CN102454545A - 使用于风力发电设备的减速装置及风力发电设备的偏航驱动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种使用于风力发电设备的减速装置及风力发电设备的偏航驱动装置，其即使在施加过大的风力负载等情况下，也能够以低成本防止减速装置破损或故障，并且防止短舱或风车叶片任风摆布以失控状态摇晃的现象。本发明的使用于风力发电设备的减速装置(G1～G4)，该减速装置的结构为：小齿轮(24)设置于输出轴(84)，该小齿轮(24)与设置于风力发电设备侧的齿轮啮合。其中，在作为该减速装置(G1～G4)驱动源的马达(22)与该减速装置(G1～G4)的输出轴(84)之间，配置有通过牵引传动进行动力传递的简单行星辊减速机构即牵引减速机构(32)。

Description

使用于风力发电设备的减速装置及风力发电设备的偏航驱动装置

技术领域

本申请主张基于2010年10月27日申请的日本专利申请第2010-241259号的优先权。其申请的全部内容通过参照援用于本说明书中。

本发明涉及一种使用于风力发电设备的减速装置及风力发电设备的偏航驱动装置。

背景技术

专利文献1中公开有使用于风力发电设备的减速装置。对风力发电设备进行控制，有相对于风对短舱(发电室)水平面内的方向(旋转)进行控制的偏航控制或者相对于风对风车叶片的方向(倾斜)进行控制的桨距控制等，均可以通过由马达驱动的减速装置实现。

风力发电设备未必能够始终设置于可以确保稳定的风的地方，尤其是近几年，不得不设置于受到复杂地形部的狂风袭击的地方或偶尔刮起如台风或飓风那样的疾风的地方的例子也日益增加。若这种强风施加于风力发电设备，则各减速装置呈从输出侧受到巨大负载的状态，呈现本来的输出轴变为输入轴的增速装置的动态，导致减速装置内的各部件或马达等以过快的转速强制性地旋转的现象发生。

该专利文献1中，公开有防止驱动系统的过载的技术，该技术在从减速装置的输出侧输入设定值以上的风力负载时，能够使滑动联接器动作并截断驱动系统的动力传递。

专利文献1：US2007-0098549A1(权利要求1，段落[0015])

若传递至驱动系统的风力负载在预先设定的阈值以上，则上述专利文献1中的滑动联接器会截断减速装置内的动力传递的本身。因此，实际问题中，例如在施加较强的风力负载的情况下，对抗该风力负载而进行偏航控制时(向有短舱的方向固定或维持时)，若施加更加过大的风力负载而减速装置内的动力传递被截断，则存在驱动系统呈游离状态之类的问题。即，存在因截断动力传递，无法保证一直进行的短舱的方向的维持，产生短舱任风摆布以失控状态激烈摇摆的现象之类的问题。

该情况在用于桨距控制的减速装置中，也与“该减速装置的动力传递因过载而被截断时，发生风车叶片任风摆布以失控状态激烈摇晃的现象”这一点相同。

另外，由于滑动联接器与担负驱动系统的本来的动力传递的部件分开设置，因此，还存在风力发电设备整体的组件件数按照附设滑动联接器的量来增加，从而成本增大之类的问题。

发明内容

本发明是为解决这种以往的问题而完成的，其课题在于提供一种使用于风力发电设备的减速装置及风力发电设备的偏航驱动装置，其即使在施加过大的风力负载等情况下，也能够以低成本防止减速装置破损或发生故障，并且能够防止产生短舱或风车叶片任风摆布以失控状态而摇晃的现象。

本发明是通过设为如下结构来解决上述课题的，一种使用于风力发电设备的减速装置，该减速装置的结构为，小齿轮设置于输出轴，该小齿轮与设置于风力发电设备侧的齿轮啮合，其中，在作为该减速装置的驱动源的马达与该减速装置的输出轴之间，配置有通过牵引传动进行动力传递的牵引减速机构。

本发明中，使通过牵引传动进行动力传递的牵引减速机构装配在使用于风力发电设备的减速装置的驱动系统内。配置牵引减速机构的位置只要在作为该减速装置的驱动源的马达与该减速装置的输出轴之间，就无特别限制，例如可以作为减速装置的初级减速机构配置，或者可以作为第2级以后的减速机构配置，甚至还可以直接连结于马达轴上配置。另外，本发明所涉及的减速装置只要具备有通过牵引传动进行动力传递的牵引减速机构，就可以未必一定呈安装作为驱动源的马达的状态。

