TW201346130A - 風機之單級大比例增速變速箱 - Google Patents

Abstract

風機之一種單級增速變速箱,可將其連結至風機之渦輪葉片軸之一輸入軸之輸入轉速,轉換為其連結至風機之發電機之一輸出軸之輸出轉速。該變速箱包含有一對同軸之環齒輪,其包括節徑為A之一大環齒輪與節徑為D之一小環齒輪。另有一對同軸之正齒輪,其包括節徑為B之一大正齒輪與節徑為C之一小正齒輪。大正齒輪與大環齒輪齒咬合,且小正齒輪與小環齒輪齒咬合,形成二組齒咬合配對。另有一行星架組件,其連結至該變速箱之輸出軸。其中,二組同軸配對其中之一配對之二齒輪係互相固定在一起,以在行星架上周轉運作;二組同軸配對其中之另一配對之一齒輪係被固定在該變速箱之殼體框架上,而其另一齒輪則被連結至該變速箱之輸入軸。該四齒輪滿足A=K+i,B=K,C=K-j且D=K+i-j之尺寸關係,其中K,i與j為整數。

Description

風機之單級大比例增速變速箱

本發明大致係有關於風機(wind turbine)，且特別係有關於風機之具有單級大比例之增速齒輪變速箱(speed increaser gearbox)。

風力發電之風機必須使用增速變速箱。大比例增速對於百萬瓦額定功率等級之大型風機是必要的，此係因風機之渦輪葉片轉速只有每分鐘十數轉，然而其所驅動之發電機則必須以50或60 Hz連結至電網上。大至百萬瓦級之大型風機所需之典型增速範圍由低約60倍增速至高達140倍以上。目前大型風機用來獲得此等大比例增速的最佳方式，是使用串接的數個增速比相對較小但效率較高的增速器。

不過，由於增速系統之整個負載必須接續地逐級通過其串列中每一個別增速機級之故，此等前後串接的串列式速度增升做法，其本質上會有整體轉速轉換機械效率低落的問題。此外，亦由於系統中的每一個別串接級皆必須擁有足以承受整個系統所須處理，由風機葉片所收穫的百分之百總動力之明顯緣故，此種串列式的安排，亦使整個系統變得龐大笨重。

單級的大比例增速器，可以克服此等因串接所產生的問題。目前廣泛應用的有一種「單級」型式的轉速轉換裝置，其是為日本東京之住友重工公司(Sumitomo Heavy Industries,Ltd.)所產製之擺線式驅動器(cycloidal drive)。其雖然在由數十至超過一百比一的速度轉換比例範圍內具有相對較為密實的構造，但此種擺線式驅動器，當作為減速機使用時，其實質上是為在一個擺線齒輪級(cycloidal gearing stage)之後耦接上一個偏軸動力擷取級(off-axis power extraction stage)的系統構造。當使用做為增速機時，其擺線齒輪級則是跟隨在其偏軸動力擷取級之後。

注意到以下之說明會討論本發明減速應用之構型，但就擺線式驅動器而言，其亦適用於增速應用構型之討論。減速與增速之差異，於此係依輸入與輸出軸之選擇而定。

圖1以示意圖顯示這樣的一種擺線式減速機(cycloidal speed reducer)之橫截面。圖1之習知技術裝置具有一固定環齒輪(或稱內齒輪)11與具特定形狀之行星元件(shaped planet element)12，其可為具特定形狀之盤(shaped disc)，或亦可簡單 地是為一只齒輪。行星元件12與環齒輪11齒咬合(engage)，並在其內進行行星式的周轉運動(moves inside epicyclically)。兩者之工作節圓直徑(或，節徑，working pitch diameters)間之差異係盡可能地小。

其偏軸動力擷取級具有在軸線19上同軸地固定在行星元件(planet element)12上的一圓盤(disc)13，其上開有數個圓孔17，以容許分別與圓板(plate)14上相同數量滾柱(roller pin)18中之每一對應者之接合。圓板14被耦接至減速機的輸出軸16，並係對準於整個系統裝置的中心軸線10。此等「動力擷取」機構安排可使擺線式減速機產生-K/i的轉速減降比，其中K為行星元件12的節徑，而i則為元件11與12兩者節徑間之差值。在其環齒輪11為80齒且其齒輪式行星元件12為79齒的典型實例之中(K=80且i=1)，當此減速機所傳輸之機械動力係經由軸15而輸入時，此系統之減速比是為-80。

