JP5836035B2 - Wind speed booster - Google Patents

Description

本発明は、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.

例えば特許文献１に、図６〜図８に示されるような風力発電用の増速機が開示されている。   For example, Patent Document 1 discloses a speed increasing device for wind power generation as shown in FIGS.

図６および図７において、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。   6 and 7, the wind turbine generator 1 is assembled with a support column 2 standing on the foundation 6, a nacelle 3 installed at the upper end of the support column 2, and a rotatable structure with respect to the nacelle 3. And a rotor head 4. 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、１００倍程度の速さに増幅することができ、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７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 torque), which is slow, can be amplified to a speed of about 100 times, and the power generation output can be efficiently obtained from the generator 11. In FIG. 7, reference numeral 12 denotes a transformer, 13 denotes a controller, 14 denotes an inverter, 15 denotes an inverter cooler, and 16 denotes a lubricating oil cooler.

前記増速機２０は、図８に示すように、初段に遊星歯車機構２２を備えると共に、中段および後段に平行軸歯車機構２４、２６を備える。入力軸２８から入力されるロータヘッド４の主軸（図示略）の回転は、計３段の歯車機構２２、２４、２６によって増速され、出力軸３０から出力される。出力軸３０には、前述した発電機１１が連結される。   As shown in FIG. 8, the speed increaser 20 includes a planetary gear mechanism 22 at the first stage and parallel shaft gear mechanisms 24 and 26 at the middle stage and the rear stage. The rotation of the main shaft (not shown) of the rotor head 4 input from the input shaft 28 is accelerated by a total of three stages of gear mechanisms 22, 24, 26 and output from the output shaft 30. The generator 11 described above is connected to the output shaft 30.

前記遊星歯車機構２２は、入力軸２８と一体化されたキャリヤ３２、該キャリヤ３２に固定された遊星ピン３４、該遊星ピン３４に回転自在に支持された遊星歯車３６、該遊星歯車３６が同時に噛合する内歯歯車３８および太陽歯車４０から主に構成されている。この例では、太陽歯車４０が遊星歯車機構２２の出力軸４２と一体化されると共に、内歯歯車３８がケーシング４４と一体化されている。   The planetary gear mechanism 22 includes a carrier 32 integrated with an input shaft 28, a planetary pin 34 fixed to the carrier 32, a planetary gear 36 rotatably supported by the planetary pin 34, and the planetary gear 36 simultaneously. It is mainly comprised from the internal gear 38 and the sun gear 40 which mesh. In this example, the sun gear 40 is integrated with the output shaft 42 of the planetary gear mechanism 22, and the internal gear 38 is integrated with the casing 44.

なお、前記遊星ピン３４と遊星歯車３６との間には、ころ軸受４６が介在され、風車ブレード５側から入力されてくる大トルクに対応できるように配慮されている。   A roller bearing 46 is interposed between the planetary pin 34 and the planetary gear 36 so as to be able to cope with a large torque input from the windmill blade 5 side.

特開２００９−１４４５３３号公報（図６〜図８）JP 2009-144533 A (FIGS. 6 to 8)

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. Providing a gearbox for wind power generation with a long service life is the original challenge.

本発明は、遊星歯車機構を備えた風力発電用の増速機において、前記遊星歯車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、前記歯車と軸受との間に、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隙間が形成され、該隙間に液体を密封するシール部材を有する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。
また、本発明は、遊星歯車機構を備えた風力発電用の増速機において、前記遊星歯車機構の一要素を構成する遊星歯車と、該遊星歯車を、軸受を介して回転可能に支持する支持部材と、を備え、該遊星歯車が、該遊星歯車と一体的に回転する遊星ピンごと、前記支持部材としての前記遊星歯車機構のキャリヤによって該キャリヤに対して回転可能に支持されると共に、前記軸受が外輪を備えており、前記キャリヤと該軸受の外輪との間に、前記遊星歯車、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隙間が形成され、該隙間に液体を密封するシール部材を有する構成とすることにより、同様に上記本来の課題を解決したものである。
また、本発明は、遊星歯車機構を備えた風力発電用の増速機において、前記遊星歯車機構の一要素を構成する遊星歯車と、該遊星歯車を、軸受を介して回転可能に支持する支持部材と、を備え、該遊星歯車が、該遊星歯車と一体的に回転する遊星ピンごと、前記支持部材としての前記遊星歯車機構のキャリヤによって該キャリヤに対して回転可能に支持されると共に、前記軸受が内輪を備えており、前記遊星ピンと該軸受の内輪との間に、前記遊星歯車、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隙間が形成され、該隙間に液体を密封するシール部材を有する構成とすることにより、同様に上記本来の課題を解決したものである。 The present invention provides a speed increasing device for wind power generation provided with a planetary gear mechanism, comprising: a gear that constitutes one element of the planetary gear mechanism; and a support member that rotatably supports the gear via a bearing. A ring-shaped member is interposed between the gear and the bearing, and at least two of the gear, the bearing, and the support member are provided on at least one of the inner peripheral side and the outer peripheral side of the ring-shaped member. The above-mentioned original problem has been solved by forming a gap that can be relatively displaced in the radial direction relative to each other and having a seal member that seals liquid in the gap.
Further, the present invention provides a step-up gear for wind power generation provided with a planetary gear mechanism, and a planetary gear constituting one element of the planetary gear mechanism and a support for rotatably supporting the planetary gear via a bearing. A planetary pin that rotates together with the planetary gear, and is supported rotatably by the carrier of the planetary gear mechanism as the support member. The bearing includes an outer ring, and a gap between the carrier and the outer ring of the bearing that allows at least two of the planetary gear, the bearing, and the support member to be relatively finely displaced in the radial direction. By forming a seal member that is formed and seals the liquid in the gap, the above-described original problem is similarly solved.
Further, the present invention provides a step-up gear for wind power generation provided with a planetary gear mechanism, and a planetary gear constituting one element of the planetary gear mechanism and a support for rotatably supporting the planetary gear via a bearing. A planetary pin that rotates together with the planetary gear, and is supported rotatably by the carrier of the planetary gear mechanism as the support member. A bearing includes an inner ring, and a gap is provided between the planetary pin and the inner ring of the bearing so that at least two of the planetary gear, the bearing, and the support member can be relatively slightly displaced in the radial direction. By forming a seal member that is formed and seals the liquid in the gap, the above-described original problem is similarly solved.

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、増速機の先には高速で回転する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 a generator that rotates at high speed is connected as a load at the tip of the speed increaser, each element of the speed increaser can instantaneously follow this acceleration torque due to inertia and increase the rotation speed. Can not. 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.

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推察し、こうした強い瞬間的な負荷あるいは衝撃を緩和することを「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. It is assumed that a strong load or impact that occurs instantaneously (peak) on the element has a large effect, and mitigating such a strong instantaneous load or impact is regarded as an “intermediate task”. It was conceived with the idea of solving the above-mentioned original problems by overcoming them.

本発明では、歯車と軸受との間に、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、液体の密封された「隙間」を形成するようにしている。この隙間は、歯車と軸受が、相対的に径方向に微小変位することを許容する。 In the present invention, a ring-shaped member is interposed between the gear and the bearing, and at least one of the inner peripheral side and the outer peripheral side of the ring-shaped member is formed with a “clearance” sealed with liquid. ing. This gap, gear and bearings are allowed to be finely displaced relatively radially.

今、「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、本来的に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しようとする。このとき本発明によれば、上記隙間の存在により、結果として歯車と軸受が、相対的に径方向に微小変位することができる。この結果、上記隙間の形成態様が変化して隙間内の密封された液体に圧力変動が発生し、これがいわゆる「ダンパ効果」を発揮する。このダンパ効果により、（もし隙間がなかったならばそのまま急峻に立ち上がってしまう）負荷や衝撃の立ち上がりを鈍らせることができる。 Now, if the input shaft rotation speed suddenly changes due to "abrupt changes in wind speed or direction", the gearbox will inherently instantly attempt to automatically form the most stable meshing state at that moment. . According to the present invention this time, the presence of the gap, gear and bearings as a result, can be micro-displacement relatively radially. As a result, the formation mode of the gap changes and pressure fluctuation occurs in the sealed liquid in the gap, which exhibits a so-called “damper effect”. Due to this damper effect, it is possible to damp the rise of the load and impact (if it does not have a gap, it will rise sharply as it is).

