14和俯仰(Pitch)驱动用的驱动装置16。偏航驱动用的驱动装置14用于控制发电单元12整体的旋转角、另一方面，俯仰驱动用的驱动装置16用于控制被安装在头锥18的3片风车叶片20的俯仰角。

在本实施方式中，由于在偏航驱动用的驱动装置14中应用了本发明，所以在此，对偏航驱动用的驱动装置14进行说明。偏航驱动用的驱动装置14具备电动马达(驱动源)Mo、带输出小齿轮24的减速装置G1及与该输出小齿轮24相啮合的旋转内齿轮(风力发电系统的齿轮)28。减速装置G1在图9的例子中描绘有4个，分别被固定在发电单元12的本体侧。另一方面，4个减速装置G1的各输出小齿轮所啮合的旋转内齿轮28被固定在圆筒支柱11侧而构成未图示的偏航轴承的内圈。偏航轴承的外圈被固定在发电单元12的本体侧。由此结构，通过电动马达Mo使减速装置G1的输出小齿轮24进行旋转，从而能够通过该输出小齿轮24和旋转内齿轮28之间的啮合使发电单元12整体以圆筒支柱11的轴心35(图9)为中心进行旋转。结果，能够将头锥18朝向所希望的方向(例如迎风面方向)从而能够有效地接收风压。

接着，利用图1～图3对带输出小齿轮24的减速装置G1进行详细说明。

参照图1，该减速装置G1具备对电动马达Mo的旋转进行减速的减速机构34、与该减速机构34的输出凸缘(输出部件)36成为一体化的输出轴32、被设在该输出轴32并能够与上述旋转内齿轮28(在图1中，省略图示)相啮合的输出小齿轮24。

减速机构34串联连结内啮合行星齿轮机构的输入侧减速机构40及输出侧减速机构42。这是因为，该减速装置G1在功能上需要1/1000～1/2000的极其高的减速比。

马达Mo的马达轴41兼各输入侧减速机构40的输入轴，并通过输出侧减速机构42进一步减速通过输入侧减速机构40减速的马达轴41的旋转。输入侧减速机构40与输出侧减速机构42虽然由于所处理的转矩不同而大小不同，但由于在机构学上具有大致相同的(公知的)结构，所以在此作为代表对输出侧减速机构42进行说明，而对输入侧减速机构40省略重复说明。

输出侧减速机构42具备：与输入侧减速机构40的输出轴一体(兼用)的输入轴44、被设在该输入轴44的2个偏心体46、48、通过该偏心体46、48偏心摆动的2片外齿轮50、52、该外齿轮50、52所内啮合的内齿轮54。外齿轮50、52的偏心相位正好偏移180度。即，2个外齿轮50、52保持向相互背离的方向偏心的状态的同时摆动旋转。内齿轮54兼作输出侧减速机构42的部分外壳56。内齿轮54的内齿分别由圆筒形的外销58构成。内齿轮54的内齿的数(外销58的个数)比外齿轮50、52的外齿个数仅多1个。内销60通过内辊62间隙嵌合在外齿轮50、52。内销60与(输出侧减速机构42的)输出凸缘(输出部件)36成为一体，进而通过该输出凸缘36与减速装置G1的上述输出轴32成为一体。另外，内销60从与电动马达侧相反的一侧被压入到输出凸缘(输出部件)36。在内销60设有凸缘60A，从而实现内销60本身的定位及向电动马达Mo侧的脱落防止。而且，在内销60的电动马达侧嵌入有形成与内销60的圆周方向位置对应的贯穿孔61A(仅是内销60的个数)的内销支承环61。这是为了通过捆束多个内销60的电动马达侧而实现作用于内销60的负载的分散、减轻化。

