風(fēng)機(jī)變槳傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與分析_開題報(bào)告

1、目錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc357333909 摘要1 HYPERLINK l _Toc357333910 Abstract2 HYPERLINK l _Toc357333911 第一章緒論31.1 HYPERLINK l _Toc357333912 選擇背景及研究意義 PAGEREF _Toc357333912 h 4 HYPERLINK l _Toc357333913 1.2 國內(nèi)外技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì): PAGEREF _Toc357333913 h 4 HYPERLINK l _Toc357333914 1.3 風(fēng)機(jī)變槳傳動(dòng)系統(tǒng)的特點(diǎn) PAGER

2、EF _Toc357333914 h 5 HYPERLINK l _Toc357333915 第二章 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc357333915 h 6 HYPERLINK l _Toc357333916 2.1 行星齒輪傳動(dòng)的類型 PAGEREF _Toc357333916 h 6 HYPERLINK l _Toc357333917 2.2 總傳動(dòng)比及輸出轉(zhuǎn)速 PAGEREF _Toc357333917 h 6 HYPERLINK l _Toc357333918 2.3 設(shè)計(jì)方案確定 PAGEREF _Toc357333918 h 6 HYPERLINK l _Toc3

3、57333919 2.4 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 PAGEREF _Toc357333919 h 6 HYPERLINK l _Toc357333920 第三章 傳動(dòng)比及參數(shù)的確定 PAGEREF _Toc357333920 h 8 HYPERLINK l _Toc357333921 .傳動(dòng)比的分配 PAGEREF _Toc357333921 h 8 HYPERLINK l _Toc357333922 3.2能力參數(shù)設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333922 h 8 HYPERLINK l _Toc357333923 .3 確定齒輪齒數(shù)和中心距 PAGEREF _Toc35

4、7333923 h 9 HYPERLINK l _Toc357333924 3.4 變位系數(shù)的計(jì)算 PAGEREF _Toc357333924 h 11 HYPERLINK l _Toc357333925 3.5 幾何尺寸計(jì)算 PAGEREF _Toc357333925 h 12 HYPERLINK l _Toc357333926 3.6 嚙合參數(shù)計(jì)算 PAGEREF _Toc357333926 h 15 HYPERLINK l _Toc357333927 第四章 傳動(dòng)效率的計(jì)算 PAGEREF _Toc357333927 h 16 HYPERLINK l _Toc357333928 第五章

5、齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算 PAGEREF _Toc357333928 h 18 HYPERLINK l _Toc357333929 5.1 高速級(jí)外嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核 PAGEREF _Toc357333929 h 18 HYPERLINK l _Toc357333930 5.2 高速級(jí)外嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度的校核 PAGEREF _Toc357333930 h 20 HYPERLINK l _Toc357333931 5.3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核 PAGEREF _Toc357333931 h 22 HYPERLINK l _Toc357333932 5.4 低速級(jí)外嚙合齒輪副中

6、接觸強(qiáng)度的校核 PAGEREF _Toc357333932 h 22 HYPERLINK l _Toc357333933 第六章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333933 h 25 HYPERLINK l _Toc357333934 6.1 輸入端 PAGEREF _Toc357333934 h 25 HYPERLINK l _Toc357333935 6.2 輸出端 PAGEREF _Toc357333935 h 26 HYPERLINK l _Toc357333936 6.3 內(nèi)齒輪的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333936 h 27 HYPERLINK l _Toc3

7、57333937 6.4 行星齒輪設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333937 h 27 HYPERLINK l _Toc357333938 6.5 轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333938 h 28 HYPERLINK l _Toc357333939 6.6 箱體及前后機(jī)蓋的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333939 h 29 HYPERLINK l _Toc357333940 6.7 齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333940 h 30 HYPERLINK l _Toc357333941 第七章 減速器箱體及其潤(rùn)滑 PAGEREF _Toc3573

8、33941 h 32 HYPERLINK l _Toc357333942 7.1 減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc357333942 h 32 HYPERLINK l _Toc357333943 7.2 機(jī)體主要尺寸的確定 PAGEREF _Toc357333943 h 32 HYPERLINK l _Toc357333944 7.3 減速器潤(rùn)滑 PAGEREF _Toc357333944 h 32 HYPERLINK l _Toc357333945 總結(jié) PAGEREF _Toc357333945 h 34 HYPERLINK l _Toc357333946 致謝 PAGEREF

9、 _Toc357333946 h 35 HYPERLINK l _Toc357333947 文獻(xiàn)翻譯 PAGEREF _Toc357333947 h 37摘要 隨著風(fēng)電技術(shù)的不斷成熟，變距控制型風(fēng)電機(jī)組以其優(yōu)越的性能越來越受到人們的青睞。采用變槳距機(jī)構(gòu)的風(fēng)力機(jī)可使葉輪重量減輕，并使整機(jī)的受力狀況大為改善。從今后的發(fā)展趨勢(shì)來看，在大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中將會(huì)普遍采用變槳距技術(shù)。目前投入使用的風(fēng)電機(jī)機(jī)組變槳距機(jī)構(gòu)主要有2種方案：液壓控制方案和電機(jī)控制方案。液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)以其響應(yīng)頻率快、轉(zhuǎn)巨大、便于集中布置等優(yōu)點(diǎn)占有主要的地位，總的來說其技術(shù)已較成熟，但由于其液壓驅(qū)動(dòng)本身存在泄露問題，且受溫度變化影響大，所

