1mw风力发电机组pj10偏航齿轮箱设计与仿真分析图文.docx

毕业设计（论文）

题 目： 1MW偏航齿轮箱PJ10偏航齿轮箱设计与仿真分析

系 别：
专业班级：
姓 名：
学 号：
指导教师：

二〇 年 月 日

毕业设计（论文）

题 目： 1MW偏航齿轮箱PJ10偏航齿轮箱设计与仿真分析

系 别：
专业班级：
姓 名：
学 号：
指导教师：

二〇 年 月 日

目 录
毕业设计（论文） - 1 -
毕业设计（论文） - 2 -
1MW风机偏航齿轮箱的设计 - 1 -
摘要 - 1 -
ABSTRACT - 1 -
第一章 引 言 - 1 -
1.1 风力发电和风力发电机简介 - 1 -
1.2 风力发电技术的国内外发展现状 - 2 -
1.2 偏航齿轮箱简介 - 2 -
1.3 课题意义 - 3 -
第2章 偏航齿轮箱结构设计 - 4 -
2.1 偏航齿轮箱技术要求 - 4 -
2.2 主要设计参数 - 4 -
2.3 总体方案设计 - 5 -
第3章 行星轮传动设计计算 - 7 -
3.1 方案设计 - 7 -
3.2 风力发电机组偏航结构 - 8 -
3.3 第一级行星齿轮传动 - 9 -
3.3.1 传动比分配 - 9 -
3.3.2 初步计算齿轮主要参数 - 10 -
3.3.3 齿轮变位计算 - 10 -
3.3.4 重合度计算 - 11 -
3.3.5 啮合效率计算 - 11 -
3.4 第二级行星齿轮传动 - 12 -
3.4.1 齿轮参数的确定 - 12 -
3.4.2 初步计算齿轮主要参数 - 12 -
3.4.3 齿轮变位计算 - 13 -
3.4.4 重合度计算 - 13 -
3.4.5 啮合效率计算 - 14 -
3.5 第三级行星齿轮传动 - 14 -
3.5.1 齿轮参数的确定 - 14 -
3.5.2 初步计算齿轮主要参数 - 15 -
3.5.3 齿轮变位计算 - 16 -
3.5.4 重合度计算 - 16 -
3.5.5 啮合效率计算 - 17 -
3.6 第四级行星齿轮传动 - 17 -
3.6.1 齿轮参数的确定 - 17 -
3.6.2 初步计算齿轮主要参数 - 18 -
3.6.3 齿轮变位计算 - 19 -
3.6.4 重合度计算 - 19 -
3.6.5 啮合效率计算 - 20 -
3.7行星齿轮传动设计汇总 - 20 -
第4章 行星齿轮强度校核 - 21 -
4.1 载荷的确定 - 21 -
4.2 齿面接触强度计算公式 - 22 -
4.3 齿根弯曲强度核算公式 - 22 -
4.4 第一级行星齿轮传动校核 - 23 -
4.5 第二级行星齿轮传动校核 - 24 -
4.6 第三级行星齿轮传动校核 - 25 -
4.7 第四级行星齿轮传动校核 - 26 -
第5章 行星轮轴强度计算 - 27 -
5.1 第一级行星轮轴计算 - 27 -
5.2 第二级行星轮轴计算 - 27 -
5.3 第三级行星轮轴计算 - 27 -
5.4 第四级行星轮轴计算 - 28 -
第六章 偏航齿轮箱有限元分析与设计校核 - 28 -
6.1 偏航齿轮箱的三维模型 - 29 -
6.2偏航齿轮箱传动系统的选择及参数的拟定 - 29 -
6.2.1 传动系统的选择 - 30 -
6.2.2 UG平台上为模型添加约束条件 - 30 -
6.2.3 为模型添加驱动并分析数据 - 31 -
6.3 行星减速器行星轮有限元分析 - 32 -
6.3.1 建立行星轮有限元模型 - 32 -
6.3.2 施加载荷和位移边界条件 - 33 -
6.3.3 有限元计算结果分析 - 34 -
6.4 结论 - 35 -
第7章 总结 - 1 -
致 谢 - 1 -
参考文献 - 1 -
附件1 外文翻译 - 2 -
.附件2偏航齿轮箱附图 - 4 -

