风电齿轮箱相关问题.docx

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由于机组受无规律的变向变负荷的风力作用以及强阵风的冲击，常年经受酷暑严寒和极端温
差的影响，加之所处自然环境交通不便，齿轮箱安装在塔顶的狭小空间内，一旦消灭故障， 修复格外困难，故对其牢靠性和使用寿命都提出了比一般机械高得多的要求。例如对构件材 料的要求，除了常规状态下机械性能外，还应当具有低温状态下抗冷脆性等特性，保证齿轮箱平稳工作，防止振动和冲击，保证充分润滑条件，等等。对冬夏温差巨大的地区，还要设置监控点，配置适宜的加热和冷却装置。对齿轮箱的性能、制造精度、装配和试验提出了一系列近乎苛刻的要求。

风力发电机组轴系最为常见的布置形式如图 1 所示，与风轮连接的大轴支撑在两个单独设置的轴承上，其末端通过涨紧套与齿轮箱相连。齿轮箱的支架安装在机舱底盘上，而齿轮箱的高速轴则用柔性联轴节与发电机相连。这就是所谓的“一字型”布置。风轮的特别载荷通常由两个大轴轴承承受，齿轮箱受到影响较少，各个主要部件间隔较大，便于安装和修理，只是机舱轴向尺寸较长。但也有的观点认为大轴的
图 1. 常见的风力发电机组布置形式：大轴独立支撑，末端与齿轮箱连接
假设省去一个大轴的支撑轴承，使大轴末端直接与齿轮箱输入轴相连，则变为图 20-2 所示的构造，在这种状况下，虽然能缩短轴向尺寸，但对齿轮箱不利，必需实行措施加强其支撑刚性，同时要尽可能消退风轮通过大轴对齿轮箱施加特别负荷的影响。
图 20-2 大轴一端支撑在轴承上另一端直接与齿轮箱连接的构造
有时为了缩短机舱长度尺寸而将发电机反向布置，发电机骑在大轴箱上，这时齿轮箱的输入和输出轴处于同一侧，齿轮箱设计成“ U ”型，大轴箱与主支架做成一体，具有足够的支撑刚性，机舱内各局部重量的集中度较好〔见图 20-3〕。
图 20-3 齿轮箱“ U ”型布置形式
为了进一步减小机舱体积，也可以省去大轴，如图 20-4 所示，将齿轮箱输入轴和风轮轮毂过渡法兰直接连接，过渡法兰用一个特别的轴承支撑。
图 20-5 齿轮箱直接与风轮法兰连接的构造
更为紧凑的，将齿轮箱与机舱主支架做成一体，齿轮箱低速级的行星架直接与轮毂联接，使传动线路最短，增加了机组构造刚性，只是主机架和齿轮箱制造难度加大。〔见图 20-6〕。
图 20-6 齿轮箱与机舱主支架一体化设计的布置形式
其次节 齿轮箱设计
作为风力发电机组主传动关键部件，齿轮箱位于风轮和发电机之间传递动力提高转速，是一种在无规律变向载荷和瞬间强冲击载荷作用下工作的重载齿轮传动装置。
特别需要指出的是，在狭小的机舱空间内减小部件的外形尺寸和减轻重量格外重要，因此齿轮箱设计必需保证在满足牢靠性和预期寿命的前提下，使构造简化并且重量最轻，同时要考虑便于维护的要求。依据机组供给的参数，承受 CAD 优化设计，排定最正确传动方案，选择稳定牢靠的构件和具有良好力学特性以及在环境极端温差下仍旧保持稳定的材料，配备完整充分的润滑、冷却系统和监控装置，等等，是设计齿轮箱的必要前提条件。
受风轮转速的限制，齿轮箱输入额定转速一般在 20 r/min 左右，而发电机额定转速通常为 1， 000 – 1，500 r/min ，故齿轮箱的增速比在 50 – 100 左右。300kW – 2，000kW 风电机组齿轮箱，为了使构造紧凑，常常承受行星齿轮传动或行星与平行轴齿轮组合传动。