10、以精度受到限制。電機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，能對(duì)槳葉進(jìn)行單獨(dú)控制，精度高，受到許多廠家的青睞，但其動(dòng)態(tài)特性相對(duì)較差，有較大的慣性，且如連續(xù)頻繁的進(jìn)行變槳調(diào)節(jié)，容易產(chǎn)生過量的熱負(fù)荷而損壞。我們基于一種新型的變距驅(qū)動(dòng)電作動(dòng)筒變槳的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，進(jìn)行了分析與設(shè)計(jì)。關(guān)鍵字：變槳距機(jī)構(gòu) 傳動(dòng)設(shè)計(jì) 動(dòng)態(tài)仿真 AbstractWith wind power technology continues to mature, pitch controlled wind turbine with its superior performance more and more people of all ages。Bodi

11、es with variable pitch wind turbine impeller can reduce the weight and make the whole of the force situation greatly improved. From the development trend of the future in a large wind turbine will be widely used in pitch technology.Currently put to use pitch wind turbine units are mainly two kinds o

12、f institutional programmer Hydraulic control scheme and motor control schemes. Hydraulic actuator with its fast response frequency , transfer huge , easy to focus on the main layout , etc. occupy the status of its technology in general has been more mature , but because of its inherent leak hydrauli

13、c drive and large affected by temperature changes , so accuracy is limited. Motor actuator structure is sample compact, and can be controlled separately for blade ,high precision, favored by many manufacturers , but its dynamic characteristics is relatively poor, have a greater inertia, and frequent

14、ly performed as a continuous pitch adjustment, easy excessive thermal load and damage.Our pitch is based on a new drive - electric pitch actuator drive mechanism for the analysis and design.Key word: Variable pitch mechanism Transmission Design Dynamic Simulation第一章 緒論1.1選擇背景及意義隨著世界各國對(duì)能源需求的持續(xù)增長(zhǎng)，煤炭、石

15、油等常規(guī)能源的逐漸枯竭，以及環(huán)境污染問題的日益嚴(yán)重，人們?cè)絹碓街匾暱稍偕茉吹睦?。近年來，風(fēng)力發(fā)電作為一種取之不盡的清潔能源,越來越受到重視，風(fēng)電裝機(jī)容量迅速增長(zhǎng)，風(fēng)力發(fā)電技術(shù)也成為各國學(xué)者競(jìng)相研究的熱點(diǎn)。而我國在風(fēng)力機(jī)的大型化、變槳距控制、變速恒頻等先進(jìn)風(fēng)電技術(shù)的研究方面與發(fā)達(dá)國家相比還存在一定差距。隨著風(fēng)力發(fā)電機(jī)單機(jī)容量出現(xiàn)了大型化的發(fā)展趨勢(shì),變槳距控制風(fēng)力發(fā)電技術(shù)以其能最大限度地捕獲風(fēng)能、輸出功率平穩(wěn)、易于控制等優(yōu)點(diǎn),日益成為風(fēng)力機(jī)的主流產(chǎn)品。因此，進(jìn)行對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)變槳系統(tǒng)的設(shè)計(jì)具有重要的意義。且對(duì)于即將從事風(fēng)電行業(yè)的我來說，此次設(shè)計(jì)將使我深入了解風(fēng)力發(fā)電技術(shù)，這將為我以后的工作打下堅(jiān)

16、實(shí)的基礎(chǔ)。因此，此設(shè)計(jì)對(duì)我來說還具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。通過本課題，培養(yǎng)學(xué)生全面運(yùn)用所學(xué)知識(shí)，進(jìn)行總體方案設(shè)計(jì)和子系統(tǒng)設(shè)計(jì)的能力。發(fā)揮創(chuàng)造性，使學(xué)生得到全面的訓(xùn)練。1.2國內(nèi)外技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì): 2015年的全球新增風(fēng)電裝機(jī)容量將達(dá)到60.5兆瓦，相較2010年的35.8兆瓦會(huì)有明顯增長(zhǎng)。低成本風(fēng)力發(fā)電機(jī)組以及縱觀世界風(fēng)電產(chǎn)業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀，風(fēng)力發(fā)電技術(shù)將呈現(xiàn)如下 發(fā)展趨勢(shì)：開發(fā)更先進(jìn)的風(fēng)況分析系統(tǒng)；研制大容量、高可靠性輕量型、高可靠性的海上風(fēng)力發(fā)電機(jī)組；風(fēng)力發(fā)電方式將以陸上風(fēng)力發(fā)電為主，并積極拓展海上風(fēng)力發(fā)電技術(shù)，使海上發(fā)電技術(shù)得到更為分的利用和人們的滿足。風(fēng)機(jī)發(fā)展的主要趨勢(shì)是，單機(jī)容量逐步上升，風(fēng)

17、機(jī)機(jī)組結(jié)構(gòu)多樣化，所以對(duì)風(fēng)機(jī)的單機(jī)機(jī)組容量要求更大以攤低成本。目前國外風(fēng)機(jī)單機(jī)主流機(jī)型單機(jī)容量主要為2-3WM，并且已研制出5WM以上機(jī)組。1.3風(fēng)機(jī)變槳傳動(dòng)系統(tǒng)的特點(diǎn)（1）、采用模塊化設(shè)計(jì)、大規(guī)模集成技術(shù)，專為每個(gè)葉片配置獨(dú)特的PMC（葉片驅(qū)動(dòng)控制單元）和PMM（葉片驅(qū)動(dòng)管理單元），通過大幅度減少分立元器件的使用，提高系統(tǒng)的可靠性、服務(wù)的便捷性和系統(tǒng)運(yùn)行壽命。 （2）、PMC基于最新的數(shù)字控制技術(shù)， 通過簡(jiǎn)單的調(diào)整和設(shè)置，可以驅(qū)動(dòng)ACM電機(jī)（低成本的異步交流電機(jī)），也可以驅(qū)動(dòng)SM（高動(dòng)態(tài)性能的同步伺服電機(jī)），另外也可以驅(qū)動(dòng)DC電機(jī)（傳統(tǒng)的直流電機(jī)）。 （3）、采用創(chuàng)新的電池管理技術(shù)，確保其長(zhǎng)

