CN102808745A

CN102808745A - 风力发电设备的减速装置

Info

Publication number: CN102808745A
Application number: CN2012101654511A
Authority: CN
Inventors: 峯岸清次; 市原郁
Original assignee: Sumitomo Heavy Industries Ltd
Current assignee: Sumitomo Heavy Industries Ltd
Priority date: 2011-06-02
Filing date: 2012-05-25
Publication date: 2012-12-05
Anticipated expiration: 2032-05-25
Also published as: JP2012251595A; CN102808745B

Abstract

本发明提供一种风力发电设备的减速装置(G1)，其使用于风力发电设备，其中，末级由摆动内啮合式行星齿轮机构构成，该行星齿轮机构具有多片外齿轮(64A、64B)和该外齿轮(64A、64B)边摆动边进行内啮合的单一内齿轮(68)，内齿轮(68)由圆柱状内齿销(68A)和具有该内齿销(68A)的销槽(68B1)的内齿轮主体(68B)构成，外齿轮(64A、64B)的外齿和所述内齿轮(68)的内齿的齿数差为2，并且，将内齿销(68A)的长度设为L1、直径设为d1时，L1/d1在该摆动内啮合式行星齿轮机构的减速比为20以下时设定为5以上，当减速比为21～30时为8以上，当减速比为31以上时为10以上。由此，在短时间内且以低成本制造风力发电设备的减速装置的内齿轮。

Description

风力发电设备的减速装置

技术领域

本发明涉及一种用于风力发电设备的减速装置。

背景技术

风力发电设备中组装有用于进行在水平面内根据马达驱动力使短舱(发电室)相对于风旋转的偏航控制的减速装置，或者用于进行相对于风改变风车叶片的方向(倾斜度)的桨距控制的减速装置等。

另一方面，专利文献1中公开有具备外齿轮边摆动边与内齿轮内啮合的所谓摆动内啮合式行星齿轮机构的减速装置。该减速装置中，内齿轮由构成内齿的圆柱状内齿销和具有将该内齿销保持为旋转自如的销槽的内齿轮主体构成。并且，为了确保较大的传递转矩，构成为在轴向上排列组装2片外齿轮，且各个外齿轮同时与单一的内齿轮啮合。

若想在轴向上排列组装多片外齿轮，则导致内齿轮的内齿销的长度也变长。专利文献1中，关于因内齿销的长度变长而导致难以加工该内齿销之类的不良状况，公开有实施了在轴向上分割该内齿销等方法的技术。

专利文献1：日本专利公开2010-14238号公报(段落[0005]、[0010]、图1)

在将具备摆动内啮合式行星齿轮机构的减速装置用作风力发电设备的减速装置时，为了确保较大的转矩容量，必须成为如专利文献1中公开的排列组装有多片外齿轮的结构。并且，每片外齿轮的齿宽(轴向上的厚度)也不得不变大。因此，构成内齿轮的内齿的内齿销的长度变长，且用于保持该内齿销的销槽的长度也变长。

专利文献1中公开有针对因内齿销的长度变长而产生的不良状况而实施了在轴向上分割内齿销等方法的技术。但是，若在轴向上分割内齿销，则内齿销的组装工作量理所当然增加2倍，在制造上费时费事，且导致高成本化。

并且，专利文献1中，对于因保持内齿销的销槽的长度变长而产生的问题并没有特别提及。然而，风力发电设备的每个减速装置的大小非常大。在如此大的减速装置中，加工轴向较长的内齿轮的销槽时，具有切削余量变大而加工时间变长、且工具寿命变短等在加工成本上所存在的诸多问题。

