CN102654104B - 风力发电设备的减速装置及具备输出小齿轮的减速装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种小型且低成本、即使在如施加过大风力负荷的情况下也能够有效地防止减速装置或马达的破损或故障的减速装置。一种减速装置(G1)，其具备与设置于风力发电设备的主体侧的齿轮啮合的输出小齿轮(24)，其中，具备：行星齿轮减速机构(44)，其包括外齿轮(行星齿轮)(76)、输出法兰(轮架)(82)及多个内销(行星销)(80)；及限制环(88)，限制内销(80)的轮架相反侧的各端部。负荷相反侧罩体(外壳)(48C)和限制环(88)对向配置，在组装时具有微小间隙(δ1)，但是若被传递的荷载(L)超过预定值(Lo)，则互相接触，并且在将疲劳等效荷载设为(Le)、极值荷载设为(Lm)时，该预定值(Lo)设定在Le＜Lo＜Lm的范围。

Description

风力发电设备的减速装置及具备输出小齿轮的减速装置

技术领域

本申请主张基于2011年3月2日申请的日本专利申请第2011-045534号的优先权。其申请的全部内容通过参考援用于本说明书中。

本发明尤其涉及一种使用于风力发电设备的减速装置及具备输出小齿轮的减速装置。

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。作为风力发电设备的控制，有相对于风控制短舱(发电室)在水平面内的方向(旋转)的偏航控制或者相对于风控制风车叶片的方向(倾斜)的桨距控制等，但均可通过由马达或液压缸驱动的减速装置实现。

使用于风力发电设备的减速装置包括本专利文献1的减速装置，大多在减速机构的一部分或全部使用行星齿轮减速机构。行星齿轮减速机构具备有行星齿轮、轮架及从该轮架突出且贯穿所述行星齿轮的多个行星销，通过该多个行星销(内销)从所述轮架取出行星齿轮的自转或公转成分。轮架与减速装置的输出轴连结，输出轴上设置有输出小齿轮。例如为偏航驱动装置时，输出小齿轮与设置于风力发电设备的圆筒支柱侧的内齿轮(或外齿轮)啮合，以其反作用驱动(安装有减速装置的)短舱。

由于风力发电设备在自然环境下设置，因此有时偶尔受到狂风或疾风。若这种强风施加于风车叶片，则呈风车叶片自身旋转或该风车叶片使短舱旋转的状态。由此，各减速装置呈从输出侧受到巨大负荷的状态。其结果，减速装置呈现出原来的输出轴变成输入轴的增速装置的动态，并导致发生减速装置内的各部件或马达等因过强的转矩(或转速)强制地旋转的状态。

在该专利文献1中公开有如下结构，即设法通过组装限制上述多个行星销的轮架相反侧的限制环来谋求作用于行星销的荷载的分散或轻量化的结构。根据此结构，能够防止只有一部分行星销较大地变形的现象。

专利文献1：日本特开2010-236357号公报(段落[0024]、图1)

然而，即使是具备如该专利文献1的“限制多个行星销的轮架相反侧的限制环”的结构，作为以大自然为对象的风力发电设备的结构，也仍存在强度上不够充分的一面。

例如，若为了增大行星销的强度而加大该内销的粗细，则虽然能够获得强度上的富余，但内销粗细的增大会成为减速装置整体大小增大的主要原因，作为在狭窄的短舱内设置的设备会成为很大的缺点。另外，还会成为导致成本增大、重量增大、动力损失增大的主要原因。

发明内容

本发明是为了解决这种以往的问题而完成的，其课题在于，能够以小型且低成本减轻通常运行时的传递损耗，并且提高高负荷时的支承刚性，即使在如从输出小齿轮侧施加过大负荷的状况下，也有效地防止减速装置各要件的破损或故障等。

本发明是通过设为如下结构来解决上述课题的，一种具备与设置于风力发电设备的主体侧的齿轮啮合的输出小齿轮的减速装置，其中，具备：行星齿轮减速机构，其包括行星齿轮、轮架及从该轮架突出且贯穿所述行星齿轮的多个行星销，并且通过该多个行星销从所述轮架取出行星齿轮的自转或公转成分；及限制环，限制所述多个行星销的轮架相反侧的各端部，所述减速装置的外壳和所述限制环对向配置，在组装时具有微小间隙，若在所述减速装置的特定部分传递的荷载L超过预定值Lo，则相互接触，并且将应在所述特定部分传递的疲劳等效荷载设为Le、作为传递的界限的极值荷载设为Lm时，该预定值Lo设定在Le＜Lo＜Lm的范围。