1MW风机偏航齿轮箱的设计
摘要
本次毕业设计的任务是设计1MW偏航齿轮箱中的偏航齿轮箱，经过设计计算和校核计算，完成了所有的数据，并绘制出了图纸。本文对1MW风力发电机偏航齿轮箱的设计过程进行了阐述。
在本文中，首先介绍了风力发电机的发展和构成，其次介绍了偏航齿轮箱在偏航齿轮箱中的作用以及它的发展情况。然后根据设计任务和技术要求，设计了整体方案。确定整体方案后，对偏航齿轮箱的所有零部件进行了设计计算和校核计算，其中主要包括齿轮的设计和校核，行星齿轮的强度校核，行星轮轴的设计和强度计算，花键的选定和强度计算，太阳轮-花键轴的设计和扭矩强度计算，轴承的选定和寿命计算。还设计了偏航齿轮箱的其他零部件和箱体，最后完成了所有的设计计算。

关键词：风力发电机、偏航齿轮箱、齿轮、花键、轴、轴承

The design of the yaw speed reducer in 1MW wind turbine
Abstract
The task of this graduation project is the design of yaw speed reducer in 1MW wind turbine. After the design calculations and check calculations, I completed all of the data, and draw out the engineering drawings. The article described the design process .
In this article, I described the development and composition of the wind turbine first.And then,I introduced the function of the yaw speed reducer in the wind turbine as well as its development. Then, according to the design tasks and technical requirements,I designed the overall program. After determining the overall program, I finished the design calculations and check calculations of all parts of the yaw gear. Which mainly include the design and verification of the gear，The static strength check of the planetary gear， The design and strength calculations of the planetary axle, The selection and strength calculations of the spline,The design and torque strength calculation of the sun gear-spline shaft, The selection and life spanning of the bearings.Also designed the other pares and the box of the yaw gear,Finally completed all the design calculations.

Keys:Wind turbine,Yaw speed reducer,Gear,Spline,Axis,Bearing

第一章 引 言
1.1 风力发电和风力发电机简介
风力发电机是将风的动能转换为电能的系统。风力发电机由、支撑发电机组的塔架、蓄电池充电控制器、逆变器、卸荷器、并网控制器、蓄电池组等组成。1.2 风力发电技术的国内外发展现状
1.2.1 国外的发展现状
在一些发达国家，风力发电的建设已经到了一定的成熟阶段。欧、美已有多个风电公共平台，例如欧洲风能研究院（NWTC、EAWE）、德国风能研究所（DEWI）等。
在德国，风能是居水力发电后最重要的再生能源来源，风力发电在德国电力生产中所占的比例已达到2.5%。目前，德国共拥有9400座风力发电机，总容量近6100兆瓦，占欧洲大陆风能发电总容量的50%，全球风能发电总量的三分之一。在未来10年里，德国风力发电在电力生产中所占的比例将达到3.5%。
美国是世界上最早重视风力发电的国家之一，1994年时装机容量（163万kW）就占当年全球风电装机容量的53%。虽然电力工业改组引起的混乱使美国1991-1996年的风电业没有太多增长，但随着电力工业改组的完成，到2000年时，每年至少可交付30万kW的风电机组产品，形成40亿美元的风机产业，风电平均价格将低于4min/kW。到2050年时，全类风力发电将占全国电力用量的10%。
印度从20世纪90年代以后大力引进国外技术，并采取有力的政策措施促进风力发电的发展。1995年是其风电装机容量增长最快的一年，增量达37.5万kW，装机总量达56.5万kW，1996年又上升到81.6万kW，超过丹麦，成为世界第三个风力发电最多的国家。荷兰、英国等国的风电事业也在迅速发展。
1.2.2 国内的发展现状
风力发电是一种比较清洁的发电体系，我国风能资源丰富，可开发利用的风能储量约10亿kW，其中，陆地上风能储量约2.53亿kW，海上可开发和利用的风能储量约7.5亿kW。风是没有公害的能源之一，而且它取之不尽，用之不竭。但是，风力发电要求的技术含量较高，成本高，对风装置用不长久。其中，风力发电对风装置的研制还处在初期阶段。
风力发电作为未来可取代传统能源的“绿色能源”之一，其发展的速度在诸如太阳能、生物质能和潮汐能等可再生能源中是最具有市场化规模及前景的。虽然我国的风电事业起步比较晚，但在国家政策大力支持下，过去10年的风力发电装机容量年均增长速度达到了55%以上，前景很好。

