CN102966490A - 风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置及偏航驱动系统 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种即使是与以往同等大小也更不易破损的使用于风力发电设备的偏航驱动系统的偏航减速装置及偏航驱动系统。本发明的偏航减速装置（G1～G4），其使用于使多个偏航减速装置（G1～G4）的输出小齿轮（24）与风力发电设备（10）的主体侧的回转齿轮（28）啮合来回转驱动短舱（12）的风力发电设备（10）的偏航驱动系统（14），所述偏航减速装置具有：空心轴（66），组装于动力传递系统中；轴部件（连结轴（70）），插入于该空心轴并在该空心轴的内周与该空心轴连结，并且在从该空心轴突出的位置与其他部件连结，所述轴部件在比所述空心轴的轴向中央更偏靠该轴部件（连结轴（70））从该空心轴突出的一侧的相反侧与该空心轴连结。

Description

风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置及偏航驱动系统

技术领域

本发明涉及一种风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置及偏航驱动系统。

背景技术

专利文献1中公开有用于在水平面内使风力发电设备的短舱回转的偏航驱动系统。

在该专利文献1所涉及的偏航驱动系统中，风力发电设备的主体（圆筒支柱）侧设置1个回转齿轮，短舱侧装配有多个（公开例中为2个）具备制动机构及偏航减速装置的电动机。各偏航减速装置的输出小齿轮同时与所述回转齿轮啮合，利用输出小齿轮与回转齿轮啮合时从回转齿轮侧承受的反作用而使（装配有电动机的）短舱回转。

通过使短舱整体相对于圆筒支柱回转，能够使短舱的前端方向朝向所希望的方向（例如迎风的方向），并能够有效地承受风压。另外，通过设为使多个偏航减速装置的各小齿轮同时与回转齿轮啮合的结构，能够将每一个偏航减速装置的大小抑制为较小，并能够提高在位于离地面较高的位置的狭窄的短舱内装配时的操作性等。

专利文献1：日本特开2005-320891号公报（段落[0020]、[0021]、图1、图2）

但是，由于风力发电设备是在自然环境中设置的设备，因此有时会受到狂风或疾风。若作用欲通过这种强风来旋转短舱的力，则产生该风力负载转距从回转齿轮侧输入到偏航减速装置内的“动力的逆流现象”。

通常，吹这种强风时，偏航驱动系统的各旋转要件设为通过制动机构阻止旋转的状态，防止短舱在无控制状态下异常回转。因此，从该回转齿轮侧输入过来的风力负载转距施加于处于停止状态的偏航减速装置内的各要件，偏航减速装置被置于非常严峻的状态。其结果，产生严重时导致破损的问题。

为了解决该问题而加大偏航减速装置整体的大小作为设置于狭窄的短舱内的设备来说成为很大的缺点。另外，还减低刻意分为多个偏航减速装置来使其小型化的优点。尤其，由于是以自然为对象的设备，因此加大到何种程度的大小才不会被破坏之类的明确的指标本身并不存在，因此随意扩大偏航减速装置的大小也是有限度的。

发明内容

本发明是为解决这种以往的问题而完成的，其目的在于，着眼于新发现的中间课题（后述），通过解决该中间课题，作为结果，提供一种无需盲目加大减速装置且更难以破损的风力发电设备的偏航驱动系统及偏航减速装置。

本发明是一种偏航减速装置，所述偏航减速装置使用于使多个偏航减速装置的输出小齿轮与风力发电设备的主体侧的齿轮啮合来驱动短舱回转的风力发电设备的偏航驱动系统，其通过设为如下结构来解决上述课题，即具有：空心轴，安装于动力传递系统中；及轴部件，插入于该空心轴且在该空心轴的内周与该空心轴连结，并且在从该空心轴的突出的位置与其他部件连结，所述轴部件在比所述空心轴的轴向中央更偏靠该轴部件从该空心轴突出的一侧的相反侧与该空心轴连结。

另外，本发明是一种风力发电设备的偏航驱动系统，使至少包含第1偏航减速装置及第2偏航减速装置的多个偏航减速装置的输出小齿轮与风力发电设备的主体侧的齿轮啮合来驱动短舱回转，其通过设为如下结构来解决上述课题，即所述第1偏航减速装置及第2偏航减速装置在动力传递系统中具备轴部件或扭曲产生机构，当作用于所述输出小齿轮的荷载在预定值以上时，所述轴部件向旋转方向扭曲变形相当于所述第1偏航减速装置的输出小齿轮相对于所述主体侧的齿轮的侧隙与所述第2偏航减速装置的输出小齿轮相对于所述主体侧的齿轮的侧隙之差的角度以上，而所述扭曲产生机构在旋转方向上产生相当于所述第1偏航减速装置的输出小齿轮相对于所述主体侧的齿轮的侧隙与所述第2偏航减速装置的输出小齿轮相对于所述主体侧的齿轮的侧隙之差的角度以上的旋转角度差。

另外，本发明中风力发电设备的主体侧的“主体”是指“相对于组装有偏航减速装置的部件相对移动的部件”。当为风力发电设备的偏航驱动系统时，相对于组装有偏航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”。

着眼于本发明设想的中间课题并非是周知的课题，因此以下进行简单的说明。

由多个偏航减速装置构成偏航驱动系统时，需要配备为该多个偏航减速装置的输出小齿轮以相同侧隙均等地与回转齿轮啮合且整个偏航减速装置承受相同的传递转距。

以往的偏航驱动系统中，在使通过马达驱动的多个偏航减速装置的输出作用于1个回转齿轮的“一般驱动时”的情况下，将各偏航减速装置的输出控制成均等也比较轻松。那是因为，（即使各偏航减速装置的机械侧隙量不均匀）也能够通过反馈控制各偏航减速装置中实际流动的电流，在一定程度上使各偏航减速装置中产生的转距均等。

但是，由于风力负载转距而从回转齿轮侧逆驱动时，无法应用该“由电流的反馈控制所形成的均等分配控制”。因此，在以往的偏航驱动系统中，由于短舱因强风摆动而使侧隙最先被堵塞的偏航减速装置不得不担负较大的负担。

另外，如前述，通常在这种强风环境中，为了防止短舱在无控制状态下的异常回转，偏航减速装置的各旋转要件大多维持在被制动机构停止的状态。因此还可推测如下状况，即，通过侧隙最先被堵塞的偏航减速装置固定短舱的旋转，其他偏航减速装置成为与回转齿轮的侧隙未被堵塞的状态而无法承受来自回转齿轮侧的风力负载。

若陷入这种状况，则导致风力负载转距只会完全集中于侧隙最先被堵塞的“特定的1个偏航减速装置”。而且考虑到，若该侧隙最先被堵塞的特定的1个偏航减速装置破损，则轮到剩下的偏航减速装置中侧隙最先被堵塞的第2偏航减速装置成同样的状态，从而有可能依次接二连三地破损。