另外，风力发电设备的主体侧的“主体”是指“相对于组装有减速装置的部件相对移动的部件或装置”。例如为风力发电设备的偏航驱动装置时，相对于组装有减速装置的短舱的结构部件相对移动的圆筒支柱相当于“主体”，为桨距驱动装置时，相对于组装有减速装置的短舱的结构部件相对移动的风车叶片相当于“主体”。

本发明所涉及的限制环不仅限制多个行星销的轮架相反侧的各端部，而且能够在“预定条件下”其外周与外壳的内周抵接而从外壳侧获得支承反作用力。

更具体而言，本发明所涉及的限制环在减速装置的特定部分(例如输出轴：详细内容后述)传递的荷载(也可认为是转矩)L超过预定值Lo的时刻从外壳侧获得支承反作用力。并且在本发明中，该预定值Lo规定为如下。

在这种风力发电设备中，包含减速装置的各设备设计成能够确保最低20年的使用年限，但持续施加20年也不损坏的荷载称作“疲劳等效荷载”。另外，在20年期间只起动1次也不损坏的传递的界限荷载称作“极值荷载”。

在本发明中，当在组装减速装置时及在该减速装置的特定部分传递的荷载L低于疲劳等效荷载Le时，外壳与限制环之间保持微小间隙，限制环不会与该外壳接触。但是，若在减速装置的特定部分传递的荷载L超过疲劳等效荷载Le而达到预定值Lo时，轮架及行星销的旋转轴心因从输出小齿轮侧输入的径向荷载及旋转转矩而偏离外壳的轴心，限制环将与外壳接触。在本发明中，该预定值Lo设定为大于所述疲劳等效荷载Le且小于所述极值荷载Lm的值。若用公式表示，即设定在Le＜Lo＜Lm的范围。

发明效果

根据本发明，能够以小型且低成本减轻通常运行时的传递损耗，并且提高高负荷时的支承刚性，即使在如从输出小齿轮侧施加过大负荷的情况下，也能够有效地防止减速装置各要件的破损或故障等。

附图说明

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

图2是上述减速装置的主要部分放大图。

图3(A)是上述减速装置的限制环的主视图、图3(B)是图3(A)中IIIB-IIIB截面图。

图4(A)是上述减速装置的外壳罩体的主视图、图4(B)是图4(A)中IVB-IVB截面图。

图5(A)及图5(B)是表示上述实施方式中各内销(行星销)的变形形态的图表。

图6是表示上述实施方式中各内销(行星销)的拉伸应力的图表。

图7是应用上述减速装置的风力发电设备的主视图。

图8是示意地表示上述风力发电设备的短舱中组装有上述减速装置的样子的立体图。

图9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10是本发明的其他实施方式的一例所涉及的风力发电设备中使用的减速装置的整体截面图。

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，44-行星齿轮减速机构，76-外齿轮(行星齿轮)，78-内齿轮，80-内销(行星销)，82-输出法兰(轮架)，84-输出轴，88-限制环。

具体实施方式

以下，参考附图对本发明的实施方式的一例所涉及的风力发电设备的减速装置进行详细说明。

首先，从应用该减速装置的风力发电设备的偏航驱动装置的概要进行说明。

参考图7～图9，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中组装有偏航(Yaw)驱动装置14和桨距(Pitch)驱动装置16。偏航驱动装置14用于控制整个短舱12相对于圆筒支柱11的旋转角，桨距驱动装置16用于控制安装于头锥18的3片风车叶片20的螺距角。

该实施方式中，因本发明应用于偏航驱动装置14，所以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啮合的回转用内齿轮28(回转用内齿轮28还有时为外齿轮)。各减速装置G1～G4分别固定于短舱12的结构体12A侧的预定位置。

如图8、图9所示，各减速装置G1～G4的各个输出小齿轮24所啮合的回转用内齿轮28固定于圆筒支柱11(风力发电设备的主体)，并构成偏航轴承30的内圈。偏航轴承30的外圈30A固定于短舱12的结构体12A侧。另外，图9的符号25为偏航驱动装置14的制动机构，其在相对于圆筒支柱11固定短舱12时使用。

