JP2013072526A - Step-up gear for wind-power generation including locked train mechanism - Google Patents

Step-up gear for wind-power generation including locked train mechanism Download PDF

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To obtain a step-up gear for wind-power generation that includes a locked train mechanism, is highly reliable and has a long service life even though being small, lightweight, and low-cost.SOLUTION: The step-up gear (20) for wind-power generation includes a locked train mechanism (21). The step-up gear further includes: gears G1, G2 that constitute one element of the locked train mechanism (21); and a casing (a support member) Ca1 that rotatably supports the gears G1, G2 via bearings B1, B2. Clearances S1, S2 are formed at any parts other than relatively-rotating parts in the bearings B1, B2 so as to allow at least two of the gears G1, G2, the bearings B1, B2, and the casing Ca1 to be relatively, radially and infinitesimally displaceable.

Description

本発明は、ロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機に関する。   The present invention relates to a step-up gear for wind power generation provided with a locked train mechanism.

例えば特許文献１に、１本の入力軸の動力を２本の中間回転軸に分割して伝達するとともに、再び１本の出力軸の動力として集約・統合する、いわゆるロックドトレーン機構と称される動力伝達機構を備えた船舶推進用のタービンの動力伝達系が開示されている。   For example, Patent Document 1 refers to a so-called locked train mechanism in which the power of one input shaft is divided and transmitted to two intermediate rotating shafts and is aggregated and integrated as power of one output shaft again. A power transmission system for a marine vessel propulsion turbine having a power transmission mechanism is disclosed.

ロックドトレーン機構は、減速あるいは増速を行う中間段を、複数の中間軸に分散させることによって実現しているため、大トルクを扱う減速機や増速機を比較的コンパクトに構成できる、ということで、船舶や風力発電設備等の大型の動力伝達設備の分野において適用例が多い。   Because the locked train mechanism is realized by distributing the intermediate stage that performs deceleration or speed increase to a plurality of intermediate shafts, it can be configured to reduce the speed reducer and speed increaser that handle large torque relatively compactly. Therefore, there are many application examples in the field of large-scale power transmission equipment such as ships and wind power generation equipment.

特許文献２においては、１本の入力軸の動力を８本の中間回転軸に分割するロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機が開示されている。   Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-228561 discloses a speed increasing device for wind power generation that includes a locked train mechanism that divides the power of one input shaft into eight intermediate rotation shafts.

特開昭４８−９１４５７号公報（図１）JP-A-48-91457 (FIG. 1) ＵＳ２００３／００１５０５２Ａ１（図１〜図３）US2003 / 0015052A1 (FIGS. 1 to 3)

風力発電設備は、その耐用期間が２０年前後となるように設計される。このため、増速機についても基本的に２０年前後の寿命が確保されることが要求される。   The wind power generation facility is designed so that its useful life is around 20 years. For this reason, it is required that the speed increaser basically has a life of about 20 years.

しかしながら、風力発電設備は、自然環境下に設置される設備であるため、ときに乱れた風や突風を受けたりすることがある。このような乱れた風や突風は、ときに想定外のトルクを発生し、増速機のトラブルの原因となることがある。増速機のトラブルは、一度発生するとその被害は深刻なものとなるため、信頼性の確保が重要視されている。   However, since wind power generation equipment is equipment installed in a natural environment, it sometimes receives turbulent winds and gusts. Such turbulent winds and gusts sometimes generate unexpected torque, which can cause problems with the gearbox. As troubles of the gearbox once occur, the damage becomes serious, so ensuring reliability is regarded as important.

一般に、増速機の信頼性を確保するにあたって有効な対策は、要するならば、設計時に各要素の安全率（セーフティファクタ）を大きくとることである。しかし、各要素の安全率を大きくとると、当然に増速機全体が大型化して重量も大きくなり、製造コスト、建設コストの増大を招くという問題が生じる。   In general, an effective measure for ensuring the reliability of the gearbox is to increase the safety factor (safety factor) of each element when designing, if necessary. However, if the safety factor of each element is increased, the speed-up gear as a whole is naturally increased in size and weight, resulting in an increase in manufacturing cost and construction cost.

本発明は、このような問題を解消するためになされたものであって、新たに見つけた中間課題（後述）を克服することによって、小型、軽量、低コストでありながら、信頼性が高く、寿命の長いロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機を提供することをその本来の課題としている。   The present invention was made to solve such problems, and by overcoming a newly found intermediate problem (described later), it is small, light, and low in cost, and highly reliable. The original problem is to provide a wind power booster equipped with a long-life locked train mechanism.

本発明は、ロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機において、前記ロックドトレーン機構の一要素を構成する歯車と、該歯車を、軸受を介して回転可能に支持する支持部材と、を備え、前記軸受における相対回転する部位以外のいずれかの部位に、前記歯車、軸受、及び支持部材のうちの少なくとも２者同士を、相対的に径方向に微小変位可能とする隙間を形成した構成とすることにより、上記本来の課題を解決したものである。   The present invention provides a step-up gear for wind power generation equipped with a locked train mechanism, a gear constituting one element of the locked train mechanism, and a support member that rotatably supports the gear via a bearing. And a gap that allows at least two of the gear, the bearing, and the support member to be relatively finely displaced in the radial direction in any part other than the part that relatively rotates in the bearing. By adopting such a configuration, the above-mentioned original problem is solved.

本発明において、ロックドトレーン機構とは、入力軸の動力を、入力軸よりも数の多い複数の中間回転軸に分割して伝達するとともに、再び中間回転軸よりも数の少ない出力軸の動力として統合する動力伝達機構と定義する。   In the present invention, the locked train mechanism transmits the power of the input shaft to a plurality of intermediate rotating shafts having a larger number than the input shaft, and again transmits the power of the output shaft having a smaller number than the intermediate rotating shaft. It is defined as a power transmission mechanism integrated as

本発明の前記中間課題およびその解決原理は、公知のものではないため、ここで、本発明が着目した当該中間課題とその解決原理について、詳細に説明する。   Since the intermediate problem and the solution principle of the present invention are not publicly known, the intermediate problem and the solution principle of the present invention will be described in detail here.

風力発電設備の風車ブレードには、「風速や風向が変化する風」が瞬間的に強く掛かることがある。例えば、強い突風が風車ブレードに掛かると、増速機の各要素には瞬間的に強い加速トルクが掛かる。しかしながら、増速機の先には発電機が負荷として連結されているため、増速機の各要素は、慣性によりこの加速トルクに瞬時に追随して回転速度を増大させることができない。結果として、加速トルクの立ち上りが急峻の場合は、各要素にこの急峻に立ち上がる加速トルクが、（恰も静止している各要素に対して掛かるように）瞬間的にそっくり掛かってしまうことになる。   A wind turbine blade of a wind power generation facility may be momentarily strongly subjected to “wind changing in wind speed or direction”. For example, when a strong gust is applied to the windmill blade, a strong acceleration torque is momentarily applied to each element of the speed increaser. However, since the generator is connected to the tip of the speed increaser as a load, each element of the speed increaser cannot immediately follow the acceleration torque due to inertia and increase the rotation speed. As a result, when the acceleration torque rises steeply, the acceleration torque rising steeply is applied to each element instantaneously (as if applied to each stationary element).

また、例えば風向きが激しく変化するような悪天候の場合、「突然の逆風」等によって風車ブレードの逆側から風が掛かったりすることがある。すると、該風車ブレードの回転速度が瞬間的に大きく落ち込むという現象が発生する。この場合、増速機の各要素には、入力軸側から強い減速トルクが掛かる。しかし、（加速トルクが掛かるときと異なり）強い減速トルクが突然掛かるときは、たとえ風車ブレードの回転方向は逆にはならなくても、それまで各歯車の歯面間に形成されていたバックラッシの形成方向が反転してしまう現象が発生する。   Further, for example, in the case of bad weather where the wind direction changes drastically, wind may be applied from the opposite side of the windmill blade due to “sudden headwind” or the like. As a result, a phenomenon occurs in which the rotational speed of the wind turbine blade drops momentarily. In this case, a strong deceleration torque is applied to each element of the speed increaser from the input shaft side. However, when a strong deceleration torque is suddenly applied (unlike acceleration torque is applied), even if the rotation direction of the windmill blade is not reversed, the backlash that has been formed between the tooth surfaces of each gear until then is reduced. A phenomenon that the formation direction is reversed occurs.