圖2之示意圖顯示圖1習知技術擺線式減速機所使用之偏軸動力擷取耦合機構。在任何時刻，其典型八或更多支與擺線盤上之孔接合的滾柱之中，只有一支是在全力地傳輸力矩。例如，在圖中所顯示的偏軸相對角度位置以及轉動方向的情況下，系統中只有滾柱18C與孔17C的配對正在全力地傳輸動力。

上述情況是屬明顯，因為驅動盤13之孔17C與被驅動板14的滾柱18C互相接觸的邊緣，在順著旋轉方向上必須位於滾柱18C的後方，驅動盤13才得以帶動被驅動板14。依此原則，由於其滾柱與孔之配對的接觸點相對於盤13與板14的轉動方向不對之故，圖中標示為B及D的滾柱與孔之配對皆只局部地產生動力傳輸作用。依同樣原則，由於被驅動的滾柱18G轉進到了原應要進行驅動的孔17G之後方，滾柱18G與孔17G之配對因此而完全未有任何傳動作用。

習知之擺線式齒輪減速機必須倚賴其軸線互相偏離，且具不同節徑的兩元件(齒輪)之間的同步咬合才得以運作。但由於前述偏低利用比例之故，此種機構並非為最佳化的構造：圖2中所有的八對滾柱與孔之配對之中，有一半(即四至五對，依角度位置而定)未能處於驅動負載的位置上。在其另一半配對之中，只有一對能處於全力驅動負載的位置上，其餘的三對則只產生局部的驅動效果。由於類如此種限制之故，擺線式齒輪減速機在正常的負載情形之下，通常只能達成約80%的效率。

此外，為達到減速比K，擺線式齒輪減速機必須擁有具K+1齒的固定環齒輪。若要達成大的減速比。當其必須負載相當大之額定力矩而必須使用尺寸大的強大齒 形時，則其環齒輪之大齒數會使減速機變得龐大笨重。換言之，擺線式減速機若要製作得較為密實，則其額定力矩與功率便會受限。

目前亦廣泛使用於精密與航太用途的另一種型式的大比例減速機是為日本東京的調諧驅動器系統公司(Harmonic Drive Systems Inc.)所產製的調諧減速機(harmonic drive)。利用一般習知為應力波齒輪(strain wave gearing)的基本運作原理，調諧減速機所可達成的額定功率相對較低。由於傳動運作時其栓槽元件(spline element)隨時皆在扭動變形，調諧減速機在正常的負載情況下，通常只能達成約60%以下的效率。

除了大比例減降速度轉換之減速裝置以外，另亦有對於可將低輸入轉速提升數十至數百倍以上輸出轉速的增速裝置之需求，以便，例如，將低速的風機葉片提升數十至上百倍以驅動發電機。

本發明之一目的在於提供風機之一種單級大比例增速變速箱，以供使用相對小齒數之齒輪而提供增速比例達數十至數百以上之大比例速度轉換裝置以供風機之風力發電用途。

本發明之目的亦在於提供風機之單級大比例增速變速箱，以供風機之高效率風力發電用途。

本發明之目的更在於提供風機之單級大比例增速變速箱，以供以大齒輪模數之小齒數齒輪部件建構高功率密度之風機變速箱。

為達成上述及其他目的，本發明提供風機之一種單級增速變速箱，可將其連結至風機之渦輪葉片軸之一輸入軸之輸入轉速，轉換為其連結至風機之發電機輸出軸之輸出轉速。該變速箱包含有一對同軸之環齒輪，其包括節徑為A之一大環齒輪與節徑為D之一小環齒輪。另有一對同軸之正齒輪，其包括節徑為B之一大正齒輪與節徑為C之一小正齒輪。大正齒輪與大環齒輪齒咬合，且小正齒輪與小環齒輪齒咬合，形成二組齒咬合配對。另有一行星架組件，其連結至該變速箱之輸出軸。其中，二組同軸配對其中之一配對之二齒輪係互相固定在一起，以在行星架上周轉運作；二組同軸配對其中之另一配對之一齒輪係被固定在該變速箱之殼體框架上，而其另一齒輪則被連結至該變速箱之輸入軸。該四齒輪滿足A=K+i,B=K,C=K-j且D=K+i-j之尺寸關係，其中K,i與j為整數。