なお、本発明においては、密封するのは、「隙間内の液体のみ」である必要はなく、隙間内の液体のほか周辺の一部の液体を（減速機内の空間から隔離された状態で）一緒に密封する構成を含む。また、密封される「液体」には、潤滑油のような液状の素材のほか、グリース等の半固体状の素材を含み、増速機内の潤滑剤と同一でも異なっていてもよい。また、密封される「液体」は、必ずしもいわゆる「潤滑剤」である必要はない。   In the present invention, it is not necessary to seal “only the liquid in the gap”, and in addition to the liquid in the gap, a part of the surrounding liquid (in a state isolated from the space in the reduction gear) Includes a configuration that seals together. In addition to the liquid material such as lubricating oil, the “liquid” to be sealed includes a semi-solid material such as grease, and may be the same as or different from the lubricant in the gearbox. Further, the “liquid” to be sealed is not necessarily a so-called “lubricant”.

本発明に係る風力発電用の増速機は、強風が吹きやすい地域や、風向きの安定しない地域、すなわち風の乱れが大きい地域に設置される風力発電設備に組み込まれる場合に、特に有効に機能する。但し、設置場所は特にこのような地域のみに限定されない。   The step-up gear for wind power generation according to the present invention functions particularly effectively when incorporated in a wind power generation facility installed in an area where strong winds are easily blown or an area where the wind direction is not stable, i.e., an area where wind turbulence is large. To do. However, the installation location is not limited to such an area.

本発明によれば、小型、軽量、低コストでありながら、信頼性の高く、寿命の長い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 speed-up gear for wind power generation that is small in size, light in weight, and low in cost but has high reliability and long life.

本発明の実施形態の一例を示す風力発電用の増速機の主要部を示す断面図Sectional drawing which shows the principal part of the gearbox for wind power generation which shows an example of embodiment of this invention 図１の増速機の全体構成を示す断面図Sectional drawing which shows the whole structure of the gear box of FIG. 本発明の他の実施形態に係る風力発電用の増速機の主要部を示す断面図Sectional drawing which shows the principal part of the gearbox for wind power generation which concerns on other embodiment of this invention. 本発明の更に他の実施形態に係る風力発電用の増速機の主要部を示す断面図Sectional drawing which shows the principal part of the step-up gear for wind power generation concerning further another embodiment of this invention. 本発明の更に他の実施形態に係る風力発電用の増速機の遊星歯車機構の概略構成を示すスケルトン図The skeleton figure which shows schematic structure of the planetary gear mechanism of the step-up gearbox for wind power generation concerning further another embodiment of this invention. 従来（および本発明）の風力発電設備の全体構成の一例を示す正面図Front view showing an example of the overall configuration of a conventional (and the present invention) wind power generation facility 図６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. 図６の風力発電設備のナセル内に設置された従来の風力発電用の増速機の一例を示す断面図Sectional drawing which shows an example of the conventional gear box for wind power generation installed in the nacelle of the wind power generation equipment 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.

本発明に係る増速機が組み込まれる風力発電設備の概略構成については、既に図６、図７を用いて説明したものと同様であるため、重複説明は省略し、以降、増速機自体の構成について詳細にする。   The schematic configuration of the wind power generation facility in which the speed increaser according to the present invention is incorporated is the same as that already described with reference to FIG. 6 and FIG. Details about the configuration.

図１は、本発明の実施形態の一例を示す風力発電用の増速機５０の主要部を示す断面図、図２は、その全体断面図である。   FIG. 1 is a cross-sectional view showing a main part of a speed increasing gear 50 for wind power generation showing an example of an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is an overall cross-sectional view thereof.

先ず、図２を参照して、この風力発電用の増速機５０は、初段に遊星歯車機構５２を備えると共に、中段および後段に第１、第２平行軸歯車機構５４、５６を備える。入力軸５８から入力される主軸（図示略）の回転は、計３段の歯車機構５２、５４、５６によって増速され、出力軸６０から出力される。出力軸６０には、発電機（従来の発電機１１と同様：図７参照）が連結され、所定の発電がなされる。   First, referring to FIG. 2, the wind speed booster 50 includes a planetary gear mechanism 52 in the first stage and first and second parallel shaft gear mechanisms 54 and 56 in the middle stage and the rear stage. The rotation of the main shaft (not shown) input from the input shaft 58 is accelerated by a total of three stages of gear mechanisms 52, 54, 56 and output from the output shaft 60. A generator (similar to the conventional generator 11: see FIG. 7) is connected to the output shaft 60, and predetermined power generation is performed.

前記遊星歯車機構５２は、入力軸５８と一体化されたキャリヤ６２、該キャリヤ６２に両持ち支持された遊星ピン６４、該遊星ピン６４に回転自在に支持された３個（図２では１個のみ図示）の遊星歯車６８、該遊星歯車６８が同時に内接噛合する内歯歯車７０、および遊星歯車６８が同時に外接噛合する太陽歯車７２から主に構成されている。この実施形態では、太陽歯車７２は遊星歯車機構５２の出力軸８０に直接形成されており、内歯歯車７０はケーシング７４と一体化（固定）されている。   The planetary gear mechanism 52 includes a carrier 62 that is integrated with the input shaft 58, planetary pins 64 that are supported at both ends by the carrier 62, and three that are rotatably supported by the planetary pins 64 (one in FIG. 2). (Only shown), the planetary gear 68, the internal gear 70 in which the planetary gear 68 is internally meshed at the same time, and the sun gear 72 in which the planetary gear 68 is externally meshed at the same time. In this embodiment, the sun gear 72 is directly formed on the output shaft 80 of the planetary gear mechanism 52, and the internal gear 70 is integrated (fixed) with the casing 74.

前記キャリヤ６２は、円板状の一対のキャリヤフランジ６２Ａ、６２Ｂが連結部６２Ｃを介して連結・対峙している構成とされ、この一対のキャリヤフランジ６２Ａ、６２Ｂの間に前記遊星歯車６８、内歯歯車７０、太陽歯車７２が組み込まれている。キャリヤフランジ６２Ａ、６２Ｂは、軸受７５、７８によって増速機５０のケーシング７４に（入力軸５８ごと）回転自在に支持されている。   The carrier 62 is configured such that a pair of disk-shaped carrier flanges 62A and 62B are connected to and opposed to each other via a connecting portion 62C, and the planetary gear 68, inner space is interposed between the pair of carrier flanges 62A and 62B. A tooth gear 70 and a sun gear 72 are incorporated. The carrier flanges 62A and 62B are rotatably supported by the casing 74 of the gearbox 50 (with the input shaft 58) by bearings 75 and 78.

前記遊星ピン６４は、この一対のキャリヤフランジ６２Ａ、６２Ｂに圧入され、両持ち支持されている。前記遊星歯車６８は、該遊星ピン６４によってころ軸受７６を介して回転可能に支持されている。即ち、この実施形態では、遊星歯車６８が請求項１の「歯車」に相当しており、ころ軸受７６が「軸受」に、遊星ピン６４が「支持部材」にそれぞれ相当している。   The planetary pin 64 is press-fitted into the pair of carrier flanges 62A and 62B and is supported at both ends. The planetary gear 68 is rotatably supported by the planetary pin 64 via a roller bearing 76. That is, in this embodiment, the planetary gear 68 corresponds to the “gear” of claim 1, the roller bearing 76 corresponds to the “bearing”, and the planetary pin 64 corresponds to the “support member”.

ここで、図１を合わせて参照して、本実施形態における増速機５０の遊星歯車６８の付近の構成をより詳細に説明する。   Here, the configuration in the vicinity of the planetary gear 68 of the speed increaser 50 in the present embodiment will be described in more detail with reference to FIG.

前述したように、遊星歯車６８は、ころ軸受７６を介して回転可能に（支持部材である）遊星ピン６４に支持されている。この実施形態では２個のころ軸受７６が軸方向に並べて配置されている。それぞれのころ軸受７６は内輪７６Ａ、外輪７６Ｂ、ころ（転動体）７６Ｃ、およびリテーナ７６Ｄを備えている。   As described above, the planetary gear 68 is rotatably supported by the planetary pin 64 (which is a support member) via the roller bearing 76. In this embodiment, two roller bearings 76 are arranged side by side in the axial direction. Each roller bearing 76 includes an inner ring 76A, an outer ring 76B, rollers (rolling elements) 76C, and a retainer 76D.