これは、入力軸が「駆動力を付与する状態」から、「制動力を付与する状態」に変化するためである。バックラッシが反転するときは、各歯車の歯面同士が直接ぶつかるため、歯面（この場合通常駆動時と逆側の面）に強い衝撃が加わると考えられる。この状態から、当該「突然の逆風」が止んで再加速するときに歯面のバックラッシは再び反転する。このため、結局、天候が荒れていて風が巻いていると、このような状況が発生するごとに、歯面同士の衝突が繰り返され、各歯面には両側から頻繁に衝撃が掛かってしまうことになる。   This is because the input shaft changes from “a state in which a driving force is applied” to “a state in which a braking force is applied”. When the backlash is reversed, the tooth surfaces of the gears directly collide with each other, so that it is considered that a strong impact is applied to the tooth surface (in this case, the surface opposite to that during normal driving). From this state, when the “sudden headwind” stops and accelerates again, the backlash of the tooth surface reverses again. For this reason, after all, when the weather is rough and the wind is rolling, every time such a situation occurs, the collision between the tooth surfaces is repeated, and each tooth surface is frequently impacted from both sides. It will be.

入力軸に与えられる動力が、エンジンやモータ等で意図的に発生した動力である場合には、入力軸に上述したような極端なピークトルク等が掛かってしまう虞はない。しかし、風力発電設備の増速機にあっては、（自然の力を利用したものであるが故に）入力軸に掛かると想定されるトルクの範囲が極めて広いだけでなく、特に瞬間的に変化するトルクに関しては、想定自体が困難という問題もある。   When the power applied to the input shaft is power intentionally generated by an engine, a motor, or the like, there is no possibility that the above-described extreme peak torque or the like is applied to the input shaft. However, in the gearbox of wind power generation equipment, the range of torque assumed to be applied to the input shaft (because it uses natural power) is not only very wide, but also changes instantaneously. There is also a problem that the assumption itself is difficult for the torque to be generated.

とりわけ、ロックドトレーン機構を備えた増速機にあっては、入力軸から瞬間的に立ち上がるピーク状のトルクが入ってきた場合、あるいはバックラッシが反転する程に瞬間的にトルクが急低下した場合、複数の中間回転軸上の各歯車には、必ずしも均一にトルクは伝達されず、製造誤差や組み付け誤差等に依存して、複数の中間軸のうちバックラッシの小さい（あるいはない）特定の中間回転軸を介した動力伝達系のみが大きな負担を受け易い。   Especially, in the case of a gearbox equipped with a locked train mechanism, when peak torque that momentarily rises from the input shaft enters, or when the torque suddenly drops as the backlash reverses , Torque is not necessarily transmitted uniformly to the gears on the plurality of intermediate rotation shafts, and depending on manufacturing errors, assembly errors, etc., a specific intermediate rotation with a small (or no) backlash among the plurality of intermediate shafts Only the power transmission system via the shaft is susceptible to a heavy burden.

加えて、ロックドトレーン機構の各中間回転軸、その軸受、および該中間回転軸上の歯車は、トルクが複数の伝達系に分散されることを見越した強度設定（複数の中間回転軸が共同して動力を伝達することを前提とした強度設定）がなされているため、このような瞬間的に急変するトルクが複数の伝達系のうちの特定の伝達系のみに集中して掛かることを想定していない。したがって、ロックドトレーン機構の増速機は、その構成上、却って強度的に不利になる状況が形成されてしまっていると推察される。   In addition, each intermediate rotating shaft of the locked train mechanism, its bearings, and the gears on the intermediate rotating shaft have a strength setting that allows for torque to be distributed to multiple transmission systems. Therefore, it is assumed that such a torque that suddenly changes suddenly concentrates only on a specific transmission system among a plurality of transmission systems. Not done. Therefore, it is surmised that the speed-up gear of the locked train mechanism has formed a situation where it is disadvantageous in terms of its configuration.

本発明は、風力発電用の増速機のトラブルには、強風時に連続的に掛かる大きなトルクだけでなく、むしろ、このような「風速や風向の急変」に起因して、増速機の各要素に瞬間的に（ピーク的に）発生する強い負荷あるいは衝撃が大きく影響していると着目したことを発想の原点としている。そして、とりわけ、ロックドトレーン機構を備えた増速機においては、こうした強い瞬間的な負荷あるいは衝撃が掛かった際に、該ロックドトレーン機構本来のトルク分散作用がうまく機能しないどころか、むしろ不利な状況が形成されてしまうことを「中間課題」として捉え、この中間課題を克服することによって、上記本来の課題を解決するという発想で創案された。   The present invention has not only a large torque continuously applied during strong winds, but rather a problem of wind speed gear speed increasers. The starting point of the idea is to pay attention to the fact that a strong load or impact that occurs instantaneously (peak) on the element has a great influence. In particular, in a gearbox equipped with a locked train mechanism, when such a strong momentary load or impact is applied, the inherent torque distribution action of the locked train mechanism does not function well, but it is rather disadvantageous. It was conceived as an “intermediate task” that the situation was formed, and was conceived with the idea of solving the above-mentioned original problem by overcoming this intermediate task.

本発明では、歯車と支持部材が軸受を介して相対回転する部位以外のいずれかの部位に、歯車、軸受、および支持部材のうちの少なくとも２者同士が、相対的に径方向に微小変位することを許容する隙間を形成する。   In the present invention, at least two of the gear, the bearing, and the support member are slightly displaced relatively in the radial direction at any part other than the part where the gear and the support member rotate relative to each other via the bearing. A gap that allows this is formed.

本発明によれば、この隙間の存在により、「風速や風向の急変」等に起因して、入力軸回転速度が急変すると、増速機は、瞬時にその時点で最も安定的な噛合状態を自動的に形成することができる。すなわち、各歯車は、瞬間的に受け持つ荷重がより均等となる方向に自動的に変位し、特定の歯車だけが強い負荷を受けるのを防止できる。そのため、ロックドトレーン機構本来の荷重分散作用を十分に発揮することができ、増速機各部のピーク的な負荷を軽減することができる。   According to the present invention, when the input shaft rotation speed changes suddenly due to the presence of this gap, for example, due to a sudden change in wind speed or direction, the speed increaser instantaneously enters the most stable meshing state at that time. Can be configured automatically. That is, each gear is automatically displaced in a direction in which the load that is instantaneously applied becomes more even, and only a specific gear can be prevented from receiving a strong load. Therefore, the original load distribution action of the locked train mechanism can be sufficiently exhibited, and the peak load on each part of the speed increaser can be reduced.

本発明によれば、小型、軽量、低コストでありながら、信頼性が高く、寿命の長いロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機を得ることが可能となる。   According to the present invention, it is possible to obtain a step-up gear for wind power generation equipped with a locked train mechanism having high reliability and long life while being small, light, and low cost.

本発明の実施形態の一例を示すロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機の要部を模式的に示す斜視図The perspective view which shows typically the principal part of the gearbox for wind power generation provided with the locked train mechanism which shows an example of embodiment of this invention. 図１の増速機の要部を別の角度からみた斜視図The perspective view which looked at the principal part of the gearbox of FIG. 1 from another angle 図１の増速機の各軸の支持構成を模式的に示した断面図Sectional drawing which showed typically the support structure of each axis | shaft of the gearbox of FIG. 同じく各軸の他の支持構成を模式的に示した断面図Similarly, a cross-sectional view schematically showing another support structure of each axis 本発明が適用された風力発電設備の全体構成の一例を示す側面図The side view which shows an example of the whole structure of the wind power generation facility to which this invention was applied 図５の風力発電設備のナセルの内部構成を示す斜視図The perspective view which shows the internal structure of the nacelle of the wind power generation facility of FIG.

以下、図面に基づいて本発明の実施形態の一例を詳細に説明する。   Hereinafter, an example of an embodiment of the present invention will be described in detail based on the drawings.