18、期惡劣環(huán)境運(yùn)行的可靠性，具有集成管理接口，可再線診斷狀態(tài)和壽命信息。 （4）、系統(tǒng)采用寬溫型設(shè)計(jì)，所有部件的設(shè)計(jì)都考慮了專門的應(yīng)用環(huán)境需求，可應(yīng)用于海上、炎熱、或極端的低溫氣候條件，產(chǎn)品不需額外加熱/冷卻裝置的工作溫度范圍為-20C 到 +50C。 （5）、對(duì)于炎熱的氣候條件系統(tǒng)可以設(shè)置風(fēng)扇冷卻系統(tǒng)，對(duì)于極端低溫的環(huán)境應(yīng)可選用電加熱器。 （6）、具有經(jīng)濟(jì)的外形尺寸和重量（和前代產(chǎn)品相比減少了50%）。 （7）、具有CANOPEN通訊接口，所以通訊、診斷、配置功能都可通過該接口和外部系統(tǒng)通訊。 （8）、圖形化的用戶接口和多語言設(shè)置功能。 （9）、設(shè)備的啟動(dòng)和調(diào)試無需外部設(shè)備，不需要配置Servi

19、ce box。 （10）、通過GL等可靠性認(rèn)證。 1.4 電動(dòng)機(jī)規(guī)格Y系列電動(dòng)機(jī)是一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。安裝尺寸和功率等符合IEC標(biāo)準(zhǔn)，外殼防護(hù)等級(jí)為IP44，冷卻方法為IC411，連續(xù)工作制（s1）。適用于驅(qū)動(dòng)無特殊要求的機(jī)械設(shè)備，如機(jī)床、泵、風(fēng)機(jī)、壓縮機(jī)、攪拌機(jī)、運(yùn)輸機(jī)械、農(nóng)業(yè)機(jī)械、食品機(jī)械等。 根據(jù)齒輪傳動(dòng)比的分配影響以及電機(jī)功率的要求，選擇電機(jī)型號(hào)為Y90L-2,其功率要求為2.2kw。第二章 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算2.1 行星齒輪傳動(dòng)的類型行星齒輪傳動(dòng)可根據(jù)采用的基本構(gòu)件不同劃分為：2K-H型、3K型和K-H-V三種?；緲?gòu)建代號(hào)；K-中心輪；H-行星輪；V-輸

20、出機(jī)構(gòu)。行星齒輪傳動(dòng)還可以按齒輪嚙合方式不同劃分為：NGW型、NW型、WW型、NGWN型、N型和ZUWGW型等。代號(hào)為：N-內(nèi)嚙合齒輪；G-外嚙合齒輪；ZU-錐齒輪。2.2 總傳動(dòng)比及輸出轉(zhuǎn)速本設(shè)計(jì)為紡織傳動(dòng)機(jī)械裝置設(shè)計(jì)所用的行星齒輪減速器?？倐鲃?dòng)比為i=150，已知電機(jī)功率P=2.2KW。輸入轉(zhuǎn)速為n=1500r/min,傳動(dòng)比誤差i/I3，24小時(shí)不間斷工作，要求使用壽命4年；且要求該行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊，軸向尺寸較小和傳動(dòng)效率高。2.3 設(shè)計(jì)方案確定變槳系統(tǒng)在風(fēng)力發(fā)電機(jī)中是比較重要的，其性能及質(zhì)量的優(yōu)劣直接影響整臺(tái)風(fēng)機(jī)的性能。定槳距是指槳葉與輪載的連接是固定的，槳距角固定不變，即當(dāng)風(fēng)速變

21、化時(shí)，槳葉的迎風(fēng)角不能隨之變化。變槳距系統(tǒng)是指安裝在輪載上的葉片通過控制改變其槳距角的大小，從而實(shí)現(xiàn)控制風(fēng)輪對(duì)風(fēng)能吸收的裝置。根據(jù)變槳傳動(dòng)系統(tǒng)的性能特點(diǎn)確定驅(qū)動(dòng)其轉(zhuǎn)動(dòng)的電機(jī)的型號(hào)，功率及其輸出轉(zhuǎn)速。并設(shè)計(jì)出三級(jí)行星齒輪減速器，計(jì)算出其各級(jí)齒輪減速比、各級(jí)行星齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，并進(jìn)行強(qiáng)度校和以及其行星輪的軸強(qiáng)度計(jì)算；并進(jìn)行其強(qiáng)度驗(yàn)算。并進(jìn)行其聯(lián)軸器及其各級(jí)軸的計(jì)算，并進(jìn)行其預(yù)緊力及其減速器的潤(rùn)滑及其密封。2.4 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定按典型搭配，太陽輪、行星輪材料為20CrNiMo,表面硬度57-61HRC。實(shí)驗(yàn)齒輪齒面許用接觸疲勞極限Hmin=1450MPa,實(shí)驗(yàn)齒輪齒根許用彎曲疲勞強(qiáng)度