发明内容

本发明是鉴于这种以往情况而开发的，其课题在于在具备摆动内啮合式行星齿轮机构的风力发电设备的减速装置中，尤其在短时间内且以低成本制造内齿轮。

本发明通过设为如下结构来解决上述课题，一种风力发电设备的减速装置，其中，末级由摆动内啮合式行星齿轮机构构成，该行星齿轮机构具有多片外齿轮及该多片外齿轮边摆动边进行内啮合的单一的内齿轮，所述内齿轮由构成内齿的圆柱状内齿销和具有将该内齿销保持为旋转自如的销槽的内齿轮主体构成，所述外齿轮的外齿和所述内齿轮的内齿的齿数差为2，并且，将所述内齿销的长度设为L、直径设为d时，L/d在该摆动内啮合式行星齿轮机构的减速比为20以下时设定为5以上，当减速比为21～30时为8以上，当减速比为31以上时为10以上。

本发明是通过如下构思得出的，即通过使内齿销变细，(即，将内齿销的长度设为L、直径设为d时，通过使L/d变大)也能够使支承该较细的内齿销的销槽的内径变小。

但是，在这种摆动内啮合式行星齿轮机构中，由于内齿销的直径是与减速比具有较强的相关关系的要件，因此无法忽视与减速比的关系而仅将该内齿销简单地细化。

因此，本发明中，将外齿轮的外齿与内齿轮的内齿的齿数差设为“2”，在此基础上，以与减速比及大小的关系使内齿销相对细化(即，相对于减速比而增大L/d)，由此解决了该问题。

根据该结构，即使在实现相同减速比的情况下，也能够使用更细的(L/d较大的)内齿销。因此，在全长易变大的风力发电设备的减速装置中，尤其能够减小其内齿轮的销槽加工的切削余量，其结果能够缩短加工时间且增加工具寿命，能够以低成本制造内齿轮。

发明效果

能够在短时间内且以低成本制造风力发电设备的减速装置的内齿轮。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式的一例的风力发电设备的减速装置的截面图。

图2是沿图1的减速装置的II-II线的截面图。

图3是本发明的其他实施方式的一例所涉及的风力发电设备的减速装置的截面图。

图4是沿图3的减速装置的IV-IV线的截面图。

图5是应用图1的减速装置的风力发电设备的主视图。

图6是示意地表示在上述风力发电设备的短舱内组装有图1的减速装置的状态的立体图。

图中：10-风力发电设备，11-圆筒支柱，12-短舱(发电室)，14-偏航驱动装置，16-桨距驱动装置，22-马达，24-输出小齿轮，64A、64B-外齿轮，68-内齿轮，68A-内齿销，68B-内齿轮主体，68B1-销槽，L1-内齿销的长度，d1-内齿销的外径。

具体实施方式

以下，参考附图，对本发明的实施方式的一例所涉及的风力发电设备的减速装置(动力传递装置)进行详细说明。

首先，从应用该减速装置的风力发电设备的偏航驱动装置的概要进行说明。

参考图5及图6，该风力发电设备10在圆筒支柱11的最上部具备短舱(发电室)12。图6中描述了偏航(Yaw)驱动装置14和桨距(Pitch)驱动装置16。偏航驱动装置14是用于控制短舱12整体相对于圆筒支柱11的旋转角的装置，桨距驱动装置16是用于控制安装于头锥18上的3片风车叶片20的螺距角的装置。

在该实施方式中，由于本发明应用于偏航驱动装置14，所以在此对偏航驱动装置14进行说明。

该偏航驱动装置14具备带有马达22及输出小齿轮24的4个减速装置G1～G4、及与各个输出小齿轮24啮合的1个回转用内齿轮28(回转用内齿轮28有时也为外齿轮)。回转用内齿轮28固定于圆筒支柱11侧。各减速装置G1～G4分别固定于短舱12的结构体12A(参考图1)的预定位置。

根据该结构，若通过各减速装置G1～G4的马达22使各输出小齿轮24同时旋转，则该输出小齿轮24与回转用内齿轮28啮合的同时，相对回转用内齿轮28的中心36(参考图6)进行公转。其结果，能够使短舱12的结构体12A相对于固定在圆筒支柱11上的回转用内齿轮28相对移动，并能够使短舱12整体绕该回转用内齿轮28的中心36回转。由此，能够使头锥18朝向所希望的方向(例如迎风的方向)，且能够有效地承受风压。