根据该结构，若通过各减速装置G1～G4的马达22同时旋转各输出小齿轮24，则该输出小齿轮24一边与内齿轮28啮合一边相对内齿轮28的中心36(参考图8)公转。其结果，能够使短舱12的结构体12A相对于圆筒支柱11(固定于该圆筒支柱的内齿轮28)相对移动，并且能够使整个短舱12绕固定于圆筒支柱11的内齿轮28的中心36回转。由此，能够使头锥18朝向所希望的方向(例如迎风方向)，并且能够有效地承受风压。

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

参考图1，减速装置G1在动力传递路径上依次配置有马达22、正交齿轮减速机构40、第1平行轴减速机构41、第2平行轴减速机构42及偏心摆动型行星齿轮减速机构44。

以下以动力传递路径上的顺序进行说明。马达22的马达轴46兼作正交齿轮减速机构40的输入轴，在马达22的马达轴46的负荷侧的端部以垂直切割方式形成有准双曲面小齿轮47。另外，在该马达轴46的负荷相反侧的端部具备有制动装置49及冷却扇51(参考图9)。

正交齿轮减速机构40具备垂直切割形成在马达22的前端的所述准双曲面小齿轮47和与该准双曲面小齿轮47齿合的准双曲面齿轮50，并向直角方向改变马达轴46的旋转方向。准双曲面齿轮50固定于第1中间轴52上。

在第1中间轴52上直接形成有第1平行轴减速机构41的正小齿轮54。第1平行轴减速机构41具备该正小齿轮54和与该正小齿轮54啮合的正齿轮56。正齿轮56固定于第2中间轴58上。第2中间轴58上直接形成有第2平行轴减速机构42的正小齿轮60。第2平行轴减速机构42具备该正小齿轮60和与该正小齿轮60啮合的正齿轮64。正齿轮64固定于空心轴(第2平行轴减速机构42的输出轴)66上。空心轴66通过键67及螺栓68与连接轴70连结。连接轴70的负荷侧压入有中继连接器70A。中继连接器70A的负荷侧设成为空心部，形成于该空心部内侧的花键71与行星齿轮减速机构44的输入轴72相连结。由此，空心轴66通过连接轴70、中继连接器70A与输入轴72连结。另一方面，若从输出轴84侧通过减速装置G1对马达22输入较大的转矩，则会成为马达22故障的原因，因此连接轴70和中继连接器70A在有此类输入时，成为通过该连接轴70和中继连接器70A的压入部分滑动来阻止向马达22施加的输入的转矩限制器。

一并参考图2，行星齿轮减速机构44具备该输入轴72、具有键连接于该输入轴72的2个偏心部的偏心体74、通过该偏心体74进行偏心摆动的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，一边保证向相互分离的方向偏心的状态一边进行摆动旋转。另外，行星齿轮减速机构44的外壳48主要由第1、第2外壳体48A、48B及负荷相反侧罩体48C、负荷侧罩体48D构成，并且通过螺栓79固定于所述短舱12的结构体12A。

所述内齿轮78由与其中的第1外壳体48A成为一体的内齿轮主体78B和旋转自如地保持于该内齿轮主体78B并作为内齿发挥作用的圆筒状外销78A构成。内齿轮78的内齿数(外销78A的数量)稍微多于外齿轮76的外齿数(在该例子中仅多1个)。在外齿轮76上贯穿有多根(该例子中为12根)内销(行星销)80。内销80与输出法兰(轮架)82成为一体，该输出法兰82与减速装置G1的输出轴84成为一体。关于内销80附近的结构，在后面进行详细叙述。

输出轴84由组装于第2外壳体48B内周的自动调心滚子轴承85和配置于第1外壳体48A内周的滚子86支承。滚子86与构成所述内齿轮78的内齿的外销78A配置在同轴上，支承与输出轴84成为一体的输出法兰82，从而旋转自如地支承输出输84的一端。

在该实施方式中，成为如下结构：由于内齿轮78固定于第1外壳体48A，因此若行星齿轮减速机构44的输入轴72旋转，则外齿轮76通过偏心体74摆动，通过内销80及输出法兰82从输出轴84取出该外齿轮76相对于内齿轮78的相对旋转(自转成分)。并且成为如下结构：在输出轴84上通过花键87连结上述的输出小齿轮24，该输出小齿轮24与已经说明的回转用内齿轮28(图8、图9)啮合。