22、極限太陽輪 Fmin=400MPa行星輪 Fmin=4000.7=280MPa齒輪為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級(jí)。內(nèi)齒圈材料42CrMo,調(diào)質(zhì)處理，硬度262302HB.試驗(yàn)齒輪齒面許用接觸疲勞極限750MPa試驗(yàn)齒輪齒根許用彎曲疲勞強(qiáng)度極限Fmin280MPa齒形的最重加工為插齒，精度為級(jí)。第三章 傳動(dòng)比及參數(shù)的確定.傳動(dòng)比的分配第一級(jí)齒輪減速器：5.6=19第二級(jí)齒輪減速器：5.3 =20第二級(jí)齒輪減速器：5，21行星齒輪數(shù)目取3能力參數(shù)設(shè)計(jì)第一級(jí)齒輪輸出工作轉(zhuǎn)矩： 95502.2kw1500r/min=2101第二級(jí)齒輪輸出工作轉(zhuǎn)矩：2101/5=420.2第三級(jí)齒輪輸出工作轉(zhuǎn)

23、矩：2101/5.3=79.3使用系數(shù)取1.25行星齒輪間載荷不均衡系數(shù),本列采用第一級(jí)行星架和第二級(jí)太陽輪聯(lián)合浮動(dòng)的均載方式，取1.111.511.15配齒計(jì)算：M：（2/2）：（1）：第一速級(jí)：將5.6帶入配齒計(jì)算式得：M：1.8:4.6:1.92可見，若為的整數(shù)倍（如10、20）,即可使式中各項(xiàng)均為整數(shù)。結(jié)合考慮齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)性等條件，取1.8364.62092M1.92038滿足裝配條件第二級(jí)配齒：將5.3帶入配齒計(jì)算式得：M：1.7:4.32:1.8可見依然為10的倍數(shù)（如10、20、30），即可使式中各項(xiàng)均為整數(shù)，結(jié)合考慮齒輪強(qiáng)度及傳動(dòng)平穩(wěn)性，取20則：1.7344.3861.836

24、滿足裝配條件第三極配齒：將5代入配齒計(jì)算式：M：1.5：4.2:1.6可見，若為的整數(shù)倍（如18,24）,即可使各式均為整數(shù)。結(jié)合考慮齒輪的傳動(dòng)平穩(wěn)性等條件，取18，則9/62724/67210/630滿足裝配齒數(shù)要求。.3確定齒輪齒數(shù)和中心距.第一速級(jí)模數(shù)和中心距根據(jù)確定小齒輪的分度圓直徑,然后再按幾何關(guān)系確定中心距“+”用于外嚙合，“”用于內(nèi)嚙合。式中，算式系數(shù)，對(duì)于一般鋼制齒輪，直齒轉(zhuǎn)動(dòng)但對(duì)嚙合副中小齒輪名義轉(zhuǎn)矩（），由（）得=.使用系數(shù)，由（）得.計(jì)算接觸強(qiáng)度，強(qiáng)度行星輪齒間不均衡分布系數(shù)；由（）得.；綜合系數(shù)，查（）表取.（硬齒面）齒寬系數(shù)，.試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度，齒比數(shù)34201

25、.7；代入得94.52模數(shù)94.52/204.726取5則計(jì)算中心距1/2（2034）135取135則齒寬0652060第二速級(jí)模數(shù)和中心距）確定主要計(jì)算用參數(shù)算式系數(shù)768單對(duì)嚙合副中小齒輪名義轉(zhuǎn)矩=538.4/5.6NM=96.14使用系數(shù).25計(jì)算接觸強(qiáng)度行星輪間載荷分布不均衡系數(shù)1.1綜合系數(shù)2.0齒寬系數(shù)0.6試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度1450MPa齒數(shù)比21.7將中各參數(shù)代入式得42.05模數(shù)242.05202.1025取3（考慮到相鄰齒圈直徑比的要求）則計(jì)算中心距12（）123（2034）81取81則齒寬0.632036第三極模數(shù)中心距確定主要計(jì)算用參數(shù)算式系數(shù)768單對(duì)嚙合副中小齒

26、輪名義轉(zhuǎn)矩=538.4/5.3NM=101.6使用系數(shù)1.25計(jì)算接觸強(qiáng)度行星輪間載荷分布不均衡系數(shù)1.1綜合系數(shù)2.0齒寬系數(shù)0.6試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度1450M；齒數(shù)比= =27/18=1.5.計(jì)算：將1)中各參數(shù)代入式：得d=55.1mm模數(shù)m=d/2a=55.1mm/18=3.06mm取m=4mm(考慮到相鄰齒圈直徑比得要求).則計(jì)算中心距 a=1/24（）=1/24（18+27）=90mm取a=90mm 則齒寬 b=0.6418=43.2mm3.4 變位系數(shù)的計(jì)算第一級(jí)變位系數(shù)嚙合角 cos=cosa由于 =a所以=a=20變位系數(shù)和 X=（）inva-inva/2tana=0又因

27、為i=5.64,參照表選擇高度變位得形式，因?yàn)樘栞喺兾唬行禽喓蛧X輪齒圈負(fù)變位。即 變位系數(shù) 可按齒數(shù)比u的太小，由圖的交點(diǎn)來確定。齒數(shù)比u=1.7，顧可得=0.11故 =0.11 =0.11第二級(jí)變位系數(shù)計(jì)算因 =5.34，故也采用與低速級(jí)相同的變位系數(shù)齒數(shù)比u=1.7,故應(yīng)同樣按斜線與橫坐標(biāo)的交點(diǎn)來確定，得 =0.11，故 =0.11 =0.113.5 幾何尺寸計(jì)算分度圓 d=mz齒頂圓 =d+2m(ha*+x+y)齒根圓 =d2m(ha*+C*x), ” ”號(hào)中正號(hào)用于外嚙合，負(fù)號(hào)用于內(nèi)嚙合。基圓 =dcosa齒頂高系數(shù)：太陽輪，行星輪h*a=1內(nèi)齒輪h*a=0.8頂縫系數(shù)，*=.

