装配图高效风能增速机设计(1)
装配图高效风能增速机设计(1),装配,高效,风能,增速,设计
本科毕业设计(论文)题目:高效风能增速机系 别: 机电信息系 专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 学 生: 学 号: 指导教师: 2013年 5月摘 要随着化石燃料的日益减少,能源问题已成为关系国民经济发展和人类生存的重要问题,对可再生能源的开发和利用迫在眉睫。风能是一种干净的、储量非常丰富的可再生能源,它不会随着其本身的转化和利用而减少,可以说是一种取之不尽、用之不竭的能源。由于风力发电其环境效益好,风电场建设周期短,占地面积小,广泛受到各国的关注,我国也正在大力研究风力发电技术。本文主要做了以下几方面的工作:首先,确定增速箱的机械结构。采用一级行星加上两级圆柱齿轮传动综合行星齿轮传动的小型化和圆柱齿轮的大传动比,按照所给定的工作环境变量确定齿轮副参数和传动部件的结构其次,利用回差分析理论分析侧隙对回差的影响和齿轮传动中可能出现的三类回差来源(齿轮本身的固有误差,装置误差,其它误差),并详细计算了各级传动中的回差的大小,检验结构精度分配的正确性,提出减小回差的措施。应用三维软件Pro/E建立增速系统模型,利用ANSYS有限元软件对关键零件进行强度分析。关键词:风力发电;增速系统;行星传动;回差;接触分析IVAbstractWith the fossil fuel is reduced, the energy issue has become the development of national economy and the important problems of human survival, development and utilization of renewable energy imminent. Wind energy is a clean, abundant reserves of renewable energy, it will not be reduced with its own transformation and use, can be said to be an inexhaustible, be inexhaustible energy. Because of its environmental benefits of wind power, wind farm construction cycle short, covers an area of small, widely concerned by the whole world, our country also is to study the wind power generation technology.This paper has done the following work : first, determine the mechanical structure of the speed increasing box. Large transmission adopts miniaturization and cylindrical gear planetary plus comprehensive planet two cylindrical gear transmission gear ratio, according to the given work environment variables determine the gear parameters and the transmission part structure secondly, using the return difference analysis possible effects of backlash on the return difference and gear in the three kinds of error sources ( inherent error, the error of gear device, other errors), and detailed calculations of the levels of transmission of the return difference size, validate the structure accuracy allocation, is proposed to decrease the error measures. Application of 3D software Pro/E to establish the growth model of the system, analyze the strength of key parts by using the finite element software ANSYS.Keywords:wind power generation system;growth;planetary transmission;hysteresis;contact analysis 目 录摘 要IAbstractII目 录III1 绪论11.1课题背景11.2研究的目的和意义11.3风力发电在国内外的研究现状11.3.1国外风力发电机的发展现11.3.2我国风力发电现状21.4风力发电机系统31.4.1风力发电机简介31.5风力发电机的结构简介31.6风力发电机增速系统简介41.7课题研究的主要内容42 增速装置的结构设计62.1传动方案的确定62.23Z(II)型行星齿轮增速器装置设计82.3设计计算82.3.