JP5721997B2 - 風力発電設備に使用する減速装置及び風力発電設備のヨー駆動装置 - Google Patents

Description

本発明は、風力発電設備に使用する減速装置及び風力発電設備のヨー駆動装置に関する。

特許文献１に、風力発電設備に使用する減速装置が開示されている。風力発電設備の制御としては、風に対してナセル（発電室）の水平面内での向き（回転）を制御するヨー制御、或いは風に対して風車ブレードの向き（傾き）を制御するピッチ制御等があるが、いずれもモータで駆動される減速装置によって実現されている。

風力発電設備は、必ずしも常時安定した風を確保できる場所に設置できるわけではなく、特に近年では、複雑な地形部での乱れた風を受ける場所や、ときに台風やハリケーンのような激しい風が吹くような場所に設置せざるを得ない例も増えている。このような強い風が風力発電設備に掛かると各減速装置には出力側から巨大な負荷が掛けられた状態となり、本来の出力軸が入力軸となった増速装置の動きを呈し、減速装置内の各部材やモータ等が過度に速い回転速度で強制的に回転させられる状態が発生してしまう。

この特許文献１では、減速装置の出力側から設定値以上の風力負荷が入力されて来たときに、スリップカップリングを作動させ、駆動系の動力伝達を遮断して該駆動系の過負荷を防止する技術を開示している。

ＵＳ２００７−００９８５４９Ａ１（請求項１、段落［００１５］）

上記特許文献１におけるスリップカップリングは、駆動系に予め設定された閾値以上の風力負荷が伝達されてくると、減速装置内の動力の伝達そのものを遮断してしまうものであった。そのため、実際問題として、例えば強い風力負荷が掛かるような状況において、該風力負荷に抗してヨー制御が行われているとき（ナセルがある方向に固定・維持されているとき）に、より過大な風力負荷が掛かって減速装置内の動力伝達が遮断されると、駆動系がフリーの状態となってしまうという問題があった。すなわち、動力伝達が遮断されることによって、それまで行われていたナセルの方向の維持ができなくなり、ナセルが風に任せて無制御状態で激しく振れ回る状態が生じてしまうという問題があった。

この事情は、ピッチ制御のための減速装置においても、「当該減速装置の動力伝達が過負荷によって遮断された場合に、風車ブレードが風に任せて無制御状態で激しくふらつく状態が生じてしまう」という点で同様である。

また、スリップカップリングは、駆動系の本来の動力伝達を担う部材とは別に設けられるものであったため、スリップカップリングを付設する分、風力発電設備全体の部品点数が増大し、コストが増大するという問題もあった。

本発明は、このような従来の問題を解消するためになされたものであって、低コストで、過大な風力負荷が掛かるような状況においても、減速装置の破損や故障を防止でき、かつ、ナセルや風車ブレードが風に任せて無制御状態でふらつく状態が生じることを防止することのできる風力発電設備に使用する減速装置及び風力発電設備のヨー駆動装置を提供することをその課題としている。

本発明は、出力軸にピニオンが設けられ、該ピニオンが風力発電設備側に設けられた歯車と噛み合う構成とされた風力発電設備に使用する減速装置において、該減速装置の駆動源であるモータと該減速装置の出力軸との間に、トラクションドライブによって動力伝達を行うトラクション減速機構を配置した構成とすることにより、上記課題を解決したものである。

本発明では、トラクションドライブによって動力伝達を行うトラクション減速機構を、風力発電設備に使用する減速装置の駆動系内に装備させた。トラクション減速機構を配置する位置は、該減速装置の駆動源であるモータと該減速装置の出力軸との間であれば、特に制限されず、例えば、減速装置の初段の減速機構として配置しても、また第２段目以降の減速機構として配置しても、さらにはモータ軸に直結して配置してもよい。なお、本発明に係る減速装置は、トラクションドライブによって動力伝達を行うトラクション減速機構が備えられている限り、駆動源たるモータは、必ずしも取り付けられた状態とされていなくてもよい。

トラクションドライブによって動力伝達を行うトラクション減速機構は、ある閾値以上のトルクが入力されてくるとローラ等の転動部材に多大な滑りが発生してそれ以上のトルクを伝達しなくなるという特性がある。そのため、暴風等で、過大な風力負荷が減速装置の出力側から入力されてきたときには、該トラクション減速機構の転動部材が滑ることでそのエネルギの全てがモータ側に伝達されてしまうのを回避できる。この結果、減速装置の各部材が過回転によって破損したり故障したりするのが防止される。

また、いわゆるフリクションドライブ（摩擦力による駆動）によって動力伝達を行うフリクション減速機構と異なり、トラクション減速機構は、多大な滑りが発生した後においても、伝達トルクが急減せず、ある程度のトルクの伝達を維持するという特性がある。このため、トラクション減速機構は、上記保護機能（滑り機能）が発揮された後であっても、所定のトルク伝達を維持することができるため、ナセル、あるいは風車ブレード等の被駆動体に（風に対する）適度の反力を発生させることができる。すなわち、ナセルや風車ブレードが風に任せて無制御状態でふらついたりするのを効果的に防止できる。

更に、本発明に係るトラクション減速機構は、通常時は、モータからの動力を減速装置の出力側に減速しながら伝達する減速装置本来の駆動系の一部として機能する。換言するならば、本発明では、減速装置の保護機能を実現するために別途の付設装備を特に必要とせず、低コストである。