本发明将风力负载仅施加于该特定的1个偏航减速装置中的现象作为中间课题来掌握，并合理解除该中间课题，构成为能够通过所搭载的所有偏航减速装置接受来自回转齿轮侧的风力负载转距。由此，无需盲目加大偏航减速装置就能够大幅降低偏航减速装置的破损。

发明效果

根据本发明，无需盲目变大偏航减速装置就能够提供更不易破损的使用于风力发电设备的偏航驱动系统的偏航减速装置及偏航驱动系统。

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的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置的整体截面图。

图2是沿图1的箭头II-II线的截面图。

图3是应用上述偏航减速装置的风力发电设备的主视图。

图4是示意地表示上述偏航减速装置安装于上述风力发电设备的偏航驱动系统的短舱的状态的立体图。

图5是表示4个偏航减速装置的输出小齿轮与上述偏航驱动系统的回转外齿轮啮合的状态的俯视图。

图6是本发明的其他实施方式的一例所涉及的相当于图1的截面图。

图7是本发明的另一其他实施方式的一例所涉及的相当于图1的截面图。

图8是放大表示图7的实施方式的主要部分的截面图。

图9是本发明的又一其他实施方式的一例所涉及的相当于图1的偏航减速装置的截面图。

图10是放大表示图9的实施方式的主要部分的截面图。

图11是本发明的再一其他实施方式的一例所涉及的相当于图1的偏航减速装置的截面图。

图12是放大表示图11的实施方式的主要部分的截面图。

图13是本发明的再一其他实施方式的一例所涉及的相当于图1的偏航减速装置的截面图。

图14是沿图13的箭头XIV-XIV线的截面图。

图15是图13的主要部分放大图。

图中：10-风力发电设备，11-圆筒支柱，12-短舱（发电室），14-偏航驱动系统，16-浆距驱动系统，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，66-空心输出轴（空心轴），70-连结轴（轴部件），72-偏心体轴（第2空心轴），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，G1～G4-偏航减速装置。

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偏航驱动系统特别是其中的偏航减速装置的结构进行详细说明。

参考图3～图5，该风力发电设备10在圆筒支柱（风力发电设备的主体）11的最上部具备短舱（发电室）12。短舱12中安装有偏航（Yaw）驱动系统14和浆距（Pitch）驱动系统16。偏航驱动系统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，浆距驱动系统16是用于控制安装于头锥18的3片风车叶片20的浆距角的装置。

该偏航驱动系统14具备带有马达22及输出小齿轮24的4个偏航减速装置G1～G4及与各个输出小齿轮24啮合的1个回转齿轮28（参考图4、图5：回转齿轮28在该例子中为输出小齿轮24所内接的内齿轮，但也可以是输出小齿轮所外接的外齿轮）。各偏航减速装置G1～G4通过螺栓29而分别固定于短舱12的结构体侧的预定位置。

如图5所示，该实施方式中，多个偏航减速装置G1～G4的各个所述输出小齿轮24在圆周方向上在非等间隔位置与回转齿轮28啮合。这基于如下情况，欲在狭窄的短舱12内配置偏航减速装置G1～G4时，现实中很难在圆周方向上均等地配置偏航减速装置G1～G4，因此这样非等间隔配置的优点较大。另外，该图5的配置例为一例，现实中可根据短舱内的实际状况变更为适当的配置，当然，也可以在圆周方向上等间隔。

根据该结构，若通过各偏航减速装置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与回转齿轮28啮合的同时相对于该回转齿轮28的中心36（参考图4）公转。其结果，能够使短舱12相对于圆筒支柱11（所固定的回转齿轮28）相对地移动，并能够使短舱12整体绕固定于圆筒支柱11的回转齿轮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），并能够有效地承受风压。

由于所述偏航减速装置G1～G4分别具有相同结构，因此在此对偏航减速装置G1进行说明。

参考图1，偏航减速装置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、第2平行轴减速机构41、42及偏心摆动型的行星齿轮减速机构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的负载侧的端部直切形成有准双曲面小齿轮47。另外，在该马达轴46的负载相反侧的端部具备有制动装置（省略图示）。

正交齿轮减速机构40具备在马达22的前端直切形成的所述准双曲面小齿轮47和与该准双曲面小齿轮47啮合的准双曲面齿轮50，将马达轴46的旋转方向改变成直角方向。准双曲面齿轮50固定于第1中间轴52。

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具备有该正小齿轮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。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具备有该正小齿轮60和与该正小齿轮60啮合的正齿轮64。正齿轮64固定于空心输出轴（空心轴：第2平行轴减速机构42的输出轴）66。空心输出轴66通过花键68与连结轴70连结。在连结轴70的负载侧通过花键92连结有还作为偏心摆动型行星齿轮减速机构44的输入轴的偏心体轴（第2空心轴）72。

对于该空心输出轴66-连结轴70-偏心体轴（第2空心轴）72的连结将在后面进行详述。

另外，符号73是通过螺栓75与后述的行星齿轮减速机构44的负载相反侧罩48C连结的中继外壳。

行星齿轮减速机构44是具备2片外齿轮76、该外齿轮76在摆动的同时所内啮合的内齿轮78、及在内齿轮78的轴心位置O1贯穿外齿轮76而配备并且具有使外齿轮76摆动的偏心体74的偏心体轴72的被称为所谓中心曲柄型的偏心摆动型减速机构。

2片外齿轮76的偏心相位正好偏离180度，维持向相互分离的方向偏心的状态的同时摆动旋转。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、及负载相反侧罩体及负载侧罩体48C、48D构成，并通过螺栓29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和旋转自如地保持在该内齿轮主体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）稍多于外齿轮76的外齿数（该例子中仅多1个）。

如图2所示，外齿轮76中在同一圆周上与滑动促进部件81一同贯穿有多个（该例子中为10根）内销80。内销80与输出法兰（轮架）82通过压入成为一体，该输出法兰82与偏航减速装置G1的输出轴84成为一体。

另外，各内销80通过按压板86支承各端部，按压板86具有仅在对该按压板86施加较强的径向负载时可接触的极小的间隙并与负载相反侧罩体48C的台阶部48C1对置。

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的内周的滚子83支承。滚子83与构成所述内齿轮78的内齿的外销78A同轴配置，通过支承与输出轴84成为一体的输出法兰82，从而旋转自如地支承输出轴84的一端。

输出轴84上通过花键87连结上述的输出小齿轮24，并设为该输出小齿轮24与已说明的回转齿轮28（图4、图5）啮合的结构。

在此，对关于所述第2平行轴减速机构42的空心输出轴（空心轴）66-连结轴（轴部件）70-偏心体轴（第2空心轴）72的连结部的结构进行详细说明。

从空心输出轴66和连结轴70的连结部的结构进行说明。空心输出轴66和连结轴70的连结部包括：组装于动力传递系统中（第2平行轴减速机构42的输出段）的该第2平行轴减速机构42的空心输出轴66、及插入于该空心输出轴66并在该空心输出轴66的内周与该空心输出轴66连结并且在从该空心输出轴66突出的位置与（作为其他部件的）偏心摆动型行星齿轮减速机构44的偏心体轴72连结的连结轴70。