在此，对内销(行星销)80附近的结构进行详细说明。

在本实施方式中，内销80具备有12根。各内销80通过压入于输出法兰(轮架)82来与该输出法兰82成为一体，以悬臂的状态从输出法兰82朝向负荷相反侧(铅垂方向上侧)突出。

各内销80的轮架相反侧的各端部上组装有限制环88，限制该内销80的负荷相反侧的端部。如图3(A)和3(B)示出其详细内容，限制环88由具备有供内销80插入的12个贯穿孔90的环状板构成。限制环88的原材料为轴承钢。

限制环88的外周上形成有抵接面92。抵接面92与后述的负荷相反侧罩体(外壳)48C的承受面100对置。另外，在该抵接面92形成有3处用于使润滑剂沿轴向通过的凹部93。如图3(A)所示，为了保持限制环88的较高的强度，该凹部93并不形成在贯穿孔90的半径方向外侧。另外，图3(A)的符号94为在从内销80拆卸一次性组装的限制环88时使用的夹具固定用螺纹孔。

另一方面，(形成所述承受面100的)负荷相反侧罩体48C由铸件形成。即，为了获得薄而较高的强度，限制环88使用轴承钢，负荷相反侧罩体48C通过改变材质来防止与限制环88烧粘在一起。如图2及图4(A)及图4(B)所示，负荷相反侧罩体48C具备在半径方向中央贯穿行星齿轮减速机构44的输入轴72的贯穿孔，即组装油封96的油封孔97及组装支承输入轴72的轴承98的轴承孔99。另外，在负荷相反侧罩体48C的内周中与所述限制环88的抵接面92对置的位置，具备在与该抵接面92接触时可提供反作用力的承受面100。

另外，在该实施方式中，成为如下结构：内销80的外周配置有用于促进该内销80和外齿轮76的滑动的滑动促进部件，即内辊81。该内辊81未配置于内销80的端部，限制环88直接限制内销80的不存在该内辊81的端部外周。根据此结构，尽管为内辊81组装于内销80外周的结构，但也能够将限制环88直接组装于(没有与该限制环88的相对旋转的)内销80。另外，符号102为润滑剂(润滑脂)的供脂口，104为插入所述螺栓79的螺栓孔，105为插入用于与第1、第2外壳体48A、48B连结的螺栓77的螺栓孔。

在此，该负荷相反侧罩体48C的承受面100和所述限制环88的抵接面92在进行减速装置G1的组装时，保持微小间隙δ1且对置配置而并不接触。具体而言，该微小间隙δ1的大小在1.5～3.0MW(1500～3000kW)级的风力发电设备中大体上为50μm左右。另一方面，若在减速装置G1的特定部分(例如输出轴84)传递的荷载(或转矩)L超过预定值Lo，则该承受面100和抵接面92按照以下关系设计或配置：通过因该传递的荷载L而发生于输出轴84和内销80的弹性变形，能够互相接触。换言之，限制环88在减速装置G1的特定部分传递的荷载L超过预定值Lo的时刻，从负荷相反侧罩体48C的承受面100获得支持反作用力。

在本实施方式中，该预定值Lo规定为如下。

即，如前所述，在这种风力发电设备10中，包含减速装置G1的各设备设计成能够确保最低20年的使用年限。在减速装置G1中持续施加20年也不损坏的荷载称为“疲劳等效荷载”，成为设计指标之一。另外，在20年期间(使用年限期间)只起动一次也不损坏的传递的界限荷载称为“极值荷载”，这也成为在风力发电设备中使用的设备的设计指标之一。在本实施方式中，作为承受面100与抵接面92开始接触时的传递荷载，即预定值Lo大于所述疲劳等效荷载Le，并且小于所述极值荷载Lm，若用公式表示则该Lo设定在Le＜Lo＜Lm的范围。疲劳等效荷载Le还取决于在该风力发电设备中使用的减速装置的数量(2～6台)，但例如如该例子为4台时，在2MW级的风力发电设备中大体上为5kNm，极值荷载(虽然范围较大)大体上为25～100kNm。