通过牵引传动进行动力传递的牵引减速机构具有如下特性，即若输入某阈值以上的转矩，则在辊等滚动部件处产生巨大滑动而不会传递其以上的转矩。因此，因暴风等从减速装置的输出侧输入过大的风力负载时，能够通过该牵引减速机构的滚动部件滑动来避免其所有能量传递至马达侧。其结果，可以防止减速装置的各部件因过度旋转而破损或故障。

另外，与所谓的通过摩擦传动(基于摩擦力的驱动)进行动力传递的摩擦减速机构不同，牵引减速机构有即使在产生巨大滑动之后，传递转矩也不会急剧降低而能够继续传递某些程度的转矩的特性。因此，牵引减速机构即使在发挥上述保护功能(滑动功能)之后，也能够继续传递预定的转矩，因此能够使短舱或风车叶片等被驱动体产生(相对于风的)适当的反作用力。即，能够有效地防止短舱或风车叶片任风摆布以失控状态摇动的问题。

此外，本发明所涉及的牵引减速机构，通常作为在减速装置的输出侧一边减速一边传递来自马达的动力的减速装置本来的驱动系统的一部分发挥作用。换而言之，本发明中，无需为实现减速装置的保护功能而另外设置附设装备，因此成本低。

发明效果

根据本发明，即使在施加过大的风力负载等情况下，也能够以低成本防止减速装置破损或发生故障，并且能够防止产生短舱或风车叶片任风摆布以失控状态摇晃的现象。

附图说明

图1是本发明的实施方式的一例所涉及的使用于风力发电设备的减速装置的整体截面图。

图2是应用上述减速装置的风力发电设备的主视图。

图3是表示上述风力发电设备的短舱上组装有上述减速装置的样子的立体图。

图4是表示上述风力发电设备的偏航驱动装置的结构的主要部分截面图。

图5是沿着图1的箭头V-V线的截面图。

图6是沿着图1的箭头VI-VI线的截面图。

图7是用于对简单行星辊减速机构滑出的转矩进行说明的说明图。

图8是本发明的其他实施方式的一例所涉及的使用于风力发电设备的减速装置的整体截面图。

图9是本发明的另一其他实施方式的一例所涉及的使用于风力发电设备的减速装置的整体截面图。

图10是沿着图9的箭头X-X线的截面图。

图中：10-风力发电设备，11-圆筒支柱，12-短舱(发电室)，14-偏航驱动装置，16-桨距驱动装置，18-头锥，20-风车叶片，22-马达，24-输出小齿轮，30-蜗杆减速机构，32-简单行星辊减速机构(牵引减速机构)，34-摆动内啮合行星减速机构，P1-完全密闭空间。

具体实施方式

以下，对本发明的实施方式的一例所涉及的使用于风力发电设备的减速装置进行详细说明。首先，从该风力发电设备的概要进行说明。

参照图2及图3，该风力发电设备10在圆筒支柱11的最上部具备短舱(发电室)12。短舱12上组装有偏航(Yaw)驱动装置14和桨距(Pitch)驱动装置16。偏航驱动装置14为用于控制短舱12整体相对于圆筒支柱11的回转角的装置，桨距驱动装置16为用于控制安装于头锥18的3片风车叶片20的螺距角的装置。

该实施方式中，由于在偏航驱动装置14中应用了本发明，因此在此对偏航驱动装置14进行说明。

该偏航驱动装置14具备4个分别带有马达22及输出小齿轮24的减速装置G1～G4、及1个与各个输出小齿轮24啮合的回转内齿轮28。各减速装置G1～G4分别被固定于短舱12的主体侧的预定位置。一并参照图4，各减速装置G1～G4的各个输出小齿轮24所啮合的回转内齿轮28被固定于圆筒支柱11侧，构成偏航轴承30的内圈。偏航轴承30的外圈30A被固定于短舱12的主体12A侧。另外，图4的符号25为用于固定偏航驱动装置14的回转内齿轮28的制动机构，即用于防止短舱12相对于来自外部的风力负载而旋转的制动机构。

根据该结构，若通过各减速装置G1～G4的马达22使各输出小齿轮24同时旋转，则该输出小齿轮24一边与回转内齿轮28啮合一边相对回转内齿轮28的中心36(参照图3)公转。其结果，能够使短舱12整体绕被固定于圆筒支柱11的回转内齿轮28的中心36回转。由此，能够使短舱12的头锥18朝向所希望的方向(例如迎风的方向)，并能够有效地承受风压。

由于所述减速装置G1～G4均具有相同的结构，因此在此对减速装置G1的结构进行说明。

参照图1，减速装置G1在动力传递路径上依次具备有：作为驱动源的马达22；作为初级减速机构的蜗杆减速机构30；配置于其后级的简单行星辊减速机构(牵引减速机构)32；及作为末级减速机构的摆动内啮合行星减速机构34。