本発明によれば、低コストで、過大な風力負荷が掛かるような状況においても、減速装置の破損や故障を防止でき、かつ、ナセルや風車ブレードが風に任せて無制御状態でふらつく状態が生じることを防止することができる。

本発明の実施形態の一例に係る風力発電設備に使用する減速装置の全体断面図 上記減速装置が適用される風力発電設備の正面図 上記風力発電設備のナセルに上記減速装置が組み込まれている様子を示す斜視図 上記風力発電設備のヨー駆動装置の構造を示す要部断面図 図１の矢示Ｖ−Ｖ線に沿う断面図 図１の矢示ＶＩ−ＶＩ線に沿う断面図 単純遊星ローラ減速機構の滑り出すトルクを説明するための説明図 本発明の他の実施形態の一例に係る風力発電設備に使用する減速装置の全体断面図 本発明の更に他の実施形態の一例に係る風力発電設備に使用する減速装置の全体断面図 図９の矢示Ｘ−Ｘ線に沿う断面図

以下、本発明の実施形態の一例に係る風力発電設備に使用する減速装置について詳細に説明する。始めに、当該風力発電設備の概略から説明する。

図２及び図３を参照して、この風力発電設備１０は、円筒支柱１１の最上部にナセル（発電室）１２を備える。ナセル１２には、ヨー（Ｙａｗ）駆動装置１４と、ピッチ（Ｐｉｔｃｈ）駆動装置１６が組み込まれている。ヨー駆動装置１４は、円筒支柱１１に対するナセル１２全体の旋回角を制御するためのものであり、ピッチ駆動装置１６は、ノーズコーン１８に取り付けられる３枚の風車ブレード２０のピッチ角を制御するためのものである。

この実施形態では、ヨー駆動装置１４に本発明が適用されているため、ここではヨー駆動装置１４について説明する。

このヨー駆動装置１４は、モータ２２及び出力ピニオン２４付きの４個の減速装置Ｇ１〜Ｇ４及びそれぞれの出力ピニオン２４と噛合する１個の旋回内歯歯車２８を備える。各減速装置Ｇ１〜Ｇ４は、それぞれナセル１２の本体側の所定の位置に固定されている。図４を合わせて参照して、各減速装置Ｇ１〜Ｇ４のそれぞれの出力ピニオン２４が噛合している旋回内歯歯車２８は、円筒支柱１１側に固定されており、ヨーベアリング３０の内輪を構成している。ヨーベアリング３０の外輪３０Ａは、ナセル１２の本体１２Ａ側に固定されている。なお、図４の符号２５はヨー駆動装置１４の旋回内歯歯車２８を固定するためのブレーキ機構、すなわち外部からの風力負荷に対して、ナセル１２が回転するのを防止するためのブレーキ機構である。

この構成により、各減速装置Ｇ１〜Ｇ４のモータ２２によって各出力ピニオン２４を同時に回転させると、該出力ピニオン２４が旋回内歯歯車２８と噛合しながら旋回内歯歯車２８の中心３６（図３参照）に対して公転する。この結果、ナセル１２全体を円筒支柱１１に固定されている旋回内歯歯車２８の中心３６の周りで旋回させることができる。これにより、ナセル１２のノーズコーン１８を所望の方向（例えば風上の方向）に向けることができ、効率的に風圧を受けることができる。

前記減速装置Ｇ１〜Ｇ４は、それぞれ同一の構成を有しているため、ここでは減速装置Ｇ１の構成を説明する。

図１を参照して、減速装置Ｇ１は駆動源であるモータ２２と、初段の減速機構であるウォーム減速機構３０と、その後段に配置された単純遊星ローラ減速機構（トラクション減速機構）３２と、最終段の減速機構である揺動内接噛合遊星減速機構３４とを、動力伝達経路上でこの順に備えている。

なお、特許請求の範囲及び本明細書において「前段」「後段」、あるいは、「初段」「最終段」等の、動力の流れに対して上流、下流に相当する意味を有して用いられている用語は、特に断り書きのない限り、通常の駆動状態においてモータから駆動力が流れてゆく方向を基準としている。したがって、暴風により、出力ピニオンの側からモータ側へと動力が逆流してくるときには、上流、下流の関係が逆になる。

モータ２２のモータ軸２２Ａは、ウォーム減速機構３０の図示せぬウォームと連結されている。ウォームとウォームギヤ３６は、互いに噛合することによってモータ軸２２Ａの回転を減速すると共に、動力の回転方向を直角に変更している。この実施形態ではウォーム減速機構３０の減速比は４０程度とされている（入力された回転を１／４０程度に減速する）。それは、ウォーム減速機構３０のセルフロック性能は、ウォームの進み角と（ウォームとウォームギヤ３６の）接触部の摩擦係数により決定されるが、本実施形態のような円筒ウォームの場合には、減速比２０以上、好ましくは３０以上、より好ましくは４０以上であれば、後述する所望のセルフロック性能（出力側からの負荷で回転しない機能）を実現できるためである。この実施形態では、ウォーム減速機構３０のセルフロック機能を利用することで出力ピニオン２４側からの外力に対する反力を提供するようにしているため、モータ２２にはブレーキ機構を設けておらず、その分コストダウンを図っている。なお、この実施形態では、ウォーム減速機構３０の出力軸（ウォームギヤ３６が組み込まれている軸）３６ｗは、後段の単純遊星ローラ減速機構３２の入力軸３２ｉを兼用している。

