CN111120580B - 风电机组的变桨齿轮副、及其双惰轮分流装置和设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种风电机组的变桨齿轮副、及其双惰轮分流装置和设计方法，属于风电机组领域，所述风电机组包括变桨减速机的变桨输出小齿和与所述变桨输出小齿配合传动的变桨轴承，包括安装在所述变桨输出小齿和变桨轴承之间的两个传动惰轮，所述变桨输出小齿与所述两个传动惰轮同时啮合，且所述两个传动惰轮与变桨轴承的齿圈部分同时啮合，通过增加所述传动惰轮将动力传至变桨轴承内圈。本发明的双惰轮分流结构即在变桨输出小齿与变桨轴承之间增加两个传动惰轮，将变桨输出小齿与变桨轴承齿的啮合力减半，循环次数加倍。从而实现变桨输出小齿与变桨轴承齿齿宽减小，达到减重与改善啮合性能的目的。

Description

风电机组的变桨齿轮副、及其双惰轮分流装置和设计方法

技术领域

本发明涉及风电机组领域，特别是涉及一种风电机组的变桨齿轮副、及其双惰轮分流装置和设计方法。

背景技术

随着海上风力发电产业的迅猛发展，国内外风电整机制造商不断推出新型大兆瓦海上型风电机组，以争夺更为有利的海上风电资源。由于大兆瓦机组受到载荷强度和可靠性要求的提高，变桨驱动小齿与变桨轴承齿轮副其尺寸与重量越来越大，且齿宽方向更易出现偏载情况。

本发明专利提出了变桨齿轮副双惰轮分流装置。在方案中该结构需重点考虑配齿方法及结构优化设计。

发明内容

本发明要解决的技术问题是提供一种风电机组的变桨齿轮副、及其双惰轮分流装置和设计方法，通过在传动比保持不变的情况下，实现变桨齿轮副降载，有利于降低传动变桨齿轮副啮合偏载的风险。

为解决上述技术问题，本发明提供的技术方案如下：

一方面，本发明提供一种风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置，所述风电机组包括变桨减速机的变桨输出小齿和与所述变桨输出小齿配合传动的变桨轴承，包括安装在所述变桨输出小齿和变桨轴承之间的两个传动惰轮，所述变桨输出小齿与所述两个传动惰轮同时啮合，且所述两个传动惰轮与变桨轴承的齿圈部分同时啮合，通过增加所述传动惰轮将动力传至变桨轴承内圈。

一般地，所述两个传动惰轮的参数相同。

进一步地，还包括用于安装所述传动惰轮的安装支架，所述安装支架包括安装轴承和用于固定安装轴承的支架，所述传动惰轮的轴两端均通过安装轴承支撑，所述支架用于与风电机组的轮毂壳体固定连接。

进一步地，所述变桨轴承与变桨输出小齿之间的中心距小于两者的齿顶圆半径之差。

进一步地，所述两个传动惰轮的中心距大于两者的齿顶圆半径之和。

另一方面，提供一种风电机组的变桨齿轮副结构，包括所述的风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置，还包括变桨减速机、变桨轴承和安装支架，所述安装支架与变桨减速机固定连接，通过安装支架将两个惰轮安装在变桨减速机的变桨输出小齿和变桨轴承之间。

再一方面，提供一种风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置的设计方法，用于对所述的风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置进行优化设计，包括如下步骤：

S1:确定变桨系统传动比分配，确定变桨齿轮副大小齿齿数；

S2：然后进行双惰轮分流结构设计，根据中心距约束条件、齿轮啮合原理和邻接条件，初步确定惰轮齿数，并对惰轮齿数取整；

S3：对变桨齿轮副的惰轮齿数、变位系数、齿宽进行优化设计，多轮迭代后确保设计完成后齿轮参数满足S2阶段中心距约束条件以及强度要求；

S4：进行惰轮轴系与安装结构设计并进行强度校核，多轮迭代后完成惰轮轴轴承选型、惰轮轴及附件设计以及安装结构件设计。

S5：完成双惰轮分流结构设计。

进一步地，所述步骤S2中，采用高度变位设计，惰轮齿数及其安装角需满足以下约束方程：

1)中心距约束方程，由O₂A＝O₂O₄sinα＝0₁0₂sinβ，可得

f(Z₀，α，β)＝(Z₄-Z₀)sinα-(Z₁+Z₀)sinβ＝0 (1)