適用於風力發電風機，單級大比例增速變速箱用途之本發明大比例轉速轉換裝置，其於增速及減速之兩種應用用途係同樣適用。以下有關於此大比例轉速轉換裝置於減速用途構型之相關說明，同樣適於增速器用途之說明，其間之差異係依裝置中輸入及輸出組件之指派而定。

圖3之示意圖顯示依據本發明一轉速轉換裝置之橫截面，其中顯示本發明裝置所使用，相當於習知偏軸動力擷取級構造的一種等效機構。同時參考圖1及2，圖3中本發明之速度轉換裝置使用動力擷取的不同安排來取代具有多支滾柱18的板14以及與之咬合的具有同數量對應孔17的擺線盤13。

如圖所示，當行星齒輪32在殼體框架上的環齒輪31之內進行行星運動時，與齒輪32同軸固定在一起的行星齒輪33亦在第二對的環齒輪與正齒輪的配對中之環齒輪34內進行行星運動。隨著齒輪33在齒輪34內轉動並行星式地移動，其(節徑圈之)最外緣33P即繪出一個軌跡33T。此軌跡33T被安排與環齒輪34的節徑圓圈完全吻合。亦即，第二組配對中之環齒輪34與其互相咬合之正齒輪33兩者一起，產生與習知技術擺線式齒輪減速機之偏軸動力擷取機構相似的功能但同時更容許本發明之速度轉換裝置產生遠為更大的速度轉換比例。

圖4之示意圖顯示依據本發明一轉速轉換裝置之橫截面，其中顯示本發明裝置之各組件之尺寸關係。本發明之速度轉換裝置具有一對同軸之環齒輪，其包括節徑為A之一大環齒輪41與節徑為D之一小環齒輪44。本發明裝置另有一對同軸之正齒輪，其包括有節徑為B之一大正齒輪42與節徑為C之一小正齒輪43。大正齒輪42與大環齒輪41齒咬合，而小正齒輪43則與小環齒輪44齒咬合，以形成二組齒咬合配對。一行星架組件(行星托架，carrier member)45E被連結至轉換裝置之輸入軸45。行星架組件45E，其為一般行星齒輪系統中常見行星架的一種「扭曲短臂」的版本，係利用結合輸入軸45(位於整個系統的中心軸線40上)與齒輪42與43之配對(位於其自身之軸線49上)的中心軸所形成。

此外，同軸之二齒輪42與43係互相固定在一起，以在行星架45E上同步地周轉運作。在圖4所繪示之實例中，大環齒輪41係被固定在此速度轉換裝置做為系統之反作用力部件的殼體框架上，而小環齒輪44則被連結至輸出軸。

在此速度轉換齒輪系統裝置之中，其四齒輪41,42,43與44滿足A=K+i,B =K,C=K-j且D=K+i-j之尺寸關係。如同熟習於本技藝者所可以理解，當利用齒輪來製作實施本發明之速度轉換裝置時，其K,i與j尺寸數值應設定為整數。

圖4中之速度轉換裝置係利用行星架45E做為輸入，小環齒輪44做為輸出，大環尺輪41則做為反作用力部件。此時互相固定在一起的同軸二正齒輪42及43則在系統內進行行星式周轉運動。圖4之速度轉換裝置所達成之速度轉換比例為K(K+i-j)/ij。在以齒輪為基礎所建造的此種速度轉換系統之中，若其齒數為A=16T(齒),B=15T,C=14T且D=15T，亦即，K=15,i=1且j=1，則其轉換比例便為225。

相較之下，習知之擺線式減速機(圖1)若其A=16T且B=15T，則其速度轉換比例便只有-15。此表示，在相同的齒數條件之下，本發明之速度轉換裝置所可達成的速度轉換比例為傳統擺線式齒輪系統的平方倍。