単純遊星ローラ減速機構３２は、図５に示されるように、入力軸３２ｉにキー３８を介して組み込まれた太陽ローラ４０、該太陽ローラ４０に外接するとともにキャリヤ４２に支持された４個の遊星ローラ４４、及び各遊星ローラ４４が内接するリングローラ４６を備える。この実施形態では、リングローラ４６がケーシング４８Ａと一体化（固定）された状態で、太陽ローラ４０からウォーム減速機構３０の出力を入力し、遊星ローラ４４を支持しているキャリヤ４２の公転を減速出力として取り出す構成を採用している。

この単純遊星ローラ減速機構３２の各ローラ４０、４４、４６間の動力伝達は、「トラクションドライブ（Ｔｒａｃｔｉｏｎ Ｄｒｉｖｅ）」によって行われる。トラクションドライブによる動力伝達とは、油が閉じ込められた空間内で滑らかな表面を持つ一対の転動体を互いに強く押し付け、該押し付けによって形成された弾性変形接触部に前記油を高圧で閉じ込め、この閉じ込められたＥＨＬ油膜（弾性流体潤滑油膜（Ｅｌａｓｔｏ−ｈｙｄｒｏｄｙｎａｍｉｃ Ｌｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ））と称される油膜に対して微少な相対滑りを与えたときに発生する油のせん断応力で動力を伝えるものである。

この作動条件を満足させるために、単純遊星ローラ減速機構３２は、トラクション油で満たされた完全密閉空間Ｐ１内に収容されている。リングローラ４６は、ケーシング４８Ａと一体化されて肉厚に形成され、該リングローラ４６によって遊星ローラ４４及び太陽ローラ４０に対して強い半径方向内側への与圧が掛けられている。

単純遊星ローラ減速機構３２のトラクションドライブについては、後に更に詳しく説明する。

単純遊星ローラ減速機構３２のキャリヤ４２は、揺動内接噛合遊星減速機構３４の入力軸７２と一体化されている。

図６を合わせて参照して、揺動内接噛合遊星減速機構３４は、当該入力軸７２と、入力軸７２に設けられた２つの偏心体７４と、該偏心体７４を介して偏心揺動する２枚の外歯歯車７６と、該外歯歯車７６が内接噛合する内歯歯車７８とを備えている。２枚の外歯歯車７６は、その偏心位相が丁度１８０度ずれており、互いに離反する方向に偏心した状態を維持しながら揺動回転する。内歯歯車７８は、ケーシング４８Ｂと一体化されている。内歯歯車７８の内歯はそれぞれ円筒状の外ピン７８Ａによって構成されている。内歯歯車７８の内歯の数（外ピン７８Ａの数）は、外歯歯車７６の外歯の数より僅かだけ（この例では１だけ）多い。外歯歯車７６には内ピン８０が遊嵌されている。内ピン８０は、出力フランジ８２と一体化され、該出力フランジ８２は減速装置Ｇ１の出力軸８４と一体化されている。

この実施形態では、内歯歯車７８がケーシング４８Ｂと一体化されているため、揺動内接噛合遊星減速機構３４の入力軸７２が回転すると外歯歯車７６が偏心体７４を介して揺動し、該外歯歯車７６の内歯歯車７８に対する相対回転（自転）が、内ピン８０及び出力フランジ８２を介して出力軸８４から取り出される。出力軸８４は、内歯歯車７８の外ピン７８Ａと同軸でケーシング４８Ｂに回転自在に支持されると共に該外ピン７８Ａより僅かに大きな外径を有するころからなる（専用の内外輪を有しない）ころ軸受８６と、専用の内外輪８８Ａ、８８Ｂを有する自動調心ころ軸受８８とによって両持ち支持されている。この出力軸８４にはスプライン９０を介して前出の出力ピニオン２４が固定・連結されており、該出力ピニオン２４が、既に説明した旋回内歯歯車２８（図３、図４）と噛合する構成とされている。

ここで、前記単純遊星ローラ減速機構３２のトラクションドライブ関係の構成についてより詳細に説明する。

単純遊星ローラ減速機構３２のトラクションドライブによる動力伝達は、
（１）通常時に駆動系の一部としてモータ２２からの回転を減速する減速機構として機能すると共に、過大な風力負荷が旋回内歯歯車２８側から入力されてきたときに滑りが発生して所定のトルク以上の伝達が遮断される；という基本的な特性が得られる上に、
（２）各ローラ４０、４４、４６に滑りが発生しても、滑り始めたときのトルクとほぼ同一のトルク伝達をなお維持することができるため、ナセル１２や風車ブレード２０の制御が不能になる恐れがない；
（３）滑りによって風力負荷のエネルギの一部が熱に変換されても、完全密閉空間Ｐ１内に封入されたトラクション油によって適正な冷却が可能である；
（４）完全密閉空間Ｐ１内に封入されたトラクション油の中で作動するため、暴風雨等の悪条件下でも動作が安定しており、電源を必要とするセンサや制御回路も不要であり、作用の再現性が高い、というメリットがある。