2)根据齿轮啮合原理，可得

f(Z₀，α，β)＝[α(Z₄-Z₀)+β(Z₁+Z₀)]/π＝q(整数) (2)

3)邻接条件，需满足O₂O₃大于da₂或da₃，且O₄O₁小于da₄与da₁之差的一半，可得：

f(Z₀，α)＝m(Z₄-Z₀)sinα-(Z₀+2h_a ^*)m＞0 (3)

f(Z₀，α，β)＝m(Z₄-Z₀)cosα-m(Z₁+Z₀)cosβ-(Z₄-2h_a ^*)m/2+(Z₁+2h_a ^*)m/2＜0 (4)

其中，式(1)、(2)、(3)、(4)中，d₁、d₂、d₃、d₄分别为变桨输出小齿、两个惰轮和变桨轴承的齿轮分度圆直径；da₁、da₂、da₃、da₄分别为变桨输出小齿、两个惰轮和变桨轴承的齿轮齿顶圆直径；O₁、O₂、O₃、O₄分别为变桨输出小齿、两个惰轮和变桨轴承的齿轮回转中心，A为O₄O₁延长线与O₂O₃连线交点；Z₁为中心轮齿数，Z₄为变桨轴承齿圈齿数，α与β为O₄A分别与O₄O₂、O₁O₂的夹角，Z₀为惰轮齿数，按上述方程求得初始Z₀值并取整数得到Z₀’；h_a ^*为齿顶高系数，可取h_a ^*＝1。

进一步地，所述步骤S3中，利用约束方程式对安装角进行求解，优化求解中心距条件需要考虑惰轮变位系数，即中心距约束方程变为：

f(α`，β`)＝(Z₄-Z₀`+y<sub>40</sub>)sinα`-(Z₁+Z₀`+y<sub>10</sub>)sinβ`＝0；

其中y₄₀与y₁₀分别为两对啮合齿轮的中心距变动系数，可通过惰轮变位系数计算获得，Z₀’为计算得到的Z₀取整后的数值，α’与β’对应为α与β优化后的值。

进一步地，因传统变桨齿轮副设计中变桨输出小齿与变桨轴承均采用正变位设计，因此行星齿轮与两齿轮啮合节圆相同，则装配条件保持不变，即：

f(α`，β`)＝[α`(Z<sub>4</sub>-Z<sub>0</sub>`)+β`(Z<sub>1</sub>+Z<sub>0</sub>`)]/π＝q(整数)

从而确定圆整齿数后惰轮的变位系数与安装角。

进一步地，然后使用齿轮计算分析软件进行强度校核与齿宽参数选择及其校核，多轮迭代后获得满足设计要求的齿轮副参数。

采用这样的设计后，本发明至少具有以下优点：

本发明的双惰轮分流结构即在变桨输出小齿与变桨轴承之间增加两个传动惰轮，将变桨输出小齿与变桨轴承齿的啮合力减半，循环次数加倍。从而实现变桨输出小齿与变桨轴承齿齿宽减小，达到减重与改善啮合性能的目的。

附图说明

上述仅是本发明技术方案的概述，为了能够更清楚了解本发明的技术手段，以下结合附图与具体实施方式对本发明作进一步的详细说明。

图1是本发明的风电机组的变桨齿轮副的一个实施例的装配结构示意图；

图2是本发明的风电机组的变桨齿轮副的双惰轮分流装置的S2阶段设计附图；

图3是本发明的风电机组的变桨齿轮副的双惰轮分流装置的设计方法流程图。

具体实施方式

下面将参照附图更详细地描述本发明的示例性实施例。虽然附图中显示了本发明的示例性实施例，然而应当理解，可以以各种形式实现本发明而不应被这里阐述的实施例所限制。相反，提供这些实施例是为了能够更透彻地理解本发明，并且能够将本发明的范围完整的传达给本领域技术人员。