ころ軸受７６の内輪７６Ａは、遊星ピン６４の突部６４Ｐおよびキャリヤフランジ６２Ｂの突部６２Ｂ１の間にスペーサ８１を介して挟まれることで軸方向に位置決めされている。また、ころ軸受７６の外輪７６Ｂは、ころ７６Ｃ、中央のスペーサ８１、およびリテーナ７６Ｄを介して内輪７６Ａに対し軸方向に位置決めされている。   The inner ring 76A of the roller bearing 76 is positioned in the axial direction by being sandwiched between the protrusion 64P of the planetary pin 64 and the protrusion 62B1 of the carrier flange 62B via the spacer 81. Further, the outer ring 76B of the roller bearing 76 is positioned in the axial direction with respect to the inner ring 76A via the roller 76C, the central spacer 81, and the retainer 76D.

しかしながら、遊星歯車６８は、径方向の微小な動きに対しては特に拘束されていない。   However, the planetary gear 68 is not particularly restricted by minute movements in the radial direction.

この実施形態では、遊星歯車６８ところ軸受７６（の外輪７６Ｂ）との間に、リング状の部材８８を介在させている。このリング状の部材８８の内周側には、小さな間隔の隙間Ｓ１が形成されており、外周側には、より大きな隙間Ｓ２が形成されている。   In this embodiment, a ring-shaped member 88 is interposed between the planetary gear 68 and the bearing 76 (the outer ring 76B). A small gap S1 is formed on the inner peripheral side of the ring-shaped member 88, and a larger gap S2 is formed on the outer peripheral side.

具体的には、リング状の部材８８の軸方向一端側には、溝８８Ｓが形成されていて、止め輪７１が係止されており、ころ軸受７６の外輪７６Ｂの端部７６Ｂ１と当接している。また、リング状の部材８８の軸方向他端側には、突起８８Ｐが形成されていて、止め輪８５が係止されており、ころ軸受７６の外輪７６Ｂの端部７６Ｂ２と当接している。これにより、リング状の部材８８は、ころ軸受７６の外輪７６Ｂに対して軸方向の移動が拘束されている。 Specifically, a groove 88S is formed on one end side in the axial direction of the ring-shaped member 88, and the retaining ring 71 is locked, and is in contact with the end portion 76B1 of the outer ring 76B of the roller bearing 76. Yes. Further, a projection 88P is formed on the other axial end side of the ring-shaped member 88, and a retaining ring 85 is engaged with the end part 76B2 of the outer ring 76B of the roller bearing 76. Thereby, the ring-shaped member 88 is restrained from moving in the axial direction with respect to the outer ring 76 </ b> B of the roller bearing 76.

該遊星歯車６８は、中心孔６９を備えている。中心孔６９は、その軸方向両端の第１、第２内周部６９Ａ、６９Ｂの内径Ｄ１、Ｄ２が異なる。中央部６９Ｃは径の大きい側の第２内周部６９Ｂの内径Ｄ２と同一とされている。この結果、遊星歯車６８の一端側には段部６８Ａが形成されている。リング状の部材８８は、一端側がこの遊星歯車６８の段部６８Ａに当接するとともに、他端側が遊星歯車６８に係合した止め輪９０に当接することによって遊星歯車６８の軸方向の動きを拘束している。   The planetary gear 68 has a center hole 69. The center hole 69 has different inner diameters D1 and D2 of the first and second inner peripheral portions 69A and 69B at both ends in the axial direction. The central portion 69C is the same as the inner diameter D2 of the second inner peripheral portion 69B on the larger diameter side. As a result, a stepped portion 68 </ b> A is formed on one end side of the planetary gear 68. One end of the ring-shaped member 88 abuts against the stepped portion 68 </ b> A of the planetary gear 68 and the other end abuts against a retaining ring 90 engaged with the planetary gear 68, thereby restraining the axial movement of the planetary gear 68. doing.

前述したように、リング状の部材８８と外輪７６Ｂとの間には隙間Ｓ１、リング状の部材８８と遊星歯車６８の中心孔６９との間には隙間Ｓ２がそれぞれ形成されている。このため、このリング状の部材８８は、径方向の動きにおいては完全拘束されていない。   As described above, the gap S1 is formed between the ring-shaped member 88 and the outer ring 76B, and the gap S2 is formed between the ring-shaped member 88 and the center hole 69 of the planetary gear 68. For this reason, the ring-shaped member 88 is not completely restrained in the movement in the radial direction.

この実施形態では、大きな方の隙間Ｓ２が、ころ軸受７６の外輪７６Ｂの外径ｄ１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り、結果として、隙間Ｓ１、Ｓ２により遊星歯車６８がころ軸受７６、ひいては（支持部材である）遊星ピン６４に対して微少変位できる構成とされている。   In this embodiment, the larger gap S2 is set to have a size (in the radial direction) of about 0.3% (3/1000) with respect to the outer diameter d1 of the outer ring 76B of the roller bearing 76. As a result, the planetary gear 68 can be slightly displaced with respect to the roller bearing 76 and, consequently, the planetary pin 64 (which is a support member) by the gaps S1 and S2.

なお、この（大きい方の）隙間Ｓ２の大きさは、ころ軸受７６の外輪７６Ｂの外径ｄ１（すなわち隙間の内径）の３／１０００に限定されるものではない。隙間の形成位置、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の慣性質量や変位の態様が異なってくるため、変動（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い）。風力発電設備を設置する地域において実際に吹く風の性質を考慮して設定すべきである。   Note that the size of the (larger) gap S2 is not limited to 3/1000 of the outer diameter d1 (that is, the inner diameter of the gap) of the outer ring 76B of the roller bearing 76. Changing the formation position, number, or size (interval) of the gap changes the inertial mass of the member that can be finely displaced and the manner of displacement, so the frequency component of the region that can absorb fluctuation (load fluctuation) well (In this respect, for example, one of the gaps S1 and S2 may be omitted). It should be set considering the nature of the wind actually blown in the area where the wind power generation facilities are installed.

遊星歯車６８がころ軸受７６に対して径方向に微小変位可能というのは、結果として、遊星歯車６８が、内歯歯車７０および太陽歯車７２に対して、通常のバックラッシによる円周方向の微小変位のほかに、この隙間Ｓ１、Ｓ２の分、更に径方向に微小変位できることを意味する。   The planetary gear 68 can be slightly displaced in the radial direction with respect to the roller bearing 76. As a result, the planetary gear 68 is slightly displaced in the circumferential direction by a normal backlash with respect to the internal gear 70 and the sun gear 72. In addition to this, it means that the gaps S1 and S2 can be further minutely displaced in the radial direction.

一方、遊星歯車６８の第１内周部６９Ａと遊星ピン６４の突部６４Ｐとの間には第１オイルシール８７が設けられている。遊星歯車６８の第２内周部６９Ｂと（反入力軸側の）キャリヤフランジ６２Ｂの突部６２Ｂ１との間には第２オイルシール８９が設けられている。第１内周部６９Ａの内径はＤ１であり、第２内周部６９Ｂの内径はＤ２であるため、第１オイルシール８７および第２オイルシール８９の径も、それに合わせて異ならせてある。   On the other hand, a first oil seal 87 is provided between the first inner peripheral portion 69 </ b> A of the planetary gear 68 and the protrusion 64 </ b> P of the planetary pin 64. A second oil seal 89 is provided between the second inner peripheral portion 69B of the planetary gear 68 and the protrusion 62B1 of the carrier flange 62B (on the side opposite to the input shaft). Since the inner diameter of the first inner peripheral portion 69A is D1 and the inner diameter of the second inner peripheral portion 69B is D2, the diameters of the first oil seal 87 and the second oil seal 89 are also varied accordingly.

第１、第２オイルシール８７、８９は、遊星ピン６４、キャリヤフランジ６２Ｂ、および遊星歯車６８とともに、隙間Ｓ１、Ｓ２を含んで、一対のころ軸受７６およびリング状の部材８８の近傍の空間ＳＰ１を密封している。   The first and second oil seals 87 and 89, together with the planetary pin 64, the carrier flange 62B, and the planetary gear 68, include gaps S1 and S2, and a space SP1 in the vicinity of the pair of roller bearings 76 and the ring-shaped member 88. Is sealed.