1.2 偏航齿轮箱简介
世界各国的风力发电机除了有一台将螺旋桨的低速转动变为适合发电的高速转动的增速机之外，还有4至6台偏航减速机，在风向发生变化时，及时将发电机转到对准风向。作为风电发电系统的重要组成部分，偏航驱动系统主要功能就是捕捉风向，控制机舱平稳、精确、可靠的对风。因此，偏航驱动系统的设计显得十分重要。
偏航齿轮箱中包括3—6级行星齿轮减速装置，电机输入轴以及输出轴和输出齿轮等部件。在高速重载的情况下通过行星齿轮减速来达到速度要求和扭矩要求。

1.3 课题意义
我国国内生产风力发电对风装置的厂家很少，其中重庆齿轮厂在这方面的研究最为突出。主要是因为这种减速装置需要承受特别大的载荷，所以要求各个零部件的可靠性高。它的工作环境非常恶劣，一般是安装在沙丘和海边，工作温度为-20℃—50℃。而且，偏航齿轮箱的安装位置很高，一般安装在塔台上，所以维修及其困难，所以，一般要求偏航齿轮箱的工作寿命达到20年。因此，偏航齿轮箱的可靠性是各个研究所和生产厂家重点研究的内容。
在这样的背景下，提出关于偏航齿轮箱的设计这个课题，是符合现代的生产潮流和需求的。设计一个可靠性高，生产成本低的偏航齿轮箱对风力发电具有极其重要的作用。

第2章 偏航齿轮箱结构设计
2.1 偏航齿轮箱技术要求
1、 设计、计算及精度要求
1）偏航齿轮箱所有齿轮的齿面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的校核计算应符合ISO6336的相关规定。
2）偏航齿轮箱的所有齿轮的强度计算应符合ISO6336的相关规定。
3）对采用的轴承必须根据静态载荷和使用寿命来确定轴承的规格，轴承的计算应符合ISO76和ISO281的相关规定。
4）偏航齿轮箱内太阳轮和行星轮的精度要大于或等于6级，内齿圈精度不低于7级。
5）螺纹连接部分的计算应按照GB/T 16823.1-1997的相关规定进行，螺纹强度等级不低于8.8级。
6）偏航齿轮箱前三级采用齿圈过盈内置的方式，须提供设计依据和计算过程。
7）偏航齿轮箱必须采用油杯内置结构。
2、材料要求
偏航齿轮箱的材料应根据设计计算进行材料选择，其主要零部件材料应按下列材料进行选取：
太阳轮 17CrNiMo6
行星轮 17CrNiMo6
输出轴 17CrNiMo6
内齿圈 42CrMoA
2.2 主要设计参数
2.3 总体方案设计

第一级 第二级 第三级 第四级
1—减速器输入轴 2—级内齿轮 3—三个均布行星齿轮 4—级行星架 5—级太阳轮 6—二级内齿轮 7—二级行星架 8—二级太阳轮 9—三级内齿轮 10—三级行星架 11—三级太阳轮 12—四级内齿轮 13—四级行星架 14—减速器输出轴 15—四级太阳轮 图 2 四级行星齿轮传动系统简图
四级行星齿轮传动采用浸油润滑，外接油杯和观察孔。输出轴与小齿轮为一体式，输出轴的轴承采用脂脂润。

第3章 行星轮传动设计计算
3.1 方案设计
根据传动比i=1590，选用四级NGW型串联式结构，即。第一、二、三级行星轮个数均选=3，第四级行星轮个数选=4。第二、三、四级太阳轮浮动，第一、二、三级行星转架浮动并与下一级浮动太阳轮用花键联接并传递扭矩。齿轮箱传动采用压力角的直齿轮传动。精度等级为外齿轮为6级，内齿轮为7级。为提高齿轮承载能力，行星齿轮传动均采用变位齿轮传动，外啮合，内啮合。根据技术协议内容，太阳轮材料选用17CrNiMo6，渗碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，MPa。行星轮材料选用17CrNiMo6，渗碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，Mpa。内齿轮材料选用42CrMoA，渗氮，表面硬度为50HRC，=780MPa，MPa。 输出轴材料选用17CrNiMo6。
本文以风力发电机组偏航行星减速器为研究对象，其传动系统主要由四级行星齿轮UG传动串联而成，图 1 为偏航减速器的结构简图。