本技术领域技术人员可以理解，除非特意声明，这里使用的单数形式“一”、“一个”、“所述”和“该”也可包括复数形式。应该进一步理解的是，本发明的说明书中使用的措辞“包括”是指存在所述特征、整数、步骤、操作、元件和/或组件，但是并不排除存在或添加一个或多个其他特征、整数、步骤、操作、元件、组件和/或它们的组。

本技术领域技术人员可以理解，除非另外定义，这里使用的所有术语(包括技术术语和科学术语)，具有与本发明所属领域中的普通技术人员的一般理解相同的意义。还应该理解的是，诸如通用字典中定义的那些术语，应该被理解为具有与现有技术的上下文中的意义一致的意义，并且除非被特定定义，否则不会用理想化或过于正式的含义来解释。

本发明提供一种风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置及其设计方法的实施例，如图1至图3所示，风电机组包括变桨减速机1的变桨输出小齿2和与变桨输出小齿2配合传动的变桨轴承3，包括安装在变桨输出小齿2和变桨轴承3之间的两个传动惰轮4，变桨输出小齿2与两个传动惰轮4同时啮合，且两个传动惰轮4与变桨轴承3的齿圈部分同时啮合，通过增加传动惰轮3将动力传至变桨轴承3内圈。

本发明在使用时，其中变桨减速机1通过螺栓固定在叶轮轮毂上，其输入端法兰连接变桨电机，将变桨电机动力通过特点传动比传至变桨输出小齿2处；变桨输出小齿2与两个相同参数的惰轮4同时啮合；同时惰轮4与变桨轴承3齿圈部分同时啮合，将动力传至轴承内圈，轴承内圈法兰面与叶片连接，最终实现由电机至叶片的变桨运动。惰轮4的惰轮轴两端通过安装轴承6支撑，安装轴承6固定在传动惰轮的支架5上，支架5安装在风电机组的轮毂壳体上。

本发明通过两个惰轮传动，将变桨输出小齿与变桨轴承处载荷减半，在载荷条件下可减小变桨齿轮副齿宽，实现在大兆瓦海上风机变桨驱动系统减重。并且在相同载荷条件下，减小变桨输出小齿所受径向力，同时齿宽减小，有利于降低传动变桨齿轮副啮合偏载的风险。

其中同一机组采用分流结构与传统结构的传动比分配方案一致。

本发明所涉及的分流变桨齿轮副结构包括：变桨惰轮轴系、变桨减速机、变桨轴承、安装支架，本发明核心结构为双惰轮分流齿轮副。

采用分流结构的变桨齿轮副优化设计流程如图2、图3所示：

S1:与传统变桨系统设计相同，首先进行变桨电机选型、变桨减速机及变桨轴承设计选型，该部分不属于本文主要论述范围。在该阶段可确定变桨减速机传动比与变桨齿轮副大小齿齿数。

S2：确定变桨齿轮副大小齿齿数后进行双惰轮分流结构设计。该阶段通过各约束方程初步确定惰轮齿数。为本文设计方法的核心内容。

具体的：

图2为双惰轮分流齿轮副布置原理图，其中d_x为各齿轮分度圆直径，为图中点划线圆，da_x为各齿轮齿顶圆直径，为图中实线圆，O_x点为个齿轮回转中心，A点为O₄O₁延长线与O₂O₃连线交点。Z₁为中心轮齿数，Z₄为齿圈齿数，α与β如图2中夹角，Z₀为惰轮齿数，初始计算中可为小数