在该实施方式中，空心轴66的轴向尺寸为L1，并由一对轴承88、90双支承。空心输出轴66通过花键68与连结轴70连结。连结轴70在比所述空心输出轴66的轴向中央C1更偏靠与连结轴70从空心输出轴66突出的一侧（图1的例子中为纸面下侧）相反的一侧（该例子中在比轴向中央C1更偏靠纸面上侧）通过所述花键68与该空心输出轴66连结。

更具体而言，在空心输出轴66的一端部，具体而言在连结轴70朝向偏心体轴72突出的相反侧的端部（即，连结轴70与空心输出轴66以外的其他部件（本实施方式中为偏心体轴72）连结的相反侧的端部）内周设置有作为所述花键68的一方的内花键部66B。另外，在连结轴70的一端部设置有作为所述花键68的另一方的外花键部70A。连结轴70插入于空心输出轴66的中空部66A，该外花键部70A与设置于空心输出轴66的所述内花键部66B连结。另外，连结轴70的另一端部从空心输出轴66的设置有内花键部66B的一侧的相反侧的端部突出。

在连结轴70的所述一端部的端面通过螺栓98固定有板100。该板100通过螺栓102固定于空心输出轴66的轴向端面。由此，能够仅通过螺栓98、102的安装、拆卸而轻松进行连结轴70的检查及更换。另外，本实施方式中，覆盖空心输出轴66及连结轴70的连结部的罩101固定于第1平行轴减速机构41及第2平行轴减速机构42的外壳103。

另一方面，连结轴70的负载侧通过花键92连结有还作为行星齿轮减速机构44的输入轴的偏心体轴（第2空心轴）72。偏心体轴72的轴向尺寸为L2，由一对轴承94、96支承。在连结轴70与偏心摆动型行星齿轮减速机构44的偏心体轴72的连结部中，连结轴70利用与所述空心输出轴66和连结轴70的连结结构相比除了上下关系相反以外相同的连结结构而与作为该第2空心轴的偏心体轴72连结。

即，连结轴70在比偏心体轴72的轴向中央C2更偏靠连结轴70从偏心体轴72突出的一侧（该例子中为纸面上侧）的相反侧（该例子中为比轴向中央C2更偏靠下侧）通过花键92与该偏心体轴72连结。

具体而言，连结轴70的另一端部上也设置有作为花键92一方的外花键部70B，并且偏心体轴72的远离空心轴66的一方的端部内周设置有作为花键92的另一方的内花键部72B。连结轴70从接近空心输出轴66的一方的端部插入于偏心体轴72的中空部72A，并通过前述由外花键部70B及内花键部72B构成的花键92连结。

另外，由于连结轴70被形成于空心输出轴66及偏心体轴72内部的长中空部66A、72A包围，因此假设即使较强地扭曲也不会产生明显扭曲之类的不良情况。

其结果，本实施方式所涉及的第2平行轴减速机构42的空心输出轴66-连结轴70-偏心体轴（第2空心轴）72的连结部共同使用单一（相同）的连结轴70而成为组合本发明所涉及的“2组”连结结构的结构。另外，本实施方式中，在空心输出轴66的远离偏心体轴72的一方的端部和偏心体轴72的远离空心轴66的一方的端部设置有用于与连结轴70连结的内花键部66B、72B。即，无需（向轴向）大型化装置，也能够最大限度地确保连结轴70的有效轴向长度L4，即从空心输出轴66与连结轴70的连结部（花键68的轴向中央）至偏心体轴72与连结轴70的连结部（花键92的轴向中央）的距离。

结果，连结轴70的有效轴向长度（从空心输出轴66与连结轴70的连结部至偏心体轴72与连结轴70的连结部的距离）L4成为与空心输出轴66和偏心体轴72之间的尺寸L3加上空心输出轴66的轴向尺寸L1及偏心体轴72的轴向尺寸L2而得到的长度接近的长度尺寸。

设为这种连结部结构，是为了使连结轴70相对于应传递的转距确保必要的强度的同时在达到预定条件时向旋转方向仅扭曲预定的扭曲变形量（旋转角相位差）。

即，作用于输出小齿轮24的荷载在预定值以上时，该实施方式所涉及的连结轴70向旋转方向扭曲变形相当于各偏航减速装置G1～G4中的输出小齿轮24相对于回转齿轮28的各“侧隙差”的预定角度以上。

在此，“作用于输出小齿轮的荷载在预定值以上时”的“预定值”，是考虑到本发明的宗旨为“施加较强的风力负载转距时，通过各偏航减速装置均等地承受荷载，避免荷载仅集中于特定的偏航减速装置。”这一点来决定的值。

具体而言，“马达22输出额定转距时，施加于输出小齿轮24的转距相当值（例如本实施方式中为1250kgf）”成为一个指标。为可靠地实现荷载均等分配，最大也应设定在该额定转距相当值的2倍（例如2500kgf）以下。即，当产生马达22的额定转距的2倍的转距时，施加于输出小齿轮的转距为“预定值的上限”。

另一方面，关于“预定值的下限”，本发明中未特别限定。但是，若设为从过低的级别产生扭曲变形，则除了用马达22驱动时的响应性变差之外，还难以确保必要的强度，因此马达22输出疲劳等效荷载（马达的额定转距的一半左右的）转距时施加于输出小齿轮24上的值实际上几乎成为下限。

反过来说，优选设定为当对输出小齿轮仅施加该预定值以下的转距时不会产生大的扭曲变形。如上，本发明的“预定值”优选设定为在马达22输出额定转距的一半转距时施加于输出小齿轮的转距以上，且在马达22输出额定转距的2倍的转距时施加于输出小齿轮的转距以下。本实施方式中设定为马达22输出额定转距时施加于输出小齿轮24的转距相当值。

另外，理想的“侧隙差”为回转齿轮28与输出小齿轮24的侧隙最小的偏航减速装置（第1偏航减速装置，G1～G4中的任意一个）的侧隙量与该侧隙最大的偏航减速装置（第2偏航减速装置，G1～G4中的任意一个）的侧隙量之差。更具体而言，是“通过由风力负载转距旋转短舱来堵塞所述侧隙最小的偏航减速装置的侧隙（成为0）后，具有最大侧隙的偏航减速装置的输出小齿轮24旋转至具有该最大侧隙的偏航减速装置的侧隙消失的角度”。

但是，若通过侧隙最小的偏航减速装置的连结轴70的扭曲而使侧隙其次较小的偏航减速装置的输出小齿轮24与回转齿轮28啮合，则仅通过该啮合即可得到基于2台偏航减速装置的均等分配效果，而且若通过该2台偏航减速装置的连结轴70扭曲而使下一个偏航减速装置的输出小齿轮24与回转齿轮28啮合可进一步得到均等分配效果。如此一来，其结果，“侧隙差”只要掌握为任意2台偏航减速装置（第1偏航减速装置及第2偏航减速装置）中的侧隙之差即可。