由于所述减速装置G1～G4分别具有相同的结构，所以在此对减速装置G1进行说明。

图1是本发明的实施方式的一例所涉及的风力发电设备的减速装置的截面图，图2是沿图1的减速装置的II-II线的截面图。

减速装置G1在动力传递路径上依次具备有马达22(在图1中省略图示)、蜗杆减速机构40及摆动内啮合式行星齿轮机构44。

马达22在图1中省略图示，经安装法兰46的安装螺栓孔46A沿垂直于该图1的纸面的方向安装。马达22在该实施方式中使用6极马达(也可使用4极马达)。马达22的马达轴(省略图示)上经由未图示的联轴器连结有蜗杆减速机构40的蜗杆48。蜗杆48与蜗轮50啮合，对动力的传递方向进行90度变更。

该实施方式中蜗杆减速机构40的减速比为“40”(将输入的旋转减速为1/40)。这是因为试图使蜗杆减速机构40具有后述所希望的自锁功能(不会因为来自输出侧的负载而旋转的功能)。蜗杆减速机构40的自锁功能由蜗杆48的导程角和蜗杆48与蜗轮50的接触部的摩擦系数决定，但当为本实施方式所示的圆柱蜗杆时，若减速比为30以上，更优选为40以上，则能够通过蜗杆减速机构40的自锁功能确保风力发电设备的偏航控制所需的逆转防止功能(短舱12不会因风摇晃的功能)。该实施方式中，由于通过利用蜗杆减速机构40的自锁功能而提供相对于来自输出小齿轮24侧的外力的反作用力，因此马达22上无需设置制动机构，能够谋求降低其相应量的成本。

蜗轮50固定于中间轴52。中间轴52经花键54与摆动内啮合式行星齿轮机构44的输入轴56连结。

摆动内啮合式行星齿轮机构44的输入轴56通过第1轴承59、第2轴承60支承。输入轴56上经键58组装有能够一体旋转的偏心体60A、60B。偏心体60A、60B分别相对于输入轴56的轴心O1彼此向相反方向偏心Δe。各偏心体60A、60B的外周上经滚子62A、62B组装有能够进行滑动并旋转的外齿轮64A、64B。

一并参考图2，外齿轮64A、64B分别与内齿轮68内啮合。该实施方式中，内齿轮68的内齿由内齿销68A和具有将该内齿销68A保持为旋转自如的销槽68B1的内齿轮主体68B构成。内齿轮主体68B与外壳66成为一体。外齿轮64A、64B上分别形成有内销孔70A、70B。套在内辊72中的内销74留有间隙地嵌合于该内销孔70A、70B。内销74固定(压入)于与输出轴76成为一体的轮架体76A。输出轴76通过转动辊(第3轴承)78及第4轴承80支承，经花键83与上述的输出小齿轮24连结。

该实施方式中，不仅在轴向上排列有2片外齿轮64A、64B，而且在外齿轮64A与外齿轮64B之间设有用于进行该外齿轮64A、64B的轴向定位的支承板82。并且，内齿轮68的销槽68B1比与外齿轮64A、64B的啮合位置更向轴向外侧延伸，在该延伸的部分以与内齿销68A同轴的方式组装有支承轮架体76A的所述转动辊(第3轴承)78。转动辊78与内齿销68A为相同直径。

因此，内齿轮68的销槽68B1的轴向长度Ld1除了具有内齿销68A的长度L1外，还包含与支承板82及转动辊78相应量的长度，Ld1变得极长。另外，外齿轮64A与外齿轮64B之间有时还夹入有虽然功能与上述支承板82稍微不同但例如如所述专利文献1的图4中公开的板材(专利文献1的图4的符号39)，但即使在外齿轮64A与外齿轮64B之间设置这样的板材时，也仍然导致内齿销68A的长度变长。

