黃楊楊,宋進(jìn)宇,羅勇水,趙海燕,祁廣騫

(浙江運達(dá)風(fēng)電股份有限公司 浙江省風(fēng)力發(fā)電技術(shù)重點實驗室,浙江 杭州 310012)

0 引 言

齒輪箱為風(fēng)力發(fā)電機組傳動鏈核心部件,其高可靠性和輕量化設(shè)計在目前風(fēng)機價格競爭日益激烈的環(huán)境下顯得尤為重要。

齒輪箱通常采用行星傳動形式。目前,陸上主流雙饋機組齒輪箱采用二級行星+一級平行或三級行星+一級平行的傳動形式。采用三級行星+一級平行的傳動結(jié)構(gòu),若齒輪箱行星輪軸承全為滾動軸承,則齒輪箱的扭矩密度達(dá)到200 kN·m/t以上才會具備市場競爭力。

花鍵是齒輪箱傳動結(jié)構(gòu)中至關(guān)重要的一種聯(lián)接結(jié)構(gòu)。齒輪箱中的花鍵聯(lián)接主要用于太陽輪與行星架、太陽輪與低速中間軸之前的扭矩傳遞。花鍵聯(lián)接一旦損壞,太陽輪無法正常浮動及傳扭,齒輪箱增速功能失效,風(fēng)機停機,無法正常服役發(fā)電。

目前,花鍵損壞后,維修人員無法在塔上進(jìn)行維護(hù),需更換整個齒輪箱。而齒輪箱更換周期長,吊裝成本高昂[1]?？傊?花鍵聯(lián)接的可靠性運行對齒輪箱乃至整個風(fēng)機系統(tǒng)都至關(guān)重要。

目前,國內(nèi)外學(xué)者對花鍵聯(lián)接設(shè)計及強度校核方面的研究越發(fā)重視。余媛媛等人[3]對花鍵側(cè)隙、修形量、夾角等參數(shù)進(jìn)行了最佳組合的分析,尋求到了一種花鍵副齒面磨損量最小的設(shè)計參數(shù)組合,為后續(xù)花鍵參數(shù)設(shè)置做了鋪墊。肖立等人[4]對軸線不對中和角向偏心對齒面微動損傷的影響做了研究,發(fā)現(xiàn)了花鍵齒面最危險的截面,準(zhǔn)確預(yù)測了軸線不對中下花鍵磨損失效的壽命。梁全鵬等人[5]對超出DIN5480[6]標(biāo)準(zhǔn)的漸開線花鍵的設(shè)計做了研究,為齒數(shù)大于82、基準(zhǔn)圓直徑大于500的花鍵設(shè)計的合理性做了應(yīng)用驗證,為后續(xù)花鍵參數(shù)合理性設(shè)計做了鋪墊和指引。沈瑞等人[7]研究了集中質(zhì)量法計算不同花鍵徑向間隙下的系統(tǒng)均載系數(shù),為行星輪系均載設(shè)計提供了依據(jù)。喻天翔等人[8]考慮了加工精度及側(cè)隙不確定性對花鍵疲勞壽命的影響,提高了對花鍵使用壽命預(yù)測的準(zhǔn)確性。冉雄濤等人[9]對內(nèi)花鍵軸和大齒輪過盈配合的變形量等做了分析,在此基礎(chǔ)上,采用逆向螺旋角修形內(nèi)花鍵,保證了內(nèi)花鍵的輪齒側(cè)隙。FREDERICK W等人[10]研究分析了花鍵齒面受載,提出了一種使花鍵受力更為均勻的方法。王慶國等人[11]利用解析法和有限元計算方法對花鍵傳動的齒面接觸應(yīng)力進(jìn)行了分析,發(fā)現(xiàn)了花鍵齒面接觸區(qū)域并不是均勻受載的。胡娟娟等人[12]對花鍵齒面修形進(jìn)行了研究,提高了花鍵齒面均載系數(shù),為后續(xù)花鍵修形參數(shù)研究做了鋪墊。WAVISH P M等人[13]開發(fā)了一種可以模擬多軸疲勞的試驗裝置,該裝置可以模擬花鍵的微動接觸疲勞失效行為,為研究花鍵疲勞失效和壽命預(yù)測提供了技術(shù)支撐。MEDINA S等人[14]利用邊界元法分析了角度偏心對花鍵的齒面接觸壓力等影響,為后續(xù)花鍵齒面接觸應(yīng)力的分析做了鋪墊。