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图82.3.2配齿计算82.3.3初步计算齿轮的主要参数92.3.4啮合参数计算92.3.5几何尺寸计算122.3.6装配条件的计算142.3.7传动效率的计算152.3.8结构设计162.3.9齿轮强度验算193齿轮传动的回差分析243.1侧隙与回差的关系及来源243.1.1侧隙的分类243.1.2不同侧隙的关系253.3本章小结264 中心轮和行星轮齿面接触分析274.1齿轮接触有限元算法274.2接触分析284.2.1齿轮接触有限元模型284.2.2齿轮副齿面接触应力求解294.2.3ABAQUS三维接触分析结果294.3本章小结305 总结32参考文献331 绪论1 绪论1.1课题背景从能源发展战略来看,由于化石燃料的有限性和使用化石燃料发点对环境产生的污染,人类必须寻找一条可持续发展的能源道路,因此开发利用纯净的新能源和可再生能源日益收到各国政府的重视,此时正是我们利用自然资源为人类谋福利的打好时机风能作为最有开发利用前景和技术最成熟的一种可再生的清洁能源,越来越受到重视。我国的风能资源非常丰富,利用风能发电成本比较低,而且风电技术也日趋成熟,适合大规模开发和利用,因此利用风力发电能够改善能源结构、减少环境污染和保护生态环境。本课题是为了响应世界可持续发展计划中应对能源及环境保护的要求在我国更好的实施,也为了适应我国风发电技术的不断更新及风电厂建设的逐步扩大而设立的。齿轮增速箱是风力达电机组中主要的传动部件,因此,齿轮箱的设计便是风力发电机组能否建立成功的关键部分。11.2研究的目的和意义风力发电是清洁的、无污染可再生能源。的优势已被人们所认识。但是风力发电成本与常规能源相比仍不具有优势。别是我国,力发电成本还难于同常规能源相竞争,制约了我国风电事业的发展。因此,面地研究我国风力发电成本、研究影响风力发电成本的因素、找到降低风力发电成本的途径对促进我国风电事业的发展、改进我国能源结构、治理我国的环境污染具有重要的现实意义。1.3风力发电在国内外的研究现状1.3.1国外风力发电机的发展现国际能源研究报告表明,如果各国采取有力措施,风力发电到2010年可提供世界电力需求的10%,创造170万个就业机会,并在全球范围内减少100多亿吨二氧化碳废气。风能将成为发展最快的能源,到2010年风电总装机容量达到40.00GW,2020年达到0.1TW,到2010年德国新增500万千瓦,西班牙新增520万千瓦,年生产能力将达到800万千瓦,可满足全国电力需求的10%。美国和加拿大是北美利用风能最好的国家。在美国的50个州中,大约有30个州已经开始利用风能资源。在1998-2004年期间,美国风力发电的总装机容量已经超过6740MW,可以满足160万个中等家庭的日常用电需求。随着技术的进步和规模38的扩大,风电发电成本继续下降,估计10年后它完全可以和清洁的燃煤电厂竞争。风电技术开发的趋势是大容量和变转速运行。更大单机容量的机组仍在继续研制。随着风电容量在电力系统中的比例越来越大,对系统的影响日益明显。人们已经开始利用天气预报的技术预测风电场功率输出,以优化运行速度。由于600kw级大型风力发电机组技术成熟,正在大批量生产,2000kw级风力发电机组不久将投入商业运行,风力发电的造价由现在的1000美元/kw有可能下降为600-800美元/kw,发电成本从现在的4-5美分/(kwh),下降到3-4美分/(kwh),风力发电规模经济效益更加明显,可以和火电、水电、核电相竞争,这也是其它新能源所无法比拟的。由于风力发电是可再生洁净能源,其环境效益也十分明显,随着风力发电技术的日益成熟,发电成本的进一步降低,风力发电会越来越被更多的人认识和接受。这也是全世界很多国家都热衷风力发电的主要原因。风力发电的迅猛发展也使那些本地能源短缺的发展中国家收益,如巴西、阿根廷、摩洛哥、埃及和哥斯达黎加等国是发展中国家风力发电的佼佼者。中国、印度也在积极发展风电。1.3.2我国风力发电现状我国幅员辽阔,陆疆总长2万多千米,海岸线1.8万多千米,是一个风力资源丰富的国家,全国约有2/3的地带为多风带。风能总储量为32.26亿千瓦,实际可开发的风能储量为2.53亿千瓦,为可再生能源和新能源利用技术提供了强大的资源条件。两大风能地带西北、华北、东北和东南沿海为风能资源丰富区,跨全国21个省、市、自治区。到1999年底已开发微小户用型风力发电机16万台,并网型风电场24座,总装机容量26万千瓦,其中绝大多数机组是从丹麦、德国、美国、比利时、瑞典引进的,最大单机容量为600kw。毫无疑问,中国风能等可再生能源的利用受到一系列因素的限制,其中包括资金和技术资源供应的不足、政策的不相配套等。和常规资源相比,它会缺乏竞争力。但从可持续发展的目的出发,从中央到地方的各级政府已对这些资源的开发给予了关注。目前,我国国产化机组产量仍然偏小,远未达到规模效益,使得零部件采购价格偏高,利润空间很小。因此,我国的风力发电装备市场至今仍由国外风力发电机组占据。这一现实要求我国的风力发电设备制造企业应加快适合中国国情的新型风力发电装备的研制进度。尽快提高大型风力发电装备的设计和制造技术,加大风力发电装备国产化进程。还应注意稳定产品质量,提高国产机组可靠性,以取得风电场建设者的认可,逐步加大市场份额。据相关资料报道,到2020年,预计我国将新增发电能力500GW,其中121GW为可再生能源。2010年以前,我国计划新建20座风力发电场,每座风场的发电能力达到100MW以上,且达到4000MW的风力发电总目标,并要求风力发电设备本土化。