如从该结构可知，本实施方式所涉及的结构，并不仅仅为始终对负荷相反侧罩体48C的承受面100赋予“轴承性支承功能”的结构。即，外壳48的负荷相反侧罩体48C的承受面100和限制环88至少在组装时及在输出轴84中传递的荷载(或转矩)L在预定值Lo以下时，具有“微小间隙”。

另外，在该实施方式中，作为“特定部分”虽然着眼于输出轴84，但在本发明中，作为“特定部分”着眼的部件不限定于输出轴84。例如，可以着眼于连接轴70或马达轴46等作为“特定的部分”。这时，根据所着眼的位置而减速比不同，因此预定值Lo(与将输出轴84作为特定部分时相比)会对应于减速比的量而有所不同。顺便说一下，若决定了所着眼的部分，则该特定部分的臂长就得以确定，因此该预定值Lo还可作为转矩的概念来掌握。

接着，对该减速装置G1的作用进行说明。

马达22的马达轴46的旋转通过正交齿轮减速机构40的准双曲面小齿轮47与准双曲面齿轮50的啮合被初级减速，同时旋转轴的方向被改变90度而传递于第1平行轴减速机构41的第1中间轴52。

第1中间轴52的旋转通过第1平行轴减速机构41的正小齿轮54与正齿轮56的啮合传递于第2中间轴58，并且通过第2平行轴减速机构42的正小齿轮60及正齿轮64传递于空心轴(第2平行轴减速机构42的输出轴)66。空心轴66的旋转通过键67(及螺栓68)传递于连接轴70，并且通过花键71传递于行星齿轮减速机构44的输入轴72。

若行星齿轮减速机构44的输入轴72旋转，则外齿轮76(内接于内齿轮78的同时)通过偏心体74进行摆动旋转，因此产生外齿轮76和内齿轮78的啮合位置依次偏离的现象。其结果，行星齿轮减速机构44的输入轴72每旋转1圈，外齿轮76就摆动1次，其相位相对于(处于与短舱12固定的状态的)内齿轮78按照每一个齿的量进行偏移(产生自转成分)。通过内销(行星销)80、输出法兰(轮架)82向输出轴84侧取出该自转成分，从而实现行星齿轮减速机构44中的减速。

输出轴84的旋转通过花键87传递于输出小齿轮24。输出小齿轮24与回转用内齿轮28啮合，并且该内齿轮28因固定于圆筒支柱11，所以输出小齿轮24最终根据反作用一边自转一边相对于内齿轮28的中心36公转(参考图8)。减速装置G1因为固定于短舱12，所以短舱12最终相对于该圆筒支柱11侧的内齿轮28的中心36向水平方向旋转(回转)。

在此，在减速装置G1的输出轴84中传递的荷载L低于疲劳等效荷载Le期间，负荷相反侧罩体48C的承受面100与限制环88的外周的抵接面92之间维持微小间隙δ1，该负荷相反侧罩体48C的承受面100和限制环88的外周的抵接面92基本不接触。其结果，在通过马达22驱动输出轴84的通常偏航驱动的大部分时间里，在进行其动力传递时不产生滑动阻力，也不产生传递损耗。

但是，例如，在停止马达22等情况下，从减速装置G1的输出小齿轮24侧输入因急风等作用于风车叶片20而产生能够强制回转短舱12的巨大转矩，该巨大的“风力负荷”逆向驱动偏航驱动装置14，并且欲旋转减速装置G1的输出轴84。这时，在减速装置G1的输出轴84中传递的荷载L轻松地超过疲劳等效荷载Le。但是，在本实施方式中，若在减速装置G1中传递的转矩L超过预定值Lo，则输出法兰(轮架)82的旋转中心(或内销80的公转中心)O1根据从输出小齿轮24侧输入的径向转矩偏离外壳48的轴心Oc，限制环88的外周的抵接面92与负荷相反侧罩体48C的承受面100接触。

在此，在本实施方式中，该(限制环88的抵接面92与负荷相反侧罩体48C的承受面100接触的)预定值Lo设定在“疲劳等效荷载Le＜预定值Lo＜极值荷载Lm”的范围。因此，在减速装置G1的输出轴84中传递的荷载L未达到极值荷载Lm的期间，限制环88必然与负荷相反侧罩体48C接触，限制环88能够从该负荷相反侧罩体48C获得反作用力。由此，可以抑制内销80进一步变形，提高内销80的支承刚性，并且可以防止内销80破损。另外，在限制环88的外周(抵接面92)形成有润滑剂用凹部93，因此能够防止接触或滑动时烧粘。