以上是國內(nèi)外學(xué)者從平齒根花鍵磨損及疲勞失效、側(cè)隙對壽命的影響、花鍵參數(shù)設(shè)計等方面進(jìn)行了研究。目前還沒有學(xué)者對齒形花鍵參數(shù)設(shè)計和優(yōu)化做深入研究。

為此,筆者將齒輪箱花鍵由常用的漸開線平齒根花鍵調(diào)整為漸開線齒形花鍵,并對齒形花鍵強度理論進(jìn)行計算,優(yōu)化齒廓參數(shù),調(diào)整修形量,分析輪齒側(cè)隙,驗證漸開線齒形花鍵的扭矩傳遞能力。

1 漸開線平齒根花鍵

1.1 理論計算分析

風(fēng)電齒輪箱優(yōu)先使用壓力角為30°平齒根的圓柱直齒漸開線花鍵,花鍵幾何尺寸參照GB/T 3478.2[18]標(biāo)準(zhǔn)選取,一般使用齒面擠壓強度計算漸開線平齒根花鍵聯(lián)接強度是足夠的[2],詳細(xì)的計算可參考標(biāo)GB/T M17855[14]《花鍵承載能力計算方法》。

花鍵齒面擠壓強度計算可以使用專業(yè)的齒輪計算分析軟件或使用工程算法。利用工程方法計算漸開線平齒根花鍵擠壓強度計算公式如下:

(1)

式中:T為花鍵傳遞的扭矩,一般按齒輪箱額定輸入扭矩及速比計算,N·mm;ψ為花鍵齒間不均載系數(shù),根據(jù)DIN5480[5]規(guī)定的嚙合質(zhì)量確定,一般取0.7～0.8[9];z為花鍵齒數(shù);L為工作齒面長度,mm;[p]為許用擠壓強度,對于齒面經(jīng)過熱處理的σb≥600 MPa的材料,高強度球墨鑄鐵[p]=40 MPa～50 MPa,合金鋼[p]=50 MPa～60 MPa[1];h為齒的工作高度。

h計算公式如下:

(2)

式中:Dm為平均直徑。

Dm計算公式如下:

(3)

式中:dFa1.i為外花鍵齒頂成形直徑;dFa2.i為內(nèi)花鍵齒頂成形直徑。

在專業(yè)的齒輪計算分析軟件界面中,主要參數(shù)設(shè)置如圖1所示。

圖1 主要參數(shù)設(shè)置截面Fig.1 Main parameter setting cross section

圖1中,筆者將花鍵的齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、變位系數(shù)、齒寬以及傳遞扭矩等參數(shù)設(shè)置完畢,點擊計算完成后,可在計算報告中查看花鍵齒面擠壓應(yīng)力值。

根據(jù)計算結(jié)果判斷是否滿足設(shè)計要求,若齒面擠壓應(yīng)力值不滿足要求,則需要重新調(diào)整齒數(shù)、齒寬及模數(shù)等參數(shù),直至齒面擠壓應(yīng)力值滿足設(shè)計要求。

1.2 應(yīng)用現(xiàn)狀

目前,根據(jù)風(fēng)電齒輪箱風(fēng)場應(yīng)用情況及數(shù)據(jù)統(tǒng)計,一級行星傳動中漸開線平齒根花鍵齒面擠壓應(yīng)力值在額定載荷下,建議控制在40 MPa之內(nèi),二級花鍵齒面擠壓應(yīng)力值控制在30 MPa之內(nèi)。二級花鍵擠壓應(yīng)力值控制比一級花鍵嚴(yán)格的主要原因是二級行星傳動的轉(zhuǎn)速高,太陽輪浮動頻率比高,花鍵易出現(xiàn)磨損失效。