由于在本实施方式中内齿轮54与外壳56成为一体化，所以若输出侧减速机构42的输入轴44旋转1圈则外齿轮50、52摆动1次，从而与内齿轮54的啮合位置仅偏移1齿的量(仅是与齿数差对应的量)。结果，外齿轮50、52相对于该内齿轮54仅相对旋转相当于该齿数差的角度(向与输入轴44的旋转相反的方向自转)。外齿轮50、52相对于该内齿轮54的相对旋转(自转)通过内销60从输出凸缘36输出，进而向与该输出凸缘36成为一体化的输出轴32输出。

输出小齿轮24通过花键部65被连结、固定在输出轴32，成为该输出小齿轮24与已说明的旋转内齿轮28(图9)相啮合的结构。

在此，参照图1～图3对输出轴32的支承结构(组装结构)进行详细说明。图2是沿图1的向视II-II线的剖面图、图3是沿图1的向视III-III线的剖面图。

上述输出轴32由马达侧(驱动源侧)的自动调心滚子轴承70及与马达侧相反的一侧(与驱动源侧相反的一侧)的滚子轴承72的一对轴承被双支承。自动调心滚子轴承70及滚子轴承72的双方(包括输出轴32的与驱动源侧相反的一侧的罩部74A)均被容纳在由单一的部件一体成型的输出侧外壳74。

该一对轴承70、72中电动机侧的自动调心滚子轴承70通过与输出侧外壳74另外的且具有大于输出小齿轮24的外径d1的外径d2的轴承壳体76被支承在输出侧外壳74。

输出侧外壳74在轴向马达侧具有比输出小齿轮24的外径d1大且能够插通上述轴承壳体76而形成的开口74C。并且，如图2所示，输出侧外壳74在其外周的一部分具有用于使输出小齿轮24与上述的旋转内齿轮28相啮合的啮合窗74D。啮合窗74D的开口74D1的与轴成直角的宽度尺寸(开口宽度尺寸)L1小于输出小齿轮24的外径d1。另外，图1、图2的标记75为将带输出小齿轮的减速装置G1固定在发电单元(吊舱)12时所使用的螺栓孔。

在输出轴32的轴向的与轴承壳体76的内周76A对应的部分配置有与该输出轴32一体旋转的套筒82。并且，在该轴承壳体76的内周76A和该(作为与输出轴32一体旋转的部件的)套筒82之间配置有密封减速机构34(输入侧减速机构40和输出侧减速机构42)的油封84。在该实施方式中，油封84被配置在作为驱动源侧轴承的自动调心滚子轴承70的轴向与驱动源侧相反的一侧，自动调心滚子轴承70由减速机构34侧的润滑剂进行润滑。即，减速机构34及自动调心滚子轴承70一侧与输出小齿轮24及滚子轴承72一侧被该油封84遮断。

设成这种结构的理由如下。由于风力发电系统10的旋转内齿轮28的直径非常大(通常为φ2000mm～φ3000mm)，所以该旋转内齿轮28的润滑由(并不是以向封闭的空间封装油的“封闭型”，而是在开放的空间中使用油脂的)所谓“开放型”进行。因此，处于该油脂因混入灰尘而容易被污染的状况。而且，由于旋转内齿轮28的旋转最大也只是2rpm左右非常低速，所以根本不能期待油脂从旋转内齿轮28侧进入到自动调心滚子轴承70侧而补充该自动调心滚子轴承70内的油脂的作用，即使进入也反而污染自动调心滚子轴承70内的油脂，所以不优选。相反就自动调心滚子轴承70侧而言，为了防止微振磨损，优质的油脂润滑是不可缺少的。因此，一方面为了(不会向旋转内齿轮28侧泄漏地)保持自动调心滚子轴承70内的优质的油脂，另一方面为了不使被污染的旋转内齿轮28侧的油脂上升，将油封84配置在自动调心滚子轴承70的下侧(与驱动源侧相反的一侧)。通过该油封84的存在能够防止(被污染的)油脂或杂质等从输出小齿轮24侧进入到减速机构34内。对于油封84的组装方法在后面进行说明。