暂采用高度变位，惰轮齿数及其安装角需满足以下约束方程。

1)中心距约束方程，由O₂A＝O₂O₄sinα＝0₁0₂sinβ，可得

f(Z₀，α，β)＝(Z₄-Z₀)sinα-(Z₁+Z₀)sinβ＝0

2)根据齿轮啮合原理，图中虚线部分应为齿轮副节距的整数倍，可得

f(Z₀，α，β)＝[α(Z₄-Z₀)+β(Z₁+Z₀)]/π＝q(整数)

3)邻接条件，为避免齿轮副齿顶干涉，要求O₂O₃大于da₂(da₂＝da₃)，要求O₄O₁小于da₄与da₁之差的一半，可得：

f(Z₀，α)＝m(Z₄-Z₀)sinα-(Z₀+2h_a ^*)m＞0

f(Z₀，α，β)＝m(Z₄-Z₀)cosα-m(Z₁+Z₀)cosβ-(Z₄-2h_a ^*)m/2+(Z₁+2h_a ^*)m/2＜0

其中h_a ^*为齿顶高系数，可取h_a ^*＝1；

按上述方程求得初始Z₀值，可能为小数，对其进行圆整得Z₀`。

S3：对变桨齿轮副的惰轮齿数、变位系数、齿宽进行优化设计，多轮迭代后确保设计完成后齿轮参数满足S2阶段中心距约束条件以及强度要求。具体的：

利用约束方程式对安装角进行求解，优化求解中心距条件需要考虑惰轮变位系数。即中心距约束方程变为：

f(α`，β`)＝(Z₄-Z₀`+y<sub>40</sub>)sinα`-(Z₁+Z₀`+y<sub>10</sub>)sinβ`＝0；

其中y₄₀与y₁₀分别为两对啮合齿轮的中心距变动系数，可通过惰轮变位系数计算获得，Z₀’为计算得到的Z₀取整后的数值，α’与β’对应为α与β优化后的值。

因传统变桨齿轮副设计中变桨输出小齿与变桨轴承均采用正变位设计，因此行星齿轮与两齿轮啮合节圆相同，则装配条件保持不变。即：

f(α`，β`)＝[α`(Z<sub>4</sub>-Z<sub>0</sub>`)+β`(Z<sub>1</sub>+Z<sub>0</sub>`)]/π＝q(整数)

最终确定圆整齿数后惰轮的变位系数与安装角。

S4：进行惰轮轴系与安装结构设计并进行强度校核，多轮迭代后完成惰轮轴轴承选型、惰轮轴及附件设计以及安装结构件设计。

使用齿轮计算分析软件进行强度校核与齿宽参数选择及其校核。多轮迭代后获得满足设计要求的齿轮副参数。

S5：完成双惰轮分流结构设计。

本发明的双惰轮分流结构即在变桨输出小齿与变桨轴承之间增加两个传动惰轮，将变桨输出小齿与变桨轴承齿的啮合力减半，循环次数加倍。从而实现变桨输出小齿与变桨轴承齿齿宽减小，达到减重与改善啮合性能的目的。

本发明通过两个惰轮传动，将变桨输出小齿与变桨轴承处载荷减半，在载荷条件下可减小变桨齿轮副齿宽，实现在大兆瓦海上风机变桨驱动系统减重。并且在相同载荷条件下，减小变桨输出小齿所受径向力，同时齿宽减小，有利于降低传动变桨齿轮副啮合偏载的风险，实现降载降重，改善齿轮副工作性能的目的。

以上所述，仅是本发明的较佳实施例而已，并非对本发明作任何形式上的限制，本领域技术人员利用上述揭示的技术内容做出些许简单修改、等同变化或修饰，均落在本发明的保护范围内。

Claims (2)

1.一种风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置的设计方法，其特征在于，用于对风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置进行优化设计，所述风电机组包括变桨减速机的变桨输出小齿和与所述变桨输出小齿配合传动的变桨轴承，所述风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置包括安装在所述变桨输出小齿和变桨轴承之间的两个传动惰轮，所述变桨输出小齿与所述两个传动惰轮同时啮合，且所述两个传动惰轮与变桨轴承的齿圈部分同时啮合，通过增加所述传动惰轮将动力传至变桨轴承内圈；

