CN103382983A - 风机的单级大比例增速变速箱 - Google Patents

Abstract

风机的一种单级增速变速箱，可将其连结至风机的涡轮叶片轴的一输入轴的输入转速，转换为其连结至风机的发电机的一输出轴的输出转速。该变速箱包含有一对同轴的环齿轮，其包括节径为A的一大环齿轮与节径为D的一小环齿轮。另有一对同轴的正齿轮，其包括节径为B的一大正齿轮与节径为C的一小正齿轮。大正齿轮与大环齿轮齿咬合，且小正齿轮与小环齿轮齿咬合，形成二组齿咬合配对。另有一行星架组件，其连结至该变速箱的输出轴。其中，二组同轴配对其中之一配对的二齿轮互相固定在一起，以在行星架上周转运作；二组同轴配对其中之另一配对的一齿轮被固定在该变速箱的壳体框架上，而其另一齿轮则被连结至该变速箱的输入轴。该四齿轮满足A=K+i，B=K，C=K-j且D=K+i-j的尺寸关系，其中K，i与j为整数。

Description

风机的单级大比例增速变速箱

技术领域

本发明涉及风机(wind turbine)，且特别涉及风机的具有单级大比例的增速齿轮变速箱(speed increaser gearbox)。

背景技术

风力发电的风机必须使用增速变速箱。大比例增速对于百万瓦额定功率等级的大型风机是必要的，此系因风机的涡轮叶片转速只有每分钟十数转，然而其所驱动的发电机则必须以50或60Hz连结至电网上。大至百万瓦级的大型风机所需的典型增速范围由低约60倍增速至高达140倍以上。目前大型风机用来获得此等大比例增速的最佳方式，是使用串接的数个增速比相对较小但效率较高的增速器。

不过，由于增速系统的整个负载必须接续地逐级通过其串列中每一个别增速机级之故，此等前后串接的串列式速度增升做法，其本质上会有整体转速转换机械效率低落的问题。此外，亦由于系统中的每一个别串接级皆必须拥有足以承受整个系统所须处理，由风机叶片所收获的百分之百总动力的明显缘故，此种串列式的安排，亦使整个系统变得庞大笨重。

单级的大比例增速器，可以克服此等因串接所产生的问题。目前广泛应用的有一种“单级”型式的转速转换装置，其是为日本东京的住友重工公司(Sumitomo Heavy Industries,Ltd.)所产制的摆线式驱动器(cycloidal drive)。其虽然在由数十至超过一百比一的速度转换比例范围内具有相对较为密实的构造，但此种摆线式驱动器，当作为减速机使用时，其实质上是为在一个摆线齿轮级(cycloidal gearing stage)的后耦接上一个偏轴动力提取级(off-axispower extraction stage)的系统构造。当使用做为增速机时，其摆线齿轮级则是跟随在其偏轴动力提取级之后。

注意到以下的说明会讨论本发明减速应用的构型，但就摆线式驱动器而言，其亦适用于增速应用构型的讨论。减速与增速的差异，于此是依输入与输出轴的选择而定。

图1以示意图显示这样的一种摆线式减速机(cycloidal speed reducer)的横截面。图1的现有技术装置具有一固定环齿轮(或称内齿轮)11与具有特定形状的行星元件(shaped planet element)12，其可为具有特定形状的盘(shapeddisc)，或亦可简单地是为一只齿轮。行星元件12与环齿轮11齿咬合(engage)，并在其内进行行星式的周转运动(moves inside epicyclically)。两者的工作节圆直径(或，节径，working pitch diameters)间的差异尽可能地小。

其偏轴动力提取级具有在轴线19上同轴地固定在行星元件(planetelement)12上的一圆盘(disc)13，其上开有多个圆孔17，以容许分别与圆板(plate)14上相同数量滚柱(roller pin)18中的每一对应者的接合。圆板14被耦接至减速机的输出轴16，并对准于整个系统装置的中心轴线10。此等“动力提取”机构安排可使摆线式减速机产生-K/i的转速减降比，其中K为行星元件12的节径，而i则为元件11与12两者节径间的差值。在其环齿轮11为80齿且其齿轮式行星元件12为79齿的典型实例之中(K=80且i=1)，当此减速机所传输的机械动力经由轴15而输入时，此系统的减速比是为–80。