在输出侧外壳74上凸部74B朝向半径方向内侧而形成。另一方面，在轴承壳体76凸缘部76B朝向半径方向外侧而形成。该凸缘部76B和输出侧外壳74的凸部74B能够在轴向相互抵接，通过该凸缘部76B和凸部74B的抵接，轴承壳体76相对于输出侧外壳74在轴向进行定位。

轴承壳体76相对于输出侧外壳74通过在轴向固定该凸缘部76B和凸部74B的固定螺栓86被固定。

另外，在该实施方式中，输出轴32与输出凸缘(凸缘形状的输出部件)36成为一体成型。因此，用于插通在利用该固定螺栓86对凸缘部76B与凸部74B进行固定即轴承壳体76相对于输出侧外壳74进行固定时用于拧紧该固定螺栓86的工具的贯穿孔(省略图示)与内销60平行地形成在输出凸缘36。考虑安装的容易性，优选该贯穿孔与全部固定螺栓86的位置对应并在输出凸缘36仅形成固定螺栓86的个数。但是，该贯穿孔未必一定要对应于全部固定螺栓86而形成与该固定螺栓86的个数(也可以是1个)，例如，也可以使之对应于隔一个的固定螺栓86而仅形成一半的贯穿孔。这样，若以预定间隔形成相当于固定螺栓86个数的“约数”的个数，则不会使轴承壳体76的固定作业性过大下降，并且能够将由贯穿孔的形成而引起的输出凸缘36的强度的下降抑制在最小限度。

在此，对作为与驱动源侧相反的一侧的轴承的滚子轴承72的结构进行详细说明。

在该实施方式中，作为与驱动源侧相反的一侧的轴承的滚子轴承72(不通过轴承壳体76而)直接被支承在输出侧外壳74。

滚子轴承72的滚动体由进行自转但不进行公转的多个“滚子”73构成。另外，在此所说的“不进行公转”包括在周向具有若干的游动的情况。总而言之，是指滚子73不朝向与旋转内齿轮28对置的一侧(啮合位置)移动。

然而，如后述，在该减速装置G1中，采用将输出轴(输出小齿轮24整体)从旋转内齿轮28的上侧组装而使该输出小齿轮24与旋转内齿轮28相啮合的安装手法。在此，尤其为了使旋转内齿轮28和输出侧外壳74互不干涉而使该旋转内齿轮28和输出小齿轮24啮合，该输出侧外壳74的啮合窗74D侧的外周74F必须成为比输出小齿轮24的齿底圆24A更靠半径方向内侧(在图1中为左侧)。因此，如果将通常的轴承进行一般组装，则非常难以充分地确保啮合窗74D侧的厚壁T1，这将成为采用双支承输出轴32的结构时的大的障碍。

因此，在本实施方式中，如图3所示，在啮合窗74D侧不配置滚子(73)(在本实施方式中，未配置的只有2个滚子(73))。这是因为，考虑施加在输出小齿轮24的负载的矢量，省略该部分的滚子(73)而谋求紧凑化的同时，作为整体构成负载容量大的、高强度的轴承。

即，施加于位于啮合窗74D侧的滚子(73)的负载中，(由于输出小齿轮24和旋转内齿轮28在该啮合窗74D的部分相啮合，所以)向输出小齿轮24的节圆的切线方向施加的成分占大部分，而向半径方向施加的成分几乎没有。而且，即使因风力而从旋转内齿轮28侧施加反作用力时，只有方向成为相反，而向输出小齿轮24的节圆的切线方向施加的成分仍然占大部分。由此，即使省略该部分滚子(73)的配置，在强度方面或者旋转平滑性的观点方面也不发生特别的问题。另一方面，若在啮合窗74D侧不配置滚子(73)，则即使加大滚子73的节圆而提高负载容量的情况下，也能够防止输出侧外壳74的旋转内齿轮28侧成为薄壁而使该部分的强度下降。结果，与在全周配置滚子的结构相比，作为整体能够构成负载容量大的高强度的轴承。