本実施形態の場合、この密封された空間ＳＰ１内には、一対のころ軸受７６も含まれるため、「液体」として潤滑剤が封入されている。この潤滑剤は、増速機５０内の潤滑剤と同一でもよく、あるいは、異なっていてもよい。空間ＳＰ１は、増速機５０内の空間ＳＰ２とは隔離されているため、この密閉空間ＳＰ１に封入される潤滑剤として、より特性の適合した潤滑剤（例えばより粘度の高い潤滑油、あるいはグリースのような半固体状の潤滑剤）を封入するようにしても構わない。   In the case of the present embodiment, since a pair of roller bearings 76 is also included in the sealed space SP1, a lubricant is sealed as “liquid”. This lubricant may be the same as or different from the lubricant in the gear box 50. Since the space SP1 is isolated from the space SP2 in the speed increaser 50, a lubricant having a more suitable characteristic (for example, a lubricating oil having a higher viscosity or grease) is used as the lubricant enclosed in the sealed space SP1. A semi-solid lubricant) may be encapsulated.

次に、この実施形態に係る風力発電用の増速機５０の作用を説明する。   Next, the operation of the speed increasing gear 50 for wind power generation according to this embodiment will be described.

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５０の入力軸５８に伝達される。入力軸５８の回転はキャリヤ６２（一対のキャリヤフランジ６２Ａ、６２Ｂ）を介して遊星歯車６８の公転として遊星歯車機構５２に入力され、遊星歯車６８、内歯歯車７０、太陽歯車７２の３者の相対回転により、増速された回転が太陽歯車７２から遊星歯車機構５２の出力軸８０へと出力される。   The rotation of the windmill blade 5 is transmitted to the input shaft 58 of the speed increaser 50 through the main shaft of the rotor head 4. The rotation of the input shaft 58 is input to the planetary gear mechanism 52 as the revolution of the planetary gear 68 through the carrier 62 (a pair of carrier flanges 62A and 62B), and the planetary gear 68, the internal gear 70, and the sun gear 72 are combined. Due to the relative rotation, the increased rotation is output from the sun gear 72 to the output shaft 80 of the planetary gear mechanism 52.

遊星歯車機構５２の出力軸８０の回転は、カップリング７９を介して第１平行軸歯車機構５４によって増幅され、第２平行軸歯車機構５６によってさらに増幅された後、最終的に当該増速機５０の出力軸６０から取り出される。増速機５０の出力軸６０は、発電機１１に連結されているため、結局、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。   The rotation of the output shaft 80 of the planetary gear mechanism 52 is amplified by the first parallel shaft gear mechanism 54 via the coupling 79, further amplified by the second parallel shaft gear mechanism 56, and finally the speed increaser. 50 output shafts 60 are taken out. Since the output shaft 60 of the step-up gear 50 is connected to the generator 11, the generator 11 can be rotated after the rotation of the windmill blade 5 is accelerated, and efficient wind power generation is performed. be able to.

以下、隙間Ｓ１、Ｓ２の機能に着目しながら遊星歯車機構５２の作用をより詳細に説明する。   Hereinafter, the operation of the planetary gear mechanism 52 will be described in more detail while paying attention to the functions of the gaps S1 and S2.

入力軸５８と一体化されたキャリヤ６２（キャリヤフランジ６２Ａ、６２Ｂ）が回転すると、このキャリヤ６２の回転に伴って遊星ピン６４が遊星歯車機構５２の軸心周りで公転するため、遊星歯車６８が太陽歯車７２に外接、内歯歯車７０に内接した状態で回転する。   When the carrier 62 (carrier flanges 62A and 62B) integrated with the input shaft 58 rotates, the planetary pin 64 revolves around the axis of the planetary gear mechanism 52 as the carrier 62 rotates, so that the planetary gear 68 It rotates with the sun gear 72 circumscribed and with the internal gear 70 inscribed.

遊星ピン６４と遊星歯車６８との円周方向の相対回転は、基本的にころ軸受７６のころ７６Ｃを介して該ころ軸受７６の内輪７６Ａと外輪７６Ｂとが相対回転することによって実現される。すなわち、ころ軸受７６の外輪７６Ｂとリング状の部材８８の間、および、リング状の部材８８と遊星歯車６８との間には、殆ど相対回転は発生しない。   The relative rotation in the circumferential direction between the planetary pin 64 and the planetary gear 68 is basically realized by the relative rotation of the inner ring 76A and the outer ring 76B of the roller bearing 76 via the roller 76C of the roller bearing 76. That is, the relative rotation hardly occurs between the outer ring 76 </ b> B of the roller bearing 76 and the ring-shaped member 88 and between the ring-shaped member 88 and the planetary gear 68.

これは、もともと、ころ軸受７６のころ７６Ｃ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、仮に相対回転が発生しようとすると該隙間Ｓ１、Ｓ２内に密封された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。   Originally, the rolling resistance of the roller 76C of the roller bearing 76 is small, while the gaps S1 and S2 are extremely narrow, and if relative rotation is about to occur, they are sealed in the gaps S1 and S2. This is because a shear stress is generated in the lubricant, and 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（あるいは急変）するため、遊星歯車６８に掛かるキャリヤ６２からの公転推進力も同様に変動する。それによって内歯歯車７０や太陽歯車７２から受ける噛合反力も変動するため、隙間Ｓ１、Ｓ２の部分に掛かる径方向の荷重が変動する。その結果、この径方向の荷重の変動により遊星歯車６８は、隙間Ｓ１、Ｓ２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、それぞれの直径方向反対側では、隙間Ｓ１、Ｓ２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。このため、結局、遊星歯車６８の変位に対して密閉空間ＳＰ１内の潤滑剤がダンパとして機能し、もし、隙間Ｓ１、Ｓ２がなかったならば、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（各歯車６８、７０、７２間の）衝撃的なトルクの伝達が抑制される。   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 (or changes suddenly). The revolution propulsion force from the applied carrier 62 varies in the same manner. As a result, the meshing reaction force received from the internal gear 70 and the sun gear 72 also varies, so that the radial load applied to the gaps S1 and S2 varies. As a result, the planetary gear 68 is displaced by narrowing the distance between certain portions in the circumferential direction of the gaps S1 and S2 (pushing the lubricant) by the change in the radial load. At this time, on the opposite sides in the diameter direction, the gaps S1 and S2 tend to be wider and are displaced while drawing in the surrounding lubricant. Therefore, after all, the lubricant in the sealed space SP1 functions as a damper with respect to the displacement of the planetary gear 68, and if there is no gap S1, S2, it rises sharply as it is and then drops sharply immediately after. Such an impulsive torque transmission (between the gears 68, 70, 72) is suppressed.

また、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遊星歯車６８ところ軸受７６の外輪７６Ｂの間に、該剪断応力を超える円周方向の負荷がかかると、当該遊星歯車６８ところ軸受７６の外輪７６Ｂとの間に「滑り」が発生するため、この新たに発生した滑りによっても、衝撃の吸収効果が発揮されると考えられる。   Also, if the planetary gear 68 that has been rotating integrally within the range of the shearing stress in the circumferential direction of the lubricant in the gaps S1 and S2 is between the outer ring 76B of the bearing 76, the shearing stress is exceeded. When a load in the circumferential direction is applied, a “slip” occurs between the planetary gear 68 and the outer ring 76B of the bearing 76. Therefore, it is considered that an impact absorbing effect is exhibited even by this newly generated slip. It is done.

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。この効果は、風向きの安定しない地域に設置された風力発電設備の場合、現実的には小さくないと考えられる。   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. This effect is not considered to be small in the case of wind power generation equipment installed in an area where the wind direction is not stable.

加えて、この実施形態に係る風力発電用の増速機５０の場合、遊星歯車６８が３個あり、動力伝達がなされる噛合点が計６個所存在するが、各遊星歯車６８のピッチ円や公転軌道（キャリヤ６２に対する遊星ピン６４の位置）は、製造誤差によって必ずばらついている。また、内歯歯車７０および太陽歯車７２の同軸性も必ずしも正確に確保されているわけではない。   In addition, in the case of the step-up gearbox 50 for wind power generation according to this embodiment, there are three planetary gears 68 and there are a total of six meshing points where power is transmitted. The revolution trajectory (the position of the planetary pin 64 with respect to the carrier 62) always varies due to manufacturing errors. Further, the coaxiality of the internal gear 70 and the sun gear 72 is not necessarily ensured accurately.

このため、従来の（遊星歯車機構を備えた）風力発電用の増速機の場合は、ある「特定の噛合点」にのみ、伝達トルクの負荷が強く掛かり易いという傾向があった。言うまでもなく、伝達トルクの負荷を特定の噛合点でのみ強く受けると、当該特定の噛合点でのダメージはより増強されてしまうが、この影響は、急峻に立ち上がって急峻に低下するような衝撃的なトルクが掛かった場合に一層顕著となる。   For this reason, in the case of a conventional speed increaser for wind power generation (having a planetary gear mechanism), there is a tendency that a load of transmission torque is easily applied only at a certain “specific meshing point”. Needless to say, if the transmission torque load is strongly received only at a specific meshing point, the damage at the specific meshing point is further enhanced, but this effect is a shocking effect that rises sharply and decreases sharply. This becomes more noticeable when a large torque is applied.