3.2 风力发电机组偏航结构
风力发电机的偏航系统主要由感应风速风向标、偏航电机、偏航驱动器、偏航大齿UG圈、滑垫保持装置等组成，偏航控制系统和外齿驱动式偏航系统的结构如图 2-1 和 2-2UG所示。当机舱所处位置偏离主风向时，测风装置自动根据磁感应元件风向标的指向检测UG此时的风向角，再将计算得到的风向角以电信号的形式传递到偏航电机的控制系统中与UG机舱的夹角进行比对处理，经过比较后如果风向角大于机舱夹角 10°以上，则由控制UG系统给偏航电机发出偏航方向（顺时针旋转或逆时针旋转）和偏航数值命令，在电机启UG动时，为了降低陀螺力矩对电机的冲击作用，确保启动过程的平稳，偏航电机的输出转UG速将通过与其同轴联接的偏航减速器减速后，再将力矩作用在偏航大齿圈上，使机舱旋UG转对准风向，当上述对风过程完成后，风向标的指向与风向角一致，偏航电机由于接收UG不到电信号而停止工作，整个偏航对风过程结束。

3.3 第一级行星齿轮传动
3.3.1 传动比分配
按各级行星齿轮传动齿面接触等强度的传动比分配原则进行分配，取:
i1=9.1; i2=8.2 ; i3=5.3; i4=4.02;
根据前面所选的传动比，按变位传动选齿轮参数的确定。从抗弯强度和必要的工作可靠性出发，取，由传动比条件可知，，取
由装配条件可知，，满足条件，取，
，n为整数，满足条件
计算行星轮齿数：
，取
配齿结果： 。
3.3.2 初步计算齿轮主要参数
1、按轮齿抗弯强度初算齿轮模数
（2）
式中——行星轮模数
——算式系数，直齿传动取=12.1
——计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据[4]式7.3-17得=1.015
——综合系数，见[4]表7.3-4，选=2
——行星轮齿形系数，见[4]图2.5-29，取=2.9
——行星轮齿数，=11
——试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa
将各数值代入（2）中，解得
mm
取=2，
3.3.3 齿轮变位计算
中心距：
mm
mm
按高度变位进行计算：
高度变位时，啮合角，a-c传动副变位系数和，变位系数可按齿数比u的大小，根据u=3.64，由[4]图14-1-4左侧的⑤线选，则。同理c-b副传动变位系数和，故。
3.3.4 重合度计算
1、 外齿轮重合度计算
根据[4]表2.2-8公式

=2.11>1.2
2、内啮合重合度计算

=1.78>1.2
3.3.5 啮合效率计算
该级齿轮副为内齿轮固定，太阳转为主动件，行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为

式中：——行星架固定时传动机构中各齿轮副啮合损失系数之和

所以，
式中：——齿面摩擦因数，=0.05～0.1
则行星传动啮合效率为：

3.4 第二级行星齿轮传动
3.4.1 齿轮参数的确定
根据前面所选的传动比，按变位传动选齿轮参数的确定。取，由传动比条件可知，，取。
由装配条件可知， ，n为整数，满足条件。
计算行星轮齿数
，取。

配齿结果： 。
3.4.2 初步计算齿轮主要参数
1、按轮齿抗弯强度初算齿轮模数
（2）
式中——行星轮模数
——算式系数，直齿传动取=12.1
——计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据[4]式7.3-17得=1.015
——综合系数，见[4]表7.3-4，选=2
——行星轮齿形系数，见[4]图2.5-29，取=2.7
——行星轮齿数，=11
——试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa
将各数值代入（2）中，解得
mm
取=4
3.4.3 齿轮变位计算
中心距
mm
mm
按高度变位进行计算
高度变位时，啮合角，a-c传动副变位系数和，变位系数可按齿数比u的大小，u=3.09，由[1]图14-1-4左侧的⑤线选，则。同理c-b副传动变位系数和，故。
3.4.4 重合度计算
1、外齿轮重合度计算
根据[4]表2.2-8公式