本發明之速度轉換裝置，依其各組成齒輪與其行星架組件之不同輸入，輸出與反作用力部件之功能指定，而可以應用於不同的速度轉換組構用途之中。本發明用於一般用途的速度轉換裝置，即，不論是將其環齒輪或正齒輪固定以提供反作用力而使用於減速或升速之用途，其機構建造之安排可有一對同軸之環齒輪，包括節徑為A之一大環齒輪與節徑為D之一小環齒輪。其亦有一對同軸之正齒輪，包括有節徑為B之一大正齒輪與節徑為C之一小正齒輪。大正齒輪與大環齒輪齒咬合，而小正齒輪則與小環齒輪齒咬合，以形成二組齒咬合配對。其一行星架組件可被連結至此裝置之輸入或輸出軸兩者其中之一。其二組同軸配對其中之一配對之二齒輪係互相固定在一起，以在行星架上周轉運作。二組同軸配對其中之另一配對之一齒輪被固定在此裝置之殼體框架上，而其另一齒輪則被連結至此裝置之輸入與輸出軸兩者其中之另一。在此速度轉換裝置之中，其四齒輪須滿足A=K+i,B=K,C=K-j且D=K+i-j之尺寸關係。

圖5及6之示意圖顯示依據本發明二種轉速轉換裝置之橫截面，其分別具有不同之輸入及輸出組件安排方式。圖5及6中之實例各顯示利用二對具不同齒輪模數(gear module number)之環齒輪與正齒輪之配對所建構，超過200以上減速比之減速機。兩實例其中第一對咬合配對之大環齒輪與大正齒輪，皆為模數2(即，M2),80齒之環齒輪51及61，其節徑為160 mm，以及皆為75T,M2之正齒輪52及62，其節徑為150 mm。兩實例第二對咬合配對之小環齒輪與小正齒輪，則皆為模數2.5,60齒之環齒輪54及64，其節徑為150 mm，以及皆為56T,M2.5之正齒輪 53及63，其節徑為140 mm。如此，當圖5中之組構將其大正齒輪固定在轉換裝置系統的殼體框架上以提供反作用力時，其所達成之減速比即為-224。

另一方面，圖6之裝置之組構型態，其雖然使用了與圖5相同的四只齒輪，但其各齒輪之輸入，輸出與反作用力功能指定則與圖4中所描述之系統一樣，其大環齒輪61係被固定在殼體框架61F上而為反作用力部件。

注意到圖5與6中之實例之尺寸組構為K=15,i=1，與j=1。

總結而言，例如圖4所描述之本發明速度轉換裝置可有列示於表1中之四種不同速度轉換設定組態。以下表1及2中，各列中之R,O與I分別表示本發明裝置之各轉動組件的反作用力，輸出與輸入功能派定。

如同熟習於本技術領域者所可以理解，只要簡單地改變I及O的角色指定，表1中之各減速組構可以很容易地加以變換而成為增速組構。

圖7之示意圖顯示依據本發明一轉速轉換裝置之橫截面，其中顯示符合重量，尺寸或功率密度上具最佳化轉速轉換用途之本發明裝置之各組件之尺寸關係。在此特殊狀態之中，上列表1的組構即變為以下之表2。

以上二表中所列之轉速減降比例顯示，使用K值為中心齒數的齒輪，本發明之裝置即可建構實質減速比為K²的減速機。此可對比於傳統習知擺線式齒輪減速機之減速比數值K。

注意到，如同習於本技藝者所可以理解的，正常情況之下在一環齒輪內部咬合的正齒輪(即，外齒輪)，其齒數必須足夠地小於環齒輪之齒數。以一般常見之20度壓力角(pressure angle)齒輪為例，通常兩者必須要有8齒以上的齒數差異。若要在系統中使用較小的齒數差異，則避免兩齒輪間之相互齒干擾(gear interference)的一種典型作法是在齒形上施行齒形偏移(profile shifting for the gears)。另一種作法則是採用較大的壓力角。

此外，由於本發明速度轉換裝置之二同軸配對之行星周轉組件之尺寸，相對於其所分別咬合之另一同軸配對之尺寸乃是相當接近，因此實際上只能使用一組行星周轉組件之配對。因此本發明之轉換裝置在實際施行時，配重塊(counterweight)的使用是有其必要的，此即如同圖6之實施例中以示意方式所描繪的配重塊65W。此配重塊係被利用來平衡偏離在系統之旋轉對稱中心軸外的行星周轉之同軸齒輪配對的質量。