始めに、図５および図６を用いて風力発電装置の増速機周辺の概略構成から説明する。風力発電装置１は、基礎６上に立設される支柱２と、支柱２の上端に設置されるナセル３と、該ナセル３に対して回転自在に組付けられたロータヘッド４とを有している。ロータヘッド４は、複数枚（図示の例では３枚）の風車ブレード（風車翼）５が取り付けられている。ナセル３の内部において、ロータヘッド４には、増速機２０および発電機１１が接続されている。   First, a schematic configuration around the gearbox of the wind power generator will be described with reference to FIGS. 5 and 6. The wind turbine generator 1 includes a column 2 that is erected on a foundation 6, a nacelle 3 that is installed at the upper end of the column 2, and a rotor head 4 that is rotatably assembled to the nacelle 3. ing. A plurality of (three in the illustrated example) wind turbine blades (wind turbine blades) 5 are attached to the rotor head 4. Inside the nacelle 3, a speed increaser 20 and a generator 11 are connected to the rotor head 4.

風車ブレード５に風が当たると、ロータヘッド４が回転し、該ロータヘッド４の回転が増速機２０にて増速した状態で発電機１１に伝達される。これにより、ロータヘッド４の（トルクはあるが）速度が遅い回転を、速い回転に増速することができ、発電機１１から効率的に発電出力を得ることができる。なお、図６に示す符号１２はトランス、１３はコントローラ、１４はインバータ、１５はインバータクーラ、１６は潤滑油クーラである。   When wind hits the windmill blade 5, the rotor head 4 rotates, and the rotation of the rotor head 4 is transmitted to the generator 11 while being accelerated by the gearbox 20. As a result, the rotation of the rotor head 4 with a low speed (although there is torque) can be increased to a faster rotation, and the power generation output can be efficiently obtained from the generator 11. In FIG. 6, reference numeral 12 is a transformer, 13 is a controller, 14 is an inverter, 15 is an inverter cooler, and 16 is a lubricating oil cooler.

以下、本発明に係るロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機２０の構成について、詳細に説明する。ここで、ロックドトレーン機構とは、入力軸の動力を、入力軸よりも数の多い複数の中間回転軸に分割して伝達するとともに、再び中間回転軸よりも数の少ない出力軸の動力として統合する動力伝達機構を意味している。   Hereinafter, the structure of the step-up gear 20 for wind power generation provided with the locked train mechanism which concerns on this invention is demonstrated in detail. Here, the locked train mechanism divides and transmits the power of the input shaft to a plurality of intermediate rotating shafts having a larger number than the input shaft, and again as the power of the output shaft having a smaller number of intermediate rotating shafts. It means the power transmission mechanism to be integrated.

まず、本実施形態において採用されたロックドトレーン機構の基本構成を図１、図２に基づいて説明し、その後、本実施形態の特徴部分を図３に基づいて説明する。なお、上記基本構成自体は、ＵＳ２００３／００１５０５２Ａ１と同様である。   First, the basic configuration of the locked train mechanism employed in the present embodiment will be described based on FIGS. 1 and 2, and then the characteristic part of the present embodiment will be described based on FIG. 3. The basic configuration itself is the same as that in US2003 / 0015052A1.

図１は、ロックドトレーン機構２１を備えた風力発電用の増速機２０の要部を模式的に示した斜視図、図２は、同じ増速機２０の要部を別の角度から模式的に示した斜視図をそれぞれ示している。なお、描写角度の関係で、一部に符号の振れていない軸が存在する。   FIG. 1 is a perspective view schematically showing a main part of a speed increasing gear 20 for wind power generation provided with a locked train mechanism 21, and FIG. 2 is a schematic view of the main part of the same speed increasing machine 20 from another angle. The perspective views shown respectively are shown. It should be noted that there are some unsharp axes due to the drawing angle.

この増速機２０は、図５および図６に示したロータヘッド４から図示せぬ入力軸に伝達されてきた回転を、該入力軸に組み込まれた入力歯車２２を介して８本の第１中間回転軸３１〜３８に分割して伝達し、最終的に一本の出力軸（図示略）に統合するようにしたものである。以下具体的な構成を説明する。   The speed increaser 20 uses the eight first gears to transmit the rotation transmitted from the rotor head 4 shown in FIGS. 5 and 6 to the input shaft (not shown) via the input gear 22 incorporated in the input shaft. It is divided and transmitted to the intermediate rotating shafts 31 to 38 and finally integrated into one output shaft (not shown). A specific configuration will be described below.

入力歯車２２は、その外周を８等分する位置において、８本の第１中間回転軸３１〜３８上に設けられた８個の第１中間歯車４１〜４８と噛合している。これにより、ロータヘッド４側から単一（１個）の入力軸に伝達されてきた動力が、入力歯車２２を介して８本の第１中間回転軸３１〜３８に分割された状態で伝達される。   The input gear 22 meshes with the eight first intermediate gears 41 to 48 provided on the eight first intermediate rotation shafts 31 to 38 at a position where the outer periphery is equally divided into eight. Thus, the power transmitted from the rotor head 4 side to the single (one) input shaft is transmitted via the input gear 22 in a state of being divided into the eight first intermediate rotating shafts 31 to 38. The

８本の第１中間回転軸３１〜３８のうち、半分（４本）の第１中間回転軸３１、３３、３５、３７には、それぞれの入力歯車２２の軸方向ロータヘッド側（前段側）の端部に前段側第２中間歯車５１、５３、５５、５７が設けられている。また、残りの第１中間回転軸３２、３４、３６、３８には、それぞれの反ロータヘッド側（後段側）の端部に、後段側第２中間歯車５２、５４、５６、５８が設けられている。すなわち、第１中間回転軸３１〜３８上の第１中間歯車４１〜４８は、入力歯車２２に対して軸方向前段側および後段側に４個ずつ交互に配置されていることになる。   Of the eight first intermediate rotation shafts 31 to 38, half (four) first intermediate rotation shafts 31, 33, 35, and 37 are on the axial rotor head side (front side) of each input gear 22. The front stage side second intermediate gears 51, 53, 55, and 57 are provided at the ends of the front side. Further, the remaining first intermediate rotation shafts 32, 34, 36, and 38 are provided with rear-stage second intermediate gears 52, 54, 56, and 58 at the respective end portions on the counter-rotor head side (rear-stage side). ing. That is, four first intermediate gears 41 to 48 on the first intermediate rotation shafts 31 to 38 are alternately arranged on the front side and the rear side in the axial direction with respect to the input gear 22.

前段側に設けられた４個の前段側第２中間歯車５１、５３、５５、５７は、４本の第２中間回転軸６１〜６４上において軸方向前段側に設けられた前段側第３中間歯車７１、７３、７５、７７と噛合している。後段側に設けられた４個の後段側第２中間歯車５２、５４、５６、５８は、同じ４本の第２中間回転軸６１〜６４上において軸方向後段側に設けられた後段側第３中間歯車７２、７４、７６、７８とそれぞれ噛合している。   The four front-stage second intermediate gears 51, 53, 55, 57 provided on the front-stage side are front-stage-side third intermediate gears provided on the four second intermediate rotating shafts 61-64 on the axial front-stage side. The gears 71, 73, 75, and 77 are engaged. The four second-stage second intermediate gears 52, 54, 56, 58 provided on the rear-stage side are rear-stage-side third gears provided on the same four second intermediate rotation shafts 61 to 64 on the rear-stage side in the axial direction. The intermediate gears 72, 74, 76, and 78 mesh with each other.

これにより、８本の第１中間回転軸３１〜３８に分割・伝達された動力が、４本の第２中間回転軸６１〜６４に集約・統合される。   As a result, the power divided and transmitted to the eight first intermediate rotating shafts 31 to 38 is collected and integrated into the four second intermediate rotating shafts 61 to 64.

４本の第２中間回転軸６１〜６４の後段側端部には、それぞれ第４中間歯車８１〜８４が設けられている。４個の第４中間歯車８１〜８４は、４本の第３中間回転軸９１〜９４上に設けられた第５中間歯車１０１〜１０４とそれぞれ噛合している。   Fourth intermediate gears 81 to 84 are provided at rear end portions of the four second intermediate rotating shafts 61 to 64, respectively. The four fourth intermediate gears 81 to 84 mesh with the fifth intermediate gears 101 to 104 provided on the four third intermediate rotation shafts 91 to 94, respectively.