齒輪箱型試驗后,常見的平齒根花鍵聯(lián)接的齒面嚙合情況,如圖2所示。

圖2 平齒根內(nèi)花鍵齒面Fig.2 Spline flank in flat tooth root

圖2為齒輪箱型試驗完后,二級行星傳動中內(nèi)花鍵軸平齒根花鍵齒面情況。該內(nèi)花鍵齒面是經(jīng)過氮化熱處理之后的狀況。

常用花鍵布置形式如圖3所示。

圖3 花鍵布置形式一Fig.3 Spline arrangement form I

根據(jù)式(1)可知:扭矩T增大,齒面擠壓接觸應(yīng)力值p增大,但也可以通過增加花鍵齒數(shù)z和花鍵工作齒面長度L來降低齒面擠壓接觸應(yīng)力值p;

由于齒輪箱軸向長度及花鍵寬徑比限制,L增量有限。經(jīng)常是調(diào)整花鍵齒數(shù),z增加,花鍵分度圓直徑d也增大(d=mz,m為花鍵模數(shù),保持不變);

花鍵分度圓直徑增加,會使軸承1和軸承2內(nèi)外徑尺寸及行星輪系的整體尺寸增大。

以上尺寸增大后,將導(dǎo)致齒輪箱的總重量及成本增加?？偠灾?漸開線平齒根花鍵齒面擠壓強度已經(jīng)成為齒輪箱輕量化設(shè)計和降本的瓶頸。

2 漸開線齒形花鍵

2.1 理論計算分析

齒形花鍵的主要失效形式是磨損和微動磨損,輪齒斷齒極少出現(xiàn)。減少磨損的主要措施是提高齒面硬度和改善潤滑效果。

齒形花鍵的強度計算是依據(jù)GB/T 33923[17]標(biāo)準(zhǔn)從抗剪切、抗磨損和抗微動磨損及花鍵連接本體等強度的多方面進(jìn)行分析和研究,具體計算和研究如下。

2.1.1 抗剪切強度校核

齒形花鍵的抗剪切能力是基于輪齒工作高度一半處來核算的。強度計算時,通常按該處的剪切面積、直徑及輪齒有效嚙合齒寬和輪齒芯部材料的許用剪切應(yīng)力來校核花鍵。

若花鍵外齒考慮使用系數(shù)KA后的剪切強度,公式如下:

(4)

式中:SS為花鍵外齒使用系數(shù)KA后的剪切應(yīng)力,N/mm2;KA為工況系數(shù),常取1;b′為花鍵齒的有效嚙合齒寬,mm;極限值為b′/d≤0.33。

Km為載荷分布系數(shù),其計算公式如下:

Km=1+f∑/0.004

(5)

式中:f∑為太陽輪的角度偏差,rad。

太陽輪角度偏差很小,一般可通過控制精度、增加太陽輪的長度、或裝配調(diào)整等措施,把太陽輪有可能產(chǎn)生的角度偏差控制在合理的極限值之內(nèi),極限偏差值為0.001 rad。

d為工作高度一半處的直徑,mm。其計算公式如下:

d=(dosp++disp)/2

(6)

式中:dosp為外花鍵大徑,mm;disp為內(nèi)花鍵小徑,mm。

SSA為芯部材料的許用剪切應(yīng)力,單位N/mm2。其計算公式如下:

SSA=34.5+6.9*HC

(7)

式中:HC為芯部硬度,例如QT700-2A,可以取值30 HRC。

2.1.2 抗磨損校核

花鍵內(nèi)外齒齒面磨損的主要原因是在高載荷、潤滑油中有污染物和磨料顆粒,以及在潤滑不足的情況下發(fā)生相對運動造成的。磨損校核計算公式是依據(jù)假設(shè)所有的輪齒全部承擔(dān)載荷,考慮使用系數(shù)KA后齒面的擠壓應(yīng)力值。其計算公式如下:

(8)