本実施形態は、上記（１）〜（４）のメリットを風力発電設備１０のヨー駆動装置１４の過負荷時の制御に最大限に利用したものと捉えることができるが、特に上記メリット（２）〜（４）を得るという観点から、類似する「フリクションドライブ」と称されるドライブ方式は、これを採用しない。「フリクションドライブ」とは、乾式の雰囲気で滑らかな転動体を擦り合わせたときの摩擦によって回転を伝えるいわゆる摩擦駆動方式のことである。その理由は、「フリクションドライブ」は、前記（１）と同様の基本効果はあるものの、
（２Ｆ）過大入力によって一度転動体に滑りが発生すると、伝達トルクが急激に低下してしまい、ナセル１２や風車ブレード２０の制御がほとんどできない状態が生じてしまう；
（３Ｆ）滑りによって吸収される風力負荷のエネルギの一部が熱に変換されたときに、発生された熱の発散あるいは放散が困難（減速機構周りが非常に高温になってしまう）；
（４Ｆ）巨大な風力負荷が入力されてくるような暴風雨等の悪条件下では、摩擦ローラ間に雨水やゴミ等が進入したりすることが考えられ、安定した（意図した）特性を維持するのが困難、という事情があるためである。

ここで、図７を参照して、風力負荷（外的トルク）が出力ピニオン２４側から掛かったときに単純遊星ローラ減速機構３２が滑り出す閾値（単純遊星ローラ減速機構３２が滑り始めるトルク）ＴＤの設定について説明する。

なお、厳密な見方をするならば、トラクションドライブに係る単純遊星ローラ減速機構３２は、通常のモータからの動力伝達時においても「若干の滑り」が発生しているため、ここで、この通常のモータからの動力伝達時に発生する「若干の滑り」と、前記「閾値ＴＤに係る滑り」との関係を明らかにしておく。単純遊星ローラ減速機構３２は、通常の動力伝達時、この「若干の滑り」があるからこそ、オイルに剪断応力が発生し、ローラ間の動力を伝達することができる。この「通常の動力伝達時の若干の滑り」は、そのときの回転速度に依存して変化するが、多くても２％〜３％程度である。これに対し、ここでいう「閾値ＴＤに係る滑り」は、ブレーキ（この実施形態ではウォーム減速機構３０のセルフロックによるブレーキ）が掛けられることによって「単純遊星ローラ減速機構３２の各ローラ（太陽ローラ４０、遊星ローラ４４、リングローラ４６）が静止しているとき」において、出力ピニオン２４側から加わったトルクによって、各ローラ４０、４４、４６の間（通常は、遊星ローラ４４とリングローラ４６との間）に滑りが発生し始めるときの「滑り」を指している。

この実施形態では、当該閾値ＴＤを、明確性の高い「自動調心ころ軸受８８及びころ軸受８６の負荷容量」を指標として規定するようにしている。すなわち、
・自動調心ころ軸受８８の基本静定格荷重（ＪＩＳ Ｂ１５１９）…ＣｏＡ
・ころ軸受８６の基本静定格荷重（ＪＩＳ Ｂ１５１９）…ＣｏＢ
・自動調心ころ軸受８８の軸方向中心から、出力ピニオン２４の軸方向中心までの距離…Ｌ１
・自動調心ころ軸受８８の軸方向中心からころ軸受８６の軸方向中心までの距離…Ｌ２
・出力ピニオン２４に作用する荷重…Ｆｐ
・自動調心ころ軸受８８の反力…ＲＡ
・ころ軸受８６の反力…ＲＢ
・出力ピニオン２４のピッチ円直径…Ｄｐ
・単純遊星ローラ減速機構３２の後段の揺動内接噛合遊星減速機構３４の減速比…Ｚｐ
※このＺｐは、減速比の分母である（例えば減速比が１／５０なら５０）
・旋回内歯歯車２８の噛合圧力角…α
・荷重についての安全率（サービスファクタ）…ＳＦ
とすると、以下のような関係式が成立する。
ＲＡ＝Ｆｐ＋ＲＢ＝（１＋Ｌ１／Ｌ２）Ｆｐ …（１）
ＲＢ＝（Ｌ１／Ｌ２）Ｆｐ …（２）

減速装置Ｇ１が破損しないためには（具体的には、ここで着目している自動調心ころ軸受８８及びころ軸受８６が破損しないためには）、静的ピークトルク（減速装置Ｇ１の寿命までの間に静的に１回作用しても壊れない最大トルク）が発生しても、（１）式、（２）式による自動調心ころ軸受８８の反力ＲＡ、ころ軸受８６の反力ＲＢが、一定の安全率ＳＦを確保しながら自動調心ころ軸受８８の基本静定格荷重ＣｏＡ、ころ軸受８６の基本静定格荷重ＣｏＢを超えない必要がある。故に、
ＲＡ＜ＣｏＡ、かつ、ＲＢ＜ＣｏＢ …（３）
が成立しなければならない。一般には、自動調心ころ軸受８８の方がコスト高となるため、事実上、
ＲＡ＜ＣｏＡ …（４）
が、減速装置Ｇ１が破損しないための制約条件となる。

ここで、風力発電設備１０の減速装置Ｇ１は、ヨー駆動装置１４、ピッチ駆動装置１６とも全体のバランスからＬ２／Ｌ１が１．５〜３である（本実施形態では２．５程度）。よって、（１）式は、
ＲＡ＝（１＋１／３）Ｆｐ 〜（１＋１／１．５）Ｆｐ
＝（１．３３〜１．６７）Ｆｐ …（５）
と書き替えることができ、ここに（４）式を適用すると、
（１．３３〜１．６７）Ｆｐ＜ＣｏＡ …（６）
が導かれる。よって、
Ｆｐ＜ＣｏＡ／（１．３３〜１．６７） …（７）
Ｆｐ＜（０．６〜０．７５）ＣｏＡ …（７’）
これが、出力ピニオン２４に作用する最大のピーク荷重Ｆｐの目安となる。