图2的示意图显示图1现有技术摆线式减速机所使用的偏轴动力提取耦合机构。在任何时刻，其典型八或更多支与摆线盘上的孔接合的滚柱之中，只有一支是在全力地传输力矩。例如，在图中所显示的偏轴相对角度位置以及转动方向的情况下，系统中只有滚柱18C与孔17C的配对正在全力地传输动力。

上述情况是属明显，因为驱动盘13的孔17C与被驱动板14的滚柱18C互相接触的边缘，在顺着旋转方向上必须位于滚柱18C的后方，驱动盘13才得以带动被驱动板14。依此原则，由于其滚柱与孔的配对的接触点相对于盘13与板14的转动方向不对之故，图中标示为B及D的滚柱与孔的配对皆只局部地产生动力传输作用。依同样原则，由于被驱动的滚柱18G转进到了原应要进行驱动的孔17G的后方，滚柱18G与孔17G的配对因此而完全未有任何传动作用。

习知的摆线式齿轮减速机必须倚赖其轴线互相偏离，且具不同节径的两元件(齿轮)之间的同步咬合才得以运作。但由于前述偏低利用比例之故，此种机构并非为最佳化的构造：图2中所有的八对滚柱与孔的配对之中，有一半(即四至五对，依角度位置而定)未能处于驱动负载的位置上。在其另一半配对之中，只有一对能处于全力驱动负载的位置上，其余的三对则只产生局部的驱动效果。由于类如此种限制之故，摆线式齿轮减速机在正常的负载情形之下，通常只能达成约80%的效率。

此外，为达到减速比K，摆线式齿轮减速机必须拥有具K+1齿的固定环齿轮。若要达成大的减速比，当其必须负载相当大的额定力矩而必须使用尺寸大的强大齿形时，则其环齿轮的大齿数会使减速机变得庞大笨重。换言之，摆线式减速机若要制作得较为密实，则其额定力矩与功率便会受限。

目前亦广泛使用于精密与航太用途的另一种型式的大比例减速机是为日本东京的调谐驱动器系统公司(Harmonic Drive Systems Inc.)所产制的调谐减速机(harmonic drive)。利用一般现有为应力波齿轮(strain wave gearing)的基本运作原理，调谐减速机所可达成的额定功率相对较低。由于传动运作时其栓槽元件(spline element)随时皆在扭动变形，调谐减速机在正常的负载情况下，通常只能达成约60%以下的效率。

除了大比例减降速度转换的减速装置以外，另亦有对于可将低输入转速提升数十至数百倍以上输出转速的增速装置的需求，以便，例如，将低速的风机叶片提升数十至上百倍以驱动发电机。

发明内容

本发明的一目的在于提供风机的一种单级大比例增速变速箱，以供使用相对小齿数的齿轮而提供增速比例达数十至数百以上的大比例速度转换装置以供风机的风力发电用途。

本发明的目的亦在于提供风机的单级大比例增速变速箱，以供风机的高效率风力发电用途。

本发明的目的更在于提供风机的单级大比例增速变速箱，以供以大齿轮模数的小齿数齿轮部件建构高功率密度的风机变速箱。

为达成上述及其他目的，本发明提供风机的一种单级增速变速箱，可将其连结至风机的涡轮叶片轴的一输入轴的输入转速，转换为其连结至风机的发电机输出轴的输出转速。该变速箱包含有一对同轴的环齿轮，其包括节径为A的一大环齿轮与节径为D的一小环齿轮。另有一对同轴的正齿轮，其包括节径为B的一大正齿轮与节径为C的一小正齿轮。大正齿轮与大环齿轮齿咬合，且小正齿轮与小环齿轮齿咬合，形成二组齿咬合配对。另有一行星架组件，其连结至该变速箱的输出轴。其中，二组同轴配对其中的一配对的二齿轮互相固定在一起，以在行星架上周转运作；二组同轴配对其中的另一配对的一齿轮被固定在该变速箱的壳体框架上，而其另一齿轮则被连结至该变速箱的输入轴。该四齿轮满足A=K+i，B=K，C=K-j且D=K+i-j的尺寸关系，其中K，i与j为整数。