=1.44>1.2
2、 内啮合重合度计算

=1.26>1.2
3.4.5 啮合效率计算
该级齿轮副为内齿轮固定，太阳转为主动件，行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为：

式中 ——行星架固定时传动机构中各齿轮副啮合损失系数之和

所以：
式中：——齿面摩擦因数，=0.05～0.1
则行星传动啮合效率为

3.5 第三级行星齿轮传动
3.5.1 齿轮参数的确定
根据前面所选的传动比，按变位传动选齿轮参数的确定。从抗弯强度和必要的工作可靠性出发，取，由传动比条件可知，，取。
由装配条件可知，，n为整数，满足条件。
计算行星轮齿数：
，取。
。
配齿结果：，，。
3.5.2 初步计算齿轮主要参数
1、按齿面接触强度初算小齿分度圆直径
（1）
式中——太阳轮分度圆直径
——算式系数，由于是一般的钢制齿轮，直齿传动取=766
——一对啮合副中小齿轮名义转矩（Nm）
Nm
——使用场合系数，根据GB/T 19073-2003中的规定，选=1.30
——计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据[4]表7.3-7，选=1.05
——综合系数，根据[4]表7.3-4，选=2.0
——小齿轮齿宽系数，按[4]表7.3-3选
——试验齿轮的接触疲劳极限（MPa），取=1358MPa
——齿数比，
将各数值代入（1）式中，解得
mm
2、 按轮齿抗弯强度初算齿轮模数
（2）
式中——行星轮模数
——算式系数，直齿传动取=12.1
——计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据[4]式7.3-17得=1.015
——综合系数，见[4]表7.3-4，选=2
——行星轮齿形系数，见[4]图2.5-29，取=2.8
——行星轮齿数，=14
——试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa
将各数值代入（2）中，解得

取=6，则行星轮分度圆直径mm，与接触强度初算结果很接近，故初定mm，m=6mm进行接触和弯曲疲劳强度计算。
3.5.3 齿轮变位计算
中心距
mm
mm
按高度变位进行计算
高度变位时，啮合角，a-c传动副变位系数和，变位系数可按齿数比u的大小，根据u=1.625，由[1]图14-1-4左侧的③线选，则。同理c-b副传动变位系数和，故。
3.5.4 重合度计算
1、外齿轮重合度计算
根据[4]表2.2-8公式

=1.53>1.2
2、 内啮合重合度计算

=1.47>1.2
3.5.5 啮合效率计算
该级齿轮副为内齿轮固定，太阳转为主动件，行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为：

式中 ——行星架固定时传动机构中各齿轮副啮合损失系数之和

所以：
式中：——齿面摩擦因数，=0.05～0.1
则行星传动啮合效率为

3.6 第四级行星齿轮传动
3.6.1 齿轮参数的确定
根据前面所选的传动比，按变位传动选齿轮参数的确定。从尺寸要求出发，取，由传动比条件可知，，取。
由装配条件可知，，n为整数，满足条件。
计算行星轮齿数：
，取。

配齿结果： 。
3.6.2 初步计算齿轮主要参数
1、按齿面接触强度初算小齿分度圆直径
（1）
式中——行星轮分度圆直径
——算式系数，由于是一般的钢制齿轮，直齿传动取=766
——一对啮合副中小齿轮名义转矩（Nm）
Nm
——使用场合系数，根据GB/T 19073-2003中的规定，选=1.30
——计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据[4]表7.3-7，选=1.05
——综合系数，根据[4]表7.3-4，选=2.0
——小齿轮齿宽系数，按[4]表7.3-3选
——试验齿轮的接触疲劳极限（MPa），取=1358MPa
——齿数比，
将各数值代入（1）式中，解得
mm
2、 按轮齿抗弯强度初算齿轮模数
（2）
式中——行星轮模数
——算式系数，直齿传动取=12.1
——计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，根据[4]式7.3-17得=1.15
——综合系数，见[4]表7.3-4，选=2
——行星轮齿形系数，见[4]图2.5-29，取=2.68
——行星轮齿数，=16
——试验齿轮弯曲疲劳极限（MPa），=390MPa
将各数值代入（2）中，解得