另外，在权利要求书及本说明书中“前级”“后级”或者“初级”“末级”等相对于动力的流向是具有相当于上游、下游的含义而使用的用语，只要没有特别的注释，就以在通常的驱动状态下从马达流出驱动力的方向为基准。因此，当动力因暴风而从输出小齿轮的一侧向马达侧逆流时，上游、下游的关系就会倒过来。

马达22的马达轴22A连结于蜗杆减速机构30的未图示的蜗杆。蜗杆和蜗轮36相互啮合，由此对马达轴22A的旋转进行减速并且将动力的旋转方向变更为直角。该实施方式中蜗杆减速机构30的减速比为40左右(将输入的旋转减速至1/40左右)。这是因为，蜗杆减速机构30的自锁性能根据蜗杆的超前角和(蜗杆和蜗轮36的)接触部的摩擦系数决定，但是如本实施方式的圆筒蜗杆的情况下，只要减速比为20以上，优选为30以上，更优选为40以上就能够实现后述的所希望的自锁性能(不因为来自输出侧的负载而进行旋转的功能)。该实施方式中，由于通过利用蜗杆减速机构30的自锁功能来提供相对于来自输出小齿轮24侧的外力的反作用力，因此马达22上并没有设置制动机构，谋求降低相应量的成本。另外，该实施方式中，蜗杆减速机构30的输出轴(组装有蜗轮36的轴)36w兼作后级的简单行星辊减速机构32的输入轴32i。

如图5所示，简单行星辊减速机构32具备通过键38组装于输入轴32i的恒星辊40、4个外接于该恒星辊40且支承于轮架42的行星辊44、及各行星辊44所内接的环辊46。该实施方式中，采用在环辊46以与外壳48A成为一体化(固定)的状态下从恒星辊40输入蜗杆减速机构30的输出、且将支承行星辊44的轮架42的公转作为减速输出取出的结构。

该简单行星辊减速机构32的各辊40、44、46之间的动力传递通过“牵引传动(Traction Drive)”进行。根据牵引传动的动力传递是指：在封入油的空间内相互较强地按压具有平滑的表面的一对滚动体且将所述油以高压封入到通过该按压所形成的弹性变形接触部，且以对该称为EHL油膜(弹性流体润滑油膜(Elasto-hydrodynamic Lubrication))的被封入油膜施加微小的相对滑动时产生的油的剪切应力来传导动力。

为满足该动作条件，简单行星辊减速机构32容纳于由牵引油填满的完全密闭空间P1内。环辊46与外壳48A成为一体化而形成为厚壁，通过该环辊46相对于行星辊44及恒星辊40向半径方向内侧施加较强的预压。

下面对简单行星辊减速机构32的牵引传动进行更详细的说明。

简单行星辊减速机构32的轮架42与摆动内啮合行星减速机构34的输入轴72成为一体化。

一并参照图6，摆动内啮合行星减速机构34具备有该输入轴72、设置于输入轴72的2个偏心体74、通过该偏心体74偏心摆动的2片外齿轮76、及该外齿轮76所内啮合的内齿轮78。2片外齿轮76其偏心相位正好偏离180度，沿相互分离的方向一边保证偏心的状态一边摆动地旋转。内齿轮78与外壳48B成为一体化。内齿轮78的内齿分别由圆柱形的外销78A构成。内齿轮78的内齿数(外销78A的数量)稍多于外齿轮76的外齿数(该例子中仅多1)。外齿轮76上留有间隙地嵌合有内销80。内销80与输出法兰82成为一体化，该输出法兰82与减速装置G1的输出轴84成为一体化。

该实施方式中，由于内齿轮78与外壳48B成为一体化，因此若摆动内啮合行星减速机构34的输入轴72旋转，则外齿轮76通过偏心体74摆动，该外齿轮76对内齿轮78的相对旋转(自转)可以通过内销80及输出法兰82从输出轴84取出。输出轴84通过滚子轴承86和具有专用内外圈88A、88B的自动调心滚子轴承88被双支承，该滚子轴承86由与内齿轮78的外销78A同轴且旋转自如地支承于外壳48B并且具有稍大于该外销78A的外径的滚子构成(不具有专用内外圈)。该输出轴84上通过花键90固定或连结有上述输出小齿轮24，该输出小齿轮24与已说明的回转内齿轮28(图3、图4)啮合。