与侧隙差“相当的角度”是指根据作为对象的连结轴在动力传递系统上的位置乘以减速比（从输出小齿轮观察时为增速比）的量而得的角度。该实施方式中，因为从输出小齿轮24观察的行星齿轮减速机构的增速比为43，因此设为43倍的角度。但是，作为现实问题，各偏航减速装置G1～G4的输出小齿轮24相对于回转齿轮28的实际“侧隙差”，除了输出小齿轮24的齿形的制造误差之外，还会较大地受到将偏航减速装置G1～G4组装于短舱12时的组装误差的影响。因此，该“侧隙差”在偏航减速装置G1～G4的设计或制造阶段并不明确。

关于该“在偏航减速装置G1～G4的设计或制造时的不明确”的问题，例如能够用对实际装配偏航减速装置G1～G4的状态下的侧隙进行多例采样来计算平均值等方法来对应。

例如，发明人们以该观点测定最普及的1.5MW～3.0MW级的风力发电设备的该侧隙的平均值时，大致为0.1mm。以下示出基于该值的具体设计数值例。

＜关于连结轴70的扭曲程度＞

在本实施方式中，由于马达22输出额定转距时施加于输出小齿轮24的转距相当值T1为1250kgf，行星齿轮减速机构44的减速比为43，效率η为0.93，因此作用于欲产生扭曲的连结轴70的扭曲力矩T2（N·mm）为

T2=（1250kgf／43）×0.93

=27.03kgf=264894N·mm…（1）

其中，连结轴70的扭曲角θ（rad）可如下表示。

θ=（32·T·L）/(π·G·d⁴）…（2）

T为扭曲力矩（N·mm）、L为轴长（mm）、G为剪切（横）弹性系数（MPa）、d为轴径（mm）。

该实施方式中，作为连结轴70的轴长L确保有效轴向长度L4=400mm。现在，作为连结轴70的轴径d，设为d2=20mm，作为剪切（横）弹性系数G，使用软钢的一般值8300kgf/mm²(81340MPa)，将具体数字（包括单位）代入到式（2）中，若确认在连结轴70上的扭曲角θ（rad）的大小，则作用于连结轴70的扭曲力矩T2（N·mm）成为（32×264894×400）/（3.14×81340×20⁴）=0.0829（rad）。

0.0829（rad）换算成度数为4.75度。即，当对输出小齿轮24施加相当于马达22的输出转距的大小的转距时，本实施方式的连结轴70上会产生4.75度的扭曲。

另一方面，0.1mm侧隙在回转齿轮28的齿数为88时相当于0.1mm/88=0.00114（rad）。换算成度数为0.065度。这就是输出小齿轮24相对于0.1mm侧隙的旋转角度。考虑减速比（增速比）43来进一步换算成在连结轴70的旋转角度，则成为0.065×43=2.8度，小于所述4.75度。这表示着，连结轴70扭曲期间，回转齿轮28与输出小齿轮24之间的侧隙（0.1mm）消除（消失），能够成为第2偏航减速装置可分担荷载的状态。

＜关于连结轴70的耐荷载＞

以下式表示这种轴部件中的扭曲所产生的剪切应力τ（MPa）。

τ=16T/（π·d³）…（3）

式（3）中代入T=T2=264894（N·mm）、d=d2=20（mm），则连结轴70上的轴剪切应力τ1（MPa）成为（16×264894）/（3.14×20³）=168.7MPa。168.7MPa相当于17.2kgf/mm²。

一般，当为SCM材料时，剪切应力为19kg/mm²左右，若为渗碳材料则能够确保40kg/mm²左右。因此，可充分确保能够承受在连结轴70产生的剪切应力（17.2kg/mm²）的强度。

综上可知，本实施方式所涉及的装置中，通过上述结构及尺寸设定，能够在作为连结轴70维持充分的耐荷载强度的基础上，确保消除回转齿轮28和输出小齿轮24的侧隙以上的连结轴70的扭曲量。

但是，上述计算例中根据侧隙的实际平均值估算扭曲或强度，但实际的侧隙大小有可能会随着风力发电设备的大小（更具体而言是回转齿轮或输出小齿轮的大小）的不同而不同。对此，也能够例如选定与该“侧隙差”有关联的参数并将其作为确定该“侧隙差”的指标。

若更具体说明，则“侧隙差”例如能够使用各偏航减速装置的输出小齿轮24的单齿节距误差来定义。在此，齿轮的“单齿节距误差”在JIS B1702-1或ISO1328-1中定义，为“齿高的大致中心附近的具有与齿轮轴相同的中心的测定圆周上定义的轴直角平面上的实际节距与对应的理论节距之差”，能够通过用齿轮试验机等测定输出小齿轮24来得到。

接着，将第1偏航减速装置的输出小齿轮24的单齿节距误差设为P1，第2偏航减速装置的输出小齿轮24的单齿节距误差设为P2，回转齿轮28的单齿节距误差设为PS，输出小齿轮24与回转齿轮28之间的基准侧隙设为BB，另外，单齿节距误差设为顺时针及逆时针中任一方向的误差设为正值并将另一方向的误差设为负值。用以下公式表示第1偏航减速装置的输出小齿轮24与回转齿轮28之间的侧隙B1和第2偏航减速装置的输出小齿轮24与回转齿轮28之间的侧隙B2：

B1=BB-(P1+PS)

B2=BB-(P2+PS)

如此一来，侧隙B1与B2之差成为B2-B1=P1-P2。即，第1偏航减速装置的输出小齿轮24与回转齿轮28之间的侧隙和第2偏航减速装置的输出小齿轮24与回转齿轮28之间的侧隙之差能够定义为第1偏航减速装置的输出小齿轮24的单齿节距误差与第2偏航减速装置的输出小齿轮24的单齿节距误差之差。

即，以如下方式选定连结轴70的外径、总长、材料及包括热处理的制造手法等，即，当作用于偏航减速装置G1～G4的输出小齿轮24的荷载在预定值以上时，本实施方式涉及的连结轴70仅扭曲变形2台偏航减速装置的输出小齿轮24的单齿节距误差之差乘以输出小齿轮至连结轴70的增速比而得的角度。

根据该方法，由于能够仅依赖属于偏航减速装置单体的参数来进行连结轴70等的设计，因此无需一一确认实际侧隙。

另外，其中的“侧隙”基本上是指“回转齿轮28与各偏航减速装置G1～G4的输出小齿轮24之间的尺寸上的间隙所涉及的侧隙”，但更优选采用“校正侧隙”的概念，所述校正侧隙在回转齿轮28与各偏航减速装置G1～G4的输出小齿轮24之间的尺寸上的间隙所涉及的侧隙上加入从输出小齿轮24至（可制动该输出小齿轮的旋转的）制动机构的动力传递系统整体的侧隙。