このとき、図７（Ｂ）の関係から、ピーク荷重Ｆｐの実効分である出力ピニオンのピークトルクＰｔは、旋回内歯歯車の噛合圧力角αを用いて
Ｐｔ＝Ｆｐ・ｃｏｓ α・Ｄｐ／２ …（８）
となる。
（７’）式を踏まえて（８）式を変形すると、
Ｐｔ＝（ｃｏｓ α／２）Ｆｐ・Ｄｐ
＝（ｃｏｓ α／２）・（０．６〜０．７５）ＣｏＡ・Ｄｐ
＝（０．３〜０．３７５）・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ …（９）
となるため、（９）式の値を後段の揺動内接噛合遊星減速機構３４の減速比Ｚｐ及び安全率（サービスファクタ）ＳＦで割った値が、単純遊星ローラ減速機構３２が遅くとも滑り出さなければならない限界トルクＴＤｐということになる。なお、安全率ＳＦについては後に触れる。
ＴＤｐ＝（０．３〜０．３７５）・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／（ＳＦ・Ｚｐ） …（１０）

この値は減速装置Ｇ１のピークトルクに対するものであるから、減速装置Ｇ１の定格トルクは、一般にピークトルクの１／２程度であること等を考慮するならば、
ＴＤｎ＝（０．１５〜０．１８７５）・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／（ＳＦ・Ｚｐ） …（１１）
程度が妥当な下限となり、（１０）式と（１１）式から、結局、
ＴＤ≒（０．１５〜０．３７５）・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／（ＳＦ・Ｚｐ） …（１２）
が、単純遊星ローラ減速機構３２が滑り出すべきトルク（閾値）ＴＤの適切な設計範囲ということになる。単純遊星ローラ減速機構３２の滑り出しは、これより早すぎるとモータ２２からの通常のトルク伝達に支障が出る恐れがあり、これより遅すぎると減速装置Ｇ１の耐久性上好ましくない。

ここで、（１２）式に、安全率（サービスファクタ）ＳＦを反映させる。本実施形態の減速装置Ｇ１のように、モータと減速機（ギヤヘッド）が連結されたギヤモータの場合、安全率（サービスファクタ）ＳＦは、モータ容量に対してギヤヘッドのもつ強度上の余裕を係数で表したものと定義することができる。例えば安全率ＳＦ＝２．０は、ギヤヘッド容量がモータ容量の２倍余裕があることを示す。本実施形態のように、風力発電設備に使用されるギヤモータの場合には、通常、安全率ＳＦ＝１．０〜２．０であるため、これを、上記（１２）式に代入して計算すると、式の趣旨より、下限側が１／２、上限側がそのままとなるため、（１２）式は、結局、（１３）式のように表すことができる。
ＴＤ≒（０．０７５〜０．３７５）・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／Ｚｐ …（１３）

更に、例えば、圧力角αが２５°であるならば、ｃｏｓ ２５°は０．９０６であり、ｃｏｓ α は、１より僅かに小さな値であること等を考慮して前後を丸めるならば、
ＴＤ≒（０．０５〜０．４）・ＣｏＡ・Ｄｐ／Ｚｐ …（１４）
と理解して良い。

閾値ＴＤをこのような範囲に設定することにより、モータ２２からの通常のトルク伝達の場合は滑らず、減速装置Ｇ１の耐久性上問題が生じそうなトルクより若干小さいレベルから滑り出すような特性を得ることができる。

単純遊星ローラ減速機構３２は、この閾値ＴＤの範囲のトルクがキャリヤ４２側から入力されたときに滑り出すように、各ローラ４０、４４、４６の径や軸方向幅、リングローラ４６による与圧力、トラクション油の種類等が設計・調整される。単純遊星ローラ減速機構３２は、他の構成に係るトラクションドライブ減速機構（例えば平行軸タイプのトラクションドライブ減速機構）と比べて、スペース性、コスト性、滑り出すトルクの調整の容易性等、多くの面で優れている。

次に、この実施形態に係る風力発電設備１０の減速装置Ｇ１の作用を説明する。

モータ２２のモータ軸２２Ａの回転は、ウォーム減速機構３０によって初段減速されると共に回転方向が直角に変更され、単純遊星ローラ減速機構３２の太陽ローラ４０に入力される。単純遊星ローラ減速機構３２では、通常の「単純遊星ローラ減速機構３２」自体の減速作用により所定の２段目の減速が行われ、減速された回転が該単純遊星ローラ減速機構３２のキャリヤ４２の回転として出力される。このように、単純遊星ローラ減速機構３２は通常時は、完全に減速装置Ｇ１の駆動系の一部として機能するのが、本実施形態の大きな特徴の１つである。