取=6，
3.6.3 齿轮变位计算
中心距
mm
mm
第四级中所有齿轮齿数都大于17，所以不用变位，该级所有齿轮的变位系数为0。
3.6.4 重合度计算
1、外齿轮重合度计算
根据[4]表2.2-8公式

=1.62>1.2
2、 内啮合重合度计算

=1.91>1.2
3.6.5 啮合效率计算
该级齿轮副为内齿轮固定，太阳转为主动件，行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为：

式中：——行星架固定时传动机构中各齿轮副啮合损失系数之和

所以：
式中：——齿面摩擦因数，=0.05～0.1
则行星传动啮合效率为

3.7行星齿轮传动设计汇总
四级行星齿轮的基本尺寸如表3-12。
表3-12 行星齿轮传动设计汇总表

齿数
模数（mm）
传动比
中心距（mm）
行星轮个数
校核结果
第一级传动
=11
m=2

满足齿面接触强度和齿根弯曲强度
=91
=40
第二级传动
=11
m=4

满足齿面接触强度和齿根弯曲强度
=79
=34
第三级传动
=16
m=6

满足齿面接触强度和齿根弯曲强度
=68
=26
第四级传动
=33
m=6

满足齿面接触强度和齿根弯曲强度
=75
=21
总传动比：

误差：

第4章 行星齿轮强度校核

第六章 偏航齿轮箱有限元分析与设计校核
偏航系统是风力发电机的重要部分， 偏航系统的灵活可控性可以使风机准确稳定对风， 使风电机组能最大程度利用风能， 提升发电效率。齿轮箱是偏航系统至关重要的一个组件，行星齿轮箱在风力发电机上应用较多， 为了提高行星齿轮箱的可靠性能及其用年限， 同时为了克服常规解析分析方法计算量大、 耗时长、 效率低等不足，运用有限元分析软件对齿轮箱的关键件行星架进行模态分析并计算其固有频率及阵型是有必要的。
本文利用虚拟样机技术， 在 软件中建立了四级行星齿轮齿轮箱各个零件的三维模并装配， 通过 软件添加运动副和驱动之后进行仿真， 得到各级行星轮和太阳轮、 输入轴和输出轴的角速度曲线， 通过分析数据和曲线， 验证了设计的合理性。运用 软件对其行星架进行了动态特性分析。
6.1 偏航齿轮箱的三维模型
偏航齿轮箱由偏航和齿轮箱两大部分组成。偏航驱动系统主要功能就是捕捉风向，控制机舱平稳、精确、可靠的对风。因此，偏航驱动系统的设计显得十分重要。
偏航齿轮箱中包括3—6级行星齿轮减速装置，电机输入轴以及输出轴和输出齿轮等部件。在高速重载的情况下通过行星齿轮减速来达到速度要求和扭矩要求。
如图 1 所示。

6.2偏航齿轮箱传动系统的选择及参数的拟定
6.2.1 传动系统的选择
本文设计的偏航齿轮箱的传动机构如图 2 所示， 由四级 NGW 型行星齿轮传动串联而成。由于大功率直驱偏航齿轮箱整体结构受力较多， 所处场所的运行条件一般都很恶劣，故要求偏航齿轮箱所用的材料要满足机械强度的要求和极端条件下的材料特性。齿轮箱各个传动齿轮的材料及热处理工艺见表 1。
表 1

太阳轮
行星轮
内齿圈
行星架
材料
20CrMnTi
20CrMnTi
35CrMo
42CrMo
热处理工艺
渗碳淬火
渗碳淬火
表面淬火
-
硬度
58 ～ 62
58 ～ 62
40 ～ 45
-
精度等级
磨齿 6 级
磨齿 6 级
插齿 7 级
-

6.2.2 UG平台上为模型添加约束条件
利用UG良好的数据交换 功能，将齿轮箱的三维模型导入到 UG/View 中，文中齿轮箱各个零件之间的运动副主要包括 齿轮副、旋转副和固定副。齿轮箱采用四级行星 轮系减速，每一级所添加的约束都相同，各级之间 用固定副连接。
第一级所加的约束( 见图 5) 有: 三个行星轮 与行星架之间添加旋转副; 分别在内齿圈与行星 轮、太阳轮与行星轮之间添加齿轮副，共 6 个; 3 个行星轮分别与行星轮旋转轴之间添加旋转副; 在行星架与大齿圈、太阳轮与行星架之间施加旋 转副; 行星齿轮内齿圈与齿轮箱固定外壳之间施 加固定约束。其余各级均按此依次添加约束，所 有约束添加结束所得齿轮箱整机模型如图 2 所 示。