总而言之，根据本实施方式，积极利用输出法兰82及内销80的旋转轴心基于通过风力荷载从输出小齿轮24侧输入的径向转矩而产生的偏离(Oc→O1)，减轻通常运行时的承受面100和限制环88的滑动损耗，并且自动获得提高高负荷时的内销80的支承刚性的作用，从而能够谋求对减速装置G1的各部及(与减速装置G1连结的)马达22的保护。

另外，(由于越是风力负荷较大时在输出轴84上产生的径向荷载及旋转转矩越大)，风力负荷越大时限制环88从负荷相反侧罩体48C获得的反作用力越大。因此，限制环88基于负荷相反侧罩体48C的支承力也随着风力负荷的增大而增大。另外，虽然承受面100和限制环88滑动而产生的传递损耗在通常运行时几乎为零，但由于在极高负荷时作为“制动作用”发挥作用，因此在这一点上也可以获得具有优选的定性倾向的作用。并且，这些作用并不是通过例如利用传感器等电性控制来得到的作用，因此即使在因台风或猛烈的雷雨等造成停电时的环境下也能够可靠地获得。

此外，与例如为了保护减速装置或马达而“阻止”由输出小齿轮24侧输入的动力并使短舱12的回转不受制约的作用不同，也不会出现该短舱12在无控制状态下摇晃的现象。这在保护整个风力发电设备之类的观点上是极为重要的作用。

图5(A)、图5(B)、图6是模拟从输出小齿轮24侧施加风力负荷时的各内销的动态(位移)的图表。

图5(A)为具有限制环，但相当于完全没有从负荷相反侧罩体(外壳)获得支承的结构，即以往专利文献1的结构。图5(B)为本实施方式所涉及的结构。

此图表为表示在对输出小齿轮24的局部同时施加圆周方向的转矩和径向方向的负荷进行驱动时某一瞬间的12根各内销80在与轴垂直的平面内(XY平面内)的位移量δ的图表。另外，图的A～L符号为对各内销80沿圆周方向依次附加的编号，与后述的图6的A～L的圆周方向位置对应。图5的实线82F相当于输出法兰82的轴向端部位置，虚线76C相当于外齿轮76的轴向中央位置，Δ的支点相当于限制环88的支承位置。

在图5(A)的以往专利文献1的结构，即虽有限制环但完全没有从负荷相反侧罩体(外壳)48C获得支承的结构中，由于A～L的各内销80因所附加的圆周方向的转矩和径向方向的负荷而“整体”自由位移，因此位移量δp的偏差δp1依赖于各内销80在圆周方向上的位置而较大。尤其是内销I～L在限制环88的位置处的位移量δp较大。并且，在输出法兰82内的位移量δf中产生最大为δf1的偏差，内销端部位置(实线82F的位置)在该输出法兰82内的位移量δf的绝对值也较大。

另一方面，在本实施方式所涉及的图5(B)的结构中，超过疲劳等效荷载Le而达到预定值Lo为止，各内销80整体变形，但若超过预定值Lo，则由于可以得到从负荷相反侧罩体48C侧的支承，因此能够确认并没有发生进一步的变形。即，各内销80的位移量δp的绝对值和偏差δp2均较小(δp2＜δp1)，并且，输出法兰82内的位移量δf的绝对值和偏差δf2均较小(δf2＜δf1)。由此，不用说是各内销80，在输出法兰82本身也可以得到应力减轻效果。另外，还有能够得到相对于外齿轮76的负荷降低效果且具有外齿轮76比以往更薄等效果。

另外，图6为表示基于例如在使极值荷载Lm起作用的状态下的模拟的A～L的各内销80的拉伸应力(N/mm²)的分布状况的图。图6的▲标记为完全不具备限制环的结构的特性，菱形标记为专利文献1的结构(完全没有由外壳支承的结构)的特性，方形标记为本实施方式的结构的特性。

当为完全不具备限制环的结构(▲标记)时，可知在B处的内销中产生较大的拉伸应力，相反由于E、F、G或K处的内销的拉伸应力较小，因此各内销之间的应力存在较大的偏差(存在约400N/mm²的差异)。