因此，该实施方式中采用如下结构，谋求内齿轮68的加工轻松化。

如从图2中明确可知，该实施方式中外齿轮64A、64B的外齿数为“56”，内齿轮68的内齿(内齿销68A的数)为“58”。即，外齿轮64A、64B的外齿与内齿轮68的内齿的齿数差为58减去56的“2”。另外，关于用于将齿数差设为“2”的齿形的形成方法等在日本专利1208548号中有详细公开。

在齿数差为“2”的摆动内啮合式行星齿轮机构44中，在按照以上实施方式取出外齿轮64A、64B的自转的使用方式中，能够得到“齿数差/外齿轮的外齿数”的减速比。因此，通常在这种摆动内啮合式行星齿轮机构44中，为了通过1级而得到高的减速比，齿数差设定为“1”。往往为了提高减速比而增加外齿轮64A、64B的齿数(内齿轮68的齿数)。反过来说，在减速比较低时，内齿轮68的外径具有变大的倾向。但是，通过将齿数差设定为2，能够利用相当于减速比56的粗细的内齿销68A实现减速比28(2/56＝28)。本实施方式中，利用该定性倾向，将内齿销68A的长度L1设为80mm、外径d1设定为8mm，可实现L1/d1为10.0的“较细的内齿销”的设计。并且，将该较细的内齿销68A保持为旋转自如的内齿轮主体68B的销槽68B1也能够设成内径与长度Ld1相比细达D1。

顺便说一下，优选地，当为风力发电设备的偏航驱动用的减速装置G1的情况下，当为4极马达时总减速比设定为1500～3000，当为6极马达时设定为1000～2000。该实施方式中，使用6极马达，蜗杆减速机构的减速比为“40”，因此减速装置整体的总减速比成为40×28，即1120。

另外，该实施方式中，摆动内啮合式行星齿轮机构44的减速比为28，将内齿销68A的长度设为L1、外径设为d1时，将L1/d1设定为10.0。但是，该L/d的优选值如前述受到减速比的影响。因此，具体而言，以将齿数差设为“2”为前提，将内齿销的长度设为L、外径设为d时，L/d在该摆动内啮合式行星齿轮机构的减速比为20以下时设为5以上，在减速比为21～30时设为8以上，在减速比为31以上时设为10以上即可。通过设为这种值，作为结果能够将内齿轮主体的销槽的内径设为小于该销槽的长度的内径，并能够设为切削余量(切削量)较小的销槽。

另外，本发明中从“使用较细的内齿销68A”之类的宗旨考虑，L/d的上限并未特别限定，但更优选在该摆动内啮合式行星齿轮机构44的减速比为10～20时设定为6～12，在该减速比为21～30时设定为8～15，在该减速比为31～40时设定为10～18的范围内即可。这些上限根据内齿销68A的强度的确保或不易变形度等得出。

接着，对该减速装置G1的作用进行说明。

马达22的马达轴的旋转通过蜗杆减速机构40的蜗杆48与蜗轮50的啮合被初级减速，经花键54传递至摆动内啮合式行星齿轮机构44的输入轴56。

若输入轴56旋转1圈，则经由偏心体60A、60B及滚子62A、62B使外齿轮64A、64B摆动1次。该实施方式中，由于内齿轮主体68B与外壳66成为一体而处于固定状态，因此该外齿轮64A、64B由于外齿轮64A、64B所进行的1次摆动而相对于内齿轮68只相对旋转(向输入轴56旋转的相反方向自转)2个齿(与齿数差对应的量)。

外齿轮64A、64B相对于该内齿轮68的相对旋转(自转)经内销孔70A、70B与内销74(及内辊72)的间隙嵌合而从轮架体76A取出，能够实现2/56＝1/28，即减速比28的减速。

轮架体76A的旋转传递至与该轮架体76A成为一体的输出轴76。前述输出小齿轮24经花键83固定并连结于该输出轴76上，因此该输出小齿轮24与已说明的回转用内齿轮28图6)啮合，整个短舱12通过该啮合而旋转。