この実施形態に係る増速機５０によれば、隙間Ｓ１、Ｓ２の存在により、３個の遊星歯車６８が、それぞれ内歯歯車７０および太陽歯車７２に対して径方向に微小変位できるため、リアルタイムで（瞬時に）その時点で最も安定的な噛合状態を自動的に、且つ、より容易に形成できるようになるという効果も得られる。この安定的な噛合状態を自動的に形成できる機能は、衝撃的なトルクが掛かったときだけでなく、風向きがそれほど急に変化しないときにも常に維持されるため、より低周波数領域の変動成分の吸収にも寄与すると考えられる。   According to the speed increaser 50 according to this embodiment, the three planetary gears 68 can be slightly displaced in the radial direction with respect to the internal gear 70 and the sun gear 72, respectively, due to the presence of the gaps S1 and S2. (Instantly) the most stable meshing state at that time can be automatically and more easily formed. The function that can automatically form this stable meshing state is always maintained not only when shocking torque is applied, but also when the wind direction does not change so rapidly, so fluctuation components in the lower frequency range It is thought that it contributes to absorption of water.

結果として、隙間Ｓ１、Ｓ２と該隙間Ｓ１、Ｓ２内に「密封された潤滑剤の存在」により、特に、各要素に加わる負荷のピーク値を低減し、瞬間的な過大負荷や衝撃の発生を低減することができるようになる。この結果、風車ブレード５から入力されてくるトルクを、より安定的に伝達することが可能となり、増速機の寿命を大きく伸ばすことができる。すなわち、隙間Ｓ１、Ｓ２内の潤滑剤は、密封されているため、隙間Ｓ１、Ｓ２が狭くなろうとしたときでも軸方向に流出することができない。そのため、この軸方向に移動しようとする潤滑剤の反力により圧力上昇が生じ、それだけ衝撃吸収効果（ダンパ効果）が増大されるものである。   As a result, the “existence of a sealed lubricant” in the gaps S1 and S2 and the gaps S1 and S2, in particular, reduces the peak value of the load applied to each element, thereby generating instantaneous overload and impact. Can be reduced. As a result, the torque input from the wind turbine blade 5 can be transmitted more stably, and the life of the gearbox can be greatly extended. That is, since the lubricant in the gaps S1 and S2 is sealed, the lubricant cannot flow out in the axial direction even when the gaps S1 and S2 are about to be narrowed. Therefore, the pressure rises due to the reaction force of the lubricant that moves in the axial direction, and the impact absorbing effect (damper effect) is increased accordingly.

なお、この実施形態においては、リング状の部材８８を介在させることで、２ヶ所の隙間Ｓ１、Ｓ２を形成するようにしていたが、変動吸収を意図する周波数領域によっては、支持部材である遊星ピン６４ところ軸受７６（の内輪７６Ａ）との間にも、隙間Ｓ３（図１にて想像線にて図示）を形成するのは有効である。   In this embodiment, the two gaps S1 and S2 are formed by interposing the ring-shaped member 88. However, depending on the frequency region intended for variable absorption, the planet as a support member is used. It is effective to form a gap S3 (shown by an imaginary line in FIG. 1) between the pin 64 and the bearing 76 (the inner ring 76A).

また、リング状の部材８８の組み込みを省略するようにしてもよい。例えば、ころ軸受７６（の外輪７６Ｂ）と遊星歯車６８との間に直接（１個の）隙間を形成するようにしてもよい。   Further, the incorporation of the ring-shaped member 88 may be omitted. For example, a gap (one piece) may be formed directly between the roller bearing 76 (the outer ring 76B) and the planetary gear 68.

この構成例を図３に示す。   An example of this configuration is shown in FIG.

この実施形態でも、２個のころ軸受７６が軸方向に並べて配置されている。それぞれのころ軸受７６は内輪７６Ａ、外輪７６Ｂ、ころ（転動体）７６Ｃ、およびリテーナ７６Ｄを備える点も同じである。しかし、ころ軸受７６の内輪７６Ａは、スペーサ８２（８２Ａ〜８２Ｃ）を介してキャリヤフランジ６２Ａ、６２Ｂの間で軸方向に位置決めされている。また、ころ軸受７６の外輪７６Ｂは、ころ７６Ｃ、中央のスペーサ８２Ｂ、およびリテーナ７６Ｄを介して内輪７６Ａに対して軸方向に位置決めされている。   Also in this embodiment, the two roller bearings 76 are arranged side by side in the axial direction. Each roller bearing 76 is also provided with an inner ring 76A, an outer ring 76B, a roller (rolling element) 76C, and a retainer 76D. However, the inner ring 76A of the roller bearing 76 is positioned in the axial direction between the carrier flanges 62A and 62B via the spacer 82 (82A to 82C). Further, the outer ring 76B of the roller bearing 76 is positioned in the axial direction with respect to the inner ring 76A via the roller 76C, the central spacer 82B, and the retainer 76D.

遊星歯車６８は、単一径の中心孔６８Ｋを備えている。中心孔６８Ｋには溝６８Ｌが形成されており、この溝６８Ｌに止め輪７７が係合している。これにより、２つのころ軸受７６の外輪７６Ｂの軸方向外側の端部７６Ａ１、７６Ｂ１に対して遊星歯車６８が軸方向に位置決めされ、該遊星歯車６８の軸方向の動きが拘束されている。   The planetary gear 68 includes a central hole 68K having a single diameter. A groove 68L is formed in the center hole 68K, and a retaining ring 77 is engaged with the groove 68L. Accordingly, the planetary gear 68 is positioned in the axial direction with respect to the axially outer ends 76A1 and 76B1 of the outer rings 76B of the two roller bearings 76, and the movement of the planetary gear 68 in the axial direction is restricted.

この実施形態では、外輪７６Ｂと遊星歯車６８の中心孔６８Ｋとの間に、隙間Ｓ４が形成されている。この隙間Ｓ４により、遊星歯車６８ところ軸受７６の外輪７６Ｂ（あるいは外輪７６Ｂと径方向に一体化している支持部材である遊星ピン６４）とが、相対的に径方向に微小変位することが許容されている。   In this embodiment, a gap S4 is formed between the outer ring 76B and the center hole 68K of the planetary gear 68. The clearance S4 allows the planetary gear 68 and the outer ring 76B of the bearing 76 (or the planetary pin 64, which is a support member integrated with the outer ring 76B in the radial direction) to be relatively slightly displaced in the radial direction. ing.

また、この実施形態では、遊星歯車６８と支持部材である遊星ピン６４との間に（より具体的には遊星歯車６８と遊星ピン６４に組み込まれたスペーサ８２Ａ、８２Ｃとの間）に、オイルシール９１Ａ、９１Ｂが設けられている。これにより、遊星歯車６８、遊星ピン６４、および該スペーサ８２Ａ、８２Ｃとで密閉空間ＳＰ３が形成されている。   In this embodiment, the oil is placed between the planetary gear 68 and the planetary pin 64 that is a support member (more specifically, between the planetary gear 68 and the spacers 82A and 82C incorporated in the planetary pin 64). Seals 91A and 91B are provided. Thus, a sealed space SP3 is formed by the planetary gear 68, the planetary pin 64, and the spacers 82A and 82C.

なお、この例のように、遊星歯車６８と支持部材である遊星ピン６４との間に別部材であるスペーサ８２Ａ、８２Ｃ等が介在される場合には、遊星ピン６４と該スペーサ８２Ａ、８２Ｃとの間にＯリング（図示略）等を配置すると、密封性を一層向上させることができる。   As in this example, when spacers 82A, 82C, etc., which are separate members are interposed between the planetary gear 68 and the planetary pin 64, which is a support member, the planetary pin 64 and the spacers 82A, 82C If an O-ring (not shown) or the like is disposed between the two, the sealing performance can be further improved.

密閉空間ＳＰ３には、先の実施形態と同様に潤滑剤（液体）が封入されている。なお、この実施形態では、密閉空間ＳＰ３に増速機５０内の潤滑剤と同一種類の潤滑剤が封入されている。   The sealed space SP3 is filled with a lubricant (liquid) as in the previous embodiment. In this embodiment, the same type of lubricant as the lubricant in the gearbox 50 is sealed in the sealed space SP3.