当为在专利文献1的结构(菱形标记)时，虽然与▲标记相比偏差变小，但偏差依然较大(E处和I处的内销80的拉伸应力存在360N/mm²的差异)。即，由于A～L处的各内销80“整体”自由位移，因此拉伸应力的分布也成为整体偏向一个方向的分布。即，虽然D～F侧的内销80的拉伸应力较小，但整体来讲H～L尤其是I的内销侧拉伸应力变高，其结果偏差较大。

相对于此，当为本实施方式的结构(方形标记)时，可知在内销中产生的拉伸应力的偏差进一步变小(D处和K处的内销80的拉伸应力差为150N/mm²)，并且在各个内销中产生的拉伸应力的绝对值也变小。

另外，在上述实施方式中，预定值Lo设定在“疲劳等效荷载Le＜预定值Lo＜极值荷载Lm)的范围，其中，将在驱动所述减速装置G1的马达22额定输出时在输出轴84中传递的荷载设为Lr时，更优选设定在“Le＜Lo＜Lr”的范围。

根据该设定，在能够通过马达22以较轻的驱动转矩驱动短舱12的大部分偏航驱动时能够进行无传递损耗的动力传递，另一方面，在逆着稍强风以(额定输出以下的)高输出驱动马达22来回转短舱12时，各内销80能够通过限制环88与负荷相反侧罩体48C接触从负荷相反侧罩体48C(外壳48)侧获得若干反作用力。风力发电设备10的减速装置G1的限制环88的转速由于其绝对值因较大的减速而较低(非常缓慢)，因此即使设定为从低于在马达22的额定输出时传递的荷载Lr的水平开始接触，在传递损耗的观点上也不会成为大问题。在如施加了接近极值荷载Lm那样的突发的风力负荷时，在能够期待相应的制动效果方面反而更优异。

另外，在上述实施方式中，示出有在动力传递路径上依次配置马达22、正交齿轮减速机构40、第1、第2平行轴减速机构41、42及行星齿轮减速机构44的减速装置，但在本发明中，减速装置的减速机构的具体结构只要具备行星齿轮减速机构，则不特别限定于上述结构。

例如，如图10所示，还能够同样应用于具备简单行星齿轮减速机构的减速装置G2中。在该图10的实施方式中，马达106具备通过中继连接器108连结于马达106的第1～第4简单行星齿轮减速机构111～114。第1～第4简单行星齿轮减速机构111～114分别具备行星齿轮111A～114A、轮架111B～114B及从该轮架111B～114B突出并贯穿所述行星齿轮111A～114A的多个行星销111C～114C，并且成为通过该多个行星销111C～114C从所述轮架111B～114B取出行星齿轮111A～114A的“公转成分”的结构。

在本实施方式中，在末级的第4简单行星齿轮减速机构114配置限制多个行星销114C的各个轮架111B～114B相反侧的端部的限制环114F，在该限制环114F与负荷相反侧罩体(外壳)114K之间应用本发明。

即，减速装置G2的负荷相反侧罩体114K和上述限制环114F对向配置，在组装时具有微小间隙(省略图示)，但若在减速装置G2的(输出轴116)中传递的荷载(L)超过预定值(Lo)，则互相接触。并且，在将应在该减速装置G2中传递的疲劳等效荷载设为(Le)、作为传递的界限的极值荷载设为(Lm)时，该预定值(Lo)设定在Le＜Lo＜Lm的范围。这一点与之前的实施方式相同。另外，在图10的输出轴116的轴承118、120中负荷相反侧的轴承120可以不依赖荷载条件。

本发明例如还能够应用于这种简单行星齿轮型的行星齿轮减速机构，并可以获得同样的作用效果。

另外，在上述实施方式中，使限制环接触外壳本身，但在本发明中的“外壳”的用语包含通过压入或螺栓等与外壳固定或一体化而构成外壳的一部分的“附加部件”的概念。例如，若(并不是直接在外壳本身)形成限制环的承受面，而是使该承受面形成于这种与外壳成为一体的附加部件，则能够扩大设计的自由度。即，该附加部件因原材料的选定或固化处理的自由度较高，因此轻松地进行如下设计，即设为以接触时进一步耐久的性能为优先的硬度特性或设为以进一步防止烧粘为优先的摩擦特性或设为以通过进一步顺畅地支承来降低传递损耗为优先的摩擦特性。