1.4风力发电机系统1.4.1风力发电机简介风力发机组室友两大部分组成的,即风力机和发电机。其中,风力机的功能是将风能转换为机械;而发电机的功能是将机械能转换为电能。因此风力发电机装备的类型归属需要可以从两个角度规划。本文只从机械角度介绍风力发电机。(1) 垂直轴风轮按形成转矩的机理分为阻力型和升力型。阻力型的气动力效率远小于升力型,故当今大型并网型垂直轴风力机的风轮全部为升力型。 (2) 水平轴风力发电机组还可分为上风向及下风向两种机型,上风向机组其风轮面对风向,安置在塔架前方。上风向机组需要主动调向机构以保证风轮能随时对准风向。下风向机组其风轮背对风向安置在塔架后方。当前大型并网风力发电机几乎都是水平轴上风向型。(3) 下风向风力发电机,只在中、小功率机型中出现过。(4) 水平轴上风向三叶片风力发电机是当代大型风力发电机的主流;两叶片的产品也比较多见。1.5风力发电机的结构简介由于本文只对风力发的增速系统的传动齿轮箱进行设计分析,所以这里只简单的介绍风力机。风力机的作用是把风能转化为机械能,它的结构包括风轮(包括叶片和轮毂)、传动装置、增速齿轮箱、制动结构、偏航装置(或称对风装置)变桨距机构以及附属部件。图1.1为风力机的总体结构示意图,其组成:1为轮毂,驱动法兰面与机舱中齿轮箱的主轴用螺栓进行固定连接,三个外伸端(夹角为120)用延长节和叶片保持连接;2为传动轴;3为塔架,它的主要作用是支撑叶轮和机舱;4为偏航装置;5为风速风向仪;6为发电机,它是将风能转化为电能的设备;7为刹车系统;8为增速齿轮箱,因为发电机的转速高而风轮转速低,需要在风轮轴与发电机轴之间设一个增速器;9为变桨距机构,作用是控制叶片桨距角的变化。图1.1风力机结构示意图1.6风力发电机增速系统简介风力发电机组中的齿轮箱是一个重要的机械部件,其主要功用是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机并使其得到相应的转速。通常风轮的转速很低,远达不到发电机发电所要求的转速,必须通过齿轮箱齿轮副的增速作用来实现,故也将齿轮箱称之为增速箱。根据机组的总体布置要求,有时将与风轮轮毂直接相连的传动轴(俗称大轴)与齿轮箱合为一体,也有将大轴与齿轮箱分别布置,其间利用胀紧套装置或联轴节连接的结构。为了增加机组的制动能力,常常在齿轮箱的输入端或输出端设置刹车装置,配合叶尖制动(定浆距风轮)或变浆距制动装置共同对机组传动系统进行联合制动。1.7课题研究的主要内容1、选择确定传动方案 传动方案的确定包括传动类型和传动简图的确定。此次设计的增速器传动比达到134,只有通过不断地比较和分析去合理的选择一种传动方案,尽量降低增速器的体积和重量。2、设计计算 每级传动机构的设计计算,都大致包括:传动比的分配,传动系统运动学和动力学计算,传动零件的设计,轴的设计计算与校核,轴的选择与计算,键连接的选择与计算,箱体的设计,润滑与密封的选择和传动装置。水平轴风力机主要由以下几部分组成:风轮、传动结构(增速箱)、发电机、机座、塔架、调速器或限速器、调向器、停车制动器等。其结构简图2.2所示:图2-3风力发电机组的结构图本课题中主要研究是该装置系统中的传动装置,也就是图2-3中的部3的设计。经过方案的比较,本文中的机组传动方式采用的是一级行星加上两级圆柱齿轮传动方式,它的主要特点有:低速级为行星传动,传动效率高,体积小,重量轻,结构简单,制造方便,传递功率范围大,使用功率分流,合理使用了内啮合,轴向尺寸小,采用无多余约束浮动,浮动效果好;末两级为平行轴圆柱齿轮传动,可合理分配增速比,提高传动效率。该结构合理有效的综合利用了行星齿轮的小型化和圆柱齿轮传动的大传动比,从而降低了成本,提高了传动效率,节约了能源。2 增速装置的结构设计 2 增速装置的结构设计动装置是机器重要组成部分,它起到的作用有减速(或增速)、调速、改变运动形式、增大转矩、动力和运动的传递和分配功能。应用于变速的方式主要有带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动。齿轮传动由于具有瞬时传动比恒定,传动效率高(可达9899%),工作可靠,使用寿命长,结构紧凑,使用范围大。传递功率范围大等优点应用最广泛。齿轮传动的种类多种多样,以适应对传动的不同要求。按照工作条件不同可以分为开式、半开式和闭式传动;按照齿轮硬度的不同可以分为软齿面、中硬齿面及硬齿面传动。风电系统中用的增速装置一般也采用齿轮传动,目前我国300KW的风机主要应用于运输和安装条件不理想的沿海地区,600KW的风机主要应用于地形平坦、运输条件和安装条件较好的、内蒙以及沿海地区,兆瓦(1000KW2000KW)的风机技术还不成熟,在实际生产中应用很少。2.1传动方案的确定风力发电机齿轮箱的种类多种多样,按照传统类型可分为圆柱齿轮箱、行星齿轮箱以及它们相互组合起来的齿轮箱;按照传动的级数分为单级和多集齿轮箱;按照传动的布置形式可以分为展开式、分流式和同轴式以及混合式。2表2.1常用的齿轮传动形式名称传动方式简图传动特点展开式结构简单、但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有很大的刚度。分流式结构复杂、但由于齿轮相对于轴承对称分布,载荷沿齿宽分布均匀、轴承受载均匀。同轴式横向尺寸小、轴向尺寸和重量较大,且中间轴较长,刚度差,沿齿宽受载分布不均匀。分流同轴式每对啮合齿仅传递全部载荷的一半,输入和输出轴只承受扭矩,中间轴只承受全部载荷的一半,轴颈尺寸小。单级NGW尺寸小、重量轻、但制造精度要求高,结构较复杂。