この減速された回転は、揺動内接噛合遊星減速機構３４の入力軸７２に伝達される。

揺動内接噛合遊星減速機構３４の入力軸７２が回転すると、偏心体７４を介して外歯歯車７６が（内歯歯車７８に内接しながら）揺動回転するため、内歯歯車７８との噛合位置が順次ずれてゆく現象が生じる。この結果、揺動内接噛合遊星減速機構３４の入力軸７２が１回回転する毎に、外歯歯車７６が１回揺動し、（固定状態にある）内歯歯車７８に対して１歯分ずつ位相がずれて行くようになる（自転成分が発生する）。この自転成分を内ピン８０、出力フランジ８２を介して出力軸８４側に取り出すことにより、揺動内接噛合遊星減速機構３４での減速が実現される。出力軸８４の回転はスプライン９０を介して出力ピニオン２４に伝達される。出力ピニオン２４は旋回内歯歯車２８と噛合しており、且つ、該旋回内歯歯車２８は、円筒支柱１１側に固定されているため、結局、反作用によって該円筒支柱１１に対してナセル１２自体が水平方向に回転する。

ここで、極めて強い風が風車ブレード２０等に作用することによってナセル１２を旋回させようとする巨大なトルクがヨー駆動装置１４の減速装置Ｇ１の出力ピニオン２４側から入力されて来たとする。この巨大な「風力負荷」は、該減速装置Ｇ１の揺動内接噛合遊星減速機構３４を逆から駆動し、揺動内接噛合遊星減速機構３４は増速機構として機能するため、何らかの「ブレーキ機能」がないと、駆動系の各部が非常に速い速度で強制的に回転させられてしまうと共に、ナセル１２が風によって回転させられてしまうことになる。

通常、このブレーキ機能は、モータ２２にブレーキ機構を付設することによって実現する。しかし、前述したように、本実施形態ではこの「ブレーキ機能」を、コスト低減のためにウォーム減速機構３０のセルフロック機能によって実現している。ウォーム減速機構３０のセルフロックによるブレーキ機能は、文字通り駆動系の回転を完全にロックしてしまうものであるため、このままでは、減速装置Ｇ１の各部材は、当該巨大な「風力負荷」をまともに受けてしまった場合、破損してしまう恐れが生じる。

しかしながら、この実施形態では、過大な風力負荷が掛かって単純遊星ローラ減速機構３２のキャリヤ４２に閾値であるトルクＴＤ以上のトルクが掛かると、該単純遊星ローラ減速機構３２の各ローラ４０、４４、４６が滑り出すため、（ウォーム減速機構３０のセルフロック機能を利用した構成であっても）モータ２２を含めた減速装置Ｇ１各部の過回転を安全に防止することができる。

また、単純遊星ローラ減速機構３２は、湿式で、全体が完全密閉空間Ｐ１内のトラクション油内に浸っているため、過熱の恐れもない。何よりも、単純遊星ローラ減速機構３２は、滑り出した後も、滑り出したときのトルクＴＤとほぼ同一のトルク伝達を維持する。また、本実施形態では、（出力ピニオン２４側から見て単純遊星ローラ減速機構３２の後段に）セルフロック機能を有するウォーム減速機構３０が配置されている。したがって、この単純遊星ローラ減速機構３２から伝えられてくるトルクをウォーム減速機構３０のウォームギヤ３６が静止状態を維持して受け止めてくれることになる。そのため、該ウォームギヤ３６によって提供される反力をナセル１２にまで伝えることができ、ナセル１２が振れ廻ろうとする動きを抑えることができる。

単純遊星ローラ減速機構３２の滑りを利用したこの保護機能は、単純遊星ローラ減速機構３２自体が完全密閉空間Ｐ１内に収容されており、しかも当該過大トルク対策のためにセンサや電気的制御系が不要であるため、落雷や浸水等で制御系がダメージを受け易いような悪天候状態でも信頼性の高い作動が可能である。

そして、更に、この実施形態に係る４個の減速装置Ｇ１〜Ｇ４を用いたヨー駆動装置１４は、それぞれが滑りを許容する単純遊星ローラ減速機構３２を備えているため、従来のヨー駆動装置では得られなかった「荷重等配」という大きなメリットも得ることができる。重要なメリットであるため、以下、この「ヨー駆動装置１４における荷重等配」のメリットについて説明する。

一般に、ヨー駆動装置は、減速装置を複数（この実施形態では４個）備え、当該複数の減速装置のそれぞれの出力ピニオンが、単一の旋回内歯歯車（旋回外歯歯車であることもある）に同時に噛合している構成とされている。このような構成のヨー駆動装置にあっては、複数の減速装置の出力ピニオンが同一のバックラッシで均等に旋回内歯歯車と噛合し、全減速装置が同一の伝達トルクを受け持つように配備される必要がある。それは、各減速装置が同一の伝達トルクを受け持たないと、モータからの動力を効率的に、かつ円滑に旋回内歯歯車に伝達することが難しくなり、また暴風により、旋回内歯歯車の側から減速装置Ｇ１〜Ｇ４に風力負荷が入力されてきたときに無理なく該風力負荷を受けることができなくなってしまうためである。

従来のヨー駆動装置でも、モータによって駆動された複数の減速装置の出力を１個の旋回内歯歯車に作用させる「通常の駆動時」の場合は、各減速装置の出力が均等になるように制御するのは、比較的容易であった。それは、（たとえ各減速装置の機械的なバックラッシ量が不均一であったとしても）各減速装置に実際に流れる電流をフィードバック制御することで、それぞれの減速装置の発生トルクを均一にすることが、ある程度可能だからである。