本实施方式中，由于马达22的马达轴46上具备有未图示的制动机构，所以就“校正侧隙”而言，除了回转齿轮28与各偏航减速装置G1～G4的输出小齿轮24的侧隙以外，还包括偏心摆动型行星齿轮减速机构44、第2平行轴减速机构42、第1平行轴减速机构41及正交齿轮减速机构40中的齿轮等的各侧隙以及马达22的旋转机构（支承马达轴46的轴承的松动等）中的侧隙等在内来理解为“校正侧隙”。另外，如后述的实施方式，当例如通过蜗杆减速机构的自锁功能来实现制动机构时，从输出小齿轮至该蜗杆减速机构的侧隙成为“校正量”。

通过利用校正侧隙的概念能够进行更加正确且可靠的均等分配。

接着，对该偏航减速装置G1的作用进行说明。

再次参考图1，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及准双曲面齿轮50的啮合被初级减速，同时旋转轴的方向被改变90度并传递至第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及正齿轮56的啮合而传递至第2中间轴58，并且进一步通过第2平行轴减速机构42的正小齿轮60及正齿轮64传递至空心输出轴66。空心输出轴66的旋转通过花键68、连结轴70、花键92传递至偏心摆动型行星齿轮减速机构44的偏心体轴72。关于该部分的作用将在后面进行详细叙述。

若偏心摆动型行星齿轮减速机构44的偏心体轴72旋转，则外齿轮76通过偏心体74（与内齿轮78内接的同时）摆动旋转。因此，产生外齿轮76与内齿轮78的啮合位置依次偏离的现象。结果，行星齿轮减速机构44的偏心体轴72每旋转1次，外齿轮76摆动1次，且相对于（处于固定于短舱12的状态的）内齿轮78相位偏离1齿量（齿数差量）（产生自转成分）。

经内销80、输出法兰（轮架）82从输出轴84取出该自转成分，由此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传递至输出小齿轮24。输出小齿轮24与回转齿轮28啮合，并且该回转齿轮28固定于圆筒支柱11，因此，其结果输出小齿轮24通过反作用而在自转的同时相对于回转齿轮28的中心36公转。

由于偏航减速装置G1～G4固定于短舱12，因此，其结果短舱12相对于该圆筒支柱11侧的回转齿轮28的轴心36向水平方向旋转（回转）。

在此，设为从偏航减速装置G1～G4的输出小齿轮24侧输入例如通过疾风等作用于风车叶片20或短舱本身而欲强制回转短舱12的巨大的“风力负载转距”。此时，该巨大的风力负载转距逆向驱动偏航驱动系统14，并欲通过回转齿轮28来旋转偏航减速装置G1的输出小齿轮24。

通常吹较强的风时，偏航减速装置G1～G4的各旋转要件通过设置于马达22的负载相反侧的制动机构设为无法旋转的状态，并防止短舱12因强风在无控制状态下回转。因此，以往的偏航驱动系统中，“仅用1台”因短舱12移动而侧隙最先被堵塞的偏航减速装置（为了便于说明，设为第1偏航减速装置G1）阻止该回转齿轮28进一步旋转，因此导致其他偏航减速装置G2～G4的输出小齿轮24呈未堵塞与回转齿轮28的侧隙的状态，无法承受来自回转齿轮28侧的风力负载转距。

因此，其结果，认为风力负载转距仅集中在侧隙最先堵塞的“第1偏航减速装置G1”，并易产生导致该第1偏航减速装置G1破损的状况。而且可认为，若第1偏航减速装置G1破损，则轮到剩下的偏航减速装置中侧隙最先被堵塞的第2偏航减速装置成相同的状态，因此这样陷入所有偏航减速装置接二连三地破损的状况。

然而，根据本实施方式，若从回转齿轮28对侧隙最先堵塞的第1偏航减速装置G1的输出小齿轮24施加预定值以上的荷载（在该实施方式中为，若施加在马达22输出额定转距时而施加于输出小齿轮24的荷载以上的荷载），则连结轴70因该荷载扭曲变形。因此，输出小齿轮24（尽管处于减速装置G1～G4的各旋转要件的旋转通过制动机构基本上停止的状况）也能够通过连结轴70的该扭曲变形而保持进一步继续旋转，并且能够使回转齿轮28也保持追随其继续旋转。

该连结轴70中的扭曲变形量设定为确保当从输出小齿轮24侧施加预定值以上的荷载时在侧隙的差以上。因此，回转齿轮28在进行该追随旋转期间，侧隙其次较小的另一偏航减速装置（例如第2偏航减速装置G2）的侧隙被堵塞，还能够通过该第2偏航减速装置G2承受来自回转齿轮28的荷载。其结果，相应地在以往继续仅施加于第1偏航减速装置G1的来自回转齿轮28侧的荷载的一部分分配于第2偏航减速装置G2。

而且，在第2偏航减速装置G2中也能够进行连结轴70上的扭曲变形，因此，同样第3偏航减速装置G3也被堵塞侧隙而承受来自回转齿轮28的荷载。而且，使在各偏航减速装置G1～G4的连结轴70上的扭曲变形平衡，以使最终呈各偏航减速装置G1～G4的各连结轴70承受大致相等的反力的状态。

在该扭曲变形呈平衡的状态下，与侧隙的大小如何无关（与开始对回转齿轮28施加反力的时期的早晚无关），呈来自回转齿轮28的荷载在所有偏航减速装置G1～G4中均等分配的状态。

这表示，若需要，例如如本实施方式那样由4个偏航减速装置G1～G4构成偏航驱动系统14时，实际上意味着（与以往相比）与将风力负载转距减少到大致1/4（将耐风力负载转距特性扩大大致4倍）时能够获得相同的作用效果。其结果，能够使用与以往相同程度大小的偏航减速装置G1～G4的同时极为有效地防止各偏航减速装置G1～G4的破损（尤其是连续的破损）。

如该实施方式，在回转齿轮28的圆周方向上未等间隔配置偏航减速装置G1～G4时，很难使各偏航减速装置G1～G4均等地承受风力负载转距。因此，所搭载的所有偏航减速装置G1～G4通过扭曲变形的功能共同分担承受几乎相等大小的来自回转齿轮28侧的风力负载转距的优点极大。

但是，为了使进行动力传递的轴部件（连结轴70）不会破损而可靠地传递应传递的转距，当然需要相应的强度（刚性或粗度）。为了在确保该强度的条件下确保本发明所涉及的较大的“扭曲变形量”，轴部件必须具有相应的“轴向长度”。因此，若设计得简单，则成为导致偏航减速装置G1～G4大型化的主要原因。

本实施方式中，连结轴70插入于第2平行轴减速机构42的空心输出轴66并且在空心输出轴66的内周与该空心输出轴66连结。而且，在此基础上设为连结轴70在比空心输出轴66的轴向中央C1更偏靠与连结轴70从该空心输出轴66突出的一侧的相反侧与该空心输出轴66连结的结构。