附图说明

图1的示意图显示现有技术大比例摆线式减速机。

图2的示意图显示现有技术摆线式减速机所使用的偏轴动力提取耦合机构。

图3的示意图显示依据本发明，适于风机的单级大比例增速的一转速转换装置的横截面，其中显示本发明装置所使用的偏轴动力提取级的构造。

图4的示意图显示依据本发明单级大比例增速装置的横截面，其中显示本发明装置的各组件的尺寸关系。

图5及6的示意图显示依据本发明二种转速转换装置的横截面，其分别具有不同的输入及输出组件安排方式。

图7的示意图显示依据本发明单级大比例增速装置的横截面，其中显示符合最佳化转速转换用途的本发明装置的各组件的尺寸关系。

其中，附图标记说明如下：

10,30,40,50,60,70      系统中心轴线

11,31,41,51,61,71      大环齿轮

12,32,42,52,62,72      大正齿轮

13,33,43,53,63,73      小正齿轮

14,34,44,54,64,74      小环齿轮

15,35,45,55,65,75      输入轴

35E,45E,55E,65E,75E    行星架组件

16,36,46,56,66,76      输出轴

17,17C,17G             圆孔

18,18C,18G             滚柱

19,39,49,59,69,79      偏心轴线

具体实施方式

适用于风力发电风机，单级大比例增速变速箱用途的本发明大比例转速转换装置，其于增速及减速的两种应用用途同样适用。以下有关于此大比例转速转换装置于减速用途构型的相关说明，同样适于增速器用途的说明，其间的差异依装置中输入及输出组件的指派而定。

图3的示意图显示依据本发明一转速转换装置的横截面，其中显示本发明装置所使用，相当于现有偏轴动力提取级构造的一种等效机构。同时参考图1及图2，图3中本发明的速度转换装置使用动力提取的不同安排来取代具有多支滚柱18的板14以及与的咬合的具有同数量对应孔17的摆线盘13。

如图所示，当行星齿轮32在壳体框架上的环齿轮31的内进行行星运动时，与齿轮32同轴固定在一起的行星齿轮33亦在第二对的环齿轮与正齿轮的配对中的环齿轮34内进行行星运动。随着齿轮33在齿轮34内转动并行星式地移动，其(节径圈的)最外缘33P即绘出一个轨迹33T。此轨迹33T被安排与环齿轮34的节径圆圈完全吻合。亦即，第二组配对中的环齿轮34与其互相咬合的正齿轮33两者一起，产生与现有技术摆线式齿轮减速机的偏轴动力提取机构相似的功能，但同时更容许本发明的速度转换装置产生远为更大的速度转换比例。

图4的示意图显示依据本发明一转速转换装置的横截面，其中显示本发明装置的各组件的尺寸关系。本发明的速度转换装置具有一对同轴的环齿轮，其包括节径为A的一大环齿轮41与节径为D的一小环齿轮44。本发明装置另有一对同轴的正齿轮，其包括有节径为B的一大正齿轮42与节径为C的一小正齿轮43。大正齿轮42与大环齿轮41齿咬合，而小正齿轮43则与小环齿轮44齿咬合，以形成二组齿咬合配对。一行星架组件(行星托架，carriermember)45E被连结至转换装置的输入轴45。行星架组件45E，其为一般行星齿轮系统中常见行星架的一种“扭曲短臂”的版本，是利用结合输入轴45(位于整个系统的中心轴线40上)与齿轮42与43的配对(位于其自身的轴线49上)的中心轴所形成。

此外，同轴的二齿轮42与43互相固定在一起，以在行星架45E上同步地周转运作。在图4所绘示的实例中，大环齿轮41被固定在此速度转换装置做为系统的反作用力部件的壳体框架上，而小环齿轮44则被连结至输出轴。