图 20－7 一级行星两级平行轴齿轮传动的风电增速箱
常见的兆瓦级风力发电机组增速箱如图 20－7 所示，由一级行星齿轮和两级平行轴齿轮传动组成，是一种典型的传动装置。齿轮箱利用其前箱盖上的两个突缘孔内的弹性套支撑在支架上。齿轮箱低速级的行星架通过涨紧套与机组的大轴连接，三个一组的行星轮将动力传至太阳轮，再通过内齿联轴节传至位于后箱体内的第一级平行轴齿轮，再经过其次级平行轴齿轮传至高速级的输出轴，通过柔性联轴节与发电机相联。齿轮箱输出轴端装有制动法兰供安装系统制动器用。此外，为了保护齿轮箱免受极端负荷的破坏，中间传动轴上还装有安全保护装置。
一、设计要求 齿轮箱作为传递动力的部件，在运行期间同时承受动、静载荷。其动载 荷局部取决于风轮、发电机的特性和传动轴、联轴器的质量、刚度、阻尼值以及发电机的外部工作条件。为此要建立整个机组的动态仿真模型，对启动、运行、空转、停机、正常启动和紧急制动等各种工况进展模拟，针对不同的机型得出相应的动态功率曲线，利用专用的设 计软件进展分析计算，求出零部件的设计载荷，并以此为依据，对齿轮箱主要零部件作强度计算。
风力发电机组载荷谱是齿轮箱设计计算的根底。载荷谱可通过实测得到，也可以依据有关标 准计算确定。国际上通行的标准和《风力机组认证标准》有相应的章节给出载荷谱计算公式， 对风力发电机组气动载荷谱分析计算作了详尽的讲解。这些资料都可用作设计计算的参考。我国于 2003 年 9 月公布了 GB/T 19073-2003 《风力发电机组 齿轮箱》 标准，规定了风轮扫掠面积大于或等于 40 m2 的风力发电机组增速齿轮箱的技术要求、试验方法、检验规定和标志、包装、运输、贮存等要求。国际标准化组织公布相应的国际标准 ISO 81400
- 4：2005 ，根本上等同于美国风能协会〔AWEA〕和美国齿轮协会〔AGMA〕制订的美国国家标准 ANSI/AGMA/AWEA6006-A03 “Standard for Design and Specification of Gearbox for Wind
Turbines”，对 40kW – 2 MW 的风力发电机组增速齿轮箱的设计制造和应用作了具体的规定。德国劳氏船级社的风力发电机组认证标准中也对齿轮箱的校核要求作了具体规定。
依据 GB/T 19073-2003， 对于齿轮箱的使用系数〔即动载荷放大因子〕推举如下: 给定载荷谱计算时，通常先确定等效载荷，齿轮箱使用系数 KA＝1；
无法得到载荷谱时，则承受阅历数据，对于三叶片风力发电机组取 KA=。
风力发电机组增速箱的主要承载零件是齿轮，其轮齿的失效形式主要是轮齿折断和齿面点 蚀、剥落等。各种标准和标准都要求对齿轮的承载力量进展分析计算，常用的标准是GB/T3480 或 DIN3990〔等效承受 ISO6336〕中规定的齿根弯曲疲乏和齿面接触疲乏校核计算， 对轮齿进展极限状态分析。
齿轮传动设计参数的选择：
1. 齿形角 α〔分度圆压力角〕 的选择
齿轮的标准齿形角为 20°。为了提高强度，有时也承受大齿形角〔如23°、25°、28°等〕，使轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径增大，从而提高承载力量，但会增大轴承上的负荷。承受小齿形角〔小于 20°〕时，可使避开根切的最少齿数增多，加大了重合度，从而降低噪声和动载荷，但会减小轮齿的强度。