两级NGW尺寸小、重量轻、但制造精度要求高,结构复杂。2.23Z(II)型行星齿轮增速器装置设计设计某风力发电装置所需配用的行星齿轮增速器,已知该行星传动的输入功率P1=22KW,输入转速n1=1500r/min,传动比ip=134,允许的传动比偏差ip=0.01;且要求该行星齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小和传动功率较高。2.3设计计算2.3.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图根据上述要求:短期间断,传动比大,结构紧凑和外轮廓尺寸较小。据行星齿轮传动设计传动类型的工作特点可知,3Z型适用于短期间断的工作方式,结构紧凑,传动比大。为了装配方便,结构更加紧凑,适用具有单齿圈行星齿轮的3Z(II)型行星齿轮传动较合理,其传动简图如图1所示。3图2.13Z(II)型行星齿轮增速传动2.3.2配齿计算根据3Z(II)型行星传动的传动比ip值和按其齿轮计算公式可求得内齿轮b,e和行星齿轮c的齿数zb,ze和zc。考虑到该行星齿轮传动的外轮廓尺寸较小,故选择中心轮的齿数za=15和行星齿轮数目np =3。为了使内齿轮b与e的齿数差尽可能小,即应取ze -zb=np。再将za,np和ip值代入公式,则的内齿轮b的齿数Zb为:Zb=按以下公式可得内齿轮e的齿数Ze为:Ze=Zb+np=69+3=72因Ze-Za=72-15=57为奇数,应按如下公式求得行星轮c的齿数Zc为:zc=(ze-za)-0.5=(72-15)-0.5=28再按传动比验算公式验算其实际的传动比为:ibae=134.4其传动比误差为:=0.003故满足传动比误差的要求,即得该行星齿轮传动实际的传动比为=134.4,最后确定该行星传动各齿的齿数为Za=15,Zb=69,Ze=72和Zc=28。另外,也可根据传动比i=134.4查表4直接可得上述各轮的齿数。2.3.3初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择:中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度58-62HRC,取=1400N/mm和=340N/mm,中心轮a和行星齿轮c的加工精度6级;内齿轮b和e均采用42CrMo,调质硬度217-259HB,取=780N/mm 和=260N/mm,内齿轮b和e的加工精度7级。按弯曲强度的初计算公式计算齿轮的模数m为:m=Km现已知Z1=15,=340N/mm小齿轮名义转矩:T1=9549=9549=46.68NM;取算式系数Km=12.1;查表取使用系数KA=1.5;取综合系数KF=1.8;去接触强度计算的行星轮见在和分布不据黁系数KHp=1.2。由公式可得KFp=1+1.5(KHp-1)=1+1.5(1.2-1)=1.3查得齿形系数YFa1=2.67;查得齿宽系数d=0.6。则的齿轮模数为:m=2.57 mm取齿轮模数m=3mm。2.3.4啮合参数计算在三个啮合齿轮副a-c、b-c和e-c中,其标准中心距a为:(mm)(mm)(mm)由此可见,三个齿轮副的标准中心距不相等,且有。因此,此行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星齿轮既能满足给定的传动比=134.4的要求,又能满足啮合传动的同心条件,即应使各齿轮副的啮合中心距相等,则必须对该3Z(II)型行星传动进行角度变位。根据各标准中心距之间的关系,取选取其啮合中心距为=66mm作为各齿轮副的中心距值。已知+=43,-=41和-=44,m=3mm,=66mm及压力角20,按公式计算该3Z(II)型行星传动角度变位的啮合参数。对各齿轮副的啮合参数计算结果见表2.2。表2.23Z(II)型行星传动啮合参数计算项目计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副e-c齿轮副中心距变动系数=1.5啮合角=变位系数和=齿顶高变动系数=重合度确定各齿轮的变位系数:(1)a-c齿轮副在a-c齿轮副中,由于中心轮a的齿数z=152=34和中心距=64.5mm=0.1176按如下公式可得到行星齿轮c的变位系数:=0.5377-0.2732=0.2645(2)b-c齿轮在b-c齿轮副中,=28=17,=412=34和=61.5mm,-=442=34和mm 。由此可知,该齿轮副的变位目的是为改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位,即。则可得内齿轮e的变位系数为0.2645。2.3.5几何尺寸计算对于该3Z(II)型行星齿轮传动可按下面计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表2.3。表2.33Z(II)型行星齿轮传动几何尺寸计算项目计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副e-c齿轮副变位系数=0.2732=0.2645=0.2645=2.1022=0.2645=0.2645分度圆直径=45=207=84=207=84=216基圆直径=42.2862=78.9342=78.9342=194.5164=78.9342=202.9736节圆直径=46.0465=85.9535=90.1463=222.1463=84=216齿顶圆直径外啮合52.41391.3608内啮合 - 齿根圆直径外啮合内啮合用插齿刀加工78.087224.712678.087225.0204关于用插齿刀加工内齿轮,起齿根圆直径的计算:已知模数=3mm,插齿刀齿数=25,齿顶高系数=1.25,变位系数=0(中等磨损程度)。