在此，对所述简单行星辊减速机构32的牵引传动关系的结构进行进一步详细说明。

简单行星辊减速机构32的由牵引传动所产生的动力传递可以得到如下基本特性，即

(1)通常情况下，作为对来自驱动系统的一部分的马达22的旋转进行减速的减速机构发挥作用，并且当从回转内齿轮28侧输入过大的风力负载时，产生滑动而截断预定转矩以上的传递，

除此以外，还有如下优点，即

(2)由于即使各辊40、44、46发生滑动，也仍然能够维持与开始滑动时的转矩大致相同的转矩传递，因此不会无法控制短舱12或风车叶片20；

(3)即使风力负载的能量的一部分因滑动而转换为热，也能够通过封入于完全密闭空间P1内的牵引油进行适当的冷却；

(4)由于在封入于完全密闭空间P1内的牵引油中动作，因此即使在暴风雨等恶劣条件下也稳定动作，不必设置需要电源的传感器或控制电路，且作用的再现性较高。

本实施方式中，能够掌握将上述(1)～(4)的优点最大限地利用于风力发电设备10的偏航驱动装置14的过载时的控制，但是尤其从获得上述优点(2)～(4)的观点来看，类似的被称为“摩擦传动”的传动方式不采用该优点。“摩擦传动”是指通过在干式气氛下摩擦平滑的滚动体时的摩擦来传导旋转的所谓的摩擦驱动方式。其理由是，虽然“摩擦传动”具有与所述(1)相同的基本效果，但是，会有如下情况，即

(2F)如果因过大输入而在滚动体上产生一次滑动，则传递转矩急剧下降，会产生几乎无法控制短舱12或风车叶片20的状态；

(3F)当因滑动而所吸收的风力负载的能量的一部分转换为热时，很难发散或扩散所产生的热(减速机构周围变为极其高温)；

(4F)在如输入巨大的风力负载的暴风雨等恶劣条件下，考虑到雨水或灰尘等进入摩擦辊之间，很难维持稳定的(意图的)特性。

在此，参照图7，对从输出小齿轮24侧施加风力负载(外在转矩)时，简单行星辊减速机构32滑出的阈值(简单行星辊减速机构32开始滑动的转矩)TD的设定进行说明。

另外，如果根据严密的看法，由于牵引传动所涉及的简单行星辊减速机构32即使在通常的来自马达的动力传递时，也产生“若干滑动”，因此在此显然可知该通常的来自马达的动力传递时所产生的“若干滑动”与所述“阈值TD所涉及的滑动”的关系。在通常的动力传递时，简单行星辊减速机构32正因为存在该“若干滑动”，才会在油中产生剪切应力，且能够传递辊之间的动力。该“通常的动力传递时的若干滑动”依赖于此时的转速而变化，但是最多也为2％～3％左右。相对于此，在此所说的“阈值TD所涉及的滑动”是指，通过施加制动(该实施方式中蜗杆减速机构30的基于自锁的制动)，在“简单行星辊减速机构32的各辊(恒星辊40、行星辊44、环辊46)静止时”，通过从输出小齿轮24侧外加的转矩，开始在各辊40、44、46之间(通常为行星辊44与环辊46之间)开始产生滑动时的“滑动”。

该实施方式中，以明确性较高的“自动调心滚子轴承88及滚子轴承86的负载容量”为指标规定该阈值TD。即，设为

●自动调心滚子轴承88的基本额定静荷载(JIS B1519)……CoA

●滚子轴承86的基本额定静荷载(JIS B1519)……CoB

●从自动调心滚子轴承88的轴向中心至输出小齿轮24的轴向中心的距离……L1

●从自动调心滚子轴承88的轴向中心至滚子轴承86的轴向中心的距离……L2

●作用于输出小齿轮24的荷载……Fp

●自动调心滚子轴承88的反作用力……RA

●滚子轴承86的反作用力……RB

●输出小齿轮24的节圆直径……Dp

●简单行星辊减速机构32的后级的摆动内啮合行星减速机构34的减速比……Zp

该Zp为减速比的分母(若例如减速比为1/50，则为50)

●回转内齿轮28的啮合压力角……α

●有关荷载的安全率(负荷因数)……SF，则成立如下关系式。

RA＝Fp+RB＝(1+L1/L2)Fp……(1)

RB＝(L1/L2)Fp)    ……(2)

为了避免减速装置G1破损(具体而言，避免在此所述的自动调心滚子轴承88及滚子轴承86破损)，需要即使在产生静态的峰值转矩的情况下(直至减速装置G1的寿命为止期间，静态地作用一次也不损坏的最大转矩)，根据式(1)、式(2)的自动调心滚子轴承88的反作用力RA、滚子轴承86的反作用力RB也确保恒定的安全率SF的同时，不超过自动调心滚子轴承88的基本额定静荷载CoA、滚子轴承86的基本额定静荷载CoB。因此，