在此速度转换齿轮系统装置之中，其四齿轮41，42，43与44满足A=K+i，B=K，C=K-j且D=K+i-j的尺寸关系。如同本技术领域的技术人员所可以理解，当利用齿轮来制作实施本发明的速度转换装置时，其K，i与j尺寸数值应设定为整数。

图4中的速度转换装置是利用行星架45E做为输入，小环齿轮44做为输出，大环尺轮41则做为反作用力部件。此时互相固定在一起的同轴二正齿轮42及43则在系统内进行行星式周转运动。图4的速度转换装置所达成的速度转换比例为K(K+i–j)/ij。在以齿轮为基础所建造的此种速度转换系统之中，若其齿数为A=16T(齿)，B=15T，C=14T且D=15T，亦即，K=15，i=1且j=1，则其转换比例便为225。

相较之下，现有的摆线式减速机(图1)若其A=16T且B=15T，则其速度转换比例便只有-15。此表示，在相同的齿数条件之下，本发明的速度转换装置所可达成的速度转换比例为传统摆线式齿轮系统的平方倍。

本发明的速度转换装置，依其各组成齿轮与其行星架组件的不同输入，输出与反作用力部件的功能指定，而可以应用于不同的速度转换组构用途之中。本发明用于一般用途的速度转换装置，即，不论是将其环齿轮或正齿轮固定以提供反作用力而使用于减速或升速的用途，其机构建造的安排可有一对同轴的环齿轮，包括节径为A的一大环齿轮与节径为D的一小环齿轮。其亦有一对同轴的正齿轮，包括有节径为B的一大正齿轮与节径为C的一小正齿轮。大正齿轮与大环齿轮齿咬合，而小正齿轮则与小环齿轮齿咬合，以形成二组齿咬合配对。其一行星架组件可被连结至此装置的输入或输出轴两者其中之一。其二组同轴配对其中的一配对的二齿轮互相固定在一起，以在行星架上周转运作。二组同轴配对其中的另一配对的一齿轮被固定在此装置的壳体框架上，而其另一齿轮则被连结至此装置的输入与输出轴两者其中之另一。在此速度转换装置之中，其四齿轮须满足A=K+i，B=K，C=K-j且D=K+i-j的尺寸关系。

图5及6的示意图显示依据本发明二种转速转换装置的横截面，其分别具有不同的输入及输出组件安排方式。图5及6中的实例各显示利用二对具不同齿轮模数(gear module number)的环齿轮与正齿轮的配对所建构，超过200以上减速比的减速机。两实例其中第一对咬合配对的大环齿轮与大正齿轮，皆为模数2(即，M2)，80齿的环齿轮51及61，其节径为160mm，以及皆为75T，M2的正齿轮52及62，其节径为150mm。两实例第二对咬合配对的小环齿轮与小正齿轮，则皆为模数2.5，60齿的环齿轮54及64，其节径为150mm，以及皆为56T，M2.5的正齿轮53及63，其节径为140mm。如此，当图5中的组构将其大正齿轮固定在转换装置系统的壳体框架上以提供反作用力时，其所达成的减速比即为–224。

另一方面，图6的装置的组构型态，其虽然使用了与图5相同的四只齿轮，但其各齿轮的输入，输出与反作用力功能指定则与图4中所描述的系统一样，其大环齿轮61是被固定在壳体框架61F上而为反作用力部件。

注意到图5与6中的实例的尺寸组构为K=15，i=1，与j=1。

总结而言，例如图4所描述的本发明速度转换装置可有列示于表1中的四种不同速度转换设定组态。以下表1及表2中，各列中的R，O与I分别表示本发明装置的各转动组件的反作用力，输出与输入功能派定。

表1

如同本技术领域的技术人员所可以理解，只要简单地改变I及O的角色指定，表1中的各减速组构可以很容易地加以变换而成为增速组构。

图7的示意图显示依据本发明一转速转换装置的横截面，其中显示符合重量，尺寸或功率密度上具最佳化转速转换用途的本发明装置的各组件的尺寸关系。在此特殊状态之中，上列表1的组构即变为以下的表2。