４本の第３中間回転軸９１〜９４のうち２本の第３中間回転軸９１、９３では、第５中間歯車１０１、１０３の後段側に後段側第６中間歯車１１１、１１３が設けられている。残りの２本の第３中間回転軸９２、９４では、第５中間歯車１０２、１０４の前段側に前段側第６中間歯車１１２、１１４が設けられている。   Of the four third intermediate rotation shafts 91 to 94, the two third intermediate rotation shafts 91 and 93 are provided with rear-stage sixth intermediate gears 111 and 113 on the rear-stage side of the fifth intermediate gears 101 and 103, respectively. Yes. In the remaining two third intermediate rotation shafts 92 and 94, front-stage sixth intermediate gears 112 and 114 are provided on the front-stage side of the fifth intermediate gears 102 and 104.

後段側第６中間歯車１１１、１１３は、（２本の第４中間回転軸１２１、１２２のうちの１本である）第４中間回転軸１２１の後段側第７中間歯車１３１、１３３と噛合している。前段側第６中間歯車１１２、１１４は、もう一方の第４中間回転軸１２２の前段側第７中間歯車１３２、１３４と噛合している。   The rear-stage sixth intermediate gears 111 and 113 mesh with the rear-stage seventh intermediate gears 131 and 133 of the fourth intermediate rotation shaft 121 (which is one of the two fourth intermediate rotation shafts 121 and 122). ing. The front-stage sixth intermediate gears 112 and 114 mesh with the front-stage seventh intermediate gears 132 and 134 of the other fourth intermediate rotation shaft 122.

これにより、４本の第３中間回転軸９１〜９４に分割・伝達されてきた動力が、２本の第４中間回転軸１２１、１２２の動力として集約・統合される。   As a result, the power divided and transmitted to the four third intermediate rotating shafts 91 to 94 is aggregated and integrated as the power of the two fourth intermediate rotating shafts 121 and 122.

２本の第４中間回転軸１２１、１２２の回転は、この実施形態では、（４本の第３中間回転軸９１〜９４から２本の第４中間回転軸１２１、１２２に伝達した手法と同様の手法で）図示せぬ１本の出力軸にさらに集約され、前述の１台の発電機１１を駆動する構成とされている。なお、２本の第４中間回転軸１２１、１２２を増速機２０の出力軸として、２台の発電機を直接並列駆動するような構成としてもよい。   In this embodiment, the rotation of the two fourth intermediate rotating shafts 121 and 122 is the same as the method transmitted from the four third intermediate rotating shafts 91 to 94 to the two fourth intermediate rotating shafts 121 and 122. (This method) is further integrated into a single output shaft (not shown) and is configured to drive the one generator 11 described above. In addition, it is good also as a structure which drives two generators directly in parallel by making the two 4th intermediate rotating shafts 121 and 122 into the output shaft of the gearbox 20. FIG.

この実施形態に係る増速機２０では、このように図示せぬ１本の入力軸、８本の第１中間回転軸３１〜３８、４本の第２中間回転軸６１〜６４、４本の第３中間回転軸９１〜９４、２本の第４中間回転軸１２１、１２２、および図示せぬ１本の出力軸を備えている。   In the step-up gear 20 according to this embodiment, one input shaft (not shown), eight first intermediate rotation shafts 31 to 38, four second intermediate rotation shafts 61 to 64, and four Third intermediate rotation shafts 91 to 94, two fourth intermediate rotation shafts 121 and 122, and one output shaft (not shown) are provided.

ここで、これらの「軸」を符号Ｓａ１で総轄して模式的に表現すると、これらの「軸」の支持構成は、いずれも、（該軸Ｓａ１に組み込まれている歯車Ｇ１、Ｇ２の数や大きさが異なるだけで）基本的に、例えば、図３あるいは図４に示す支持構成に代表させることができる。   Here, when these “shafts” are schematically represented by the symbol Sa1, the support configuration of these “shafts” is any (the number of gears G1, G2 incorporated in the shaft Sa1 Basically, for example, it can be represented by the support structure shown in FIG. 3 or FIG.

そこで、先ず図３に示されるような支持構成について説明する。   First, the support structure as shown in FIG. 3 will be described.

図３に示した支持構成は、歯車Ｇ１、Ｇ２と軸Ｓａ１が一体で、軸Ｓａ１が軸受Ｂ１、Ｂ２を介して支持部材たるケーシングＣａ１、Ｃａ２に支持されているものである。既に説明した全ての「軸」は、この図３の支持構成にて支持することができる。なお、軸Ｓａ１および歯車Ｇ１、Ｇ２は、一体の（単一の）部材で構成されていても、別体の部材を連結することで一体化した構成とされていてもよい。   In the support structure shown in FIG. 3, the gears G1, G2 and the shaft Sa1 are integrated, and the shaft Sa1 is supported by the casings Ca1, Ca2 as support members via the bearings B1, B2. All the “shafts” already described can be supported by the support structure of FIG. Note that the shaft Sa1 and the gears G1 and G2 may be configured as an integral (single) member or may be configured to be integrated by connecting separate members.

この図３の支持態様では、軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａと軸Ｓａ１との間に、該軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａおよび軸Ｓａ１同士を相対的に径方向に微小変位可能とする隙間Ｓ１が形成されている。なお、この図３の例では、さらに、この隙間Ｓ１に加え、軸受Ｂ１、Ｂ２の外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂとケーシング（支持部材）Ｃａ１、Ｃａ２との間に、軸受Ｂ１、Ｂ２の外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂとケーシングＣａ１、Ｃａ２同士を相対的に径方向に微小変位可能とする隙間Ｓ２も形成している。   3, the inner rings B1a and B2a of the bearings B1 and B2 and the shaft Sa1 can be relatively slightly displaced in the radial direction between the inner rings B1a and B2a of the bearings B1 and B2 and the shaft Sa1. A gap S1 is formed. In addition, in the example of FIG. 3, in addition to the clearance S1, between the outer rings B1b and B2b of the bearings B1 and B2 and the casings (support members) Ca1 and Ca2, the outer rings B1b and B2b of the bearings B1 and B2 A gap S2 that allows the casings Ca1 and Ca2 to be relatively displaced in the radial direction relative to each other is also formed.

この実施形態では、隙間Ｓ１、Ｓ２を、軸受Ｂ１、Ｂ２の外径ｄｂに対して０．３％（３／１０００）程度の（径方向の）大きさとなるように設定してある。   In this embodiment, the gaps S1 and S2 are set to have a size (in the radial direction) of about 0.3% (3/1000) with respect to the outer diameter db of the bearings B1 and B2.

なお、この隙間Ｓ１、Ｓ２の大きさの設定は、一例である。隙間Ｓ１、Ｓ２の形成位置（どの軸に形成するか）、形成個数、あるいは大きさ（間隔）を変更すると、微小変位できる部材（あるいは部材群）の変位の態様が異なってくるため、入力軸の負荷変動を良好に吸収できる領域の周波数成分を調整することができる。この観点で、例えば、隙間Ｓ１、Ｓ２のうちの一方はなくてもよく、また、隙間Ｓ１、Ｓ２の大きさを敢えて異ならせるのも、変動を吸収しようとする領域の周波数成分や振幅によっては有効である。   The setting of the sizes of the gaps S1 and S2 is an example. If the formation position (which axis is formed), the number of formations, or the size (interval) of the gaps S1 and S2 is changed, the mode of displacement of the member (or member group) that can be minutely displaced differs. It is possible to adjust a frequency component in a region where the load fluctuation can be satisfactorily absorbed. From this viewpoint, for example, one of the gaps S1 and S2 may not be provided, and the size of the gaps S1 and S2 may be different depending on the frequency component and amplitude of the region in which the fluctuation is to be absorbed. It is valid.