RA＜CoA，并且RB＜CoB……(3)必须成立。一般，由于自动调心滚子轴承88的成本更高，因此实际上，

RA＜CoA……(4)

成为用于避免减速装置G1破损的限制条件。

在此，就风力发电设备10的减速装置G1而言，偏航驱动装置14、桨距驱动装置16从整体平衡来看，L2/L1均为1.5～3(本实施方式中为2.5左右)。

由此，式(1)能够替换成

RA＝(1+1/3)Fp～(1+1/1.5)Fp

  ＝(1.33～1.67)Fp    ……(5)，

若在此应用(4)式，则可以导入

(1.33～1.67)Fp＜CoA    ……(6)。由此，

Fp＜CoA/(1.33～1.67)……(7)

Fp＜(0.6～0.75)CoA……(7’)

成为作用于输出小齿轮24的最大峰值荷载Fp的目标。

这时，从图7(B)的关系来看，峰值荷载Fp的作为实效量的输出小齿轮的峰值转矩Pt利用回转内齿轮的啮合压力角α，成为

Pt＝Fp·cosα·Dp/2……(8)。

若根据式(7’)对式(8)进行变形，则成为

Pt＝(cosα/2)Fp·Dp

  ＝(cosα/2)·(0.6～0.75)CoA·Dp

  ＝(0.3～0.375)·cosα·CoA·Dp……(9)，

因此，将式(9)的值除以后级的摆动内啮合行星减速机构34的减速比Zp及安全率(负荷因数)SF的值成为简单行星辊减速机构32必须缓慢滑出的极限转矩TDp。另外，对安全率SF会在后面提到。

TDp＝(0.3～0.375)·cosα·CoA·Dp/(SF·Zp)……(10)

由于该值与减速装置G1的峰值转矩相对，因此若将减速装置G1的额定转矩一般考虑为峰值转矩的1/2左右等，则

TDn＝(0.15～0.1875)·cosα·CoA·Dp/(SF·Zp)……(11)左右会成为妥当的下限，从(10)式和(11)式来看，最终，下式(12)成为简单行星辊减速机构32应滑出的转矩(阈值)TD的适当的设计范围。若简单行星辊减速机构32的滑出比其过早，则有可能在来自马达22的通常的转矩传递上产生障碍，若比其过慢则在减速装置G1的耐久性方面不优选。

TD≒(0.15～0.375)·cosα·CoA·Dp/(SF·Zp)……(12)

在此，在式(12)中反映出安全率(负荷因数)SF。如本实施方式的减速装置G1，连结有马达和减速机(齿轮头)的齿轮马达时，安全率(负荷因数)SF能够定义为以系数表示齿轮头相对于马达容量所具有的强度上的富余。例如，安全率SF＝2.0表示齿轮头容量有马达容量的2倍富余。如本实施方式，在风力发电设备中使用的齿轮马达时，通常由于安全率SF＝1.0～2.0，因此若将此代入上述式(12)中计算，则根据公式的主要内容，下限侧为1/2，上限侧保持原样，因此式(12)最终能够表示为式(13)。

TD≒(0.075～0.375)·cosα·CoA·Dp/Zp……(13)

另外，例如，如果压力角α为25°，则cos25°为0.906，若将cosα考虑为仅小于1的值等来前后舍入，则也可以理解为

TD≒(0.05～0.4)·coA·Dp/Zp……(14)。

通过将阈值TD设定为这种范围内，从而在来自马达22的通常的转矩传递时不会产生滑动，能够获得当阈值比在减速装置G1的耐久性上欲产生问题的转矩稍小的程度时滑出那样的特性。

简单行星辊减速机构32设计并调整各辊40、44、46的直径或轴向宽度、环辊46所产生的预压力、及牵引油的种类等，以便从轮架42侧输入该阈值TD范围的转矩时能够滑出。简单行星辊减速机构32与其他结构所涉及的牵引传动减速机构(例如，平行轴型的牵引传动减速机构)相比，在空间性、成本性、所滑出的转矩调整的简易性等多方面较为优异。