依据实践阅历，假设没有特别要求，建议承受 20°标准齿形角。 m 的选择
在满足轮齿弯曲强度的条件下，选用较小的模数可以增大齿轮副的重合度，减小滑动率，也可以减小齿轮切削量，降低制造本钱。但随之而来的因制造和安装的质量问题会增大轮齿折断的危急性，实际使用常常选用较大模数。模数的选择应符合 GB/T1357 的规定或依据阅历数据，取
m =〔～〕a 。
齿轮的根本齿廓应符合 GB/T1356 的规定。
a 是齿轮传动的中心距。
齿数 z
受齿轮根切的限制，小齿轮有最少齿数的要求。对于尺寸肯定的齿轮，齿数增加和模数减小可明显提高传动质量，故在满足轮齿弯曲强度的条件下，应尽量选用较多齿数。
螺旋角 β
β 角太小，将失去斜齿轮的优点；取大值，可增大重合度，使传动平稳性提高，但会引起很大的轴向力，一般取 β=8°～15°。人字齿轮可取大一些，例如取 β=25°～40°。对于一般圆柱齿轮传动，低速级转速低扭矩大，可承受直齿轮；中间级通常取 β=8°～12°；
高速级为减小噪音，可取较大的 β 角，如 10°～15°。
齿宽 b 齿宽是打算齿轮承载力量的主要尺寸之一，但齿宽越大，载荷沿齿宽分布不均的现象越严峻。齿轮应给定一个最小齿宽 bmin，以保证齿轮足够的刚度。一般取 bmin=6 ～ 8m。
承受行星轮系传动时，为了提高传动装置的承载力量和减小尺寸和重量，往往对称布置多个行星轮，在设计时需要解决一些特别问题，以满足正确啮合的要求。例如在确定行星轮系的齿数时，要考虑以下几个条件：
传动比条件 所设计的行星轮系必需能实现给定的传动比，各种类型行星轮系的传动比与
齿数的关系可从机械设计手册中查到。
邻接条件 使相邻两个行星轮的齿顶不相互干预，保证其齿顶之间在连心线上至少有半个模数的空隙。
同心条件 由中心轮和行星轮组成的全部齿轮副的实际中心距必需相等。
装配条件 在行星轮系中，几个行星轮能对称装入并保证与中心轮正确啮合应具备的齿数
关系。
主要尺寸的初步确定：
齿轮增速箱的主要尺寸可按以下方法之一初步确定。
参照已有的工作条件一样或类似的传动，用类比方法初步确定主要尺寸。
依据增速箱在机舱上的安装和布置要求，例如中心距、高度及外廓尺寸要求，定出主要尺寸。
依据计算机程序分析计算结果确定主要尺寸。
风力发电机组增速箱的设计参数，除另有规定外，常常承受优化设计的方法，即利用计算机的分析计算，反复比照，在满足各种限制条件下求得最优设计方案。
二、 效率 齿轮箱的效率可通过功率损失计算或在试验中实测得到。功率损失主要包 括齿轮啮合、轴承摩擦、润滑油飞溅和搅拌损失、风阻损失、其它机件阻尼等。齿轮传动的效率可按以下公式计算：
η＝η1η2η3η4
式中 η1——齿轮啮合摩擦损失的效率； η2——轴承摩擦损失的效率；
η3——润滑油飞溅和搅油损失的效率； η4——其他摩擦损失的效率。
对于行星轮系齿轮机构，计算效率时还应考虑对应于均载机构的摩檫损失。行星齿轮轮系的 效率可通用一般机械设计手册推举的公式进展计算。其方法主要有啮合功率法和力偏移法两 种。啮合功率法通过转化机构〔定轴轮系〕的机械效率来求出行星轮系的机械效率，虽然是一种近似算法，但由于便利计算和理解，故常用此法进展设计计算。力偏移法有较高的精度， 但计算繁杂，一般少用。
风力发电齿轮箱的专业标准要求齿轮箱的机械效率大于 97%，是指在标准条件下应到达的指标。