滚子轴承72的外圈由上述输出侧外壳74构成。即，输出侧外壳74兼用作滚子轴承72的外圈。在输出侧外壳74一体形成有用于保持滚子73的保持孔74E。这是因为，通过这样将滚子73的保持孔74E直接形成在输出侧外壳74本身，能够尽量将输出侧外壳74的半径方向的厚度确保得更厚。另外，也可以将输出侧外壳74的内周例如由外接于滚子73的简单的圆形成，对于滚子73的保持，利用另外的保持器等(省略图示)。

并且，在本实施方式中，输出侧外壳74成为兼用作滚子轴承72的外圈的结构，但也可以构成为，由独立于输出侧外壳74的部件(例如用图3的虚线表示的部分的部件77)构成滚子轴承72的外圈，并且，该外圈(77)的圆周方向啮合窗侧的部分成为(省略滚子的量)厚壁。而且，在该实施方式中，考虑安装的容易性而滚子轴承72具备独立的内圈79，但未必一定需要滚子轴承(与驱动源侧相反的一侧的轴承)72的内圈79。另外，图1的标记88是套圈、标记90是密封滚子72的润滑剂的油封。

该带输出小齿轮的减速装置G1由于具有如以上的结构，所以能够通过双支承输出轴32而实现装置整体的紧凑化，并且设成能够覆盖、保护输出小齿轮24大部分的结构的同时能够简易地进行其安装。

另外，为了组装输出轴32，首先将自动调心滚子轴承70从输出轴32的与输出凸缘侧相反的一侧向输出轴32进行烧嵌。其次，与该自动调心滚子轴承70并排向输出轴32烧嵌套筒82。其后，冷却(由于烧嵌而成为高温的)自动调心滚子轴承70及套筒82，并且加热轴承壳体76，将该轴承壳体76向自动调心滚子轴承70的外圈70A的外周进行压入或烧嵌。并且在进行了烧嵌的情况下，冷却轴承壳体76之后，在轴承壳体76的内周76A与套筒82之间装配油封84。由此顺序，能够将耐热性弱的油封84以轴承壳体76及套筒82的双方已被冷却的状态进行装配。

装配油封84之后，输出小齿轮24被烧嵌于花键部65进而套圈88被烧嵌于输出轴32。以此结束以输出轴32为中心的子装配。

另一方面，在形成于输出侧外壳74的底部的保持孔74E(图3)中直接组装滚子轴承72的滚子73。如该例子，在具有内圈79的情况下，内圈79也进行组装。而且，在输出侧外壳74的底部加入润滑剂，将油封90预先组装在输出侧外壳74的底部。

以此状态，使上述(成为子装配状态的)输出轴32从上部(从驱动源侧)落入到滚子轴承72的内圈79的内侧而进行组装。在该实施方式中，轴承壳体76的外径大于输出小齿轮24的外径，输出侧外壳74具有(形成为大于输出小齿轮24的外径的)开口74C，以便可插通该轴承壳体76。因此，能够以子装配有轴承壳体76的状态，使输出轴32落入到输出侧外壳74。

若使输出轴32向输出侧外壳74落入，则形成于轴承壳体76的凸缘部76B和形成于输出侧外壳74的凸部74B在轴向抵接。因此，通过此抵接，轴承壳体76相对于上述输出侧外壳74在轴向进行定位。在定位的状态下经由形成于输出凸缘36的(未图示)上述贯穿孔插入工具，通过拧紧固定螺栓86而将轴承壳体76固定在输出侧外壳74。另外，当形成在输出凸缘36上的贯穿孔未形成在与全部固定螺栓86对应的位置时，可以使输出凸缘36一边稍微进行旋转一边依次固定固定螺栓86。

这样，在该实施方式中，能够将以输出轴32为中心的所有部件或者预先安装在输出侧外壳74内，或者在子装配状态下安装在输出轴32的周围，所以不需要用于安装的大规模设备。而且，由于输出轴32为被输出侧外壳74双支承的结构，所以紧凑的同时能够极高地维持支承刚性，并能够提供也可承受由强风引起的反作用力的刚性。而且，输出侧外壳74包括该输出轴32的与驱动源侧相反的一侧的罩部74A并由单一的部件成为一体化，所以能以最小限的厚度确保坚固的刚性。