軸Ｓａ１と軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａが相対的に径方向に微小変位可能というのは（あるいは、ケーシングＣａ１、Ｃａ２と軸受Ｂ１、Ｂ２の外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂが相対的に径方向に微小変位可能というのは）、結果として、当該軸Ｓａ１に組み込まれている歯車Ｇ１、Ｇ２と噛合している相手歯車（図５では図示略）との実質的なピッチ円ｄ１、ｄ２を変更可能、ということと同義である。ピッチ円ｄ１、ｄ２が変更されれば、当該軸Ｓａ１に組み込まれている歯車Ｇ１、Ｇ２と相手歯車との噛合状態も当然変化することになる。   The shaft Sa1 and the inner rings B1a and B2a of the bearings B1 and B2 can be relatively displaced in the radial direction (or the casings Ca1 and Ca2 and the outer rings B1b and B2b of the bearings B1 and B2 are relatively minute in the radial direction. As a result, it is possible to change the substantial pitch circles d1 and d2 with the counterpart gear (not shown in FIG. 5) meshing with the gears G1 and G2 incorporated in the shaft Sa1. It is synonymous with that. If the pitch circles d1 and d2 are changed, the meshing state between the gears G1 and G2 incorporated in the shaft Sa1 and the mating gear naturally changes.

なお、本発明に係る隙間を形成する対象の「軸」に、（動力の分割された）各中間回転軸（８本の第１中間回転軸３１〜３８、４本の第２中間回転軸６１〜６４、４本の第３中間回転軸９１〜９４、および２本の第４中間回転軸１２１、１２２）が含まれるのは言うまでもないが、例えば１本しかない入力軸、あるいは出力軸に本発明を適用するようにしてもよい。それは、径方向の相対変位は、文字通り「相対的」なものであるため、例えば、入力軸に適用することで、該入力軸上の入力歯車２２と８本の第１中間回転軸３１〜３８との間の相対位置を調整できるからである。   It should be noted that the “shaft” that is the object of forming the gap according to the present invention includes each of the intermediate rotating shafts (with the divided power) (eight first intermediate rotating shafts 31 to 38, four second intermediate rotating shafts 61). -64, four third intermediate rotating shafts 91-94, and two fourth intermediate rotating shafts 121, 122) are included, for example, for example, only one input shaft or one output shaft. You may make it apply invention. Since the relative displacement in the radial direction is literally “relative”, for example, when applied to the input shaft, the input gear 22 on the input shaft and the eight first intermediate rotating shafts 31 to 38 are applied. This is because the relative position between can be adjusted.

隙間Ｓ１、Ｓ２内には、増速機２０内の潤滑剤が満たされている。潤滑剤の充填は、基本的には、軸受Ｂ１、Ｂ２を潤滑する通常の手法にて、例えば、軸受Ｂ１、Ｂ２ごと増速機２０内に入れられた潤滑剤に浸っている構成とするだけでよい。本実施形態においては、隙間Ｓ１、Ｓ２を介して対向している部材同士は、基本的に一体的に動く（相対回転しない）ため、例えば、径方向の変位による自動調心機能（後述）という点のみに着目した場合には、必ずしも常に該隙間Ｓ１、Ｓ２が「潤滑剤で完全に満たされている状態が維持される」ことは必須ではない。しかしながら、後述する適正なダンパ効果を得、寿命をより伸長させるためには、隙間Ｓ１、Ｓ２内に潤滑剤が確実に充填されるのが望ましい。   The lubricant in the gear box 20 is filled in the gaps S1 and S2. The filling of the lubricant is basically performed by a normal method of lubricating the bearings B1 and B2, for example, a structure in which the bearings B1 and B2 are immersed in the lubricant contained in the gearbox 20. It's okay. In the present embodiment, the members facing each other through the gaps S1 and S2 basically move integrally (does not rotate relative to each other), and thus, for example, an automatic alignment function by radial displacement (described later) is called. When attention is paid only to the point, it is not always necessary that the gaps S1 and S2 are always “maintained with the lubricant completely”. However, in order to obtain an appropriate damper effect, which will be described later, and to extend the service life, it is desirable that the lubricant is surely filled in the gaps S1 and S2.

そこで、該隙間Ｓ１、Ｓ２内に常に良好に潤滑剤を満たすための工夫として、例えば、図３の破線で示すように、隙間に開口する潤滑通路１５０を形成するように構成するのは有効である。潤滑通路１５０を形成する場合には、軸Ｓａ１内の軸心Ｏ１位置に形成した軸方向通路１５２と、該軸方向通路１５２と連通し隙間Ｓ１、Ｓ２内に開口する径方向通路１５４、１５６とを形成するようにすると、簡単な構成で遠心力によるポンプ作用を利用した潤滑系を構築することができる。   Therefore, as a device for always filling the gaps S1 and S2 satisfactorily, it is effective to form a lubrication passage 150 that opens in the gap as shown by a broken line in FIG. is there. When the lubrication passage 150 is formed, the axial passage 152 formed at the position of the axial center O1 in the shaft Sa1, the radial passages 154 and 156 communicating with the axial passage 152 and opening into the clearances S1 and S2; In this way, it is possible to construct a lubrication system using a pumping action by centrifugal force with a simple configuration.

次に、本実施形態に係る風力発電用の増速機２０の作用を説明する。   Next, the effect | action of the gearbox 20 for wind power generation which concerns on this embodiment is demonstrated.

風車ブレード５の回転は、ロータヘッド４の主軸を介して増速機２０の図示せぬ入力軸に伝達され、入力歯車２２が回転する。すると、入力歯車２２と第１中間歯車４１〜４８との噛合により、８本の第１中間回転軸３１〜３８が同方向に同時に回転する。これにより、単一の入力軸（入力歯車２２）の動力が８本の第１中間回転軸３１〜３８に分割される。   The rotation of the windmill blade 5 is transmitted to the input shaft (not shown) of the speed increaser 20 via the main shaft of the rotor head 4 and the input gear 22 rotates. Then, the eight first intermediate rotating shafts 31 to 38 are simultaneously rotated in the same direction by meshing between the input gear 22 and the first intermediate gears 41 to 48. Thereby, the power of a single input shaft (input gear 22) is divided into eight first intermediate rotation shafts 31 to 38.

８本の第１中間回転軸３１〜３８が回転すると、４個の前段側第２中間歯車５１、５３、５５、５７と前段側第３中間歯車７１、７３、７５、７７の噛合、および、残りの４個の後段側第２中間歯車５２、５４、５６、５８と後段側第３中間歯車７２、７４、７６、７８の噛合を介して、４本の第２中間回転軸６１〜６４が回転する。これにより、８本の第１中間回転軸３１〜３８の動力が、４本の第２中間回転軸６１〜６４に集約・統合される。   When the eight first intermediate rotation shafts 31 to 38 rotate, the meshing of the four front-stage second intermediate gears 51, 53, 55, 57 and the front-stage third intermediate gears 71, 73, 75, 77, and The four second intermediate rotating shafts 61 to 64 are engaged with the remaining four rear stage second intermediate gears 52, 54, 56, and 58 and the rear stage third intermediate gears 72, 74, 76, and 78. Rotate. As a result, the power of the eight first intermediate rotating shafts 31 to 38 is integrated and integrated into the four second intermediate rotating shafts 61 to 64.

４本の第２中間回転軸６１〜６４が回転すると、第４中間歯車８１〜８４と第５中間歯車１０１〜１０４の噛合を介して、４本の第３中間回転軸９１〜９４が回転する。４本の第３中間回転軸９１〜９４が回転すると、後段側第６中間歯車１１１、１１３および前段側第６中間歯車１１２、１１４との噛合を介して、２本の第４中間回転軸１２１、１２２が回転する。２本の第４中間回転軸１２１、１２２の回転は、図示せぬ２個の歯車を介して１本の出力軸に統合される。   When the four second intermediate rotation shafts 61 to 64 rotate, the four third intermediate rotation shafts 91 to 94 rotate through the meshing of the fourth intermediate gears 81 to 84 and the fifth intermediate gears 101 to 104. . When the four third intermediate rotation shafts 91 to 94 rotate, the two fourth intermediate rotation shafts 121 are engaged with the rear-stage sixth intermediate gears 111 and 113 and the front-stage sixth intermediate gears 112 and 114. , 122 rotate. The rotation of the two fourth intermediate rotating shafts 121 and 122 is integrated into one output shaft through two gears (not shown).

この結果、結局、ロータヘッド４側から入力されてきた風力による動力は、一本の入力軸から８本の第１中間回転軸３１〜３８に分割・伝達され、さらに４本の第２中間回転軸６１〜６４、４本の第３中間回転軸９１〜９４、および２本の第４中間回転軸１２１、１２２を介して、再び一本の出力軸に集約・統合されながら伝達されることになる。   As a result, the power from the wind force input from the rotor head 4 side is eventually divided and transmitted from one input shaft to the eight first intermediate rotating shafts 31 to 38, and further four second intermediate rotating shafts. It is transmitted through the shafts 61 to 64, the four third intermediate rotating shafts 91 to 94, and the two fourth intermediate rotating shafts 121 and 122 while being consolidated and integrated again into one output shaft. Become.