对于承受滚动轴承支承且准确制造的闭式圆柱齿轮传动，每一级传动的效率可概略定为99%，一般状况下，风力发电机组齿轮箱的齿轮传动不超过三级。值得指出的是，随着传递载荷的减小，效率会有所下降，这是由于整个齿轮箱的空载损失，即润滑油飞溅和搅动时的能量损失、轴承的摩擦以及密封等的损失，在传递功率变化时几乎是不变的。
三、 噪声级 风力发电增速箱的噪声标准为 85dB〔A〕左右。噪声主要来自各传动件，故
应实行相应降低噪声的措施： ——适当提高齿轮精度，进展齿形修缘，增加啮合重合 度； ——提高轴和轴承的刚度； ——合理布置轴系和轮系传动，避开发生共振。 齿轮箱安装时实行必要的减振措施，按标准找正，充分保证机组的联接刚度，将齿轮箱的机械振动掌握在 GB/T8543 规定的 C 级之内。 四、牢靠性 依据假定寿命最少 20 年的要求， 视载荷谱所列载荷分布状况进展疲乏分析，对齿轮箱整机及其零件的设计极限状态和使用极 限状态进展极限强度分析、疲乏分析、稳定性和变形极限分析、动力学分析等。分析方法除一般推举的设计计算方法外，可承受模拟主机运行条件下进展零部件试验的方法。牢靠性分 析的步骤是: 在方案设计开头时进展牢靠性初步分析，而在施工设计完成后再次进展具体 的牢靠性分析计算，其中包括细心选取牢靠性好的构造和对重要的零部件以及整机进展牢靠 性估算。 以零件的应力和强度都是正态分布为根本假设，计算出零件不破坏的概率，即牢靠度R： R＝ dt 式中 R—牢靠度系数 a = 、 —强度、应力的均值； Ss、Se—强度、应力的标准离差。 利用正态分布特性表，可由 σb 查得 R， 再由 R 查得 a。 零件强度的标准离差，可从材料强度的标准离差并考虑零件尺寸及外表 各种状态而得到。无资料可查时，可取其值为疲乏强度 [σ-1 ]的格外之一。 ，运用伯格—柏尔〔-〕理论计算出零件可
靠度的肯定寿命值。 。此方法用于方案设计。对于齿轮箱而言，在确定设计参数时要留有扩大功率的余地，即留有技术进展的空间。设计时应实行必要的措施，尽可能降低噪音、振动等不利因素对牢靠性的影响。例如，在对齿轮作静强度计算时，轮齿齿根和齿面的最大静应力不应大于其抵抗齿根断裂和齿面点蚀的静强 度值，通常取齿根抗断裂安全系数 SF≥，齿面抗点蚀安全系数 SH≥。而估算零件疲乏寿命的主要方法是基于疲乏损伤积存是线性的这一假设或称迈内尔〔 MINER〕定理，方程式为： ∑= =1 式中: ni—规定应力下的循环数； Ni—规定应力下，S-N 曲线的横坐标。 一般状况下，齿轮的疲乏强度分析可按 DIN3990 或与之等效的 GB/T348 进展, 推举使用的安全系数为： 按实测载荷谱计算时： 轮齿外表接触疲乏强度安全系数 ≥； 齿根弯曲疲乏强度安全系数≥1 无实测载荷谱计算时 ： 轮齿外表接触疲乏强度安全系数 ≥； 弯曲强度安全系数 ≥。
行星齿轮传动的齿轮强度计算可承受定轴齿轮传动的计算公式，由于每一种行星齿轮传动都可以分解为相互啮合的几对一般齿轮副。但需要考虑行星齿轮传动的特点〔数个行星轮〕和运动特点〔行星轮既有自转又有公转〕。对于最常用的 NGW 型〔所谓 NGW 型是指具有内啮合齿轮副、外啮合齿轮副和公用齿轮组成的行星齿轮传动机构〕，其承载力量主要取决于外啮合，因而首先要计算外啮合的齿轮强度。