如此，應用本發明諸如圖4中所描述之轉速轉換裝置的風機之一單級增速變速箱，可將其連結至風機之渦輪葉片軸之一輸入軸之輸入轉速，轉換為其連結至風機 之發電機之一輸出軸之輸出轉速。該變速箱包含有一對同軸之環齒輪，其包括節徑為A之一大環齒輪與節徑為D之一小環齒輪。另有一對同軸之正齒輪，其包括節徑為B之一大正齒輪與節徑為C之一小正齒輪。大正齒輪與大環齒輪齒咬合，且小正齒輪與小環齒輪齒咬合，形成二組齒咬合配對。另有一行星架組件，其連結至該變速箱之輸出軸。其中，二組同軸配對其中之一配對之二齒輪係互相固定在一起，以在行星架上周轉運作；二組同軸配對其中之另一配對之一齒輪係被固定在該變速箱之殼體框架上，而其另一齒輪則被連結至該變速箱之輸入軸。該四齒輪滿足A=K+i,B=K,C=K-j且D=K+i-j之尺寸關係，其中K,i與j為整數。

雖然本發明己經由較佳實施例揭示說明如上，然以上說明並非用以限定本發明。在不脫離於本發明精神之情況下，任何熟悉此項技藝者當可做些許更動與變化。因此，本發明之保護範圍當視後附之申請專利範圍所界定者為準。

10,30,40,50,60,70‧‧‧系統中心軸線

11,31,41,51,61,71‧‧‧大環齒輪

12,32,42,52,62,72‧‧‧大正齒輪

13,33,43,53,63,73‧‧‧小正齒輪

14,34,44,54,64,74‧‧‧小環齒輪

15,35,45,55,65,75‧‧‧輸入軸

35E,45E,55E,65E,75E‧‧‧行星架組件

16,36,46,56,66,76‧‧‧輸出軸

17,17C,17G‧‧‧圓孔

18,18C,18G‧‧‧滾柱

19,39,49,59,69,79‧‧‧偏心軸線

圖1之示意圖顯示習知技術大比例擺線式減速機。

圖2之示意圖顯示習知技術擺線式減速機所使用之偏軸動力擷取耦合機構。

圖3之示意圖顯示依據本發明，適於風機之單級大比例增速之一轉速轉換裝置之橫截面，其中顯示本發明裝置所使用之偏軸動力擷取級之構造。

圖4之示意圖顯示依據本發明單級大比例增速裝置之橫截面，其中顯示本發明裝置之各組件之尺寸關係。

圖5及6之示意圖顯示依據本發明二種轉速轉換裝置之橫截面，其分別具有不同之輸入及輸出組件安排方式。

圖7之示意圖顯示依據本發明單級大比例增速裝置之橫截面，其中顯示符合最佳化轉速轉換用途之本發明裝置之各組件之尺寸關係。

40‧‧‧系統中心軸線

41‧‧‧大環齒輪

42‧‧‧大正齒輪

43‧‧‧小正齒輪

44‧‧‧小環齒輪

45‧‧‧輸入軸

45E‧‧‧行星架組件

46‧‧‧輸出軸

Claims (6)

1. 風機之一單級增速變速箱，可將連結至風機之渦輪葉片軸之一輸入軸之輸入轉速轉換為連結至風機之發電機之一輸出軸之輸出轉速，該變速箱包含：一對同軸之環齒輪，其包括節徑為A之一大環齒輪與節徑為D之一小環齒輪；一對同軸之正齒輪，其包括節徑為B之一大正齒輪與節徑為C之一小正齒輪；大正齒輪與大環齒輪齒咬合，且小正齒輪與小環齒輪齒咬合，形成二組齒咬合配對；與一行星架組件，其連結至該變速箱之輸出軸；其中二組同軸配對其中之一配對之二齒輪係互相固定在一起，以在行星架上周轉運作；二組同軸配對其中之另一配對之一齒輪係被固定在該變速箱之殼體框架上，而其另一齒輪則被連結至該變速箱之輸入軸；且該四齒輪滿足A=K+i,B=K,C=K-j且D=K+i-j之尺寸關係，其中K,i與j為整數。
2. 如申請專利範圍項1之變速箱，其中i與j皆小於5。
3. 如申請專利範圍項1之變速箱，其中K/i小於30/1或K/j小於30/1。
4. 如申請專利範圍項1之變速箱，其中i等於j。
5. 如申請專利範圍項1之變速箱，其中連結至行星架組件之輸入與輸出軸兩者其中之一是為輸入軸。
6. 如申請專利範圍項1之變速箱，其中連結至行星架組件之輸入與輸出軸兩者其中之一是為輸出軸。