増速機２０の出力軸は、発電機１１（図６）に連結されているため、以上の構成により風車ブレード５の回転を増速した上で発電機１１を回転させることができ、効率的な風力発電を行うことができる。   Since the output shaft of the speed increaser 20 is connected to the generator 11 (FIG. 6), the generator 11 can be rotated after the rotation of the windmill blade 5 is increased by the above configuration, which is efficient. Wind power generation.

以下、主に図３を参照しながら、隙間Ｓ１、Ｓ２に関連する作用を詳細に説明する。   Hereinafter, the operations related to the gaps S1 and S2 will be described in detail with reference mainly to FIG.

ロータヘッド４が回転すると、これに伴って各軸Ｓａ１が軸受Ｂ１、Ｂ２を介してケーシングＣａ１、Ｃａ２に対して回転する。このとき、軸Ｓａ１と軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａとの間、およびケーシングＣａ１、Ｃａ２と軸受Ｂ１、Ｂ２の外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂとの間には、殆ど相対回転は発生しない。これは、もともと、軸受Ｂ１、Ｂ２の転動抵抗が小さく、一方、隙間Ｓ１、Ｓ２は、その間隔が極めて狭く、仮に相対回転しようとすると、該隙間Ｓ１、Ｓ２内の潤滑剤に剪断応力が発生することから、該相対回転に対する抵抗が非常に大きくなるためである。   When the rotor head 4 rotates, the shaft Sa1 rotates with respect to the casings Ca1 and Ca2 via the bearings B1 and B2. At this time, a relative rotation hardly occurs between the shaft Sa1 and the inner rings B1a and B2a of the bearings B1 and B2 and between the casings Ca1 and Ca2 and the outer rings B1b and B2b of the bearings B1 and B2. This is because the rolling resistance of the bearings B1 and B2 is originally small, while the clearances S1 and S2 are extremely narrow, and if the relative rotation is attempted, shearing stress is applied to the lubricant in the clearances S1 and S2. This is because the resistance to the relative rotation becomes very large.

ここで、荒れた天候のとき、とりわけ風向きが頻繁に変わるような強い風が吹いているとき等にあっては、風車ブレード５の回転トルクが変動し、ときに急変するため、各歯車Ｇ１、Ｇ２の噛合反力も変動し、その結果歯車Ｇ１、Ｇ２と一体化されている軸Ｓａ１の隙間Ｓ１（あるいはケーシングＣａ１との隙間Ｓ２）に掛かる径方向の荷重が変動する。   Here, in rough weather, especially when a strong wind is blowing such that the wind direction changes frequently, the rotational torque of the windmill blade 5 fluctuates and sometimes changes suddenly. The meshing reaction force of G2 also varies, and as a result, the radial load applied to the clearance S1 of the shaft Sa1 integrated with the gears G1 and G2 (or the clearance S2 with the casing Ca1) varies.

この結果、各軸Ｓａ１は径方向の微小変位により自動調心され、それぞれの歯車Ｇ１、Ｇ２の相手歯車に対する噛合状態が最も安定している状態に自動的に移行する。この結果、複数の軸Ｓａ１が共同して該ピークトルクを受け持つことができるようになり、特定の軸Ｓａ１のみに該ピークトルクが集中して掛かってしまうのが防止される。   As a result, each shaft Sa1 is automatically aligned by a small radial displacement, and automatically shifts to a state where the meshing state of the gears G1 and G2 with the counterpart gear is most stable. As a result, the plurality of shafts Sa1 can jointly handle the peak torque, and the peak torque is prevented from being concentrated and applied only to the specific shaft Sa1.

なお、この自動調心機能は、ピークトルクが発生したときだけでなく、強いトルクが連続して入力されてくるようなときにおいても発揮されるため、入力軸のトルクを複数の軸に分割して伝達するロックドトレーン本来の機能を十分に発揮させることができる。   This self-aligning function is used not only when peak torque occurs, but also when strong torque is continuously input, so the torque of the input shaft is divided into multiple axes. The original function of the locked train that is transmitted can be fully exhibited.

また、軸Ｓａ１は、微小変位するときに、その外周に存在する隙間Ｓ１の円周方向のある部分の間隔を狭めながら（潤滑剤を押し分けながら）変位する。このとき、直径方向反対側の隙間Ｓ１の間隔はより広がろうとし、周囲の潤滑剤を引き込みながら変位する。隙間Ｓ２では、隙間Ｓ１の作用とほぼ逆の作用が発生する。このため、結局、軸Ｓａ１の変位に対して隙間Ｓ１、Ｓ２内の潤滑剤がダンパとして機能する。その結果、もし、隙間Ｓ１、Ｓ２がなかったならば（すなわち、軸Ｓａ１と軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａ、あるいは軸受Ｂ１、Ｂ２の外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂとケーシングＣａ１、Ｃａ２が直接当接していたならば）、そのまま急峻に大きく立ち上がって直後に急峻に低下するような衝撃的なトルクがそのまま伝達されてしまうのが防止される。   Further, when the shaft Sa1 is slightly displaced, the shaft Sa1 is displaced while narrowing an interval of a certain portion in the circumferential direction of the gap S1 existing on the outer periphery (while pushing the lubricant separately). At this time, the gap S1 on the diametrically opposite side tends to be wider and is displaced while drawing in the surrounding lubricant. In the gap S2, an action almost opposite to the action of the gap S1 occurs. Therefore, after all, the lubricant in the gaps S1 and S2 functions as a damper with respect to the displacement of the shaft Sa1. As a result, if there is no clearance S1, S2 (that is, the shaft Sa1 and the inner rings B1a and B2a of the bearings B1 and B2 or the outer rings B1b and B2b of the bearings B1 and B2 and the casings Ca1 and Ca2 are in direct contact with each other. Therefore, it is possible to prevent a shocking torque that suddenly rises sharply and drops sharply immediately after that from being transmitted as it is.

更には、急峻なトルク変動の伝達が抑制されることによって、バックラッシが反転する頻度を低減することができ、仮に反転したとしても、反転時の歯面の衝撃をより低減することもできる。   Furthermore, by suppressing the transmission of steep torque fluctuations, the frequency at which the backlash is reversed can be reduced, and even if it is reversed, the impact on the tooth surface during the reversal can be further reduced.

さらには、仮に、それまで隙間Ｓ１、Ｓ２内の潤滑剤の円周方向の剪断応力の範囲内で一体的に回転していた歯車Ｇ１、Ｇ２と軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａとの間、または、ケーシングＣａ１、Ｃａ２と外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂとの間に、該剪断応力を超える円周方向のトルクが掛かると、当該歯車Ｇ１、Ｇ２と軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａとの間、または、ケーシングＣａ１、Ｃａ２と外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂとの間に「滑り」が発生する。この隙間Ｓ１、Ｓ２の部分で発生する滑りは、特に、瞬間的に増速機２０自体が破壊されるような巨大な負荷が掛かったときに該巨大な負荷を逃がすように機能する。   Furthermore, suppose that between the gears G1 and G2 and the inner rings B1a and B2a of the bearings B1 and B2 that have been rotated integrally within the range of the shear stress in the circumferential direction of the lubricant in the gaps S1 and S2 until then. Or, when a circumferential torque exceeding the shear stress is applied between the casings Ca1 and Ca2 and the outer rings B1b and B2b, between the gears G1 and G2 and the inner rings B1a and B2a of the bearings B1 and B2, Alternatively, “slip” occurs between the casings Ca1 and Ca2 and the outer rings B1b and B2b. The slip generated in the gaps S1 and S2 functions to release the huge load particularly when a huge load is applied that momentarily destroys the speed increaser 20 itself.