しかし、風力負荷によって出力側から逆駆動されるときは、この「電流のフィードバック制御による等配制御」を活用することができない。そのため、従来のヨー駆動装置では、旋回内歯歯車が動くことによってバックラッシが最初に詰められた減速装置が大きな負担を強いられることを余儀なくされていた。特に暴風時には、通常、モータのブレーキ機構が作用していたり、ウォーム減速機構のようなセルフロック機構が作用していたりして、減速装置内の各部材が停止した状態で風力負荷に耐える状況が形成されていることから、他の減速装置は（旋回内歯歯車の回転が最初の減速装置によって固定されるため）バックラッシが詰められない状態のままとなってしまい易い。そのため、最初にバックラッシが詰められた「特定の１個の減速装置」のみに負荷が集中し、結局、当該減速装置が破損してしまうことがしばしば生じた。そして、１個が破損すると、今度は残った３個のうち、バックラッシが最初に詰められた減速装置が同様な状態となり、次々に連鎖的に破損してしまうことがあった。

しかしながら、本実施形態においては、たとえ特定の減速装置にのみ最初に負荷が掛かっても、当該負荷が所定の閾値トルクＴＤ以上になると、当該特定の減速装置内の単純遊星ローラ減速機構３２が滑るため（旋回内歯歯車が回転できるため）、他の減速装置も必ずバックラッシが詰められ、結局、全ての減速装置Ｇ１〜Ｇ４がほぼ均等に負荷を分担できる。したがって、この荷重等配機能により、減速装置が過酷な状態になってしまう確率を従来と比べて格段に小さくすることができる。換言するならば、本発明は、減速装置を複数並列で用いるヨー駆動装置に適用した場合に、一層顕著な効果が得られると言い得る。

なお、図４のブレーキ機構２５（外部からの風力負荷に対するブレーキ機構）は、本実施形態では、ウォーム減速機構３０のセルフロック機能と単純遊星ローラ減速機構３２の「滑り機能」によって代用することができるため、これを省略しても良い。これにより、更なるコストダウンが実現できる。

本実施形態に係るヨー駆動装置１４は、この荷重等配のメリットを完全に享受できる。

次に、図８を用いて本発明の他の実施形態について説明する。

この図８の実施形態に係る減速装置Ｇ１１では、前記実施形態の減速装置Ｇ１の構成から初段のウォーム減速機構３０が省略されている。また、モータ２２に、ブレーキ機構８９が付設されている。すなわち、本実施形態では単純遊星ローラ減速機構３２が滑り出した後においてもなお伝達されてくる所定のトルク（≒ＴＤ）を、ウォーム減速機構（３０）のセルフロック機能によって受け止めるのではなく、このモータ２２に付設されたブレーキ機構８９によって受け止めるようにしている。これにより、このブレーキ機構８９の制動トルクに相当する制動力をナセル１２（ピッチ駆動用の減速装置であった場合には風車ブレード２０）に与える事ができる。

一般に、風力発電設備の場合、モータのブレーキ機構の制動力の設定が、極めて難しいという設計上の問題がある。その理由は、例えば、このモータのブレーキ機構の制動力が大き過ぎると、出力ピニオン側から減速装置が破損に至るほど過大な風力負荷が掛かったときでも、該強い制動力によりモータ軸や減速装置内の各部材が完全に止められたままの状態が維持されてしまうことから、結果として減速装置の「弱部」が破損に至ってしまうし、逆に小さ過ぎると、本来のブレーキ機構としての制動を実現できないためである。

しかしながら、本実施形態では、単純遊星ローラ減速機構３２が過負荷時に滑ってくれるため（上記所定のトルク（＝ＴＤ）以上が伝達されてくることがないため）、モータ２２のブレーキ機構８９の制動力は、要するに単に大きければよいことになる。尤も、実用的には、モータ２２の定格トルクの２倍（好ましくは２．５倍）以上確保できていれば十分である。

この実施形態では、単純遊星ローラ減速機構３２の機能により、モータ２２のブレーキ機構８９の制動力の最適設計の負担が極めて軽くなり、しかも、如何なるときにも最適なブレーキ機能を果たすことができる。すなわち、単純遊星ローラ減速機構３２が滑った後でも、モータ軸２２Ａ１を回転させようとする所定のトルクが、なお伝達されてくることから、該ブレーキ機構８９によってこのトルクを受け止める（制動力によってモータ軸２２Ａ１の停止を維持する）ことで、ナセル１２を制動でき、ナセル１２が振れ廻ろうとする動きを抑えることができる。

その他の構成は、先の実施形態と同様なので、図中で同一または機能的に同一部分に同一の符号を付すに留め、重複説明は省略する。

なお、本発明に係る減速装置は、減速機構の構成については、特に上記２つの例に限定されない。すなわち、図９、図１０に示されるように、例えば、トラクションドライブ駆動による単純遊星ローラ減速機構３２のほか、他の減速機構として、第１〜第３単純遊星歯車機構９１〜９３を備えたような構成であっても良い。各単純遊星歯車機構、例えば第１単純遊星歯車機構９１は図１０に示されるように、太陽歯車９１Ａ、遊星歯車９１Ｂ、リング歯車９１Ｃを備え、キャリヤ９１Ｄから出力を取り出す公知の構成が採用できる。図９、図１０の実施形態は、トラクションドライブ駆動による単純遊星ローラ減速機構３２以外の減速機構が、揺動内接噛合遊星減速機構から第１〜第３単純遊星歯車機構９１〜９３に置き換えられただけなので、重複説明は省略する。