外啮合的中心轮，如 NGW 型的太阳轮，因构造所限，尺寸较小，而又必需同时与几个行星齿轮相啮合，负载重，变形大，工作条件不好，是传动中的薄弱环节，首先消灭失效的可能性大，对这一点应给于足够的重视。内啮合齿轮的接触强度理论上比外啮合高得多，但实践阅历证明，在低速重载行星齿轮传动中，内齿轮的接触强度常低于计算值，所以在对内啮合齿轮进展强度计算时必需考虑这一因素。行星轮在运转中总是双向受力，在对称循环应力作 用下简洁消灭弯曲疲乏而造成断齿。需要特别指出的是断齿在行星齿轮传动中破坏性极大。当有一个轮齿先折断，碎块落在内齿轮上，行星轮经过时会使传动卡死，或使全部齿轮甚至轴和箱体全部损坏。因此设计时提高齿轮强度和整个装置的牢靠性是格外重要的。 为了使行星齿轮间载荷安排尽量均衡，通常承受均载机构来补偿不行避开的制造误差，即在机构 设计上实行措施，使传动装置各构件在运转过程中，相互能够自动补偿各种误差，到达接近受载均匀的目的。最常用的均载机构是利用根本构件浮动，亦即某些构件设计成允许作径向 及偏转位移，当受载不均衡时可自动查找平衡位置，直至各行星轮之间载荷接近均匀安排。例如承受双齿或单齿式齿轮联轴器来保证浮动机构在受力不均匀时产生位移，根本构件中的 一个或两个浮动，以实现均载。也有承受弹性元件或杠杆联动机构实现均载的，但因构造简单而少用。
第三节 齿轮箱的主要零部件
箱体
箱体是齿轮箱的重要部件，它承受来自风轮的作用力和齿轮传动时产生的反力。箱体必需具有足够的刚性去承受力和力矩的作用，防止变形，保证传动质量。箱体的设计应依据风电机组动力传动的布局、加工和装配、检查以及维护等要求来进展。应留意轴承支承和机座支承的不同方向的反力及其相对值，选取适宜的支承构造和壁厚，增设必要的加强筋。筋的位置须与引起箱体变形的作用力的方向相全都。 箱体的应力状况格外简单且分布不匀，只有承受现代计算方法，如有限元、断裂力学等方法辅以摸拟实际工况的光弹试验，才能较为准确地计算出应力分布的状况。利用计算机关心设计，可以获得与实际应力格外接近的结
果。 承受铸铁箱体可发挥其减振性，易于切削加工等特点， 适于批量生产。常用的材料有球墨铸铁和其他高强度铸铁。设计铸造箱体时应尽量避开壁厚突变，减小壁厚差，以免产生缩孔和疏松等缺陷。用铝合金或其他轻合金制造的箱体，可使其重量较铸铁轻 20%~30%， 但从另一角度考虑，轻合金铸造箱体，降低重量的效果并不显著。这是由于轻合金铸件的弹
性模量较小，为了提高刚性，设计时常须加大箱体受力局部的横截面积，在轴承座处加装钢制轴承座套，相应部位的尺寸和重量都要加大。 单件、小批生产时，常承受焊接或焊接 与铸造相结合的箱体。为减小机械加工过程和使用中的变形，防止消灭裂纹，无论是铸造或是焊接箱体均应进展退火、时效处理，以消退内应力。 为了便于装配和定期检查齿轮的 啮合状况，在箱体上应设有观看窗。机座旁一般设有连体吊钩，供起吊整台齿轮箱用。 箱体支座的凸缘应具有足够的刚性，尤其是作为支承座的耳孔和摇臂支座孔的构造，其支承刚 度要作认真的校核计算。为了减小齿轮箱传到机舱机座的振动，齿轮箱可安装在弹性减振器 上。最简洁的弹性减振器是用高强度橡胶和钢垫做成的弹性支座，合理使用也能取得较好的 结果。 箱盖上还应设有透气罩、油标或油位指示器。在相应部位设有注油器和放油孔。 放油孔四周应留有足够的放油空间。 承受强制润滑和冷却的齿轮箱，在箱体的适宜部位 设置进出油口和相关的液压件的安装位置。 齿轮 风力发电机组运转环境格外恶劣，受力状况简单，要求所用的材料除了要满足机械强度条件外，还应满足极端温差条件下所具有 的材料特性，如抗低温冷脆性、冷热温差影响下的尺寸稳定性等等。