結果として、本実施形態に依れば、ロックドトレーン機構本来のトルク分散効果を最大限に活かすことができるようになり、同時に、各要素（軸Ｓａ１、軸受Ｂ１、Ｂ２、あるいは歯車Ｇ１、Ｇ２等）に加わる負荷のピーク値を低減できようになるため、増速機２０の寿命を大きく伸ばすことができる。   As a result, according to the present embodiment, the inherent torque dispersion effect of the locked train mechanism can be utilized to the maximum, and at the same time, each element (shaft Sa1, bearings B1, B2, or gears G1, G2) can be used. Etc.), the service life of the gearbox 20 can be greatly extended.

なお、既に紹介したように、ロックドトレーン機構２１の各軸は、例えば図４に示されるような支持構成によって支持することも可能である。すなわち、図４の支持構成は、歯車Ｇ３、Ｇ４と軸Ｃｓ１との間に、軸Ｃｓ１を支持する軸受Ｂ３、Ｂ４が介在され、該軸受Ｂ３、Ｂ４が、ケーシングＣａ３、Ｃａ４等と一体化された支持部材たる支持軸Ｃｓ１の外周に組み込まれている。この支持構成の場合、支持軸Ｃｓ１と軸受Ｂ３、Ｂ４の内輪Ｂ３ａ、Ｂ４ａとの間に本発明に係る隙間Ｓ３が形成されている。   As already introduced, each axis of the locked train mechanism 21 can be supported by a support structure as shown in FIG. 4, for example. That is, in the support structure of FIG. 4, the bearings B3 and B4 that support the shaft Cs1 are interposed between the gears G3 and G4 and the shaft Cs1, and the bearings B3 and B4 are integrated with the casings Ca3 and Ca4 and the like. It is incorporated in the outer periphery of the support shaft Cs1, which is a support member. In the case of this support configuration, a gap S3 according to the present invention is formed between the support shaft Cs1 and the inner rings B3a and B4a of the bearings B3 and B4.

さらに、図４の構成では、軸受Ｂ３、Ｂ４と支持部材たる支持軸Ｃｓ１の間にリング状の部材Ｒ１が介在されており、該リング状の部材Ｒ１の外周側に、隙間Ｓ４が形成されている。リング状の部材Ｒ１は、軸方向の移動は拘束されているが、径方向の微小移動が許容された態様で組み込まれている。このような構成とすると、リング状の部材Ｒ１の設計と相まって、隙間形成に関する設計の自由度を格段に広げることができる。   Further, in the configuration of FIG. 4, a ring-shaped member R1 is interposed between the bearings B3, B4 and the support shaft Cs1 as a support member, and a gap S4 is formed on the outer peripheral side of the ring-shaped member R1. Yes. The ring-shaped member R1 is incorporated in such a manner that the movement in the axial direction is restricted but the minute movement in the radial direction is allowed. With such a configuration, coupled with the design of the ring-shaped member R1, the degree of freedom in design related to gap formation can be greatly expanded.

また、リング状の部材Ｒ１を挟んで径方向に複数の隙間Ｓ４、Ｓ５を形成できることから、潤滑剤のダンパ機能が高まり、衝撃吸収作用自体もより高めることができるようになる。この観点で、リング状の部材Ｒ１の組み込みは、１個に限定されず、径方向に多重に複数配置するようにしてもよい。   In addition, since the plurality of gaps S4 and S5 can be formed in the radial direction across the ring-shaped member R1, the damper function of the lubricant is enhanced, and the impact absorbing function itself can be further enhanced. From this viewpoint, the number of ring-shaped members R1 is not limited to one, and a plurality of rings may be arranged in the radial direction.

なお、図示はしないが、全く同様に、前述の図３の実施形態においても、軸受Ｂ１、Ｂ２の内輪Ｂ１ａ、Ｂ２ａと軸Ｓａ１との間、あるいは、軸受Ｂ１、Ｂ２の外輪Ｂ１ｂ、Ｂ２ｂと支持部材であるＣａ１との間のいずれか、または双方に、リング状の部材を配置するようにしてもよく、同様な付加的な作用効果が得られる。   Although not shown in the figure, in the same manner as in the above-described embodiment of FIG. 3, the bearings B1 and B2 are supported between the inner rings B1a and B2a and the shaft Sa1 or between the bearings B1 and B2 and the outer rings B1b and B2b. A ring-shaped member may be arranged between or both of the members Ca1 and the same additional effect can be obtained.

要するならば、リング状の部材は、歯車と軸受の間、軸受と支持部材の間のいずれに配置してもよく、更には、いずれに１個のみ配置しても複数配置してもよく、また、配置しなくてもよい。リング状の部材を配置する場合に、隙間は、（通常時において）当該リング状の部材の外周側にのみ設けても、また内周側にのみ設けても、さらには外周側および内周側の双方に設けてもよい。   If necessary, the ring-shaped member may be disposed between the gear and the bearing, between the bearing and the support member, or may be disposed only one or a plurality of them, Moreover, it does not need to arrange | position. When a ring-shaped member is arranged, the gap may be provided only on the outer peripheral side of the ring-shaped member (in a normal state) or only on the inner peripheral side, and further on the outer peripheral side and the inner peripheral side. You may provide in both.

本発明においては、隙間を具体的にロックドトレーン機構のどの軸に対してどの程度の大きさで形成するかについても特に限定されない。要は、結果として、ロックドトレーン機構の所定の軸の軸受における相対回転する部位以外のいずれかの部位に、当該軸に組み込まれている歯車、軸受、および支持部材のうちの少なくとも２者同士を、相対的に径方向に微小変位可能とするように形成されていればよい。隙間の形成される軸、形成される軸の数、形成される軸における形成位置や大きさ等が異なると、変動を吸収可能な周波数領域が異なってくるため、風力発電設備の設置される地域に吹く風の性質を考慮してより効果的な変動吸収を行うことができるようになる。既に述べたように、各中間回転軸のみならず、入力軸や出力軸に対して本発明を適用することも可能である。ロックドトレーン機構自体の構成も、上記構成に限定されない（上記ロックドトレーン機構は一例である）。   In the present invention, there is no particular limitation on how much the gap is specifically formed with respect to which axis of the locked train mechanism. In short, as a result, at least two of the gears, the bearings, and the support members incorporated in the shaft at any part other than the part that rotates relative to the bearing of the predetermined shaft of the locked train mechanism. May be formed so as to be relatively displaceable in the radial direction. Areas where wind power generation facilities are installed, because the frequency range that can absorb fluctuations varies depending on the axis on which the gap is formed, the number of axes to be formed, the formation position and size on the axis to be formed, etc. Considering the nature of the wind that blows, it is possible to perform more effective fluctuation absorption. As described above, the present invention can be applied not only to each intermediate rotation shaft but also to the input shaft and the output shaft. The configuration of the locked train mechanism itself is not limited to the above configuration (the locked train mechanism is an example).

また、上記実施形態においては、隙間内に潤滑剤を常に確実に確保するために、潤滑通路を形成する例が示されていたが、「隙間内の潤滑剤の確保」に関しては、例えば、隙間（あるいは隙間を含む微小空間）を増速機内の空間から隔離・密封するように構成し、この密封空間内に積極的に潤滑剤を密封する構成としてもよい。なお、このように隙間を増速機内の空間から隔離・密封する構成を採用した場合には、隙間内に充填される潤滑剤は、増速機内の空間内の潤滑剤と異ならせるようにしてもよく、さらには、いわゆる潤滑剤ではなく、ダンパとして良好に機能し得る液体であってもよい。隙間を密封する構成は、所定の潤滑剤等の液体を確実に隙間内に保持できる点で優れる。   Further, in the above embodiment, an example in which a lubrication passage is formed in order to ensure the lubricant in the gap at all times has been shown. However, with regard to “securing the lubricant in the gap”, for example, the gap It is also possible to configure such that (or a minute space including a gap) is isolated and sealed from the space inside the gearbox, and the lubricant is positively sealed in this sealed space. In addition, when adopting a configuration in which the gap is isolated and sealed from the space inside the gear box, the lubricant filled in the gap is made different from the lubricant in the space inside the gear box. Further, it may be a liquid that can function well as a damper, not a so-called lubricant. The configuration for sealing the gap is excellent in that a liquid such as a predetermined lubricant can be reliably held in the gap.