式中:SC為考慮使用系數(shù)KA后的齒面擠壓應(yīng)力,N/mm2;z為花鍵齒數(shù);SCA為許用擠壓應(yīng)力值,N/mm2。

SCA計算公式如下:

(9)

式中:Hs為內(nèi)外花鍵齒面硬度較低的一個齒面硬度,HRC;例如QT700-2A,可以取值55 HRC;KSCA為材料的許用應(yīng)力值,正火或調(diào)質(zhì)時,KSCA=0.065;齒部表面硬化時,KSCA=0.057。

2.1.3 花鍵連接本體強度校核

1)外花鍵軸扭轉(zhuǎn)失效校核

外花鍵軸最大扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力的計算公式如下:

(10)

式中:SSS為軸的最大剪切應(yīng)力,N/mm2;dmin為軸的最小外徑,mm;din為空心軸的內(nèi)徑,mm。

2)內(nèi)花鍵筒壁爆裂校核

內(nèi)花鍵軸筒壁爆裂的計算公式如下:

st=Km(s1+s2)+s3≤stA

(11)

式中:st為總的拉應(yīng)力,N/mm2。

stA為許用應(yīng)力,單位N/mm2。其計算公式如下:

stA=6.9×(9+HC)

(12)

s1為嚙合徑向力產(chǎn)生的引起筒壁爆裂的應(yīng)力,單位N/mm2。其計算公式如下:

(13)

式中:an為花鍵壓力角,(°),可以選用20°壓力角;tw為內(nèi)花鍵的筒壁厚度。

s2為花鍵齒彎曲拉應(yīng)力,單位N/mm2。其計算公式如下:

(14)

式中:Ys為齒形系數(shù)(30°花鍵齒采用1.5)。

s3為離心力產(chǎn)生的圓周應(yīng)力,單位N/mm2。計算公式如下:

(15)

式中:n為花鍵的轉(zhuǎn)速,r/min;dso為內(nèi)花鍵筒壁的外徑,mm;dri為內(nèi)花鍵的齒根圓直徑,mm。

通過以上計算分析,筆者校核了漸開線齒形花鍵聯(lián)接的強度及傳扭能力,為接下來的齒輪箱輕量化和降本設(shè)計做好了鋪墊。

2.2 參數(shù)優(yōu)化設(shè)計

2.2.1 齒形系數(shù)

筆者擬通過研究花鍵齒形系數(shù)來提高花鍵齒面接觸及齒根彎曲強度。

花鍵模數(shù)根據(jù)GB/T 3478.2[18]標(biāo)準(zhǔn)選取,風(fēng)電齒輪箱花鍵常用模數(shù)為8～12,主要根據(jù)生產(chǎn)廠家現(xiàn)有刀具選取。

平齒根花鍵變位系x*=0,而內(nèi)外齒形花鍵常采用正變位系數(shù),常用x*=0.5。選取正變位系數(shù),可增加輪齒齒厚,減小花鍵齒的尺寸,提升花鍵承載能力[3]。

花鍵齒廓參數(shù)設(shè)置如圖4所示。

圖4 花鍵齒廓參數(shù)Fig.4 Spline tooth profile parameters

在專業(yè)的齒輪計算分析界面中,齒形花鍵齒廓主要參數(shù)的設(shè)置如圖5所示。

圖5 花鍵齒廓主要參數(shù)設(shè)置界面Fig.5 The main parameter setting screen of spline tooth profile

當(dāng)壓力角為30°時,漸開線平齒根花鍵齒廓曲線如圖6所示。

圖6 漸開線平齒根花鍵嚙合齒廓Fig.6 Involute flat tooth root spline meshing tooth profile

壓力角20°時,經(jīng)過調(diào)整齒形系數(shù)后的齒形花鍵齒廓曲線如圖7所示。

圖7 漸開線齒形花鍵嚙合齒廓Fig.7 Involute toothed spline meshing tooth profile

從圖6和圖7中的齒廓曲線可明顯分析出:齒形花鍵漸開線嚙合長度較長,主要是漸開線變位系數(shù)的影響。

在扭矩和分度圓直徑相同的情況下,筆者利用專業(yè)的齒輪計算分析軟件計算花鍵齒面擠壓應(yīng)力值,平齒根花鍵擠壓應(yīng)力值約為齒形花鍵擠壓應(yīng)力值的2.2倍,變位系數(shù)對擠壓應(yīng)力值的影響占主要因素。