28、齒間變動(dòng)系數(shù)（高度變位直齒傳動(dòng)）根據(jù)上式公式計(jì)算第一級(jí)行星齒輪減速器太陽輪d=20mm5=100mm=100+25(1+0.11)=111.1mm=100-25(1+0.25-0.11)=88.6mm=100cos(20)mm=93.97行星輪d=592=460mm=180mm+25(1-0.11)=188.9mm=180-25(1+0.25+0.11)=166.4mm=166cos(20)mm=156.36mm嚙齒圓d=592mm=460mm=460-25(0.80.11)mm=450.1mm=460+25(0.8+0.25-0.11)mm=469.4mm=460cos(20)mm=432.

29、29mm第二級(jí)太陽輪d=320=60mm=60+23(1+0.11)mm=66.66mm=60-23(1+0.25-0.11)mm=53.16mm=60cos(20)mm=56.38mm行星輪d=334=102mm=102+23（1-0.11）mm=107.34mm=102-23(1+0.25+0.11)=93.84mm=102cos(20)mm=95.85mm嚙合圈d=386=258mm=258+23(1-0.11)mm=263.34mm=258-23(1+0.25-0.11)=252.36mm=258cos(20)mm=242.44mm第三級(jí)太陽輪 d=418mm=72mm=72+24(1

30、+0.11)mm=80.88mm=72-24(1+0.25-0.11)=64.48mm=72cos20=67.66mm行星輪d=427mm=108mm=108+24(1+0.11)=280.08mm=108-24(10.250.11)mm=98.72mm=108cos20=101.48mm嚙合圈d=472=288mm=288240.80.11=280.08mm=288240.80.250.11mm=295.52mm=288cos20mm=270.63mm3.6 嚙合參數(shù)計(jì)算341高速級(jí)在兩個(gè)嚙合齒輪副中，中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a1為 342低速級(jí)在兩個(gè)嚙合齒輪副中，中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a2為由此可見，高

31、速級(jí)和低速級(jí)的標(biāo)準(zhǔn)中心距均相等。因此該行星齒輪傳動(dòng)滿足非變位的同心條件, 但是在行星齒輪傳動(dòng)中，采用高度變位可以避免根切，減小機(jī)構(gòu)的尺寸和質(zhì)量2；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位，大齒輪采用負(fù)變位。內(nèi)齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即，型的傳動(dòng)中，當(dāng)傳動(dòng)比時(shí)，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負(fù)變位，其變位系數(shù)關(guān)系為。343高速級(jí)變位系數(shù)確定外齒輪副的變位系數(shù)，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在嚙合角仍為，根據(jù)表選擇變位系數(shù) 344低速級(jí)變位系數(shù)因其嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù) 第四章 傳動(dòng)效率的計(jì)算三級(jí)2X-A型的基本三

32、級(jí)行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的，故傳動(dòng)效率為由表（1）可得: ， 3.7.1 第一級(jí)級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定在轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中，其所損失系數(shù)相當(dāng)于嚙合損失系數(shù)和軸承損失系數(shù)之和。即其中轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中其中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中其中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失可按公式計(jì)算得即第二級(jí)中的外嚙合中重合度=1.584,則得式中齒輪副中的小齒輪的齒數(shù)齒輪副中的大齒輪的齒數(shù)嚙合摩擦系數(shù)，取0.2=0.041內(nèi)外嚙合中重合度=1.864,則的=0.0080即得 =0.041+0.008=0.049, 3.7.2第一級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定外嚙合中重合度=1.627=0.037內(nèi)嚙合中的重合度=1.858=0.019即

33、 =0.037+0.019=0.056, 則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為=，傳動(dòng)效率高即滿足短期間斷工作方式的使用要求。第五章 齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算校核該齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算，大小齒輪中的計(jì)算接觸應(yīng)力中較大值均小于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即5.1高速級(jí)外嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核考慮到由該齒輪嚙合外部因素引起的附加動(dòng)載荷的影響系數(shù)，它與原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量及剛度和運(yùn)行狀態(tài)有關(guān)，原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊8。故選為1.6, 工作機(jī)中的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊9。故選為1.81動(dòng)載荷系數(shù)考慮到齒輪的制造精度，運(yùn)轉(zhuǎn)速度對(duì)輪齒內(nèi)部的附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，查表可得=1.1082齒向載荷分布系數(shù)考

34、慮到沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，該系數(shù)主要和齒輪加工誤差，箱體軸孔的偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關(guān)。查表可得 即，則3齒間載荷分配系數(shù)、齒間載荷的分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)齒輪間載荷分布不均勻影響的系數(shù)。它與齒輪的制造誤差，齒廓的修形，重合度等因素有關(guān)。查表可得=1 ，=14行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù)考慮到在各個(gè)行星齒輪間載荷的分配不均勻?qū)X間接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。查表取 =1.45節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)考慮到節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對(duì)接觸應(yīng)力的影響。并將其分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。即根據(jù)，取為2.