试求被插制内齿轮的齿根圆直径。齿根圆直径按下式计算,即=+2式中:插齿刀的齿顶圆直径;插齿刀与被加工内齿轮的中心距。=325=82.5(mm)现对内啮合齿轮副b-c和e-c分别计算如下。(1)b-c内啮合齿轮副(,=69)=0.049683查表得=加工中心距为=(mm)按一下公式计算内齿轮b齿根圆直径为=82.5+271.1063=224.7126mm(2)e-c内啮合齿轮副(,=72)=0.019001查表得=(mm)则得内齿轮e的齿根圆直径为:mm2.3.6装配条件的计算对于所设计的上述行星轮传动应满足如下的装配条件:按如下公式验算其邻接条件,即将已知的、和值代入上式,则得:91.3608mm,故该3Z(II)行星传动的传动功率可采用如下公式进行计算,即=已知和=69/15=4.6其啮合损失系数:和可按如下公式计算,即有=2.3 =2.3取齿轮的啮合摩擦因数,且将、和代入上式,可得=2.3=2.3即有=0.00488+0.00502=0.0099所以,其传动效率为=可见,该行星齿轮传动的效率较高,可以满足短期间断工作方式的使用要求。2.3.8结构设计根据3Z(II)行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况,对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮a的结构,因为它的直径d较小,所以,轮a应该采用齿轮轴的结构型式;既将中心轮a与输出轴连成一个整体。且按该行星的输入功率P和转速n的初步估算输入轴的直径,同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆,通常将轴制成阶梯形。总之,在满足使用要求的情况下,轴的形状和尺寸应力求简单,以便于加工制造。=112=27mm按照3-5增大,试取为30mm,带有单键槽的输入轴直径确定为30mm,再过台阶d1为36mm满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。可知d2为45mm,宽度为135mm。根据轴承的选择确定轴肩d3为52mm,d4为38 mm。=112=50mm带有单键槽,与齿轮e同体相连作为输出轴。取d1为57mm,选择16X10的键槽。(1)内齿轮b采用紧固螺钉与箱体连接起来,从而可以将其固定。其尺寸如上已算出。(2)内齿轮e采用齿轮轴设计,既将轮e与输出轴连成一个整体。且按该轮的输入功率P和转速n的初步估算输出轴的直径,同时进行轴的结构设计。总之,在满足使用要求的情况下,轴的形状和尺寸应力求简单,以便于加工制造。一个结构合理的转臂x应是外廓尺寸小,质量小,具有足够的强度和刚度,动平衡性好,能保证行星齿轮间的载荷分布均匀,而且具有良好的加工和装配工艺。对于3Z(II)型中的转臂x不承受外力矩的作用,也不是行星传动的输入或输出构件(此时它不是基本构件),故采用双侧板整体式转臂(其侧板两端无凸缘)。双侧板整体式转臂,可采用连接板将两块侧板连接在一起。整体式转臂的毛皮是采用锻造或焊接的范式得到的,即在其毛坯上已将两侧板与连接板制成一个整体。转臂x中所需连接板得数目一般应等于行星齿轮数。壁厚为=mm取壁厚为15,其中为实际啮合中心距。沟槽宽度为80mm。外圆直径2=168mm,取外圆直径170mm。转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差fa可按公式计算:已知高速级的啮合中心距a=66mm,则得0.0323(mm) 取=32.3各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算,即取0.0300=30转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的,即=15先已知低速级的啮合中心距a=66mm,则得=0.0323mm取=32.3各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算,即取0.0300=30转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的,即按照行星传动的安装类型的不同,则该行星减速器选用卧式不剖分机体,为整体铸造机体,其特点是结构简单,紧凑,能有效多用于专用的行星齿轮传动中,铸造机体应尽量的避免壁厚突变,应设法减少壁厚差,以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁7。壁厚:其中:Kt机体表面的形状系数,取1Kd与内齿轮直径有关的系数,取2.6Td作用在机体上的转矩。螺钉的选择:大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计7。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。行星齿轮c采用带有内孔的结构,它的齿宽b应当加大;以便保证该行星齿轮c与中心轮a 的啮合良好,同时还应保证其与内齿轮b和e相啮合。在每个行星轮的内孔中,可以安装两个滚动轴承来支撑着。而行星齿轮轴在安装到转臂x的侧板上之后,还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。