根據(jù)ISO6336標(biāo)準(zhǔn)及以上應(yīng)力分析可知:改善齒輪嚙合的漸開線長度,可提高齒面接觸強度,延緩齒面磨損,延長齒輪的使用壽命。

2.2.2 輪齒側(cè)隙

由于太陽輪通常作浮動件來完成行星輪均載工作,可以利用花鍵或齒輪的嚙合來支撐浮動件,但應(yīng)有足夠大的徑向間隙,以免出現(xiàn)零側(cè)隙或摩擦限制太陽輪浮動的現(xiàn)象[2]。

行星級中太陽輪工作時,其偏轉(zhuǎn)角(浮動量)很小,通常情況下漸開線花鍵的側(cè)隙應(yīng)與齒輪側(cè)隙大致相當(dāng),以保證相同的浮動量[1]。太陽輪距花鍵的距離越大,浮動效果越好,所以內(nèi)花鍵位置盡可能遠(yuǎn)離行星輪系。若中間軸上內(nèi)花鍵設(shè)計位置正對輸出大齒輪烘裝配合處,則需考慮烘裝后軸徑縮小,致使內(nèi)花鍵輪齒側(cè)隙變小的情形。

為滿足齒輪箱輕量化設(shè)計需求,也有學(xué)者在太陽輪內(nèi)孔處設(shè)計內(nèi)花鍵,在二級行星架輸入軸處設(shè)計外花鍵。該結(jié)構(gòu)設(shè)計花鍵側(cè)隙時,除了考慮齒輪的側(cè)隙外,還需考慮制造偏差和行星輪軸承游隙(當(dāng)齒輪傳動裝置剛度較大時,變形量很小,可忽略)。

制造偏差主要是指太陽輪和行星輪的徑向綜合總偏差,以及太陽輪和行星輪中心距的極限偏差;行星輪軸承游隙主要是指各行星軸承最大徑向工作游隙的1/2。更為詳細(xì)的介紹請參考標(biāo)準(zhǔn)GB/T33923[17]。

二級行星架輸入軸處設(shè)計外花鍵布局形式如圖8所示。

圖8 花鍵布置形式二Fig.8 Spline arrangement form II

筆者調(diào)整了漸開線齒形花鍵的齒厚公差,保證了花鍵的側(cè)隙,滿足了太陽輪浮動量,補償了齒輪嚙合的對中偏差,降低了行星輪系不均載系數(shù),提高了行星輪系中齒輪的承載能力。

2.2.3 齒面修形

對于花鍵齒面修形等問題,國內(nèi)外學(xué)者做了很多研究和分析。為了提高花鍵齒承載能力,改善齒端部應(yīng)力集中,延長花鍵齒壽命,學(xué)者們常對花鍵進(jìn)行齒向修鼓,有必要時可增加齒向螺旋角修形。

風(fēng)電齒輪箱常用花鍵鼓形修形如圖9所示。

如需適當(dāng)?shù)貙ㄦI進(jìn)行修鼓,修形量建議控制在0.03 mm～0.06 mm范圍內(nèi),公差取值±0.005 mm。

花鍵螺旋角修形,常根據(jù)花鍵軸花鍵齒寬方向的扭轉(zhuǎn)變形量決定。扭轉(zhuǎn)變形量常根據(jù)專業(yè)的齒輪計算分析軟件或其他軟件的分析決定。

3 試驗及結(jié)果分析

漸開線齒形花鍵的強度滿足以上設(shè)計要求后,筆者通過齒輪箱型式試驗,驗證漸開線齒形花鍵實際傳扭的能力和齒面接觸狀況。

齒輪箱型式試驗臺位布置示意圖如圖10所示。

圖10 齒輪箱型式試驗臺位布置示意圖Fig.10 Schematic diagram of the layout of the gearbox type test bench