35、4956彈性系數(shù)考慮材料的彈性模量E和泊松比對(duì)其接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.807重合度系數(shù)考慮到重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，即使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)，故取0.8978螺旋角系數(shù)考慮到螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力的影響系數(shù)。，取為19最小安全系數(shù)，考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應(yīng)其根據(jù)重要程度，使用場(chǎng)合等。取=110接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)考慮到當(dāng)齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時(shí)，它與一對(duì)相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤(rùn)滑劑等有關(guān)。取=1.039，=1.08511潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得即 =1，=0.9

36、87, =0.99112齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)考慮經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在其運(yùn)轉(zhuǎn)過程中對(duì)調(diào)質(zhì)剛的大齒輪產(chǎn)生的冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。故選=1，=1根據(jù)其公式計(jì)算高速級(jí)外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力10，中心齒輪a1的 =1422即行星齒輪c1的=1486在外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中，即，經(jīng)計(jì)算可得 即 則， 滿足接觸疲勞強(qiáng)度條件。5.2 高速級(jí)外嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度的校核1名義切向力已知，=3和=153mm,即得 即使用系數(shù)，和動(dòng)載系數(shù)的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。2齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，得由圖可知=1，即=1.31

37、13齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表得=1.14行星齒輪間載荷分配系數(shù)行星齒輪間得載荷分配系數(shù)按公式計(jì)算5齒形系數(shù)查表可得，即=2.421, =2.6566應(yīng)力修正系數(shù)查表可得即=1.684, =1.5777重合度系數(shù)查表可得即 8螺旋角系數(shù)取9計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力=187=18910計(jì)算許用齒根應(yīng)力即已知齒根彎曲疲勞極限為=400查表得最小安全系數(shù)=1.6,式中各系數(shù)，和取值如下： 查表得=2，=1查表得齒根圓角敏感系數(shù)為=1， 相對(duì)齒根表面狀況即=1.043=1.043許用應(yīng)力694, 因此有；， a-c滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件。5.3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核高速級(jí)內(nèi)嚙合齒的輪副

38、中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，其校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似。選擇=1.272，=1.189, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844，=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, =1計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力即=1677計(jì)算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力即=641而=396則641 得出結(jié)論：即滿足接觸強(qiáng)度的條件。5.4 低速級(jí)外嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核1選擇使用系數(shù)因原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選為1.6, 工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于其嚴(yán)重沖

39、擊。故選為1.82動(dòng)載荷系數(shù)3齒向載荷分布系數(shù)=1.2294齒間載荷分配系數(shù)為、查表可得為=1.021 =1.0215節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)取=2.4956彈性系數(shù)考慮到材料彈性模量E和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得即為 189.807重合度系數(shù)考慮到重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，從而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)，故取0.8898螺旋角系數(shù)考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力的影響系數(shù)。，取為1則計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力代人參數(shù)=14519最小安全系數(shù)，取=110接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)即取=1.116，=1.11711潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，即齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.958, =0.

40、99612齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)取=1，=1計(jì)算其許用接觸應(yīng)力=1770 中心齒輪a2=1525 行星齒輪c2 接觸強(qiáng)度校核即：1451滿足接觸強(qiáng)度校核第六章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1輸入端根據(jù)其ZX-A型的行星齒輪傳動(dòng)的工作特點(diǎn)，傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速高低情況，首先確定中心齒輪a1的結(jié)構(gòu)，因?yàn)槠涞闹睆捷^小，所以a1采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式；即將中心齒輪a1與輸入軸連成為一體。 按公式mm 按照3-5增大，試取125mm,同時(shí)進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3，為了便于軸上的零件裝拆，將軸做成階梯形。如圖2所示圖2帶有單鍵槽的輸入軸直徑定為125mm,再過臺(tái)階為130mm滿足密封元件的孔徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向

41、定位與固定。設(shè)為150mm,寬度為10mm。根據(jù)軸承的選擇定為140mm。對(duì)稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖3圖36.2輸出端根據(jù)=112，帶有單鍵槽4，與轉(zhuǎn)臂2相連作為其輸出軸。取為300mm，選擇63X32型的鍵槽。再到臺(tái)階為320mm。輸出連接軸為310mm，選擇70X36型的鍵槽。如圖4、圖5所示圖4圖56.3內(nèi)齒輪的設(shè)計(jì)內(nèi)齒輪b1采用緊固螺釘與箱體連接，從而可以將其固定。如圖7、圖8所示 圖6 圖76.4行星齒輪設(shè)計(jì)行星齒輪采用帶有內(nèi)孔的結(jié)構(gòu)，它的齒寬應(yīng)該加大5，以保證其行星齒輪c與中心齒輪a的嚙合良好，同時(shí)還應(yīng)保證其與內(nèi)齒輪b與行星齒輪c相嚙合。在每個(gè)行星齒輪的內(nèi)孔中，應(yīng)安裝四個(gè)

42、滾動(dòng)軸承來支撐著。如圖8、圖9所示 圖8 圖9而行星齒輪的軸在安裝到轉(zhuǎn)臂X的側(cè)板上之后，還采用了其矩形截面的彈性擋圈來進(jìn)行軸的自行固定。6.5轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì)一個(gè)結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂x應(yīng)該是外廓尺寸小，質(zhì)量小，具有足夠的強(qiáng)度和剛度，且動(dòng)平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且還具有良好的加工和裝配工藝。對(duì)于2X-A型的傳動(dòng)比時(shí)，選擇雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂。且因?yàn)樾行驱X輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪緣內(nèi)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂X作為行星齒輪傳動(dòng)的輸出基本構(gòu)件時(shí)，承受的外轉(zhuǎn)矩最大 轉(zhuǎn)臂X1上各行星齒輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心極限偏差可按公式計(jì)算，先已知高速級(jí)的嚙合中心距a=270mm6，即得 取=51.7各行星齒輪軸孔的孔距的相

43、對(duì)偏差可按公式計(jì)算，即取0.062=62轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對(duì)偏差的，即先已知低速級(jí)的嚙合中心距a=342mm，即得 取=55.9各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差按公式計(jì)算，則取0.069=69轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對(duì)偏差的，即得6.6箱體及前后機(jī)蓋的設(shè)計(jì)按照行星傳動(dòng)的安裝類型不同，則該行星減速器選用臥式不部分機(jī)體，為整體鑄造機(jī)體，其特點(diǎn)為結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動(dòng)中，鑄造機(jī)體應(yīng)該盡量的避免壁厚突變，應(yīng)設(shè)法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵7。如圖12、13、14所示壁厚 即：機(jī)體表面形狀系數(shù) 取1與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)系數(shù)取2.6_作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩 圖1