由于该3Z型行星传动的转臂x不承受外力矩,也不是行星传动的输入或输出构件;而且还具有个行星轮。因此,其转臂x采用了双侧板整体式的结构型式。该转臂x可以采用两个向心球轴承支承在中心轮a的轴上。转臂x上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差可按如下公式计算。现已知啮合中心距mm,则得:(mm)取各行星轮轴孔的孔距先对偏差可按以下公式计算,即取=0.030mm=30m转臂x的偏心误差约为孔距相对偏差的1/2,即=15m在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算,验算其装配条件,且进行了结构设计之后,便可以绘制该行星齿轮传动结构图。2.3.9齿轮强度验算由于3Z(II)型行星齿轮齿轮传动具有短期间间断的工作特点,且具有结构紧凑、外轮廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点,只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算,即首先按以下公式计算齿轮的齿根应力,即其中,齿根应力的基本值可按以下公式计算,即=许用齿根应力可按以下公式计算,即=现将该3Z(II)行星传动按照三个齿轮副a-c、b-c和e-c分别验算如下。 名义切向力。中心轮a的切向力=可按如下公式计算;已知Nm,和mm。则得(N) 有关系数。a使用系数,使用系数按中等冲击查表得=1.5b.动载荷系数,先按下式计算轮a相对于转臂x的速度,即其中(m/s)所以(m/s)已知中心轮a和行星齿轮c的精度为6级,即精度系数C=6;再按下公式计算动载荷系数,即=式中:B=0.25=A=50+56则得=因此中心轮a和行星轮c的动载荷系数=1.06c.齿向载荷分布系数,齿向载荷分布系数可按下式计算,即=1+,查表得。=查表得,代入上式,则得=1+(1.3-1)1=1.3d.齿间载荷分配系数。齿间载荷分配系数查表得,=1.1。e.行星轮间载荷分配系数。行星轮间载荷分配系数按下式计算,即=1+1.5,已取,则得=1+1.5=1.3f.齿形系数。齿形系数查得,g.应力修正系数。应力修正系数查得,。h.重合度系数。重合度系数可按下式计算,即=0.25+i.螺旋角系数。螺旋角系数查得=1。因行星轮c不仅与中心论a啮合,且同时与内齿轮b和e相啮合,故取齿宽b=60mm。 计算齿根弯曲应力。按下式计算齿根弯曲应力,即=(N/mm2)(N/mm2)取弯曲应力=110N/mm2 计算许用齿根应力。按以下公式计算许用齿根应力,即=已知齿根弯曲疲劳极限=340 N/mm2,由查表9得最小安全系数。式中各系数、和取值如下。应力系数,按所给定的区域图取时,取=2。 寿命系数由下式计算,即=式中应力循环次数由表相应公式计算,且可按照每年工作300天,每天工作16小时,即=6060=1.06则得=0.89齿根圆角敏感系数查得=1。先对齿根表面状况系数按表中对应公式计算,即=1.674-0.529取齿根表面微观不平度=12.5m,代入上式得=1.674-0.529=0.98尺寸系数按表中相对应公式计算,即=1.05-0.01=1.05-0.01=1.02代入下公式可得许用齿根应力为:=378(N/mm2)因齿根应力=110N/mm2小于许用齿根应力=378N/mm2,即。所以,a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。在内啮合齿轮副b-c中只需要校核内齿轮b的齿根弯曲强度,即仍按公式计算其齿根弯曲应力及按公式计算许用齿根应力。已知,=260 N/mm2。a使用系数。使用系数按中等冲击查表得=1.11b.动载荷系数。先按下式计算轮a相对于转臂x的速度,即其中(m/s)所以(m/s)已知中心轮a和行星齿轮c的精度为6级,即精度系数C=6;再按下公式计算动载荷系数,即=式中:B=0.25=A=50+56则得= 中心轮a和行星轮c的动载荷系数=1.26c.齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数可按下式计算,即=1+查表得=查表得,代入上式,则得=1+(1.3-1)1=1.3d.齿间载荷分配系数。齿间载荷分配系数查表得=1.1e.行星轮间载荷分配系数。行星轮间载荷分配系数按下式计算即=1+1.5已取,则得=1+1.5=1f.齿形系数。齿形系数查得。,g.应力修正系数。应力修正系数查得,h.重合度系数。重合度系数可按下式计算,即=0.25+i.螺旋角系数。螺旋角系数查得=1通过查表或采用相应公式计算,可得到取值与外啮合不同的系数为,,=2.65,,=1.03和。代入上式则得:=(N/mm2)取N/mm2(N/mm2)可见,故b-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。e-c齿轮副只需要校核内齿轮e的齿根弯曲强度,即仍按以上公式计算和。仿上,与内齿轮b不同的系数为:和=0.68。代入上式,则得=98(N/mm2)因N/mm2,取N/mm2(N/mm2)3齿轮传动的回差分析可见,故e-c齿轮副满足弯曲强度条件。3齿轮传动的回差分析齿轮增速装置是风力发电系统中的重要组成部分。我国电力系统的频率要求为50HZ,因此要求该系统由较高的传动精度。传动误差是影响传动精度的主要因素之一,而影响传动精度的误差包括两类,一类是单向传动误差(简称传动误差),另一类是回城误差(简称1,空回或空城误差)。