图2
6.2.3 为模型添加驱动并分析数据
在 UG为行星齿轮齿轮箱选择添加旋转驱动，设定的电机转速为 750 r /min。即角速度 ω= 4500° /s，设置仿真时间为 5 s，仿真步长为 500，

1—输出轴 2—行星架 3—内齿圈
4—太阳轮 5—行星轮 6—行星轮轴
图 5

图 6
仿真后的结论如下:
( 1) 齿轮箱能够在 UG实现运动仿真，各部件都能够协调匀速旋转，装配正确，完全不存在干涉现象，故说明该齿轮箱结构设计合理。

6.3 行星减速器行星轮有限元分析
行星轮是行星减速器中的一个较重要的构件。结构合理的行星轮应当是外廓尺寸小， 质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星轮间的载荷分配均匀。 本文所研究行星轮的结构较复杂，且行星轮承受减速器的输出转矩，行星轮在受力后所产生的变形直接影响到齿轮副的受力状况。由于该行星轮是一个不规则的三维实体，用传统的模拟简化分析很难计算出此行星轮所受的应力以及其受力后产生的变形大小， 本文采用 UG 对其进行有限元分析计算，最后得到行星轮的应力和位移分布情况，在满足强度要求的前提下为减速器的设计、制造提供了可靠的依据。
6.3.1 建立行星轮有限元模型
本文所分析的行星轮为该辊压机减速器的第 3级行星轮，该行星轮结构采用双侧板整体式，侧板两端面均有凸缘。行星轮主要尺寸如图 7 所示，行星轮的材料为ZG35CrMo ，密度为 7.8×10 3 kg/m 3 ，许用应力为 740~880 MPa ，弹性模量 202 GPa ，泊松比 0.3 ，减速器输出转矩为 442 kNm ，输出转速为 21 r/min 。行星轮的主要结构为回转体，可直接在 UG里用至下而上的方法先生成关键点； 再由点连成线；由线围成面；再由面旋转成体。 最后用至上而下的方法生成几个圆柱体、长方体、再通过布尔运算相减就能得到完整的三维实体模型，为了使计算结果准确，其轴颈部位各细小的结构如小圆角、小台阶等都没有省略。 选用三维实体单元 SOLID92 为行星轮有限元网格单元，自动进行网格划分生成有限元模型如图 7 所示。

图 7 行星轮图

图 8 行星轮有限元模型
6.3.2 施加载荷和位移边界条件
根据减速器的特性， 减速器在运转工作时，行星轮上主要承受 2 个方面的作用力：
（ 1 ）行星轮上安装心轴的孔受到的压力，压力的大小可通过对心轴的分析得出左侧 F z =213.92 kN ，右侧 F y =198.08 kN 。 在进行有限元分析时，在行星轮上的心轴孔内沿圆周方向施加面载荷，将其均匀地施加在压力方向的各个节点上。
（ 2 ）行星轮输出轴端受到的扭矩，将输出轴端所承受的转矩等效为输出端内壁上的压力，扭矩＝0.8 Nmm 。 在进行有限元分析时，将其均匀地施加在内壁的各个节点上。根据行星轮安装的结构形式，行星轮左、右凸缘处由轴承支撑，右端轴输出转矩，对于三维有限元物理模型， 可在左、 右侧凸缘边界节点上施加 3个方向的位移约束，从以上分析可得有限元受力模型如图 9 所示。