このように密閉空間に、増速機５０内の潤滑剤と同一の潤滑剤を密封した場合には、単に潤滑剤の管理が容易なだけでなく、万一、密封空間ＳＰ３内の潤滑剤と減速機内の潤滑剤とが漏出により一部混じり合ったとしても、化学変化等が全く生じないというメリットも得られる。   Thus, when the same lubricant as the lubricant in the gearbox 50 is sealed in the sealed space, not only the management of the lubricant is easy, but in the unlikely event that the lubricant in the sealed space SP3 Even if the lubricant in the speed reducer partially mixes due to leakage, there is also an advantage that no chemical change or the like occurs.

この実施形態においても、基本的に先の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。この実施形態では、（負荷変動を吸収するべき領域の周波数成分の設定の自由度は若干小さくなるものの）リング状の部材が存在しない分、構造が簡単であり、より低コスト化が可能である。   Also in this embodiment, basically the same effect as the previous embodiment can be obtained. In this embodiment, although there is no ring-shaped member (although the degree of freedom in setting the frequency component in the region where load fluctuations should be absorbed is slightly reduced), the structure is simple and the cost can be further reduced. .

その他の構成は、先の実施形態と同様であるため、図３の中で先の実施形態と同一または機能的に類似する部分に同一の符号を付すにとどめ、重複説明を省略する。   Since other configurations are the same as those of the previous embodiment, the same reference numerals are given to the same or functionally similar parts in FIG.

ところで、負荷変動を吸収するために隙間を設ける構成は、このほかにも、種々の構成を採用することができる。要は、軸受において軸受本来の相対回転する部位以外のいずれかの部位に、歯車、軸受、および支持部剤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な隙間が形成されていればよい。   By the way, the structure which provides a clearance gap in order to absorb a load fluctuation can employ | adopt various structures besides this. In short, at least two members of the gear, the bearing, and the support member can be relatively displaced in the radial direction in any part of the bearing other than the part that rotates relative to the bearing. It is sufficient that a gap is formed.

したがって、例えば図４に示されるような構成にて隙間を形成することもできる。   Therefore, for example, the gap can be formed with a configuration as shown in FIG.

図４の隙間構成例においては、遊星歯車８３が、遊星歯車部８３Ａと、該遊星歯車部８３Ａを支持する遊星ピン部８３Ｃとで構成されている。この例から明らかなように、本発明における「歯車」は、軸受を介して支持部材に回転可能に支持される部材または部材群であって歯部を有する部材または部材群、と定義できる。そして、この（遊星ピン部８３Ｃを含む）遊星歯車８３が、両サイドに配置された支持部材たるキャリヤ８４（一対のキャリヤフランジ８４Ａ、８４Ｂ）によって該キャリヤ８４に対してころ軸受８６を介して回転可能に両持ち支持されている。遊星歯車８３は、ころ軸受８６を介してキャリヤフランジ８４Ａ、８４Ｂと相対回転可能である。ころ軸受８６は内輪８６Ａおよび外輪８６Ｂおよびころ８６Ｃを備えている。   In the gap configuration example of FIG. 4, the planetary gear 83 includes a planetary gear portion 83A and a planetary pin portion 83C that supports the planetary gear portion 83A. As is clear from this example, the “gear” in the present invention can be defined as a member or member group that is rotatably supported by a support member via a bearing and has a tooth portion. Then, the planetary gear 83 (including the planetary pin portion 83C) is rotated with respect to the carrier 84 via a roller bearing 86 by a carrier 84 (a pair of carrier flanges 84A and 84B) which is a support member disposed on both sides. Both ends are supported as possible. The planetary gear 83 is rotatable relative to the carrier flanges 84A and 84B via the roller bearing 86. The roller bearing 86 includes an inner ring 86A, an outer ring 86B, and a roller 86C.

この実施形態においては、本発明に係る隙間Ｓ６は、キャリヤ８４（一対のキャリヤフランジ８４Ａ、８４Ｂ）ところ軸受８６（の外輪８６Ｂ）との間に形成されている。即ち、この実施形態では、（遊星ピン部８３Ｃを含む）遊星歯車８３が、本発明の「歯車」に相当し、キャリヤ８４（一対のキャリヤフランジ８４Ａ、８４Ｂ）が、該「歯車」を、ころ軸受８６を介して回転可能に支持する「支持部材」に相当していることになる。   In this embodiment, the gap S6 according to the present invention is formed between the carrier 84 (the pair of carrier flanges 84A and 84B) and the bearing 86 (the outer ring 86B). That is, in this embodiment, the planetary gear 83 (including the planetary pin portion 83C) corresponds to the “gear” of the present invention, and the carrier 84 (the pair of carrier flanges 84A and 84B) This corresponds to a “support member” that is rotatably supported via the bearing 86.

そして、ころ軸受８６の軸方向遊星歯車８３側において、キャリヤフランジ８４Ａと遊星ピン部８３Ｃ上のスペーサ７３の間、キャリヤフランジ８４Ｂと遊星ピン部８３Ｃ上の段部８３Ｃ１との間にオイルシール７９Ａ、７９Ｂがそれぞれ配置され、隙間Ｓ６およびころ軸受８６を含む密閉空間ＳＰ６を形成している。密閉空間ＳＰ６には、増速機内とは異なる（より粘度の高い）潤滑剤が封入されている。なお、符号７３ＡはＯリングである。   On the axial planetary gear 83 side of the roller bearing 86, an oil seal 79A, between the carrier flange 84A and the spacer 73 on the planetary pin portion 83C, and between the carrier flange 84B and the step portion 83C1 on the planetary pin portion 83C, 79B are respectively arranged to form a sealed space SP6 including the gap S6 and the roller bearing 86. In the sealed space SP6, a lubricant (higher viscosity) different from that in the gearbox is enclosed. Reference numeral 73A denotes an O-ring.

この実施形態に係る構成によっても、前述した実施形態と同様に、遊星歯車８３が支持部材たるキャリヤ８４に対して径方向に微小変位でき、密封された潤滑剤によるダンパ効果を得ることができる。   Also in the configuration according to this embodiment, the planetary gear 83 can be slightly displaced in the radial direction with respect to the carrier 84 serving as the support member, and the damper effect by the sealed lubricant can be obtained as in the above-described embodiment.

この実施形態に係る遊星歯車８３は、遊星ピン部８３Ｃを一体に含んでいるため、先の実施形態よりも微小変位する部材の慣性質量が大きい。このため、設計次第で、より低周波数の領域での変動吸収を良好に行うことができる可能性がある。   Since the planetary gear 83 according to this embodiment includes the planetary pin portion 83C integrally, the inertial mass of the member that is slightly displaced is larger than that of the previous embodiment. For this reason, depending on the design, there is a possibility that fluctuation absorption in a lower frequency region can be satisfactorily performed.

なお、この実施形態に対しても、隙間Ｓ６に代えて、あるいは隙間Ｓ６に加えて、ころ軸受８６の内輪８６Ａと遊星歯車８３との間に隙間Ｓ７（図４において想像線にて図示）を形成するようにしてもよい。また、このようなキャリヤ８４での隙間Ｓ６（或いはＳ７）の形成に代えて、あるいは加えて、遊星歯車８３の遊星歯車部８３Ａと遊星ピン部８３Ｃとの間に隙間Ｓ８を設けたり（図４において想像線にて図示）してもよい。   In this embodiment as well, a gap S7 (illustrated by an imaginary line in FIG. 4) is provided between the inner ring 86A of the roller bearing 86 and the planetary gear 83 instead of or in addition to the gap S6. You may make it form. Further, instead of or in addition to the formation of the gap S6 (or S7) in the carrier 84, a gap S8 is provided between the planetary gear portion 83A and the planetary pin portion 83C of the planetary gear 83 (FIG. 4). In FIG.

これにより、キャリヤ８４での隙間Ｓ６（或いはＳ７）による変動吸収効果のほか、遊星歯車部８３Ａと遊星ピン部８３Ｃの間においても、（吸収しようとする周波数成分次第では）有効な変動吸収効果が得られるようになる。なお、遊星歯車部８３Ａと遊星ピン部８３Ｃは、一体に形成されていても、別体で構成されていてもよい。   As a result, in addition to the fluctuation absorbing effect due to the gap S6 (or S7) in the carrier 84, an effective fluctuation absorbing effect is also obtained between the planetary gear portion 83A and the planetary pin portion 83C (depending on the frequency component to be absorbed). It will be obtained. Note that the planetary gear portion 83A and the planetary pin portion 83C may be formed integrally or separately.