該試驗為齒輪箱母子機器面對面聯(lián)結(jié)對拖試驗。電機與陪試箱通過萬向聯(lián)軸器聯(lián)接;陪試箱與齒輪箱高速軸之間通過內(nèi)外花鍵或萬向聯(lián)軸器聯(lián)接;齒輪箱與齒輪箱低速端通過內(nèi)外花鍵聯(lián)接。左端電機聯(lián)通陪試箱后,筆者將轉(zhuǎn)速及扭矩調(diào)整為滿足齒輪箱需求的參數(shù)。

該試驗中,齒輪箱的額定輸入轉(zhuǎn)速為8 r/min,額定輸入扭矩為5 500 kN·m,總試驗時間大于50 h(等效疲勞壽命1年)。

齒輪箱型式試驗步驟,即齒輪箱的加載載荷、時間及轉(zhuǎn)速,如表1所示。

表1 齒輪箱型式試驗步驟Table 1 Gearbox type test steps

齒輪箱式試驗過程中,筆者需要實時監(jiān)測其運行狀態(tài),需每隔15 min記錄齒輪箱的振動速度、加速度、噪音、傳遞效率及行星輪系齒間均載系數(shù)、油溫、油壓等試驗數(shù)據(jù)。

根據(jù)VDI3834[20]標(biāo)準(zhǔn)可知,齒輪箱的振動速度不超過3.5 mm/s,加速度不超過7.5 m/s2。

在各載荷下,筆者按測振點測量齒輪箱的振動值。

齒輪箱的振動速度數(shù)值記錄曲線如圖11所示。

圖11 齒輪箱振動測試速度曲線圖Fig.11 Gearbox vibration test speed curve

從圖11中分析可知:齒輪箱各個測振點的速度值都小于3.5 mm/s,滿足VDI3834標(biāo)準(zhǔn)要求。

由于高速軸轉(zhuǎn)速較高以及后箱體剛性不足等原因,高速軸測量的速度值比其他測振點數(shù)值都高,但都滿足設(shè)計要求。

在各載荷下,筆者按測振點測量齒輪箱的振動加速度值。

齒輪箱的振動測試加速度數(shù)據(jù)曲線如圖12所示。

圖12 齒輪箱振動測試加速度曲線圖Fig.12 Gearbox vibration test acceleration curve

分析圖12加速度記錄曲線圖可知:齒輪箱的測量加速值滿足VDI3834標(biāo)準(zhǔn)要求;測試的振動加速度值與速度值高點一致,都出現(xiàn)在高速軸位置。

在各載荷下,噪聲檢測點在齒輪箱輸出端,并距離齒輪箱1 m遠(yuǎn)處。按ISO 8579-1[21]標(biāo)準(zhǔn)要求,齒輪箱振動噪音不超110 dB。

在齒輪箱型式試驗過程中,振動噪音測試數(shù)據(jù)如圖13所示。

圖13 齒輪箱型式試驗噪音數(shù)據(jù)曲線圖Fig.13 Noise data plot of gearbox type testtest

從圖13曲線值可知:齒輪箱噪音最大值為98 dB,滿足齒輪箱設(shè)計規(guī)范要求。齒輪箱運行噪音值一般沒有強制性要求,但要特別注意齒輪箱運行過程中的異響情況,可能是某些零部件失效的預(yù)警。

齒輪箱機械效率(傳遞效率)如圖14所示。

圖14 齒輪箱傳遞效率數(shù)據(jù)曲線圖Fig.14 Gearbox transmission efficiency data curve

該型式試驗的齒輪箱為三級行星傳動結(jié)構(gòu),100%額定載荷下,齒輪箱的傳遞效率在97.5%左右。測試試驗值與設(shè)計值相符合,滿足要求。

在齒輪箱型式試驗過程中,行星輪系的均載系數(shù)測量值如圖15所示。

圖15 齒輪箱行星輪系齒間均載系數(shù)曲線圖Fig.15 Curve of the inter-tooth load coefficient of the gearbox planetary gear train