并且，与此相同的结构还采用于连结轴70与偏心体轴（第2空心轴）72之间。

因此，（几乎不增加减速装置G1的总长）实现组装与在空心输出轴66与偏心体轴72之间的尺寸L3加上空心输出轴66的轴向长度L1及偏心体轴72的轴向长度L2而得到的长度接近的超长的有效轴向长度L4的连结轴70。

顺便说一下，如果不根据本实施方式的方法，而不改变偏航减速装置的总长并以以往的方法设计相同的动力传递系统的连结轴时，连结轴70的长度成为空心输出轴66与偏心体轴72之间的距离L3+α，即本实施方式的1/2左右的长度。因此，例如，若利用前述式（1）～式（3）的计算例中进行相同的估算，则可在连结轴中得到的扭曲的大小只有2.75度。因此，有可能无法确保为了消除回转齿轮28与输出小齿轮24之间的侧隙所需的2.8度的扭曲量。换言之，为了在该长度的连结轴上确保本实施方式的“所希望的扭曲量”，需更加减小（缩小）连结轴70的外径d2。若如此，这次会产生连结轴的耐荷载不充分的可能性。

根据本实施方式的连结轴70的连结结构，能够维持偏航减速装置G1（～G4）整体大小的小型化的同时，在连结轴70上维持用于进行必要的转距传递的预定强度，并且确保充分的扭曲变形量。

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有马达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的偏航减速装置G1（～G4），但是在本发明中，偏航减速装置的减速机构的具体结构不特别限定于上述结构。

图6中示出采用蜗杆减速机构110来代替之前的实施方式中的正交齿轮减速机构40、第1平行轴减速机构41及第2平行轴减速机构42的偏航减速装置G1a的结构例。其他3个偏航减速装置G2a～G4a也设为与偏航减速装置G1a相同的结构。

另外，该实施方式中，马达安装于与纸面正交的方向，但是在该图6中，未显示马达本身，仅显示有马达的安装孔114。

蜗杆减速机构110由蜗杆116和蜗轮118构成。蜗轮118与（作为该蜗杆减速机构110的输出轴的）蜗杆输出轴120成为一体。蜗杆输出轴120为中空，且具有与之前的实施方式中的第2平行轴减速机构42的空心输出轴66相同的结构，并以与之前的实施方式相同的连结结构与连结轴70连结。连结轴70以后的结构与之前的实施方式相同。

该实施方式中，蜗杆减速机构110的减速比设定为30以上（优选40以上）。若蜗杆减速机构110的减速比设定为30以上（优选40以上），则能够将该蜗杆减速机构110本身所具有的自锁功能（不因来自负载侧的荷载旋转的功能）用作“制动机构”。因此，能够省略在之前的实施方式中为必须的附设于马达22的制动机构，能够谋求相应的成本降低。

在该实施方式中，蜗杆减速机构110的蜗杆输出轴（空心轴）120-连结轴70-偏心体轴72的连结采用与之前的实施方式完全相同的连结方式，可得到与之前的实施方式完全相同的作用效果。

另外，在图7、图8的偏航减速装置G1b（G2b～G4b也相同）中，示出有留下图6的蜗杆减速机构110，将偏心摆动型行星齿轮减速机构（44）取代为2级的第1、第2简单行星齿轮减速机构130、140的结构例。

第1简单行星齿轮机构130具备恒星齿轮132、行星齿轮134及内齿轮136，恒星齿轮132作为输入部件发挥作用，支承行星齿轮134的轮架138作为输出部件发挥作用。

第2简单行星齿轮机构140具备通过所述轮架138和花键139连结的恒星齿轮142、行星齿轮144及内齿轮146，恒星齿轮142作为输入部件发挥作用，支承行星齿轮144的轮架148作为输出部件发挥作用。

蜗杆输出轴120与连结轴150的连结结构与之前的图6的实施方式的蜗杆输出轴120与连结轴70的连结结构相同。另外，恒星齿轮132具有齿部132A和从齿部132A向轴向负载侧延长的延长部132B，并且具有向轴向贯穿的中空部132C。中空部内周形成有用于在齿部132A的远离蜗杆输出轴120的端部与连结轴150连结的作为花键139的一方的内花键部132D。该内花键部132D横跨恒星齿轮132的轴向中央而形成，但是在连结轴150朝向蜗杆输出轴120突出的一侧的相反侧的区域较大。因此，在这种情况下，也在恒星齿轮（空心轴或第2空心轴）132的偏靠连结轴150所突出的一侧的相反侧与作为连结轴150的花键139的另一方的外花键部150A连结。

另外，第2简单行星齿轮减速机构140的轮架148通过花键154从输出轴160被取出，并传递至输出小齿轮162。该实施方式中，输出轴160与输出小齿轮162从一开始就成为一体。

图9中示出本发明的又一其他实施方式的一例。图10是其主要部分放大图。

在该实施方式中，偏航减速装置G1c（其他偏航减速装置G2c～G4c也相同）具备有2个偏心摆动型行星齿轮减速机构170、180作为减速机构。作为前级的行星齿轮减速机构170及后级的行星齿轮减速机构180的动力传递系统的基本结构，由于与之前的实施方式的行星齿轮减速机构44相同，因此为方便起见，对主要部分在与之前的实施方式相同的符号在前级添加P，在后级添加S标记。另外，对其他实际上相同的部件附加相同符号。

在该实施方式中，如图10所示，与前级的输出法兰82P成为一体的输出轴84P作为本发明的轴部件（连结轴）发挥作用，后级的偏心体轴72S作为本发明的空心轴发挥作用。即，输出轴84P插入于偏心体轴72S并在偏心体轴72S的内周通过花键190与偏心体轴72S连结，并且在从该偏心体轴72S突出的位置与（作为其他部件的）前级的偏心摆动型行星齿轮减速机构170的内销80P连结。即，该实施方式中，输出轴84P从偏心体轴72S还向图9、图10的纸面下侧稍微突出，但是与其他部件（内销80P）连结的纸面上侧相当于本发明中的“突出的一侧”。

输出轴84P在比偏心体轴72S的轴向中央C3更偏靠输出轴84P从偏心体轴72S突出的一侧（图9、图10的纸面上侧）的相反侧（在该例子中比轴向中央C2更偏靠纸面下侧）通过花键190与该偏心体轴72S连结。具体而言，在偏心体轴72S的远离内销80P的端部内周进行连结。

因此，作为连结轴的输出轴84P能够确保大致与偏心体轴72S的长度L5相同的长度，且形成易产生扭曲变形的结构。

在该实施方式中，该输出轴84P设定为在从输出小齿轮24侧输入风力负载转距时，产生相当于回转齿轮28与输出小齿轮24的侧隙的差的旋转角度以上的扭曲变形。因此，在本实施方式中，也可获得与之前的实施方式相同的作用效果（所有偏航减速装置G1c～G4c各承受大致相同量的来自输出小齿轮24侧的荷载的作用效果）。