なお、先の実施形態で示したリング状の部材の配置は、この図４に示した実施形態においても適用可能である。図４に示した実施形態においてリング状の部材を付設する場合には、一対のキャリヤフランジ８４Ａ、８４Ｂところ軸受８６の外輪８６Ｂとの間、あるいは遊星ピン部８３Ｃの一体化された遊星歯車８３における該遊星ピン部８３Ｃところ軸受８６の内輪８６Ａとの間のいずれかまたは双方に、当該リング状の部材を配置するとよい。   The arrangement of the ring-shaped member shown in the previous embodiment can also be applied to the embodiment shown in FIG. In the case of attaching a ring-shaped member in the embodiment shown in FIG. 4, a pair of carrier flanges 84A, 84B, between the outer ring 86B of the bearing 86, or in the planetary gear 83 in which the planetary pin portion 83C is integrated. The ring-shaped member may be disposed either or both of the planetary pin portion 83C and the inner ring 86A of the bearing 86.

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、いずれに複数配置しても１個のみ配置してもよく、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、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, re ring-shaped member, between the gear and the bearing may be disposed either between the bearing and the support member, and further, may be disposed only one even if a plurality located either Moreover, it is not necessary to arrange. When arranging a ring-shaped member, the gap may be provided only on the outer peripheral side of the ring-shaped member, only on the inner peripheral side, or on both the outer peripheral side and the inner peripheral side. Also good.

このように、本発明においては、隙間を具体的にどの位置にどの大きさで形成するかについては特に限定されない。要は、結果として、（リング状の部材の有無に関わらず）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、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。   As described above, in the present invention, there is no particular limitation on the position and size at which the gap is specifically formed. In short, as a result, at least two of the gear, the bearing, and the support member are relatively placed on any part other than the part that relatively rotates in the bearing (with or without the ring-shaped member). What is necessary is just to be formed so that a minute displacement is possible to radial direction.

隙間の形成される位置や大きさ、あるいは位相が異なると、変動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の方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。   If the position, size, or phase at which the gap is formed differs, the frequency range in which fluctuations can be absorbed varies, and therefore more effective fluctuation absorption is possible taking into account the characteristics of the area where the wind power generation equipment is installed. Will be able to do.

その他の構成は、先の実施形態と同様であるため、図４の中で先の実施形態と同一または機能的に類似する部分に同一の符号を付すにとどめ、重複説明を省略する。   Since the other configuration is the same as that of the previous embodiment, the same reference numerals are given to the same or functionally similar portions as those of the previous embodiment in FIG.

なお、上記実施形態においては、遊星歯車機構として、単純遊星歯車構造の遊星歯車機構が採用されていたが、本発明における遊星歯車機構は、単純遊星歯車構造の遊星歯車機構に限定されるものではない。例えば、図５にスケルトン図示するような遊星歯車機構が特開２００３−２７８８４９号公報に開示されている。   In the above embodiment, a planetary gear mechanism having a simple planetary gear structure is employed as the planetary gear mechanism. However, the planetary gear mechanism in the present invention is not limited to a planetary gear mechanism having a simple planetary gear structure. Absent. For example, JP-A-2003-278849 discloses a planetary gear mechanism as shown in FIG.

この遊星歯車機構９３は、太陽歯車がなく、遊星ピン部９４Ｃと一体化された同一歯数の遊星歯車部９４Ａ、９４Ｂを２個有し、それぞれの遊星歯車部９４Ａ、９４Ｂと噛合すると共に異なる歯数を有する２個の内歯歯車９５Ａ、９５Ｂを備えている。この遊星歯車機構９３を風力発電用の増速機（全体は図示略）に適用する場合、２種類ある内歯歯車９５Ａ、９５Ｂのうちの一方の内歯歯車９５Ａが入力軸９２と連結され、キャリヤ９７（必要ならば遊星歯車９４を挟んで一対としてもよい）が出力軸９６と連結される態様で使用することになる。   This planetary gear mechanism 93 has two sun gears 94A and 94B of the same number of teeth integrated with the planetary pin portion 94C, and has a sun gear and is engaged with the planetary gear portions 94A and 94B and is different. Two internal gears 95A and 95B having the number of teeth are provided. When this planetary gear mechanism 93 is applied to a wind power speed increaser (not shown), one of the two types of internal gears 95A and 95B is connected to the input shaft 92, The carrier 97 (which may be a pair with the planetary gear 94 interposed therebetween if necessary) is used in such a manner that it is connected to the output shaft 96.

この遊星歯車機構９３は、構造は若干複雑であるが、その分、様々な態様で増速機を設計できるというメリットがある。このため、設置空間の制約が大きい風力発電用の増速機として、主に寸法的・形状的な面で有効に利用可能である。   Although this planetary gear mechanism 93 has a slightly complicated structure, there is an advantage that the speed increaser can be designed in various ways. For this reason, it can be effectively used mainly in terms of dimensions and shapes as a speed increaser for wind power generation with large installation space restrictions.

例えば、この遊星歯車機構９３は、前述したように太陽歯車を有していないことから、中央部に大きな中空部（図示略）を形成するのが容易である。このため、入力軸９２の周り（或いは内側）に何らかの制御機器やセンサ、配管等を配設する必要が生じたとき等において該中空部を有効に利用できる。また、この遊星歯車機構９３は、約５倍から３０倍の増速を容易に設計できるため、必要ならば、後段の平行軸歯車機構（図示略）を、１段で済ますことも可能であり、この場合、重量や軸方向寸法の縮小が可能である。   For example, since the planetary gear mechanism 93 does not have the sun gear as described above, it is easy to form a large hollow portion (not shown) in the central portion. For this reason, when it becomes necessary to arrange some control devices, sensors, pipes and the like around (or inside) the input shaft 92, the hollow portion can be used effectively. Further, the planetary gear mechanism 93 can be easily designed to increase the speed by about 5 to 30 times, so if necessary, it is possible to use a single stage of the rear stage parallel shaft gear mechanism (not shown). In this case, the weight and the axial dimension can be reduced.

このような構造の遊星歯車機構９３を有する風力発電用の増速機の場合、具体的には、２つの遊星歯車部９４Ａ、９４Ｂと遊星ピン部９４Ｃが一体化された「遊星歯車９４」がその両側に存在する支持部材たるキャリヤ９７に図示せぬ軸受を介して両持ち支持される構造となる。このため、本発明を図４に示された構成と類似した構成により適用することができる。   In the case of a speed increasing device for wind power generation having the planetary gear mechanism 93 having such a structure, specifically, a “planetary gear 94” in which two planetary gear portions 94A and 94B and a planetary pin portion 94C are integrated is provided. The structure is such that the carrier 97, which is a support member on both sides thereof, is supported at both ends via a bearing (not shown). Therefore, the present invention can be applied with a configuration similar to the configuration shown in FIG.

また、この遊星歯車機構９３においては、２つの内歯歯車９５Ａ、９５Ｂのうちの一方の内歯歯車９５Ａが軸受９８を介してケーシング９９に回転自在に支持される構造であるため、設計によっては、この内歯歯車９５Ａと軸受９８と該内歯歯車９５Ａを支持しているケーシング９９の３者間で、本発明に係る液体の密封された隙間を形成することも可能である。   The planetary gear mechanism 93 has a structure in which one of the two internal gears 95A and 95B is rotatably supported by the casing 99 via the bearing 98, depending on the design. It is also possible to form a liquid-sealed gap according to the present invention between the internal gear 95A, the bearing 98, and the casing 99 supporting the internal gear 95A.

換言するならば、本発明に係る「歯車」は、遊星歯車に限定されるものではなく、遊星歯車機構の構成によっては内歯歯車、あるいは太陽歯車に対しても適用可能である。   In other words, the “gear” according to the present invention is not limited to the planetary gear, and can be applied to an internal gear or a sun gear depending on the configuration of the planetary gear mechanism.

このように、遊星歯車機構には、さまざまな構成が知られており、いずれの構成の遊星歯車機構を採用する場合においても、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、当該特定の歯車、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隙間を形成したものである限り、本発明の「隙間」の範疇に属するものであり、本発明の作用効果を相応に得ることができる。   As described above, various configurations of the planetary gear mechanism are known. Even when the planetary gear mechanism having any configuration is adopted, the specific gear is not attached to any portion of the bearing other than the relatively rotating portion. As long as at least two members of the gear, the bearing, and the support member are formed with a gap that allows a relatively small displacement in the radial direction, they belong to the category of “gap” of the present invention, The effects of the present invention can be obtained accordingly.