对齿轮和轴类零件而言， 由于其传递动力的作用而要求极为严格的选材和构造设计，一般状况下不推举承受装配式拼 装构造或焊接构造，齿轮毛坯只要在锻造条件允许的范围内，都承受轮辐轮缘整体锻件的形 式。当齿轮顶圆直径在 2 倍轴径以下时，由于齿轮与轴之间的连接所限，常制成轴齿轮的形式。 为了提高承载力量，齿轮一般都承受优质合金钢制造。外齿轮推举承受 20CrMnMo、15CrNi6、17Cr2Ni2A、20CrNi2MoA、17CrNiMo6、17Cr2Ni2MoA 等材料。内齿圈按其构造要求，可承受 42CrMoA、34Cr2Ni2MoA 等材料，也可承受与外齿轮一样的材料。承受锻造方法制取毛坯，可获得良好的锻造组织纤维和相应的力学特征。合理的预热处理以及中间和最 终热处理工艺，保证了材料的综合机械性能到达设计要求。 齿轮精度 齿轮箱内用作主传动的齿轮精度，外齿轮不低于 5 级 GB/T10095，内齿轮不低于 6 级 GB/T10095。选择齿轮精度时要综合考虑传动系统的实际需要，优秀的传动质量是靠传动装置各个组成局部零件的 精度和内在质量来保证的，不能片面强调提高个别件的要求，使本钱大幅度提高，却达不到预定的效果。
渗碳淬火 通常齿轮最终热处理的方法是渗碳淬火，齿外表硬度到达 HRC60+/-2，同时规定随模数大小而变化的硬化层深度要求，具有良好的抗磨损接触强度，轮齿心部则具有相对较低的硬度和较好的韧性，能提高抗弯曲强度。渗碳淬火后获得较抱负的外表剩余应力，它可以使轮齿最大拉应力区的应力减小。因此对齿根局部通常保存热处理后的外表，在前道工序滚齿时要用齿形带触角的留磨量滚刀滚齿，从而在磨齿时不会磨去齿根局部。磨齿时选择适宜的砂轮和切削用量，辅以大流量的切削冷却液是防止消灭磨齿裂纹和烧伤的重要措施。对齿轮进展超声波探伤、磁粉探伤和涂色探伤，以及进展必要的金相检验等，都是掌握齿轮内在质量的有效措施。
齿形加工 为了减轻齿轮副啮合时的冲击，降低噪声，需要对齿轮的齿形齿向进展修形。在齿轮设计计算时已依据齿轮的弯曲强度和接触强度初步确定轮齿的变形量，再结合考虑轴的 弯曲、扭转变形以及轴承和箱体的刚度，绘出齿形和齿向修形曲线，并在磨齿时进展修正。圆柱齿轮的加工路线如下：
下料——锻造毛坯——荒车——预热处理——粗车——半精加工外形尺寸——制齿加工〔滚齿或插齿〕——去毛刺、齿顶倒棱、齿端倒角——热处理〔渗碳淬火〕——精加工基准面—— 磨齿——检验——清洗——入库。
加工人字齿的时候，如是整体构造，半人字齿轮之间应有退刀槽；如是拼装人字轮，则分别将两半齿轮按一般齿轮加工，最终用工装准确对齿，再通过过盈协作套装在轴上。
在齿轮加工中，规定好加工工艺基准格外重要。轴齿轮加工时，常用顶尖顶紧两轴端中心孔安装在机床上。盘状圆柱齿轮则利用其内孔或外圆以及一个端面作为工艺基准，通过夹具或
人工校准在机床上定位。
在一对齿轮副中，小齿轮的齿宽比大齿轮略大一些，这主要是为了补偿轴向尺寸变动和便于安装。
齿轮与轴的联接：
平键联结 常用于具有过盈协作的齿轮或联轴节的联结。由于键是标准件，故可依据联接的构造特点、使用要求和工作条件进展选择。假设强度不够，可承受双键，成 180°布置，在强度校核时按 个键计算。