44、2 圖13圖146.7 齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)浮動(dòng)齒輪聯(lián)軸器是傳動(dòng)比的內(nèi)外嚙合傳動(dòng)，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開線。選取齒數(shù)為23 ，因?yàn)樗鼈優(yōu)槟?shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副8。如圖15圖156.8標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用軸承的選擇：根據(jù)軸的內(nèi)徑選擇其輸入軸承為GB/T276-1994中的內(nèi)徑為140mm ，外徑為210mm。行星齒輪中的軸承為雙列角接觸球軸承內(nèi)徑為90mm,外徑為160mm 。行星齒輪2中的軸承為GB/T283-1994的圓柱滾子軸承。輸出軸承為GB/T276-1994的深溝球軸承。螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘應(yīng)選擇六角螺釘。吊環(huán)的設(shè)計(jì)參照標(biāo)準(zhǔn)。通氣塞的設(shè)計(jì)參照設(shè)計(jì)手冊(cè)自行設(shè)計(jì)。以及油標(biāo)的應(yīng)設(shè)計(jì)

45、根據(jù)GB1161-89的長(zhǎng)形油標(biāo)的參數(shù)來設(shè)計(jì)。 第七章 減速器箱體及其潤(rùn)滑7.1 減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)機(jī)體結(jié)構(gòu)要根據(jù)制造工藝、安裝工藝和使用維護(hù)的方便與否以及經(jīng)濟(jì)性等條件來決定機(jī)體的形狀隨轉(zhuǎn)動(dòng)裝置的安裝模式分為臥式、立式、和法蘭式等，本例采用臥式整體結(jié)構(gòu)，三級(jí)速級(jí)采用同一機(jī)體。機(jī)體由灰鑄體，機(jī)體應(yīng)盡量避免壁厚突變，減小壁厚差，以免產(chǎn)生疏松和縮孔等鑄造缺陷，鑄造機(jī)體能有效地吸收振動(dòng)和減低噪音，且有良好的耐腐蝕性。7.2 機(jī)體主要尺寸的確定機(jī)體的強(qiáng)度和剛度設(shè)計(jì)很復(fù)雜，所以一般都是按經(jīng)驗(yàn)方法確定其結(jié)構(gòu)尺寸機(jī)體壁厚按下式確定： 0.04d315mm=0.0443215mm=32.28mm機(jī)體各筋板厚度1

46、=0.525=（18.1421.14）mmh1.5=1.532.28mm=48.42mm機(jī)體中心高度h0 H00.8d3=0.8432mm=345.6mm7.3 減速器潤(rùn)滑 5.3.1 齒輪的潤(rùn)滑 行星減速器中各齒輪的圓周速度：高速級(jí) 太陽輪 6.15m/s行星輪 0.48m/s低速級(jí)太陽輪 1.85m/s行星輪 1.48m/s內(nèi)齒圈 0由于各齒齒輪圓周速度1215m/s,因此采用油池浸浴潤(rùn)滑，即把齒輪浸在油池中。待齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，將潤(rùn)滑油帶到齒合表面，同時(shí)將油甩上箱壁，用于散熱。在多級(jí)傳動(dòng)中，還可以用甩油環(huán)將油甩起來潤(rùn)滑。油池中的油量取決于齒輪傳遞效率的大小，對(duì)于單級(jí)傳動(dòng)，沒傳遞1KW功率，需要

47、油量約0.350.7L，對(duì)于多級(jí)傳動(dòng)，需要的油量按級(jí)數(shù)成倍增加，則油池容量：V=0.5218.518.5L.5.2.2 軸承的潤(rùn)滑減速器中齒輪圓周速度2m/s時(shí)，不能依靠飛濺的潤(rùn)滑油來潤(rùn)滑軸承，應(yīng)采用潤(rùn)滑脂來潤(rùn)滑。通常在裝配支承元件時(shí)，就把潤(rùn)滑脂填入軸承。添油時(shí)可拆去軸承端蓋，也可以打開油孔，使用旋蓋油杯或用油槍供油。潤(rùn)滑脂的裝入量可占軸承空間的1/3.每工作三個(gè)月后，補(bǔ)充一次新油，沒過一年，拆開清洗部件，并換新油、為了不使?jié)櫥蛳潴w內(nèi)的潤(rùn)滑油浸入而稀釋或變質(zhì)，并防止?jié)櫥蛶斫饘傩蓟蚱渌畚?，?yīng)在軸承向著箱體內(nèi)壁的一側(cè)安裝密封裝置，最常用的密封裝置是封油環(huán)?？偨Y(jié)大學(xué)的最后一個(gè)學(xué)期，在緊張而又