表2

以上二表中所列的转速减降比例显示，使用K值为中心齿数的齿轮，本发明的装置即可建构实质减速比为K²的减速机。此可对比于传统公知摆线式齿轮减速机的减速比数值K。

注意到，如同本技术领域的技术人员所可以理解的，正常情况之下在一环齿轮内部咬合的正齿轮(即，外齿轮)，其齿数必须足够地小于环齿轮的齿数。以一般常见的20度压力角(pressure angle)齿轮为例，通常两者必须要有8齿以上的齿数差异。若要在系统中使用较小的齿数差异，则避免两齿轮间的相互齿干扰(gear interference)的一种典型作法是在齿形上施行齿形偏移(profile shifting for the gears)。另一种作法则是采用较大的压力角。

此外，由于本发明速度转换装置的二同轴配对的行星周转组件的尺寸，相对于其所分别咬合的另一同轴配对的尺寸乃是相当接近，因此实际上只能使用一组行星周转组件的配对。因此本发明的转换装置在实际施行时，配重块(counterweight)的使用是有其必要的，此即如同图6的实施例中以示意方式所描绘的配重块65W。此配重块被利用来平衡偏离在系统的旋转对称中心轴外的行星周转的同轴齿轮配对的质量。

如此，应用本发明诸如图4中所描述的转速转换装置的风机的一单级增速变速箱，可将其连结至风机的涡轮叶片轴的一输入轴的输入转速，转换为其连结至风机的发电机的一输出轴的输出转速。该变速箱包含有一对同轴的环齿轮，其包括节径为A的一大环齿轮与节径为D的一小环齿轮。另有一对同轴的正齿轮，其包括节径为B的一大正齿轮与节径为C的一小正齿轮。大正齿轮与大环齿轮齿咬合，且小正齿轮与小环齿轮齿咬合，形成二组齿咬合配对。另有一行星架组件，其连结至该变速箱的输出轴。其中，二组同轴配对其中之一配对的二齿轮互相固定在一起，以在行星架上周转运作；二组同轴配对其中之另一配对的一齿轮被固定在该变速箱的壳体框架上，而其另一齿轮则被连结至该变速箱的输入轴。该四齿轮满足A=K+i，B=K，C=K-j且D=K+i-j的尺寸关系，其中K，i与j为整数。

虽然本发明己经由较佳实施例揭示说明如上，然以上说明并非用以限定本发明。在不脱离于本发明精神的情况下，任何本技术领域的技术人员当可做些许更动与变化。因此，本发明的保护范围当视后附的申请专利范围所界定者为准。

Claims (6)

1.风机的一单级增速变速箱，可将连结至风机的涡轮叶片轴的一输入轴的输入转速转换为连结至风机的发电机的一输出轴的输出转速，该变速箱包含：

一对同轴的环齿轮，其包括节径为A的一大环齿轮与节径为D的一小环齿轮；

一对同轴的正齿轮，其包括节径为B的一大正齿轮与节径为C的一小正齿轮；大正齿轮与大环齿轮齿咬合，且小正齿轮与小环齿轮齿咬合，形成二组齿咬合配对；与

一行星架组件，其连结至该变速箱的输出轴；其中

二组同轴配对其中之的一配对的二齿轮互相固定在一起，以在行星架上周转运作；

二组同轴配对其中之另一配对的一齿轮被固定在该变速箱的壳体框架上，而其另一齿轮则被连结至该变速箱的输入轴；且

该四齿轮满足A=K+i，B=K，C=K-j且D=K+i-j的尺寸关系，其中K，i与j为整数。

2.如权利要求1所述的变速箱，其中i与j皆小于5。

3.如权利要求1所述的变速箱，其中K/i小于30/1或K/j小于30/1。

4.如权利要求1所述的变速箱，其中i等于j。

5.如权利要求1所述的变速箱，其中连结至行星架组件的输入与输出轴两者其中之一是为输入轴。

6.如权利要求1所述的变速箱，其中连结至行星架组件的输入与输出轴两者其中之一是为输出轴。

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