图11中示出本发明的再一其他实施方式的一例。图12为其主要部分放大图。

该偏航减速装置G1d（其他偏航减速装置G2d～G4d也相同）具有分配型的偏心摆动型减速机构208，该分配型的偏心摆动型减速机构208具备：外齿轮200；内齿轮202，该外齿轮200在摆动的同时与其内啮合；及多个（该例子中为3条：仅图示1条）偏心体轴206，其配置在从内齿轮202的轴心O2偏离的位置并贯穿外齿轮200并且具有摆动外齿轮200的偏心体204。

马达的马达轴（一同省略图示）上安装有连接轴210，该连接轴210的前端上一体地形成有小齿轮212。小齿轮212与在同一圆周上设置多个（该例子中为3个：仅图示1个）的分配齿轮214啮合。分配齿轮214通过花键217连结于连结轴216。在本实施方式中，在所有3条偏心体轴206配置并连结有连结轴216，但是可以不在1条或2条偏心体轴206配置并连结连结轴216而仅在剩下的偏心体轴206配置并连结连结轴216。

连结轴216通过花键220与所述偏心体轴（空心轴）206连结。该实施方式中连结轴216的图11、图12的纸面下侧未在突出的位置与其他部件连结，而是上侧与作为其他部件的分配轴214连结，所以上侧成为从偏心体轴（空心轴）206突出的一侧。偏心体轴206由一对轴承222、224支承，花键220设置于与连结轴216未突出的一侧的轴承224重叠的轴向位置。

其结果，在该实施方式中，连结轴216在比（作为空心轴的）偏心体轴216的轴向中央C4更偏靠该连结轴216从偏心体轴206突出的一侧的相反侧（偏靠图11、图12的纸面下侧）通过所述花键220与该偏心体轴206连结。

更具体而言，偏心体轴206的与分配齿轮214相反的一侧的端部通过轴承224支承于输出法兰231（该输出法兰231延长而固定输出小齿轮230），并且贯穿该输出法兰231而配置。在贯穿偏心体轴206的输出法兰231的端部内周形成有用于与连结轴216连结的作为所述花键220的一方的内花键部206A。连结轴216插通于偏心体轴206的中空部，一端通过作为所述花键220的另一方的外花键部216A与所述内花键部206A连结，并且另一端部从中空部突出且固定有分配齿轮214。

即，贯穿输出法兰231来配置偏心体轴206，由此能够尽量加长偏心体轴206的长度，在其偏心体轴206的端部内周连结连结轴216，由此无需增大装置的轴向尺寸就能够尽量较长地确保连结轴216的长度（从连结轴216和偏心体轴206的连结部至连结轴与分配齿轮（其他部件）214的连接部的距离）。

在该实施方式中，作为连结轴216的轴向长度L6能够确保比偏心体轴106的轴向长度L7长的长度，维持用于传递必要的转距的强度，并且当作用于输出小齿轮230的荷载为预定值以上时，能够向旋转方向扭曲变形与该输出小齿轮230相对于回转齿轮28的各偏航减速装置G1d～G4d的侧隙之差相当的旋转角度以上。

在该实施方式中，与目前为止的实施方式相同，除了能够实现风力负载转距施加于输出小齿轮230时的偏航减速装置G1d～G4d之间的荷载均等分配之外，设计成相对于驱动3条偏心体轴206的连结轴216产生扭曲变形，因此在来自马达侧的转距传递及来自输出小齿轮230侧的风力负载转距的传递的双向转距传递中，还能够得到在该3条偏心体轴206之间的转距传递的均等分配功能。

另外，虽未图示，但是在这种分配式的偏心摆动型减速机构中，将多个偏心体轴中的1部分（例如仅1条）用作用于驱动外齿轮的驱动偏心体轴，关于其他偏心体轴还已知有用作仅支承外齿轮的摆动的从动偏心体轴的减速机构，还可应用于这种减速机构。

但是，到目前为止的实施方式中，作为扭曲变形的构成要件，均设为组装单独的轴部件，但是也可使多个部件具有相同的功能。总之，本发明只要在动力传递系统中具有具备如下功能的扭曲产生轴部件或扭曲产生机构即可，即，当作用于输出小齿轮的荷载在预定值以上时可在与前级侧的连接部和与后级侧的连结部之间向旋转方向产生预定以上的旋转角相位差。

将该一例示于图13中。图14是沿图13的箭头XIV-XIV线的截面图，图15是图13的主要部分放大图。

该实施方式所涉及的偏航减速装置G1e（G2e～G4e也相同）的动力传递系统的减速机构的基本结构与之前的图1的实施方式相同。与图1的实施方式的不同点是第2平行轴减速机构42与偏心摆动型行星齿轮减速机构44的连结部的结构。即，该偏航减速装置G1e中，从输出小齿轮24侧施加风力负载转距时产生旋转角相位差的结构要件由（不是通过作为单一轴部件的连接轴70）通过以与前级侧的连结部和与后级侧的连结部容许预定以上的旋转角度差的扭曲产生机构248构成。

若进一步详细说明，则在该实施方式所涉及的偏航减速装置G1e中，第2平行轴减速机构42的空心输出轴250通过键252与连结部件254连结。基于键252的连结部构成扭曲产生机构248的前级侧的连结部。扭曲产生机构248主要由连结部件254、弹簧260及块体262构成。连结部件254在负荷侧一体地具有外径为d1的圆形弹簧容纳部256。弹簧容纳部256如图14、图15所示具有槽部256A，在该槽部256A内围绕容纳多个（图例中为4个）弹簧260。弹簧260固定于块体262。块体262通过花键266与偏心摆动型行星齿轮减速机构44的输入轴264连结。基于花键266的连结部构成扭曲产生机构248的后级侧的连结部。输入轴264通过键268进一步与具备偏心体270的偏心体轴272连结。

由于其他结构与之前的图1的结构相同，所以在主要的部位添加与图1的实施方式相同的符号。

若根据该结构欲通过马达的驱动来旋转空心输出轴250，则通过键252使连结部件254的弹簧容纳部256旋转，相对于容纳于槽部256A内的弹簧260加以圆周方向的旋转力。其结果，固定有弹簧的块体262旋转，空心输出轴250的旋转以稍许延迟的状态（以产生与预定旋转角度相应的量的相位差的状态）传递至偏心摆动型行星齿轮减速机构44的输入轴264。

相反，从输出小齿轮24侧输入风力负载转距时，行星齿轮减速机构44的输入轴264欲旋转，通过花键266与该输入轴264连结的块体262欲旋转。该动作传递至固定于该块体262的弹簧260。其结果，“基于花键266的与后级侧的连结部”相对于通过附设于马达22的未图示的制动机构维持停止状态的扭曲产生机构248的“基于键252的与前级侧的连结部”仅运动相当于弹簧260在槽部256A内变形的量（呈具有旋转角相位差的状态）。其结果，输出小齿轮24能够从回转齿轮28与输出小齿轮24的侧隙被堵塞的位置进一步继续旋转相应量。

而且，在容许该进一步旋转的期间其他偏航减速装置G2e～G4e的侧隙被堵塞，在该其他偏航减速装置G2e～G4e中也产生同样的进一步旋转，结果呈均等分配风力负载转距的状态。