更には、上記潤滑通路の形成と密封構成を組み合わせ、隙間あるいは隙間を含む微小空間が、該隙間への潤滑通路の開口以外の部分で密封されているように構成してもよい。この構成は、定性的傾向として、支持部材たる支持軸や歯車の回転が速いとき程、（遠心力が大きくなることから）隙間内の潤滑剤の圧力を高めることができるようになるため、隙間が狭められるときにより強い反発力を発生でき、より確実にダンパ効果が得られるように構成できる。   Furthermore, the formation of the lubrication passage and the sealing configuration may be combined so that the gap or the minute space including the gap is sealed at a portion other than the opening of the lubrication passage to the gap. As this structure has a qualitative tendency, the faster the rotation of the support shaft and the gear as the support member, the higher the pressure of the lubricant in the gap (since the centrifugal force becomes larger). It is possible to generate a stronger repulsive force when the squeeze is narrowed and to obtain a damper effect more reliably.

また、上記実施形態においては、軸受として、いずれも玉軸受が採用されていたが、本発明においては、軸受の種類は必ずしも玉軸受に限定されない。発電容量、あるいはロックドトレーン機構の構成によっては、例えば、ころ軸受やニードル軸受が採用されてもよい。例えば、歯車がヘリカル歯車であるときは、アキシャル荷重の受けられるアンギュラ玉軸受やテーパードローラ軸受であってもよい。   Moreover, in the said embodiment, although the ball bearing was employ | adopted as all the bearings, in the present invention, the kind of bearing is not necessarily limited to a ball bearing. Depending on the power generation capacity or the configuration of the locked train mechanism, for example, a roller bearing or a needle bearing may be employed. For example, when the gear is a helical gear, it may be an angular ball bearing or a tapered roller bearing capable of receiving an axial load.

更には、上記実施形態においては、軸受はすべて内輪および外輪の双方を有していたが、本発明においては、隙間を形成しない側においては、内輪あるいは外輪が省略された軸受であってもよい。いずれの構造の軸受が採用される場合でも、軸受としての本来の（歯車と支持部材との間の）相対回転が行われる部位以外に、本発明に係る隙間が存在することになる。例えば、軸受として、滑り軸受が採用されている場合には、歯車と支持部材との間の通常運転時の相対回転はあくまで当該滑り軸受の部分で行われる。したがって、この滑り軸受における相対回転が行われる部位以外に、本発明に係る隙間が別途存在することになる。換言するならば、「軸受における相対回転する部位」には、不可避的に隙間が存在するが、この軸受において相対回転する部位の隙間は、本発明の隙間の範疇には含まれない。「軸受における相対回転する部位の隙間」は、例えば内外輪を有する軸受であれば、内輪−転動体−外輪間の隙間であり、内外輪の一方がない場合には、内外輪のある方−転動体−転動体の転走面を構成する部材間の隙間、ということになる。   Furthermore, in the above embodiment, all the bearings have both the inner ring and the outer ring. However, in the present invention, the bearing in which the inner ring or the outer ring is omitted may be provided on the side where no gap is formed. . Even when a bearing having any structure is employed, there is a gap according to the present invention in addition to the original relative rotation (between the gear and the support member) as the bearing. For example, when a sliding bearing is employed as the bearing, relative rotation during normal operation between the gear and the support member is performed only at the sliding bearing portion. Therefore, there is a separate gap according to the present invention in addition to the portion where relative rotation is performed in the slide bearing. In other words, a gap is unavoidably present in the “part of relative rotation in the bearing”, but the gap of the part of relative rotation in the bearing is not included in the category of the gap of the present invention. The “gap between the relative rotating parts of the bearing” is a gap between the inner ring, the rolling element, and the outer ring, for example, if the bearing has inner and outer rings. That is, the rolling element—the gap between the members constituting the rolling surface of the rolling element.

１…風力発電設備
３…ナセル
４…ロータヘッド
５…風車ブレード
１１…発電機
２０…増速機
２１…ロックドトレーン機構
３１〜３８…第１中間回転軸
６１〜６４…第２中間回転軸
９１〜９４…第３中間回転軸
１２１、１２２…第４中間回転軸
Ｇ１、Ｇ２…歯車
Ｂ１、Ｂ２…軸受
Ｃａ１、Ｃａ２…ケーシング
Ｓ１、Ｓ２…隙間 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Wind power generation equipment 3 ... Nacelle 4 ... Rotor head 5 ... Windmill blade 11 ... Generator 20 ... Speed up gear 21 ... Locked train mechanism 31-38 ... 1st intermediate rotating shaft 61-64 ... 2nd intermediate rotating shaft 91 ˜94: Third intermediate rotating shaft 121, 122: Fourth intermediate rotating shaft G1, G2: Gears B1, B2: Bearing Ca1, Ca2: Casing S1, S2: Clearance

Claims (9)

ロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機において、
前記ロックドトレーン機構の一要素を構成する歯車と、
該歯車を、軸受を介して回転可能に支持する支持部材と、を備え、
前記軸受における相対回転する部位以外のいずれかの部位に、前記歯車、軸受、及び支持部材のうちの少なくとも２者同士を、相対的に径方向に微小変位可能とする隙間を形成した
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In the gearbox for wind power generation with the locked train mechanism,
A gear constituting one element of the locked train mechanism;
A support member that rotatably supports the gear via a bearing,
A gap that allows at least two members of the gear, the bearing, and the support member to be relatively minutely displaced in the radial direction is formed in any part of the bearing other than the relatively rotating part. A wind speed booster equipped with a locked train mechanism. 請求項１において、
前記歯車と前記軸が一体で、前記軸が軸受を介して前記支持部材に支持されており、前記軸受の内輪と軸との間、および前記軸受の外輪と支持部材との間の少なくとも一方に、前記隙間が形成されている
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In claim 1,
The gear and the shaft are integrated, and the shaft is supported by the support member via a bearing, and is at least one between the inner ring and the shaft of the bearing and between the outer ring and the support member of the bearing. A speed increasing device for wind power generation provided with a locked train mechanism, wherein the gap is formed. 請求項１において、
前記歯車と軸との間に軸受が介在され、前記歯車と該軸受の外輪との間、および前記軸と該軸受の内輪との間の少なくとも一方に、前記隙間が形成されている
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In claim 1,
A bearing is interposed between the gear and the shaft, and the gap is formed between at least one of the gear and the outer ring of the bearing and between the shaft and the inner ring of the bearing. A wind speed booster equipped with a locked train mechanism. 請求項３において、
軸方向に隣接する前記歯車同士が一体とされている
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In claim 3,
A gearbox for wind power generation provided with a locked train mechanism, wherein the gears adjacent in the axial direction are integrated. 請求項１〜４のいずれかにおいて、
前記軸受と前記歯車との間に、リング状の部材が介在され、
該リング状の部材の内周側および外周側の少なくとも一方に、前記隙間が形成されている
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In any one of Claims 1-4,
A ring-shaped member is interposed between the bearing and the gear,
A speed increasing device for wind power generation provided with a locked train mechanism, wherein the gap is formed in at least one of an inner peripheral side and an outer peripheral side of the ring-shaped member. 請求項１〜５のいずれかにおいて、
前記軸受と前記支持部材との間に、リング状の部材が介在され、
該リング状の部材の内周側および外周側の少なくとも一方に、前記隙間が形成されている
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In any one of Claims 1-5,
A ring-shaped member is interposed between the bearing and the support member,
A speed increasing device for wind power generation provided with a locked train mechanism, wherein the gap is formed in at least one of an inner peripheral side and an outer peripheral side of the ring-shaped member. 請求項５または６において、
前記リング状の部材を複数備えた
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In claim 5 or 6,
A speed increasing device for wind power generation provided with a locked train mechanism, comprising a plurality of the ring-shaped members. 請求項１〜７のいずれかにおいて、
前記隙間に開口する潤滑通路を備える
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In any one of Claims 1-7,
A speed increasing device for wind power generation provided with a locked train mechanism, comprising a lubricating passage that opens in the gap. 請求項１〜７のいずれかにおいて、
前記隙間または隙間を含む微小空間が、前記増速機内の空間から隔離・密封されている
ことを特徴とするロックドトレーン機構を備えた風力発電用の増速機。 In any one of Claims 1-7,
A speed increasing device for wind power generation provided with a locked train mechanism, wherein the gap or a minute space including the clearance is isolated and sealed from a space in the speed increasing device.
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