なお、図９は、ブレーキ付きモータとの組み合わせが採用されているが、ウォーム減速機構との組み合わせでも良いのは言うまでもない。勿論、ウォーム減速機構とブレーキ付きモータとの組み合わせであってもよい。

既に随所で述べたように本発明に係る減速装置は、風力発電設備に使用する他の減速装置、例えばピッチ駆動装置にも適用可能であり、同様な作用効果が得られる。

トラクションドライブの減速機構としては、スペース上のメリットやコスト性から単純遊星ローラ減速機構が採用されていたが、必ずしも単純遊星ローラ減速機構である必要はなく、例えば平行軸トラクションドライブ減速機構であっても構わない。

なお、上記実施形態においては、閾値（の範囲）ＴＤは、便宜上減速装置Ｇ１の耐久性を軸受、特に自動調心ころ軸受８８の耐久性を指標として試算していた。この試算方法は、数値の採用に疑義が少なく、明確であり、設計の再現性も高い。しかし、本発明では、これとは別の視点に立った試算を否定するものではない。要するに、結果としてモータ２２からの通常のトルク伝達の場合は滑らず、減速装置Ｇ１の耐久性上問題が生じそうなトルクより若干小さいレベルから滑り出すような範囲に、閾値（の範囲）ＴＤが納まっていればよい。例えば、実験によって、閾値（の範囲）ＴＤを決定してもよい。

上記実施形態においては、ウォーム減速機構３０が初段に配置され、そのすぐ後段にトラクション減速機構３２が配置されていたが、ウォーム減速機構３０およびトラクション減速機構３２の配置はこれに限定されるものではなく、ウォーム減速機構３０よりも後段にトラクション減速機構３２が配置されていればよい。

１０…風力発電設備
１１…円筒支柱
１２…ナセル（発電室）
１４…ヨー駆動装置
１６…ピッチ駆動装置
１８…ノーズコーン
２０…風車ブレード
２２…モータ
２４…出力ピニオン
３０…ウォーム減速機構
３２…単純遊星ローラ減速機構（トラクション減速機構）
３４…揺動内接噛合遊星減速機構
Ｐ１…完全密閉空間

Claims (10)

1. 出力軸にピニオンが設けられ、該ピニオンが風力発電設備側に設けられた歯車と噛み合う構成とされた風力発電設備に使用する減速装置において、
   該減速装置の駆動源であるモータと該減速装置の出力軸との間に、トラクションドライブによって動力伝達を行うトラクション減速機構を配置した
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
2. 請求項１において、
   前記トラクション減速機構が、単純遊星ローラ減速機構である
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
3. 請求項１又は２において、
   前記減速装置は、ウォーム減速機構を備えており、前記トラクション減速機構が、該ウォーム減速機構よりも後段に配置されている
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
4. 請求項３において、
   前記ウォーム減速機構の減速比が、２０以上に設定され、且つ、当該減速装置に、ブレーキ機構が設けられていない
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
5. 請求項１〜３のいずれかにおいて、
   前記減速装置は、ブレーキ機構を備えており、かつ、該ブレーキ機構によって発生し得るブレーキトルクが、減速装置の駆動源であるモータの定格トルクの少なくとも２倍以上確保されている
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
6. 請求項１〜５のいずれかにおいて、
   前記トラクション減速機構が滑り始める閾値トルクＴＤを、
   当該減速装置の出力軸を支持する軸受の基本静定格荷重をＣｏＡ、
   該出力軸に形成または組み込まれている出力ピニオンのピッチ円直径をＤｐ、
   当該減速装置の前記トラクション減速機構よりも後段側の減速機構の減速比をＺｐ、
   風力発電設備側に設けられた歯車の噛合圧力角をα、
   荷重についての安全率をＳＦ、としたときに、
   ０．１５・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／（ＳＦ・Ｚｐ）より大きく、かつ、０．３７５・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／（ＳＦ・Ｚｐ）よりも小さい範囲に設定した
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
7. 請求項６において、
   前記閾値トルクＴＤを、
   ０．０７５・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／Ｚｐよりも大きく、０．３７５・ｃｏｓ α・ＣｏＡ・Ｄｐ／Ｚｐよりも小さい範囲に設定した
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
8. 請求項７において、
   前記閾値トルクＴＤを、
   ０．０５・ＣｏＡ・Ｄｐ／Ｚｐよりも大きく、０．４・ＣｏＡ・Ｄｐ／Ｚｐよりも小さい範囲に設定した
   ことを特徴とする風力発電設備に使用する減速装置。
9. 風力発電設備のナセルをヨー駆動するために使用される風力発電設備のヨー駆動装置において、
   当該ヨー駆動装置の減速装置として、請求項１〜８のいずれかに記載された減速装置を複数備え、
   当該複数の減速装置のそれぞれの出力ピニオンが、単一の旋回歯車に同時に噛合している
   ことを特徴とする風力発電設備のヨー駆動装置。
10. 風力発電設備のナセルをヨー駆動するために使用される風力発電設備のヨー駆動装置において、
    当該ヨー駆動装置の減速装置として、請求項３または４に記載された減速装置を複数備え、
    当該複数の減速装置のそれぞれの出力ピニオンが、単一の旋回歯車に同時に噛合しており、かつ、
    当該減速装置のみならず風力発電設備側にも外部からの風力負荷に対するブレーキ機構が設けられていない
    ことを特徴とする風力発電設備のヨー駆動装置。

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