这样在本发明中，通过将原本应为一体的部件分割为前级侧和后级侧，并以弹簧机构等能够弹性变形的机构在旋转方向上连结前级侧和后级侧，也能够实现预期的目的。具体的扭曲产生机构的结构不限定于该例子。

另外，在上述实施方式中，在风力发电设备中具备4个偏航减速装置的偏航驱动系统中应用了本发明，但是偏航减速装置的数量不限定于4个，也可多于或少于4个。

在实施方式中，连结轴（轴部件）的两端部与空心轴（空心轴、第2空心轴）连结，但连结轴的任意一方的端部无需一定要与空心轴连结，例如可连接于实心轴，或者若为图7、图8所示的结构则可在连结轴150的一端一体形成恒星齿轮132。

并且，当连结轴（轴部件）的两端部与空心轴（空心轴、第2空心轴）连结时，实施方式中，关于任意一个空心轴，都在比轴向中央更靠连结轴突出的相反侧与连结轴连结，但是并不限定于此，如果能够确保所需的扭曲量，关于与任意一方的空心轴的连结位置，可在比轴向中央更靠连结轴突出的一侧连结。

实施方式中，在空心轴的端部内周与连结轴连结，尽量确保连结轴的有效轴向长度（从连结轴与空心轴的连结部到连结轴与其他部件的连结部的距离），但是并不限定于在空心轴的端部连结，只要是比空心轴的轴向中央更偏靠连结轴（轴部件）与其他部件所连结的一侧的相反侧，则可在任意位置进行连结。

本申请主张基于2011年8月29日申请的日本专利申请第2011-186584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。

Claims (14)

1.一种风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，所述偏航减速装置使用于使多个偏航减速装置的输出小齿轮与风力发电设备的主体侧的齿轮啮合来驱动短舱回转的风力发电设备的偏航驱动系统中，其特征在于，具有：

空心轴，安装于动力传递系统中；及

轴部件，插入于该空心轴并在该空心轴的内周与该空心轴连结，并且在从该空心轴突出的位置与其他部件连结，

所述轴部件在比所述空心轴的轴向中央更偏靠该轴部件从该空心轴突出的一侧的相反侧而与该空心轴连结。

2.如权利要求1所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，其特征在于，

所述其他轴部件为第2空心轴，

所述轴部件插入于该第2空心轴且在该第2空心轴的内周与该第2空心轴连结。

3.如权利要求2所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，其特征在于，

所述轴部件在比所述第2空心轴的轴向中央更偏靠所述空心轴的相反侧与该第2空心轴连结。

4.如权利要求1至3中任一项所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，其特征在于，

所述轴部件在所述空心轴的轴方向端部连结。

5.如权利要求1至4中任一项所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，其特征在于，

无需从风力发电设备的短舱卸下所述偏航减速装置，即可更换所述轴部件。

6.如权利要求1至5中任一项所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，其特征在于，

所述偏航减速装置具有中心曲柄型的偏心摆动型减速机构，所述偏心摆型减速机构具备：外齿轮；内齿轮，所述外齿轮在摆动的同时与其内啮合；1根偏心体轴，配置于所述内齿轮的轴心位置并且具有使所述外齿轮摆动的偏心体，所述偏心体轴作为所述空心轴。

7.如权利要求1至5中任一项所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，其特征在于，

所述偏航减速装置具有分配型的偏心摆动型减速机构，所述分配型的偏心摆动型减速机构具备：外齿轮；内齿轮，所述外齿轮在摆动的同时与其内啮合；多个偏心体轴，配置于从所述内齿轮的轴心偏离的位置并且具有使所述外齿轮摆动的偏心体，所述多个偏心体轴中的至少1根偏心体轴作为所述空心轴。

8.如权利要求1至5中任一项所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的偏航减速装置，其特征在于，

所述偏航减速装置具有简单行星齿轮减速机构，所述简单行星齿轮减速机构具备恒星齿轮、行星齿轮及内齿轮，所述恒星齿轮作为所述空心轴。

9.一种风力发电设备的偏航驱动系统，其使多个偏航减速装置的输出小齿轮与风力发电设备的主体侧的齿轮啮合来驱动短舱回转，其中所述多个偏航减速装置至少包含第1偏航减速装置及第2偏航减速装置，所述风力发电设备的偏航驱动系统的特征在于，

所述第1偏航减速装置及第2偏航减速装置在动力传递系统中具备轴部件或扭曲产生机构，当作用于所述输出小齿轮的荷载在预定值以上时，所述轴部件在旋转方向上产生扭曲变形或者所述扭曲产生机构在旋转方向上产生旋转角度差，且所述扭曲变形或所述旋转角度差为相当于所述第1偏航减速装置的输出小齿轮相对于所述主体侧的齿轮的侧隙与所述第2偏航减速装置的输出小齿轮相对于所述主体侧的齿轮的侧隙之差的角度以上。

10.如权利要求9所述的风力发电设备的偏航驱动系统，其特征在于，

所述轴部件或扭曲产生机构产生相当于所述第1偏航减速装置的输出小齿轮的单齿节距误差与所述第2偏航减速装置的输出小齿轮的单齿节距误差之差的角度以上的扭曲变形或旋转角度差。

11.如权利要求9或10所述的风力发电设备的偏航驱动系统，其特征在于，

所述轴部件或扭曲产生机构产生相当于校正侧隙的角度以上的扭曲变形或旋转角度差，所述校正侧隙是在所述输出小齿轮与所述主体侧的齿轮的侧隙加上从该输出小齿轮至能够对该输出小齿轮的旋转进行制动的制动机构的整个动力传递系统的侧隙的量而得的。

12.如权利要求9至11中任一项所述的风力发电设备的偏航驱动系统，其特征在于，

所述预定值设定在驱动所述偏航减速装置的马达的额定转距的2倍以下。

13.一种风力发电设备的偏航驱动系统中使用的第1偏航减速装置及第2偏航减速装置，所述第1偏航减速装置及第2偏航减速装置使用于使多个偏航减速装置的输出小齿轮与风力发电设备的主体侧的齿轮啮合来驱动短舱回转的风力发电设备的偏航驱动系统，

所述第1偏航减速装置及第2偏航减速装置的特征在于，

在动力传递系统中具备轴部件或扭曲产生机构，当作用于所述输出小齿轮的荷载在预定值以上时，所述轴部件在旋转方向上产生扭曲变形或者所述扭曲产生机构在旋转方向上产生旋转角度差，且所述扭曲变形或所述旋转角度差为相当于所述第1偏航减速装置的输出小齿轮的单齿节距误差与所述第2偏航减速装置的输出小齿轮的单齿节距误差之差的角度以上。

14.如权利要求13所述的风力发电设备的偏航驱动系统中使用的第1偏航减速装置及第2偏航减速装置，其特征在于，

所述预定值设定在驱动所述偏航减速装置的马达的额定转距的2倍以下。

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