48、充實(shí)的畢業(yè)設(shè)計(jì)中度過，讓我受益匪淺。畢業(yè)設(shè)計(jì)讓我對(duì)以前的知識(shí)又有了一次完整而系統(tǒng)的復(fù)習(xí)，并且通過閱讀一些畢業(yè)設(shè)計(jì)相關(guān)書籍，也讓我學(xué)習(xí)到了很多有用的知識(shí)，對(duì)現(xiàn)在的機(jī)械知識(shí)進(jìn)行了補(bǔ)充，同時(shí)也了解了很多將來工作中需要的知識(shí)，學(xué)會(huì)了如何正確的去使用一些資料、技術(shù)手冊(cè)，問我以后在工作中進(jìn)步打下了結(jié)實(shí)的基礎(chǔ)。在畢業(yè)設(shè)計(jì)中隊(duì)機(jī)械制造的工藝工序設(shè)計(jì)，夾具設(shè)計(jì)、CAD制圖進(jìn)行了一次復(fù)習(xí)、實(shí)踐。在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中我也能明顯的感覺出自己的不足，設(shè)計(jì)中還存在這很多的錯(cuò)誤和缺陷，在這里懇請(qǐng)各位老師、同學(xué)指導(dǎo)改正。致謝為期兩個(gè)半月的畢業(yè)設(shè)計(jì)不知不覺已經(jīng)到了結(jié)束的時(shí)候，這次畢業(yè)設(shè)計(jì)是我在大學(xué)之中所接觸到的最難，也是最復(fù)雜的一

49、次設(shè)計(jì)，然而還能順利完成，這是各位老師的功勞。在這里謹(jǐn)向大學(xué)四年里辛勤教導(dǎo)我的老師致以崇高的謝意！特別是要感謝彭銳濤老師對(duì)我無微不至的關(guān)懷和教導(dǎo)。本文所研究的內(nèi)容是在彭老師的細(xì)心指導(dǎo)下完成，也正是彭老師以其豐富的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)、深厚的專業(yè)知識(shí)為本課題的設(shè)計(jì)提供了許多有效的指導(dǎo)和理論依據(jù)，才能使本課題得以圓滿完成和論文的順利結(jié)束，更重要的是彭老師待人的和藹、工作治學(xué)的嚴(yán)謹(jǐn)讓我受益匪淺，不僅讓我在學(xué)習(xí)上進(jìn)步，也讓我學(xué)會(huì)了應(yīng)該用怎樣的態(tài)度對(duì)待工作，在此再次向彭老師表示深深的謝意。同時(shí)還要感謝和我一起進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)工作的同學(xué)，在畢業(yè)設(shè)計(jì)工程中大家相互幫助、支持。這幾個(gè)月中為我解決了很多問題，并督促我讓我不至于

50、放松。感謝那些平時(shí)給予我指導(dǎo)和幫助的老師、同學(xué)。謝謝！附錄清單a 中心距 折合系數(shù)b 齒輪寬度 頂圓齒形曲徑d 軸的直徑 齒輪嚙合角h 軸肩高度 斷面重合度I 傳動(dòng)比 端面嚙合長(zhǎng)度K 載荷系數(shù) * 齒頂高系數(shù)L 軸的長(zhǎng)度 C* 齒輪頂隙系數(shù)m 齒輪模數(shù) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 n 軸的轉(zhuǎn)速 嚙合損失系數(shù) 行星輪數(shù)目Na 盈利循環(huán)系數(shù)t 總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間T 轉(zhuǎn)矩W 軸的抗彎截面系數(shù)X 齒輪變位系數(shù)P 軸傳遞的功率Z 齒數(shù) 傳動(dòng)功率d 齒輪分度圓直徑 齒輪基圓直徑d 齒輪節(jié)圓直徑 齒輪基圓直徑d 齒輪節(jié)圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 孔距相對(duì)偏差文獻(xiàn)翻譯8.5 Blade pitch mechanismAs a r

51、ule, large wind turbines have rotors equipped with blade pitch control. The mechanism required for this must basically fulfil two tasks. The primary task is to adjust the blade pitch angle for controlling the power and speed of the rotor.A pitching range of around 20 to 25 degrees is enough for this

52、 purpose. But apart from this main function, there is a second task which has considerable influence on the design of the blade pitch mechanism. To brake the rotor aerodynamically, it must be possible to pitch the rotor blade to the feathered position. This increases the pitching range to approximat

53、ely 90. The implementation of the blade pitch mechanics offers the designer possibilities for design creativity scarcely rivaled by any other system. The model implemented are accordingly variety can be attained if the “blade pitch mechanism ”system is broken down into its main components.Rotor blad

54、e bearing The prerequisite for implementing blade pitching is the ability to turn the rotor blades around their longitudinal axis. Even though the necessary angle of rotation and the rotating speeds are relatively small, the rotor blade are almost exclusively supported by roller bearing at the blade

55、 root. In some earlier turbines,only the outer blade area was adjusted(Chapt,5-3-1,Fig.51.18).In this case the bearing and the blade pitch drive must be relocated into the outer blade area. This poses additional design problems with respect to spatial conditions and weight at an awkward place in the

56、 outer blade section.Blade pitching drivingThe main distinguishing feature of blade pitching systems is the type of drive. Hydraulic drives are still in the majority in older wind turbines but an alternative are electrical motors and these are increasingly found in more recent turbines. The reasons

57、are the extended control possibility and precision of the newer electronically controlled pitching motors, and the avoidance of the leakage problem experienced with hydraulic units.Actuator elementsThe design of the actuating elements depends on the selected drive units, on the one hand, and, on the

58、 other hand, on the arrangement of the blade pitch drive in the space of the nacelle or of the rotor hub. Hydraulic actuating elements at the same time. If pitching drives other than direct actuators are used, it becomes necessary to effect the movement on the rotor blades via mechanical actuating e

59、lements. This job can be handled by pitching shafts, toothed gearing or any conceivable linkage mechanism.Power supplyThe blade pitching drive must be supplied with power. In most cases, the power supply system of the blade pitching system is housed in a fixed position within the nacelle. In the cas

60、e of electrical systems, installation of the blade pitch motor or actuator in the rotating rotor hub require the electric current to be transmitted into the hub via a slip-ring, whilst hydraulic systems require a rotary leadthrough of the supply line.If, apart from the power supply, the pitching sys