并且，在上述实施方式中，具备输出小齿轮的输出轴与输出法兰(轮架)一体地成型。该结构由于施加于输出小齿轮的径向荷载更直接地反映在内销(行星销)的位移中，因此在风力负荷的增大和支承功能的发挥更准确地关联这一点上优异。然而，在本发明中，输出轴与轮架未必一定要一体化。例如，也可通过花键连结输出轴与轮架(非一体化)。这时，呈如下趋势：能够将施加于减速装置各部的径向荷载的绝对值进一步降低在花键部分阻止径向荷载的传递的量。

另外，在上述实施方式中，虽然将本发明应用于风力发电设备的偏航驱动装置的减速装置，但如前述，本发明还能够同样应用于例如风力发电设备的桨距驱动装置的减速装置。另外，若从发明的作用效果方面推断，还能够应用于例如甲板起重机的回转、盾构掘进机的钻头驱动及施工用挖土机的回转等用途。即，这是因为在这些用途中有可能发生如下状况：因在工作中受到风的影响或重物惯性力的影响或与障碍物或地下的岩石等碰撞而从作业对象物侧突然受到较大的反作用力而从负荷侧强制性旋转输出轴所具备的小齿轮。在本发明也能够应用于这种用途，并可以得到同样的作用效果。另外，当在风力发电设备以外的用途中应用本发明时，在搭载该减速装置的各设备的使用年限期间，将对减速装置的特定部分持续施加也不损坏的荷载换称为“疲劳等效荷载Le”，在使用年限期间只起动1次也不损坏的传递的界限荷载换称为“极值荷载Lm”，并设定预定值Lo即可。

Claims (8)

1.一种风力发电设备的减速装置，该减速装置具备与设置于风力发电设备的主体侧的齿轮啮合的输出小齿轮，其特征在于，具备：

行星齿轮减速机构，其包括行星齿轮、轮架及从该轮架突出且贯穿所述行星齿轮的多个行星销，并且通过该多个行星销从所述轮架取出行星齿轮的自转或公转成分；及

限制环，限制所述多个行星销的轮架相反侧的各端部，

所述减速装置的外壳和所述限制环对向配置，在组装时具有微小间隙，但若在所述减速装置的特定部分传递的荷载L超过预定值Lo，则互相接触，并且，

将应在所述特定部分传递的疲劳等效荷载设为Le、作为传递的界限的极值荷载设为Lm时，该预定值Lo设定在Le＜Lo＜Lm的范围。

2.如权利要求1所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

将在所述特定部分驱动该减速装置的马达的额定输出时传递的荷载设为Lr时，所述预定值Lo设定在Le＜Lo＜Lr的范围。

3.如权利要求1所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

所述限制环的外周形成有润滑剂用凹部。

4.如权利要求2所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

所述限制环的外周形成有润滑剂用凹部。

5.如权利要求1～4中任一项所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

在所述行星销的外周配置用于促进该行星销和所述行星齿轮的滑动的滑动促进部件，并且，

成为如下结构：该滑动促进部件未配置于所述行星销的端部，所述限制环直接限制所述行星销的不存在该滑动促进部件的端部。

6.如权利要求1～4中任一项所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

该减速装置的减速级由多级构成，并且具备所述限制环的行星齿轮减速机构组装于该成为多级的减速级的末级。

7.如权利要求5所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

该减速装置的减速级由多级构成，并且具备所述限制环的行星齿轮减速机构组装于该成为多级的减速级的末级。

8.一种具备输出小齿轮的减速装置，其特征在于，具备：

行星齿轮减速机构，其包括行星齿轮、轮架及从该轮架突出且贯穿所述行星齿轮的多个行星销，并且通过该多个行星销从所述轮架取出行星齿轮的自转或公转成分；及

限制环，限制所述多个行星销的轮架相反侧的各端部，

所述减速装置的外壳和所述限制环对向配置，在组装时具有微小间隙，但若在所述减速装置的特定部分传递的荷载L超过预定值Lo，则互相接触，并且，

将应在所述特定部分传递的疲劳等效荷载设为Le、作为传递的界限的极值荷载设为Lm时，该预定值Lo设定在Le＜Lo＜Lm的范围。