但し、好ましくは、「単純遊星歯車機構」の「遊星歯車」の支持部分に本発明を適用するのがよい。それは、構造が簡単で安価である上に、遊星歯車が公転成分と自転成分を有して内歯歯車と太陽歯車に挟まれた状態で回転する構造であるため、該遊星歯車が隙間の存在によって径方向に微小変位できることによる効果が、非常に顕著に顕れやすいからである。なお、遊星歯車の個数は、上記実施形態では３個であったが、２個でもよく、また、４個以上でもよく、特に限定されない。   However, it is preferable to apply the present invention to the support portion of the “planetary gear” of the “simple planetary gear mechanism”. It has a simple structure and is inexpensive, and the planetary gear has a revolution component and a rotation component and rotates while being sandwiched between an internal gear and a sun gear. This is because the effect of being able to make a minute displacement in the radial direction is very prominent. Although the number of planetary gears is three in the above embodiment, it may be two or four or more, and is not particularly limited.

なお、上記実施形態においては、軸受として、いずれもころ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ころ軸受に限定されない。発電容量、あるいは遊星歯車機構の構成によっては、例えば、玉軸受や滑り軸受が採用されてもよい。   In the above embodiment, a roller bearing is employed as the bearing. However, in the present invention, the type of bearing is not necessarily limited to the roller bearing. Depending on the power generation capacity or the configuration of the planetary gear mechanism, for example, a ball bearing or a sliding bearing may be employed.

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。従って、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. Accordingly, a gap according to the present invention is separately present in addition to the portion where the 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 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.

なお、上記実施形態では、「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隙間の液体」のみならず、周辺の軸受やリング状の部材等を含めた空間の液体をも一緒に密封するようにしていたが、本発明においては、要は、当該隙間内の液体が、（減速機内の空間から隔離された状態で）密封されていればよく、必ずしも周辺の液体まで一緒に密封される必要はない。   In the above embodiment, not only “a liquid in a gap that allows at least two of the gear, the bearing, and the support member to be relatively displaced in the radial direction relative to each other”, but also a peripheral bearing or a ring-like shape. The liquid in the space including the member is also sealed together. However, in the present invention, the liquid in the gap is sealed (in a state isolated from the space in the speed reducer). It does not have to be sealed together with the surrounding liquid.

また、密封の手段についても特に限定されず、例えば（前記実施形態で採用していたようなオイルシールを配置する構成ではなく）スペーサと、該スペーサと対向する部材との間にＯリングを配置するような構成であってもよい。   Also, the sealing means is not particularly limited. For example, an O-ring is disposed between the spacer and a member facing the spacer (not the configuration in which the oil seal as employed in the above embodiment is disposed). Such a configuration may be adopted.

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
５０…増速機
５２…遊星歯車機構
５８…入力軸
６０…出力軸
６２…キャリヤ
６４…遊星ピン
６８…遊星歯車
７０…内歯歯車
７２…太陽歯車
７４…ケーシング
７６…ころ軸受
８８…リング状の部材
Ｓ１〜Ｓ８…隙間 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Wind power generation equipment 3 ... Nacelle 4 ... Rotor head 5 ... Windmill blade 11 ... Generator 50 ... Speed up gear 52 ... Planetary gear mechanism 58 ... Input shaft 60 ... Output shaft 62 ... Carrier 64 ... Planetary pin 68 ... Planetary gear 70 ... Internal gear 72 ... Sun gear 74 ... Casing 76 ... Roller bearing 88 ... Ring-shaped member S1 to S8 ... Clearance

Claims (9)

遊星歯車機構を備えた風力発電用の増速機において、
前記遊星歯車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、
前記歯車と軸受との間に、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隙間が形成され、
該隙間に液体を密封するシール部材を有する
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In the gearbox for wind power generation equipped with a planetary gear mechanism,
A gear constituting one element of the planetary gear mechanism;
A support member that rotatably supports the gear via a bearing,
A ring-shaped member is interposed between the gear and the bearing,
A gap is formed on at least one of the inner peripheral side and the outer peripheral side of the ring-shaped member so that at least two of the gear, the bearing, and the support member can be relatively finely displaced in the radial direction .
A speed increasing device for wind power generation, comprising a seal member for sealing liquid in the gap. 請求項１において、
前記リング状の部材の内周側および外周側の両方に、前記隙間が形成されている
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In claim 1,
The speed increaser for wind power generation, wherein the gap is formed on both an inner peripheral side and an outer peripheral side of the ring-shaped member. 請求項１または２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、
該軸受と支持部材との間に介在された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、隙間が形成されている
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In claim 1 or 2,
A ring-shaped member is interposed between the bearing and the support member,
A speed increasing device for wind power generation, characterized in that a gap is formed in at least one of an inner peripheral side and an outer peripheral side of a ring-shaped member interposed between the bearing and the support member. 請求項１〜３のいずれかにおいて、
前記歯車と軸受との間に介在されたリング状の部材を複数備えた
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In any one of Claims 1-3,
A speed increasing device for wind power generation comprising a plurality of ring-shaped members interposed between the gear and the bearing. 請求項１〜４のいずれかにおいて、
前記歯車の軸方向両端の内周部と前記支持部材との間に、前記シール部材を配置した
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In any one of Claims 1-4,
The speed increasing device for wind power generation, wherein the seal member is disposed between inner support portions at both axial ends of the gear and the support member. 請求項５において、
前記歯車の軸方向両端の内周部の内径が異なり、
前記シール部材の径もそれぞれ異なっている
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In claim 5,
The inner diameter of the inner peripheral part at both axial ends of the gear is different,
The speed increasing device for wind power generation, wherein the diameters of the sealing members are also different. 遊星歯車機構を備えた風力発電用の増速機において、
前記遊星歯車機構の一要素を構成する遊星歯車と、
該遊星歯車を、軸受を介して回転可能に支持する支持部材と、を備え、
該遊星歯車が、該遊星歯車と一体的に回転する遊星ピンごと、前記支持部材としての前記遊星歯車機構のキャリヤによって該キャリヤに対して回転可能に支持されると共に、
前記軸受が外輪を備えており、
前記キャリヤと該軸受の外輪との間に、前記遊星歯車、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隙間が形成され、
該隙間に液体を密封するシール部材を有する
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In the gearbox for wind power generation equipped with a planetary gear mechanism,
A planetary gear constituting one element of the planetary gear mechanism;
A support member that rotatably supports the planetary gear via a bearing,
The planetary gear is rotatably supported with respect to the carrier by the planetary gear mechanism as the support member, together with the planetary pin that rotates integrally with the planetary gear,
The bearing includes an outer ring;
A gap is formed between the carrier and the outer ring of the bearing so that at least two of the planetary gear, the bearing, and the supporting member can be relatively finely displaced in the radial direction .
A speed increasing device for wind power generation, comprising a seal member for sealing liquid in the gap. 遊星歯車機構を備えた風力発電用の増速機において、
前記遊星歯車機構の一要素を構成する遊星歯車と、
該遊星歯車を、軸受を介して回転可能に支持する支持部材と、を備え、
該遊星歯車が、該遊星歯車と一体的に回転する遊星ピンごと、前記支持部材としての前記遊星歯車機構のキャリヤによって該キャリヤに対して回転可能に支持されると共に、
前記軸受が内輪を備えており、
前記遊星ピンと該軸受の内輪との間に、前記遊星歯車、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隙間が形成され、
該隙間に液体を密封するシール部材を有する
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In the gearbox for wind power generation equipped with a planetary gear mechanism,
A planetary gear constituting one element of the planetary gear mechanism;
A support member that rotatably supports the planetary gear via a bearing,
The planetary gear is rotatably supported with respect to the carrier by the planetary gear mechanism as the support member, together with the planetary pin that rotates integrally with the planetary gear,
The bearing has an inner ring;
A gap is formed between the planetary pin and the inner ring of the bearing so that at least two of the planetary gear, the bearing, and the support member can be slightly displaced relatively in the radial direction .
A speed increasing device for wind power generation, comprising a seal member for sealing liquid in the gap. 請求項１〜８のいずれかにおいて、
前記遊星歯車機構が、単純遊星歯車機構である
ことを特徴とする風力発電用の増速機。 In any one of Claims 1-8,
The speed increasing device for wind power generation, wherein the planetary gear mechanism is a simple planetary gear mechanism.

Images