图 9 行星轮有限元受力模型
6.3.3 有限元计算结果分析
UG 中包括 2 种结果分析：通用后处理和时间历程后处理。 由于对行星轮的有限元分析是静态分析，所以采用通用后处理器进行分析，得出行星轮的应力和变形图。
图 4 为辊压机减速器行星轮的应力分布图，所受应力较大的部位出现在左端凸缘与侧板的连接处，同时行星轮心轴孔处的应力也较大。从 y 、 z 方向应力图可看出应力主要分布在圆周方向，在径向方向应力分布较小。 由应力分布图可以得到行星轮的最大应力为 227.3 MPa ， 与许用应力相比安全系数较大，故行星轮强度满足要求，可以安全工作。图 4 行星轮应力分布图行星轮在弯矩的作用下，其左侧板相对于右侧板产生了一个扭转角。 图 5 给出了行星轮在外力作用下的变形情况， 行星轮结构有一定的强度储备，位移最大值为 0.081 754 mm ，满足刚度要求。

（ 1 ）通过有限元分析，得到了行星轮应力分布的情况，同时也校核了行星轮的刚度。
（ 2 ）行星轮最大应力发生在左端凸缘与侧板的连接处，在设计时，可以适当增大左端凸缘与侧板连接处的圆角过渡，减小应力集中。
（ 3 ）本文提出的有限元分析方法可以为行星轮的优化设计、制造提供方法和依据。

6.4 结论

行星齿轮结构比较复杂，特别是多级行星齿 轮系统在设计制造时过程繁琐。本文利用UG软件建立了四级行星齿轮齿轮箱三维模型，在 UG中对行星齿轮齿轮箱仿真分析，并针对仿 真结果进行有效分析，验证了理论传动比分配是 合理 的，基本符合设计要 求。并 通 过 UG对行星架进行分析计算，计算出 结构的各级固有频率，可防止结构在外加载荷影 响下，发 生 共 振，进一步改善齿轮箱 性 能，为 1MW 大型风力发电机偏航齿轮箱的设计提供了参 考依据。

第7章 总结
经过一学期的努力，我完成了我的毕业设计。在毕业设计中，我一直认真对待，在这个过程中我学习到了很到。在这里，我对本次的毕业设计做一个简短的总结。
我的毕业设计任务是设计1MW风力发电机的偏航齿轮箱。在前期，我查阅资料，对偏航齿轮箱的构成和工作原理有了一定的了解，同时也了解了风力发电机的发展过程和国内外的发展情况。在正式设计过程中，我根据设计任务和技术要求，分配好传动比，并设计出偏航齿轮箱的各级齿轮。由于偏航齿轮箱在轴向和径向都有尺寸限制，所以在分配传动比时，我总共计算了10组数据，并对比了10组数据的结果，最后选定了其中的最优方案。然后，对设计的齿轮进行了齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度以及强度的校核。校核的结果表明设计的所有都满足强度要求。根据齿轮的尺寸，设计了行星轴和太阳轮轴，并对所有的轴进行了校核。校核结果表明设计的轴满足强度要求。行星轮和行星轴之间用滚针轴承相连接，根据偏航齿轮箱的寿命要求，选定滚针轴承的型号，并计算滚针的数量。最后选定的滚针轴承都能满足寿命要求。接下来是行星架和箱体的设计。根据偏航齿轮箱的强度要求，在第一级和第二级用盘状行星架，而第三级和第四级受力很大，所以行星架采用箱式结构。最后，我设计出了所有偏航齿轮箱的零部件，并选定了所有的标准件。
根据设计的结果，我运用Auto CAD软件，首先绘制了偏航齿轮箱的装配图，在绘图过程中，我发现了一些设计过程中的缺陷和不足之处，并修改了设计过程中的不足。最后，我绘制了齿轮箱的所有的非标准件的零件图和四级行星齿轮的部装图。
在毕业设计中，我发现了自己很多不足之处，比如对问题的考虑不够全面，比较容易形成定向性思维，对问题的考虑不够全面等。虽然这次毕业设计顺利地结束了，但是这只能是一个开始。在以后的学习和生活中，我还会不断地学习专业知识，不断地总结经验，不断地培养自己的创新思维和动手能力，争取得到更大的提高。

致 谢
本文是在导师的精心指导下完成的。从论文的选题、研究的思路、资料的搜集到论文的撰写和修改，无不倾注了指导老师辛勤的汗水。指导老师严谨的科研态度，活跃的科学思维，广博的学术知识和丰富的实践经验使我受益终身。三年来，在指导老师的教育下，我学到的不只是专业知识，更多的是做事之原则，为人之根本。在生活等方面老师也给予我无微不至的关怀，我将铭记于心。值此论文完成之际，谨向