接着，对该实施方式所涉及的风力发电设备10的减速装置G1的作用进行说明。

马达22的马达轴22A的旋转通过蜗杆减速机构30被初级减速，并且旋转方向改变为直角，输入至简单行星辊减速机构32的恒星辊40。简单行星辊减速机构32中，通过通常的“简单行星辊减速机构32”本身的减速作用进行预定的第2级减速，被减速的旋转作为该简单行星辊减速机构32的轮架42的旋转输出。这样，本实施方式的较大特征之一为，简单行星辊减速机构32通常情况下完全作为减速装置G1的驱动系统的一部分发挥作用。

该被减速的旋转传递至摆动内接合行星减速机构34的输入轴72。

若摆动内啮合行星辊减速机构34的输入轴72旋转，则外齿轮76通过偏心体74(与内齿轮78内接的同时)摆动地旋转，因此产生与内齿轮78的啮合位置逐渐偏离的现象。其结果，摆动内啮合行星减速机构34的输入轴72每旋转1圈时，外齿轮76就摆动一次，相位相对于(处于固定状态的)内齿轮78逐渐以1齿的量偏离(产生自转成分)。通过内销80、输出法兰82将该自转成分取出至输出轴84侧，由此可以实现摆动内啮合行星减速机构34中的减速。输出轴84的旋转通过花键90传递至输出小齿轮24。输出小齿轮24与回转内齿轮28啮合，并且该回转内齿轮28被固定于圆筒支柱11侧，因此最终短舱12本身通过反作用而相对该圆筒支柱11沿水平方向旋转。

在此，假设要通过极强的风作用于风车叶片20等来使短舱12回转的巨大转矩从偏航驱动装置14的减速装置G1的输出小齿轮24侧输入进来。该巨大的“风力负载”从相反侧驱动该减速装置G1的摆动内啮合行星减速机构34，摆动内啮合行星减速机构34作为增速机构发挥作用，因此若无任何“制动功能”，则导致驱动系统的各部分以非常快的速度强制性的旋转，并且导致短舱12通过风旋转。

通常，该制动功能通过在马达22上附设制动机构来实现。但是，如上所述，本实施方式中，为降低成本，通过蜗杆减速机构30的自锁功能实现该“制动功能”。由于蜗杆减速机构30的根据自锁的制动功能确实会完全锁住驱动系统的旋转，因此在这种状态下当减速装置G1的各部件在正面受到该巨大的“风力负载”时，产生有可能会破损的危险。

但是，该实施方式中，若施加过大的风力负载而对简单行星辊减速机构32的轮架42施加作为阈值的转矩TD以上的转矩，则由于该简单行星辊减速机构32的各辊40、44、46滑出，因此(即使是利用蜗杆减速机构30的自锁功能的结构)也能够安全防止包含马达22的减速装置G1的各部分的过度旋转。

另外，由于简单行星辊减速机构32的整体以湿式浸入完全密闭空间P1内的牵引油内，因此不会产生过热。首先，简单行星辊减速机构32在滑出之后，也维持与已滑出时的转矩TD大致相同的转矩传递。并且，本实施方式中，(从输出小齿轮24侧观察时在简单行星辊减速机构32的后级)配置有具有自锁功能的蜗杆减速机构30。因此，蜗杆减速机构30的蜗轮36保持静止状态而阻止从该简单行星辊减速机构32传导过来的转矩。因此，能够将根据该蜗轮36提供的反作用力传导至短舱12，且能够抑制短舱12欲摇摆的动态。

利用简单行星辊减速机构32的滑动的该保护功能，由于简单行星辊减速机构32本身容纳于完全密闭空间P1内，并且无需用于应付该过大转矩的传感器或电气性控制系统，因此即使在控制系统因打雷或浸水等而容易受损那样的恶劣天气状态下，也能够进行可靠性较高的动作。

并且，利用该实施方式所涉及的4个减速装置G1～G4的偏航驱动装置14还分别具备有容许滑动的简单行星辊减速机构32，因此还能够得到无法在以往的偏航驱动装置中得到的“荷载等配”之类的较大优点。由于是重要的优点，因此以下对该“偏航驱动装置14中的荷载等配”的优点进行说明。

一般来说，偏航驱动装置具备多个(该实施方式中为4个)减速装置，该多个减速装置的各个输出小齿轮同时啮合于单一的回转内齿轮(也有时为回转外齿轮)。就这种结构的偏航驱动装置而言，需要多个减速装置的输出小齿轮以相同的侧隙均等地与回转内齿轮啮合，且整个减速装置以负责相同的传递转矩的方式配备。这是因为，若各减速装置不负责相同的传递转矩，则难以有效且顺畅地将来自马达的动力传递至回转内齿轮，并且在因暴风而从回转内齿轮的一侧向减速装置G1～G4输入风力负载时，无法顺利地接受该风力负载。