在以往的风力发电设备的减速装置中，由于外齿轮与内齿轮的齿数差设定为“1”，因此当实现同一减速比时，内齿销的外径也不得不变大(***)。具体而言，例如当减速比为28时，以往的内齿销的L/d为4～5左右，外径d相对于长度L较粗。因此，结果，也不得不使保持该较粗的内齿销的销槽的内径加粗，并需要较大的切削余量，还产生大量的切屑。当然，也缩短了工具寿命。

但是，根据本实施方式，与齿数差为“1”的销槽相比，由于每条的销槽68B1的内径D1较小，因此(即使销槽68B1的形成条数成倍)也能够降低总切削余量(切削量)，并能够缩短加工时间，可以谋求工具的长寿命化。并且，若与齿数差为1的内齿销相比，内齿销68A的外形d1变小，但条数成为2倍，因此能够防止强度下降，另外，由于每条内齿销68A的圆周方向的间隔较小，因此还能够得到外齿轮64A、64B与内齿轮68啮合时脉动较小等优点。

图3、图4示出本发明的其他实施方式的例子。

图3、图4中，示出风力发电设备的偏航驱动装置14(参考图6)中使用的其他减速装置G1b。该减速装置G1b具备所谓称作分配式的摆动内啮合式行星齿轮机构102。

马达103(省略图示)的旋转通过蜗杆减速机构40的蜗杆48与蜗轮50的啮合被初级减速。目前为止与之前的实施方式相同。蜗杆减速机构40的输出轴104与摆动内啮合式行星齿轮机构102的伺服减速机构105的输入轴107成为一体。

输入轴107的前端安装有小齿轮106。小齿轮106与3个齿轮111～113啮合(构成伺服减速机构105)。

3个齿轮111～113分别固定于3根偏心体轴121～123。偏心体轴121～123上沿轴向排列设置有偏心体151A～153A和偏心体151B～153B。偏心体151A～153A和偏心体151B～153B分别相对于偏心体轴121～123以同相位偏心，且经由轴承146A～148A、146B～148B分别与外齿轮144A、144B嵌合。即，偏心体轴121～123在从输入轴107的轴心O2偏移的位置贯穿外齿轮144A、144B。

内齿轮160由构成内齿的内齿销160A和具有将该内齿销160A保持为旋转自如的销槽160B1的内齿轮主体160B构成。内齿轮160的内齿数(内齿销160A的数)为58，比外齿轮144A、144B的外齿数56仅多2(齿数差为2)。内齿轮160的主体160B与外壳170成为一体并固定，外齿轮144A、144B与内齿轮160的相对旋转作为绕3根偏心体轴121～123的轴心O2的公转成分(即外齿轮144A、144B的自转成分)从输出轴172取出。在该输出轴172上一体地设置有与安装于风车叶片20(参考图5)侧的未图示的桨距用齿轮啮合的输出小齿轮180。

该实施方式中，外齿轮144A、144B通过各偏心体151A～153A、151B～153B分别同时以相同相位且同一转速旋转而以180度相位差相互摆动，并分别与内齿轮160内啮合。用于使外齿轮144A、144B摆动的机理与之前的实施方式稍微不同，但关于该外齿轮144A、144B边摆动边与内齿轮160内啮合的作用，可以得到与之前的实施方式相同的作用，能够实现(外齿轮144A、144B与内齿轮160的齿数差)/(外齿轮的齿数)为“2/56＝28”的减速比。

本实施方式将本发明应用到风力发电设备的偏航驱动用减速装置G1b，但通过与所谓称作分配式的摆动内啮合式行星齿轮机构的组合而将本发明应用到偏航驱动用减速装置G1b时，能够得到最大极限地发挥本发明的优点的效果。