另外在该实施方式中，(例如，没有必要从啮合窗74D侧、即从与轴垂直的方向组装输出小齿轮24，所以)将啮合窗74D的开口74D1的宽度尺寸L1设为小于输出小齿轮24的外径d1，设成为了与旋转内齿轮28的啮合所需要的最低限度的大小。结果，能够尽可能提高输出侧外壳74的强度，并且能够在尽可能广的范围内覆盖并保护输出小齿轮24。而且，将滚子轴承72的滚动体由进行自转但不进行公转的多个滚子73构成，另外，在上述啮合窗74D侧不配置滚子73，所以即使在加大滚子73的节圆而提高负载容量的情况下，也能防止输出侧外壳74的旋转内齿轮28侧变为薄壁而降低该部分的强度。而且根据设计，能够将滚子更多地配置与加大节圆相当的量，例如即使省略“2个”啮合窗74D侧的滚子，作为滚子的整体个数，有时能够使之仅减少“1个”即可。并且，也可以构成为，代替加大节圆(或加大节圆的同时)而加大滚子73本身的直径，或者使输出侧外壳74的厚壁形成得更厚。哪种情况下与仅在全周配置滚子的结构相比，都能作为整体进一步增大负载容量，以高强度的方式支承输出轴32，通过输出侧外壳74的啮合窗74D形成得较小，能够实现的进一步刚性强化。

接着，对本发明的其他实施方式进行说明。

在上述的实施方式中，输出小齿轮24通过花键部65被连结、固定在输出轴32，但也可以从一开始一体成型。此时，例如，如图4所示的带输出小齿轮的减速装置G2，能够将减速机构134的输出凸缘136与输出轴132另外地构成，并通过花键部192连结该输出凸缘136和输出轴132。自动调心滚子轴承170、轴承壳体176、套筒182及油封184(在将自动调心滚子轴承170嵌入于壳体176之后)从输出小齿轮124的马达侧被组装在输出轴132。此结构在安装时，为了使油封184不因热而受损坏，可能需要考虑将一部分烧嵌改为压入等，但能够获得如下优点，即不用在输出凸缘136上形成用于插通固定螺栓186的拧紧用工具的贯穿孔即可。而且，由于输出凸缘(输出部件)136与输出轴132另外地设成，所以能够将输出侧减速机构142的内销160以压入或者烧嵌组装在该输出凸缘136，从而也能够进一步简化输出侧减速机构142的结构。其他的结构与前面的实施方式相同，所以在图中对相同或具有相同功能的部分附加后两位数字相同的标记而省略重复说明。

在图5表示其他的实施方式的例子。

在该图5的实施方式中，对于输入侧减速机构240与前面的实施方式相同，但输出侧减速机构242的结构成为所谓分配式内啮合行星齿轮减速机构。即，该输出侧减速机构242主要包括：与输入侧减速机构240的输出轴(输出侧减速机构的输入轴)244相连结的3个(仅图示1个)正齿轮293、通过该3个正齿轮293分别进行旋转的3根(仅表示1个)偏心体轴294、被组装在各自的偏心体轴294并相对于偏心体轴294以同相位偏心的偏心体246、248、啮合在各偏心体246、248的外齿轮250、252、该外齿轮250、252所内啮合的内齿轮254。