即使是以往的偏航驱动装置，在使由马达驱动的多个减速装置的输出作用于一个回转内齿轮的“通常驱动时”时，比较容易控制成各减速装置的输出均等。这是因为，(即使是各减速装置的机械性侧隙量不均匀)也能够通过在各减速装置中反馈控制实际流向各减速装置的电流来使各个减速装置的产生的转矩在某种程度上变得均匀。

但是，当因风力负载而从输出侧逆驱动时，无法活用该“电流的反馈控制所产生的等配控制”。因此，以往的偏航驱动装置中，不得不对侧隙因回转内齿轮移动而最初被堵住的减速装置加强较大的负担。尤其是暴风时，通常由于马达的制动机构起作用，或者蜗杆减速机构那样的自锁机构起作用，形成以减速装置内的各部件停止的状态承受风力负载的状况，因此，其他减速装置(由于回转内齿轮的旋转被最初的减速装置固定)所以容易呈侧隙不会被堵住的状态。因此，负载仅集中于最初侧隙被堵住的“指定的1个减速装置”，结果，经常发生该减速装置破损的情况。并且，若1个破损，则下次剩下的3个中侧隙最初被堵住的减速装置呈相同的状态，有时依次连锁性地破损。

但是，本实施方式中，即使最初仅对特定减速装置施加负载，若该负载达到特定的阈值转矩TD以上，则由于该特定的减速装置内的简单行星辊减速机构32滑动(由于回转内齿轮能够旋转)，其他减速装置也必定堵住侧隙，结果所有减速装置G1～G4能够大致均等地分担负载。因此，根据该荷载等配功能能够使减速装置呈苛刻状态的概率与以往相比格外变小。换而言之，当本发明应用于并列利用多个减速装置的偏航驱动装置时，可以说能够得到更加显著的效果。

另外，本实施方式中，图4的制动机构25(相对于来自外部的风力负载的制动机构)由于能够根据蜗杆减速机构30的自锁功能和简单行星辊减速机构32的“滑动功能”代替，因此可以省略。由此，能够实现进一步降低成本。

本实施方式所涉及的偏航驱动装置14能够完全享受该荷载等配的优点。

接着，利用图8对本发明的其他实施方式进行说明。

该图8的实施方式所涉及的减速装置G11中，从所述实施方式的减速装置G1的结构省略了初级蜗杆减速机构30。另外，马达22上附设有制动机构89。即，本实施方式中，并不是通过蜗杆减速机构(30)的自锁功能阻止简单行星辊减速机构32滑出之后再传递过来的预定的转矩(≒TD)，而是通过附设于该马达22的制动机构89阻止。由此，能够将相当于该制动机构89的制动转矩的制动力给予短舱12(如果是桨距驱动用的减速装置，则为风车制动20)。

一般来说，风力发电设备中，存在马达的制动机构的制动力的设定极其困难之类的设计上的问题。其理由是，例如若该马达的制动机构的制动力过大，则即使从输出小齿轮侧施加能使减速装置破损的程度的过大的风力负载时，也会根据该强大的制动力维持马达轴或减速装置内的各部件完全停止的状态，因此，结果导致减速装置的“弱部”破损，相反若过小，则无法实现作为本来的制动机构的制动。

但是，本实施方式中，由于简单行星辊减速机构32在过载时滑动过来(由于上述预定的转矩(＝TD)以上的转矩无法传递过来)，因此马达22的制动机构89的制动力只需较大即可。尤其是在，实用性方面，能够确保马达22的额定转矩的2倍(优选2.5倍)以上就足够。

该实施方式中，根据简单行星辊减速机构32的功能，马达22的制动机构89的制动力的最佳设计的负担极其变轻，而且任何时候都能够实现最佳的制动功能。即，即使在简单行星辊减速机构32滑动之后，由于欲使马达轴22A1旋转的预定的转矩再次被传递过来，因此能够通过根据该制动机构89阻止该转矩(根据制动力维持马达轴22A1的停止)来制动短舱12，且能够抑制短舱12欲摇摆的动作。

其他结构由于与上述实施方式相同，因此在图中对相同或功能上相同的部分附加相同符号，省略重复说明。

另外，本发明所涉及的减速装置的减速机构的结构，不特别限定于上述2个例子。即，如图9、图10所示，例如除了牵引传动驱动的简单行星辊减速机构32之外，其他的减速机构，还可以是具备第1～第3简单行星齿轮机构91～93那样的结构。各简单行星齿轮机构，例如第1简单行星齿轮机构91如图10所示具备恒星齿轮91A、行星齿轮91B、环齿轮91C，能够采用从轮架91D取出输出的公知结构。图9、图10的实施方式中，牵引传动驱动的简单行星辊减速机构32之外的减速机构由于仅从摆动内啮合行星减速机构替换为第1～第3简单行星齿轮机构91～93，因此省略重复说明。