即，当为偏航驱动用减速装置G1b时，4极马达时所需的总减速比为1500～3000，6极马达时所需的总减速比为1000～2000左右。如前述，为了低成本化，若欲将蜗杆减速机构40的自锁功能运用于提供对抗风车叶片20侧的反作用力，则在该蜗杆减速机构40中的减速比需要30以上，优选需要40左右的减速比。本实施方式中，由于采用6极马达，因此2级以下的减速机构需要25左右的减速比。若想用齿数差为1的外齿轮与内齿轮的组合实现该值的减速比，则内齿销的外径变大，销槽的加工在时间方面和工具的寿命方面均成问题。尤其，如该实施方式，将构成负载相反侧的轮架体172B的轴承的转动辊(与内齿销160A相同直径的转动辊)174与内齿销160A同轴配置于销槽160B1内时，更是如此。

然而，本实施方式中，由于将外齿轮144A、144B与内齿轮160的齿轮差设定为“2”，因此通过将内齿销160A的数设为56，在减速比为28时能将内销160A设为与减速比56相对应的较细的外径d2，并形成内径为D2的较细的销槽168B1。因此，能够克服加工难度。另外，关于该实施方式，也能够与之前的实施方式相同地掌握内齿销160A的长度L2和其外径d2的与减速比所对应的L2/d2的上限或者适当的范围。顺便说一下，在该实施方式中采用的L2/d2为9.0左右。

而且，该实施方式中，即便如此“低减速比”，但也能够设为在摆动内啮合式行星齿轮机构102的前级具备伺服减速机构105的摆动内啮合式行星齿轮机构，因此能够进一步减小输入到摆动内啮合式行星齿轮机构102的旋转，并能够进一步提高摆动内啮合式行星齿轮机构102的旋转的圆滑性及高效性。

本申请主张基于2011年6月2日申请的日本专利申请第2011-124124号的优先权。其申请的全部内容通过参考援用于本说明书中。

Claims

1.一种风力发电设备的减速装置，其使用于风力发电设备，其特征在于，

末级由摆动内啮合式行星齿轮机构构成，该摆动内啮合式行星齿轮机构具有多片外齿轮及该多片外齿轮边摆动边进行内啮合的单一的内齿轮，

所述内齿轮由构成内齿的圆柱状内齿销及具有将该内齿销保持为旋转自如的销槽的内齿轮主体构成，

所述外齿轮的外齿和所述内齿轮的内齿的齿数差为2，并且，

将所述内齿销的长度设为L、直径设为d时，当该摆动内啮合式行星齿轮机构的减速比为20以下时L/d设定为5以上，当减速比为21～30时所述L/d设定为8以上，当减速比为31以上时所述L/d设定为10以上。

2.如权利要求1所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

当该摆动内啮合式行星齿轮机构的减速比为10～20时所述L/d设定为6～12，当该减速比为21～30时所述L/d设定为8～15，当该减速比为31～40时所述L/d设定为10～18。

3.如权利要求1或2所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

在比所述摆动内啮合式行星齿轮机构更靠前级配置有蜗杆减速机构，该蜗杆减速机构的减速比设定为30以上。

4.如权利要求3所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

具备所述蜗杆减速机构和所述摆动内啮合式行星齿轮机构的所述减速装置的总减速比在4极马达时设定为1500～3000，在6极马达时设定为1000～2000。

5.如权利要求1～4中任一项所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

使所述内齿轮的所述销槽与所述外齿轮所啮合的轴向位置相比进一步向轴向外侧延伸，在该延伸的部分组装有作为所述行星齿轮机构的轮架体的轴承而发挥作用的转动辊。

6.如权利要求1～5中任一项所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

在所述外齿轮与所述外齿轮之间组装有进行该外齿轮的轴向定位的支承板。

7.如权利要求1～6中任一项所述的风力发电设备的减速装置，其特征在于，

所述摆动内啮合式行星齿轮机构的前级具有由设置于输入轴的小齿轮和与该小齿轮同时啮合的多个齿轮所构成的伺服减速机构，并且，

该摆动内啮合式行星齿轮机构为具备多个偏心体轴且该多个偏心体轴分别在从所述伺服减速机构的所述输入轴的轴心偏移的位置贯穿所述外齿轮的行星齿轮机构，所述多个偏心体轴上分别固定有所述多个齿轮并且具备用于摆动所述外齿轮的偏心体。