回差会造成输入轴在相角上的滞后,使系统的稳定裕度减小,影响系统的动态品质,是系统在单位阶跃信号作用下过渡时间加长,震荡次数增多。回差达到一定值时,系统甚至会出现自振,称为“齿隙震荡”,这时系统就不再稳定了,所以对于齿轮传动的回差分析是保证整个系统的稳定所必不可少的。3.1侧隙与回差的关系及来源在齿轮传动中,齿轮副的侧隙能够保持齿轮齿面的正常润滑,消除由于动力引起的非工作齿轮面的撞击而引起齿面传动过程中的烧伤、卡死、甚至失效。与此同时,侧隙赫尔回差又有直接的关系,也是影响回差的主要因素。齿轮的误差对传动性能(传递运动的准确性、工作的平稳性、载荷分布的均匀性)有很大的影响。因此,我们要分析侧隙的类型,并分析回差的来源,为减小回差打下基础。3.1.1侧隙的分类两个相配齿轮的工作齿面接触是,会在两个非工作齿轮间形成间隙,有时节圆上的齿槽宽度会超过相啮合的齿轮厚,这些都会形成侧隙。10侧隙有三种不同的度量方式:(1)沿分度圆度量圆周侧隙装配好的齿轮副,当一个齿轮固定时,另一个齿轮的圆周晃动量,用jt表示。以分度圆上弧长计值。(2)沿啮合线度量法相侧隙装配好的齿轮副,当工作齿轮面接触是,非工作齿面间的最小值,用jh表示。(3)沿轴线中心距度量径向侧隙将两个相配齿轮的中心距缩小,直到左侧和右侧的齿面都接触是,这个缩小的量即为径向侧隙,用jr表示。详见图3.1所示。图3.1齿轮副侧隙3.1.2不同侧隙的关系不同啮合形式的齿轮侧隙的关系如图3.2所示。图3.2各种侧隙的关系可以得到侧隙间的关系如下:式中:n齿形角,分度圆压力角。法向侧隙jn通常是用铅笔或者塞尺测量,应用于小模数和精密齿轮时,测量不便,读数精度不高;而圆周侧隙jt的测量,可以将齿轮副的一个齿轮固定,在另一个齿轮的分度圆切线方向上放置一个百分表。圆周侧隙jt是一个线值,相对于两个相配齿轮,该值大小相同。而回差是一个角度值,它的大小与分度圆半径有关。因此同一圆周侧隙换算到不同的齿轮轴上所得到的回差大小不同。所以在具体分析系统的回差指标的时候,应该说明是折算到哪根轴上的回差。本文中,无特殊说明都是折算到从动轮上的。113.3本章小结回差是衡量齿轮传动精度的一项重要标准,系统的稳定性和灵敏性很大程度取决于回差的大小。因此,本章主要针对第二章所确定的增速箱结构,首先分析了齿轮传动中造成的回差的三类来源,然后详细计算了各级传动中的回差大小,验证结构确定精度分配的正确性,并得到系统的总回差为85.387arcmin,最后提出提高一级传动精度,提高齿轮的安装和加工精度,采用齿轮结构,设计均载机构等措施减小系统回城误差。4 中心轮和行星轮齿面接触分析4 中心轮和行星轮齿面接触分析齿轮的接触疲劳强度是评价齿轮承载能力的一个重要尺度。齿面在单、双齿啮合交替处的接触应力最大,因而在本文中,主要考虑单、双啮合交替处的接触应力。随着计算机技术的发展,目前已广泛采用有限元法对齿轮传动强度进行分析计算,因为有限元法能很好地处理齿轮受载后啮合接触面力学和边界条件,从而可对齿轮传动系统作更为准确的应力变形分析。124.1齿轮接触有限元算法ABAQUS被广泛地认为是功能最强的有限元软件,可以分析复杂的固体力学和结构力学系统,特别是能够驾驭非常庞大复杂的问题和模拟高度非线性问题。优秀的分析能力和模拟复杂系统的可靠性使得ABAQUS被各国的工业和研究机构广泛采用,其产品也在大量的高科技产品研究中发挥着巨大的作用。ABAQUS中计算接触非线性问题有罚函数法、拉格朗日乘子法与增强的拉格朗日乘子法。罚函数法的基本原理是在原目标函数中加上一个罚(障碍)函数,而得到一个增广目标函数,接触分析中也就是接触刚度因子FKN。在接触对之间设置一个压缩刚度非常大而拉伸刚度为零的弹簧,当接触体间距离接近时弹簧就会停止它们相互嵌入,这是基于物理上的解释,其中的弹簧刚度和接触刚度称为罚函数,这种施加接触协调条件的方法为罚函数法。接触刚度(记为k)越大,接触表面的浸入越少,然而,若该值太大,会导致收敛困难。因此罚函数法在理论上是可行的,在实际计算中很难把握罚因子M的取值。最有效的方式就是进行试验然后根据实验结果来选取该罚值,基于这个原因,本文不采用这个本方法进行齿面接触分析。拉格朗日乘子法,是通过增加一个附加自由度(接触压力),以满足不浸入条件。将拉格朗日算法和罚函数方法结合起来,施加接触协调条件称为增强的拉格朗日算法。增强的拉格朗日法对接触刚度系数具有较小的敏感性。有限元分析方法使用牛顿-拉普森平衡迭代算法,迫使每个载荷增量的末端解达到平衡收敛(容限范围内)。求解前,采用完全的NR方法估算残差矢量,然后使用非平衡载荷进行线性求解,核查收敛性,如果不收敛则重新估算非平衡载荷,修改刚度矩阵,重新计算直到收敛。接触问题是一种高度非线性行为,需要较大的计算资源,而且目前,接触分析方法和理论还不太健全,软件也没有提供专门的方法使得利用有限元方法进行接触分析有很大的难度。为了进行有效的计算,建立和真实模型尽可能相符合的模型,设定接近于真实情况的参数是必须的,在本分析中,选用非线性功能强大的ABAQUS软件进行单个齿的三维接触分析。4.2接触分析4.2.1齿轮接触有限元模型对行星圆柱齿轮进行有限元分析时,首先要对齿轮建立力学模型并进行离散化处理,提供各单元和节点的坐标、编号、载荷及约束等数据。计算表明:有限元模型的建立合理与否是影响接触边界迭代求解收敛的关键。精确求解齿轮啮合每一瞬时的齿间载荷分配和齿向载荷分布是精确分析齿轮强度的基础。现有的计算方法都是建立在某种假定接触区形状的基础上,按赫兹(Hertz)的接触理论进行求解,这与实际接触情况有所偏离。圆柱齿轮的瞬时接触区形状及压力分布是典型的接触非线性问题,有限元法可以很好地解决。