該齒輪箱型式試驗測量不均載系數(shù)的行星輪個數(shù)為5。設(shè)計齒輪箱強度時,不均載系數(shù)Kγ取值為1.1。

從圖15可知:100%額定載荷下,Kγ為1.07,通過計算得到其各個工況下Kγ均值小于1.1。可見太陽輪的浮動目前可以很好地滿足5個行星輪均載。

齒輪箱試驗完畢之后,內(nèi)花鍵齒面情況如圖16所示。

圖16 內(nèi)花鍵齒面Fig.16 Inner spline tooth flank

齒輪箱試驗完畢之后,外花鍵齒面情況如圖17所示。

圖17 外花鍵齒面Fig.17 Outer spline tooth flank

齒輪箱試驗完畢后,筆者對齒輪箱進(jìn)行拆檢,查看齒面、軸承等應(yīng)用情況。

通過圖16及圖17可以看出:內(nèi)外齒形花鍵齒面無斷齒、疲勞點蝕、異常磨損、裂紋等齒面異常嚙合現(xiàn)象;齒面通過修鼓和修螺旋,花鍵輪齒嚙合的接觸斑從著色上面看,100%額定載荷下,齒高≥70%,齒長≥90%;觀察齒面磨損情況,發(fā)現(xiàn)無齒端磨光高點,齒面受力較均勻。

通過以上分析可知,該研究中設(shè)計的花鍵可以很好地實現(xiàn)傳扭功能,同時還可以滿足齒輪箱輕量化設(shè)計需求。

4 結(jié)束語

平齒根花鍵設(shè)計已經(jīng)成為風(fēng)電齒輪箱輕量化設(shè)計的技術(shù)瓶頸。針對風(fēng)電機組齒輪箱漸開線平齒根花鍵磨損失效,及齒輪箱輕量化設(shè)計對花鍵結(jié)構(gòu)的需求,筆者對漸開線齒形花鍵的設(shè)計進(jìn)行了深入研究,即對漸開線齒形花鍵的強度理論分析、齒形參數(shù)優(yōu)化、輪齒側(cè)隙設(shè)計、齒面修形等方面進(jìn)行了研究;通過齒輪箱型式試驗,查看了花鍵齒面實際應(yīng)用情況,驗證了齒形花鍵的傳扭能力。

具體結(jié)論如下:

1)在扭矩和分度圓直徑相同的情況下,平齒根花鍵擠壓應(yīng)力值約為齒形花鍵擠壓應(yīng)力值的2.2倍,可見齒形花鍵的傳扭能力提高了約10%;

2)齒形花鍵強度可以根據(jù)GB/T33923標(biāo)準(zhǔn),利用工程算法,從花鍵的抗剪切、抗磨損以及花鍵本體等幾個方面來校核設(shè)計;

3)優(yōu)化了齒形花鍵的變位系數(shù)、齒頂高系數(shù)及齒根高系數(shù),增加漸開線花鍵輪齒厚度及漸開線長度可以增強花鍵接觸及彎曲強度;

4)設(shè)計花鍵側(cè)隙時,可以通過調(diào)整漸開線齒形花鍵的齒厚公差,保證花鍵的側(cè)隙,滿足太陽輪浮動量,以補償齒輪嚙合的對中偏差,降低不均載系數(shù),提高輪齒承載能力;

5)對花鍵進(jìn)行了齒向修鼓,有必要時可增加齒向螺旋角修形,以避免花鍵齒端部應(yīng)力集中的現(xiàn)象,改善齒面受力情況。

在目前的研究中,花鍵齒面嚙合情況只是齒輪箱在廠內(nèi)的試驗結(jié)果。在后續(xù)的研究中,筆者會根據(jù)齒輪箱風(fēng)場實際運行情況,進(jìn)一步優(yōu)化調(diào)整齒形花鍵的修形參數(shù),以滿足設(shè)計的需求。