在该输出侧减速机构242中，外齿轮250、252(不是如上述实施方式那样通过被配置在中央的偏心体摆动旋转而是)通过以同相位被组装在3根偏心体轴294的偏心体246、248同时的相同旋转速度旋转来摆动旋转。内齿轮254与外壳256成为一体化而被固定，外齿轮250、252与内齿轮254之间的相对旋转作为以3根偏心体轴294的轴心O为中心的公转成分从输出凸缘(输出部件)236而被输出。输出凸缘236通过花键部292在圆周方向与输出轴232成为一体，并且通过紧固板297及紧固螺栓298在轴向与输出轴232成为一体化。在该例子中，与图4的实施方式同样地，输出小齿轮224与输出轴232一体地形成。因此，自动调心滚子轴承270、轴承壳体276、套筒282及油封284从输出小齿轮224的马达侧被组装在输出轴232。

其他的结构与已说明的实施方式基本相同，所以在图中对相同或具有相同功能的部分附加后两位数字相同的标记而省略重复说明。

这样本发明的减速机构的结构没有特别限定。例如，也能够应用于具有如图6所示的减速机构的带输出小齿轮的减速装置G3。

该带输出小齿轮的减速装置G3将电动马达Mo的旋转用合计4级的简单行星齿轮减速机构340～343进行减速，并通过花键部392将最终级的输出部件336的旋转传递到输出轴332。对于以输出轴332为中心的子装配的结构及输出轴332的组装方法，虽然在形状等的若干差异及油封384的个数等有所不同，但基本上与之前的实施方式相同。因此在图中对相同或具有相同功能的部位附加后两位数字相同的标记而省略重复说明。

另外，在上述实施方式中，作为风力发电系统的齿轮，例示有具有“内齿”的旋转内齿轮，但本发明也能够应用于该齿轮具有“外齿”、输出小齿轮外接于该齿轮的方式的动力传递装置。而且，在上述实施方式中，输出侧外壳被构成为一体物，但在本发明中，输出侧外壳未必一定是一体物。并且，在上述实施方式中，也示有将本发明应用于风力发电系统的偏航驱动用的动力传递装置的例子，但本发明的应用不限于风力发电系统的偏航驱动用的动力传递装置，例如也能够应用在风力发电系统的风车叶片的俯仰驱动用的动力传递装置。

工业实用性

本发明能够作为风力发电系统的变更风车叶片的角度的俯仰驱动用的带输出小齿轮的减速装置，或者作为使用于使发电单元例如朝向此时的最佳回收方向的偏航驱动用的带输出小齿轮的减速装置而适当应用。

Claims (7)

1.一种风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，具备对驱动源的旋转进行减速的减速机构、与该减速机构的输出部件连结或成为一体化的输出轴、被设在该输出轴并能够与风力发电系统的齿轮相啮合的输出小齿轮，其特征在于，

上述输出轴由驱动源侧及与驱动源侧相反的一侧的一对轴承双支承，

该一对轴承的双方被容纳于在外周的一部分具有用于使上述输出小齿轮与上述齿轮相啮合的啮合窗的输出侧外壳，

该一对轴承中与驱动源侧相反的一侧的轴承的滚动体由进行自转但不进行公转的多个滚子构成，并且，

在上述啮合窗侧不配置滚子。

2.如权利要求1所述的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，其特征在于，

上述啮合窗的开口的与轴成直角方向的宽度尺寸小于上述输出小齿轮的外径。

3.如权利要求1或2所述的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，其特征在于，

上述输出侧外壳包括上述输出轴的与驱动源侧相反的一侧的罩部并由单一部件一体成型。

4.如权利要求1～3中的任一项所述的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，其特征在于，

上述与驱动源侧相反的一侧的轴承的外圈由上述输出侧外壳构成。

5.如权利要求4所述的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，其特征在于，

用于保持上述滚子的保持孔一体形成在上述输出侧外壳上。

6.如权利要求1～3中的任一项所述的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，其特征在于，

上述与驱动源侧相反的一侧的轴承的外圈由独立于上述输出侧外壳的部件构成，并且该外圈的圆周方向啮合窗侧的部分成为与上述滚子被省略的量相当的厚壁。

7.如权利要求1～6中的任一项所述的风力发电系统的带输出小齿轮的减速装置，其特征在于，

上述与驱动源侧相反的一侧的轴承具备内圈。

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