齿轮在传动过程中,随着啮合位置的不断变化,沿齿向轮齿刚度和承载位置不断变化,齿间载荷的分配情况也是变化的。13由于受到计算机条件的限制,在本课题研究中,采用单个齿接触模型进行分析。首先利用PRO/E软件进行单个齿的建模,并进行装配,然后存为.x_t格式的文件,最后导入ABAQUS 中进行三维的接触分析;也可以利用PRO/E将装配图转化成AutoCAD平面图,并在AutoCAD中建立面域存为SAT格式的文件导入ANSYS中进行二维分析。单个齿的装配图如图4.1和图4.2所示,有限元模型如图4.3。图4.1行星轮a-c三维接触模型 图4.2行星轮a-c二维接触模型图4.3中心轮和行星轮的有限模型4.2.2齿轮副齿面接触应力求解ABAQUS软件和ANSYS软件一样,都有前处理模块,求解器模块和后处理模块,而且功能相似,所以在这里不再赘述。这里将所要选择的材料和接触对的建立过程以及材料参数的设定简单的叙述一下。该行星轮系选择的材料为优质合金钢,泊松比=0.3,在三维分析中,利用 ABAQUS 软件中的三个接触分析模块(INTERACTION,CONSTRAINT,CONNECTOR)中的INTERACTION模块,选择四面体单元C3D4结构单元建立两个面(SLAVESURFACE和MASTER),由于没有相对滑动,因此切向定义的为FRICTIONLESS,法向定义的是HARDCONTACT。14在接触分析中,为了能够使接触迭代计算能够更好的进行和保证分析结果的可靠性,需要施加正确地约束和建立合适的接触对,并设置合理的接触参数和单元属性及求解参数。两轮之间建立接触对如下:中心轮为目标面,行星轮为接触面。行星轮绕着中心轮转动。4.2.3ABAQUS三维接触分析结果在该接触分析的建模、分网、加载、求解过程中产生了大量的数据,不能够马上看到求解结果,要进入后处理模块查看分析结果,在ABAQUS/CAE的Visualization(可视化)模块(也可以授权为ABAQUS/Viewer)允许用户应用不同的方法观察图形化的结果,该分析中,进入后处理器能够看到两个接触的齿轮的应力和变形图。利用ANSYS软件的非线性分析模块进行分析,在进行迭代过程中常常出现不收敛的情况。利用ABAQUS软件虽然比用ANSYS软件的收敛性好多了,但是仍然会出现不收敛的情况,因此要不断的重新设置参数和划分网格以致模型能够收敛,经过多次反复。得到变形、接触应力图如图所示:图4.4两个齿轮的接触应力云变图从接触应力云变图中可以看出行星轮的接触应力比中心轮的接触应力大,它的接触应力为520.6Mpa,而数值计算所得到的接触应力为514.148 MPa,有一定的误差,这里产生的差距主要是由于模型的建立和导入时引起了模型信息的丢失,这样一来,利用有限元的方法进行计算所得到的结果和理论计算的有一定的误差,所以本文计算的接触应力结果已经比较精确,如果再经过试验数据调整各接触参数后,接触应力结果会有更好的计算精度。所得的结果和理论计算结果相符,同时也验证了该结构的合理性。而且从变形图中能够得到两个齿轮接触时的变形是毫米级的。154.3本章小结比较ANSYS软件和ABAQUS软件的接触分析功能,选择 ABAQUS的接触分析模块(INTERACTION,CONSTRAINT,CONNECTOR)中INTERACTION模块进行行星齿轮传动副中a-c副的三维单个齿接触分析,从分析的结果可以看出行星轮的接触应力比中心轮的接触应力大,它的接触应力为520.6MPa,而数值计算所得到的接触应力为514.148MPa,数值计算的许用应力值为652.39MPa,总体来说该分析结果和理论计算很贴近,说明了结构的合理性,同时得到接触变形为毫米级的。从分析的结果可知行星轮沿齿廓线的应力分布最大值点并不在接触处,而是在接触处向齿根方向的某一点处。中心轮的最大应力值点为接触处附近。5 总结5 总结此次毕业设计是我们从大学毕业生走向未来工作岗位重要的一步。从最初的选题,开题到计算、绘图直到完成设计。期间,查找资料,老师指导,与同学交流,反复修改图纸,每一个过程都是对自己能力的一次检验和充实。在设计的同时也遇到了很多问题,由于长时间没有这种实践,上手的时候有点生疏。首先要做的是查阅资料,之后通过所得资料确定传动方案。在设计计算时,很多公式找不到,但与老师同学交流之后,计算工作能够较快的完成了。在制图的时候,制图软件的很多命令都不知道怎么用,经过几天的摸索,才堪堪能运用其一些基本的用法。图纸做好的时候,经过老师多次指导和反复修改,才达到老师的要求。通过这次实践,我了解了3Z(II)型行星齿轮增速器的用途及工作原理,熟悉了行星齿轮增速器的设计步骤,可知行星齿轮增速器有着体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高等特点,但由于行星齿轮增速器传动比大,力矩就比其它增速器结构小,行星齿轮增速器自锁角大止退性差而不适合启动用。毕业设计收获很多,比如学会了查找相关资料相关标准,分析数据,提高了自己的绘图能力,懂得了许多经验公式的获得是前人不懈努力的结果。由于时间仓促,自己专业基础的很多不足,很多地方会有疏漏,希望老师能给予指正。参考文献参考文献1 璞良贵,纪名刚主编.机械设计.第七版.北京:高等教育出版社,2001 2 王昆主编.机械设计课程设计.武汉:华中理工大学出版社,19223 卢颂峰、王大康主编.机械设计课程设计.北京:北京工业大学出版社,19934 吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,1992
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