所述设计方法包括如下步骤：

S1:确定变桨系统传动比分配，确定变桨齿轮副大小齿齿数；

S2：然后进行双惰轮分流结构设计，根据中心距约束条件、齿轮啮合原理和邻接条件，初步确定惰轮齿数，并对惰轮齿数取整；

S3：对变桨齿轮副的惰轮齿数、变位系数、齿宽进行优化设计，多轮迭代后确保设计完成后齿轮参数满足S2阶段中心距约束条件以及强度要求；

S4：进行惰轮轴系与安装结构设计并进行强度校核，多轮迭代后完成惰轮轴轴承选型、惰轮轴及附件设计以及安装结构件设计;

S5：完成双惰轮分流结构设计；

所述步骤S2中，采用高度变位设计，惰轮齿数及其安装角需满足以下约束方程：

1)中心距约束方程，由O₂A＝O₂O₄sinα＝0₁0₂sinβ，可得

f(Z₀，α，β)＝(Z₄-Z₀)sinα-(Z₁+Z₀) sinβ＝0 (1)

2)根据齿轮啮合原理，可得

f(Z₀，α，β)＝[α (Z₄-Z₀)+β (Z₁+Z₀)]/π ＝q(整数) (2)

3)邻接条件，需满足O₂O₃大于da₂或da₃，且O₄O₁小于da₄与da₁之差的一半，可得：

f(Z₀，α)＝m(Z₄-Z₀) sinα- (Z₀+2h_a ^*)m＞0 (3)

f(Z₀，α，β)＝m(Z₄-Z₀)cosα-m(Z₁+Z₀)cosβ-(Z₄-2h_a ^*)m/2+(Z₁+2h_a ^*)m/2

＜0 (4)

其中，式(1)、(2)、(3)、(4)中，d₁、d₂、d₃、d₄分别为变桨输出小齿、两个惰轮和变桨轴承的齿轮分度圆直径；da₁、da₂、da₃、da₄分别为变桨输出小齿、两个惰轮和变桨轴承的齿轮齿顶圆直径；O₁、O₂、O₃、O₄分别为变桨输出小齿、两个惰轮和变桨轴承的齿轮回转中心，A为O₄O₁延长线与O₂O₃连线交点；Z₁为中心轮齿数，Z₄为变桨轴承齿圈齿数，α与β为O₄A分别与O₄O₂、O₁O₂的夹角，Z₀为惰轮齿数，按上述方程求得初始Z₀值并取整数得到Z₀’；h_a ^*为齿顶高系数，可取h_a ^*＝1；

所述步骤S3中，利用约束方程式对安装角进行求解，优化求解中心距条件需要考虑惰轮变位系数，即中心距约束方程变为：

f(α^{`</sup>，β<sup>`})＝(Z₄-Z₀ ^{`</sup>+y<sub>40</sub>)sinα<sup>`}-(Z₁+Z₀ ^{`</sup>+y<sub>10</sub>)sinβ<sup>`}＝0；

其中y₄₀与y₁₀分别为两对啮合齿轮的中心距变动系数，可通过惰轮变位系数计算获得，Z₀’为计算得到的Z₀取整后的数值，α’与β’对应为α与β优化后的值；

因传统变桨齿轮副设计中变桨输出小齿与变桨轴承均采用正变位设计，因此行星齿轮与两齿轮啮合节圆相同，则装配条件保持不变，即：

f(α^{`</sup>，β<sup>`})＝[α^{`</sup>(Z<sub>4</sub>-Z<sub>0</sub> <sup>`})+β^{`</sup>(Z<sub>1</sub>+Z<sub>0</sub> <sup>`})]/π＝q(整数)

从而确定圆整齿数后惰轮的变位系数与安装角。

2.根据权利要求1所述的风电机组的变桨齿轮副双惰轮分流装置的设计方法，其特征在于，然后使用齿轮计算分析软件进行强度校核与齿宽参数选择及其校核，多轮迭代后获得满足设计要求的齿轮副参数。