另外，图9采用了与带制动的马达的组合，但是可以是与蜗杆减速机构的组合。当然，也可以是蜗杆减速机构与带制动的马达的组合。

如上述各处叙述，本发明所涉及的减速装置还可以在使用于风力发电设备的其他减速装置中应用，例如桨距驱动装置，并可以得到相同的作用效果。

作为牵引传动的减速机构，从空间上的优点或成本性考虑采用了简单行星辊减速机构，但是未必一定是简单行星辊减速机构，例如也可以为平行轴牵引传动减速机构。

另外，上述实施方式中，方便起见阈值(的范围)TD以减速装置G1的轴承，尤其以自动调心滚子轴承88的耐久性为指标来估算。该估算方法在数值的采用上很少有疑义，比较明确，设计的再现性也较高。但是，本发明中，并非否定站在与此不同的观点上的估算。总之，阈值(的范围)TD最终限制在如下范围：来自马达22的通常的转矩传递时不会产生滑动，而稍小于会使减速装置G1的耐久性上欲产生问题的转矩的范围内。例如，根据实验，决定阈值(的范围)TD。

上述实施方式中，蜗杆减速机构30配置于初级，在其后级配置有牵引减速机构32，但是蜗杆减速机构30及牵引减速机构32的配置并不限定于此，亦可在比蜗杆减速机构30更靠后级配置牵引减速机构32。

Claims (10)

1.一种使用于风力发电设备的减速装置，该减速装置的结构为，小齿轮设置于输出轴，该小齿轮与设置于风力发电设备侧的齿轮啮合，其特征在于，

在作为该减速装置的驱动源的马达与该减速装置的输出轴之间，配置有通过牵引传动进行动力传递的牵引减速机构。

2.如权利要求1所述的使用于风力发电设备的减速装置，其特征在于，

所述牵引减速机构为简单行星辊减速机构。

3.如权利要求1或2所述的使用于风力发电设备的减速装置，其特征在于，

所述减速装置具备有蜗杆减速机构，所述牵引减速机构配置于比该蜗杆减速机构更靠后级的位置。

4.如权利要求3所述的使用于风力发电设备的减速装置，其特征在于，

所述蜗杆减速机构的减速比设定为20以上，并且，该减速装置上未设置有制动机构。

5.如权利要求1～4中任一项所述的使用于风力发电设备的减速装置，其特征在于，

所述减速装置具备有制动机构，并且，能够确保由该制动机构所产生的制动转矩是作为减速装置的驱动源的马达的额定转矩的至少2倍以上。

6.如权利要求1～5中任一项所述的使用于风力发电设备的减速装置，其特征在于，

在将支承该减速装置的输出轴的轴承的基本额定静荷载设为CoA、

形成或组装于该输出轴上的输出小齿轮的节圆直径设为Dp、

比该减速装置的所述牵引减速机构更靠后级侧的减速机构的减速比设为Zp、

设置于风力发电设备侧的齿轮的啮合压力角设为α、

有关荷载的安全率设为SF时，

将所述牵引减速机构开始滑动的阈值转矩TD设定在大于0.15·cosα·CoA·Dp/(SF·Zp)且小于0.375·cosα·CoA·Dp/(SF·Zp)的范围内。

7.如权利要求6所述的使用于风力发电设备的减速装置，其特征在于，

将所述阈值转矩TD设定在大于0.075·cosα·CoA·Dp/Zp且小于0.375·cosα·CoA·Dp/Zp的范围内。

8.如权利要求7所述的使用于风力发电设备的减速装置，其特征在于，

将所述阈值转矩TD设定在大于0.05·CoA·Dp/Zp且小于0.4·CoA·Dp/Zp的范围内。

9.一种风力发电设备的偏航驱动装置，该装置为了偏航驱动风力发电设备的短舱而使用，其特征在于，

作为该偏航驱动装置的减速装置，具备多个如权利要求1～5中任一项所述的减速装置，

该多个减速装置的各个输出小齿轮同时啮合于单一的回转齿轮。

10.如权利要求9所述的风力发电设备的偏航驱动装置，其特征在于，

作为该偏航驱动装置的减速装置，具备多个权利要求3或4所述的减速装置，并且，不仅是该减速装置，风力发电设备侧也未设置有相对于来自外部的风力负载的制动机构。

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