花键联结 通常这种联结是没有过盈的，因而被联接零件需要轴向固定。花键联接承载力量高，对中性好，但制造本钱高，需用专用刀具加工。花键按其齿形不同，可分为矩形花键、渐开线花键和三角形花键三种。渐开线花键联接在承受负载时齿间的径向力能起到自动定心 作用，使各个齿受力比较均匀，其加工工艺与齿轮大致一样，易获得较高的精度和互换性， 故在风力发电齿轮箱中应用较广。 过盈协作联接 过盈协作联接能使轴和齿轮〔或联轴节〕具有最好的对中性，特别是在常常消灭冲击载荷状况下，这种联接能牢靠地工作，在风力发电齿轮箱中得到广泛的应用。利用零件间的过盈协作形成的联接，其协作外表为圆柱面 或圆锥面〔锥度可取 1：30～1：8〕。圆锥面过盈联接多用于载荷较大，需屡次装拆的场合。 胀紧套联接 利用轴、孔与锥形弹性套之间接触面上产生的摩擦力来传递动力，是一种无键联接方式，定心性好，装拆便利，承载力量高，能沿周向和轴向调整轴与轮毂的相对位置，且具有安全保护作用。
弹性套是在轴向压紧力的作用下，其锥面迫使被其套住的轴内环缩小，压紧被包涵的轴颈，
形成过盈结合面实现联结。弹性套材料多用 65、65Mn、55CR2 或 60Cr2 等钢材。弹性套的工作应力一般不应超过其材料的屈服极限，其强度和变形可依据圆锥面过盈联接公式计算。内外环与轴和毂孔的协作通常取 H7/h6，协作外表粗糙度为 ～。联接外表的压力可按厚壁圆筒的有关公式计算。
轴 齿轮箱中的轴按其主动和被动关系可分为主动轴、从动轴和中间轴。首级主动轴和末
级从动轴的外伸局部，与风轮轮毂、中间轴或电机传动轴相联接。为了提高牢靠性和减小外形尺寸，有时将半联轴器〔法兰〕与轴制成一体。
输出轴和输入轴的轴径 d〔mm〕可按下式作粗略计算： d=A
式中 A——与材料有关的系数，A=105 ～115，材料较好时取较小值；
P——轴传递的功率，kW； n——轴的转速，r/min。
d 按计算结果取较大值并圆整成标准直径，且以此为最小轴径设计成阶梯轴。中间轴直径则按弯矩和扭矩的合成进展计算。在轴的设计图完成后再进展准确的分析计算 ,最终完善细部构造.
由于是增速传动，较大的传动比使轴上的齿轮直径较小，，允许轴的直径略小于齿轮顶圆，此时要留意留有滚齿、磨齿的 退刀间距，尽可能避开损伤轴承轴颈。
轴上各个协作局部的轴颈需要进展磨削加工。为了削减应力集中，对轴上台肩处的过渡圆角、花键向较大轴径过渡局部，均应作必要的处理，例如抛光，以提高轴的疲乏强度。在过盈协作处，为削减轮毂边缘的应力集中，压合处的轴径应比相邻局部轴径加大 5%，或在轮毂上开出卸荷槽。装在轴上的零件，轴向固定应牢靠，工作载荷应尽可能用轴上的止推轴肩来承受，相反方向的固定则可利用螺帽或其他紧固件。为防止螺纹松动，可利用止动垫圈、双螺帽垫圈、锁止螺钉或串联铁丝等。有时为了节约空间，简化构造，也可以用弹簧挡圈代替螺帽和止动垫圈，但不能用于轴向负荷过大的地方。 轴的材料承受碳纲和合金纲。如 40、
45、50、40Cr、50Cr、42CrMoA 等，常用的热处理方法为调质，而在重要部位作淬火处理。要求较高时可承受 20CrMnTi、20CrMo、20MnCr5、17CrNi5、16CrNi 等优质低碳合金纲，进展渗碳淬火处理，猎取较高的外表硬度和心部较高的韧性。 滚动轴承 齿轮箱的支承中， 大量应用滚动轴承，其特点是静摩擦力矩和动摩擦力矩都很小，即使载荷和速度在很宽范围 内变化时也如此。滚动轴承的安装和使用都很便利，但是，当轴的转速接近极限转速时，轴承的承载力量和寿命急剧下降，高速工作时的噪音和振动比较大。齿轮传动时轴和轴承的变 形引起齿轮和轴承内外圈轴线的偏斜，使轮齿上载荷分布不均匀，会降低传动件的承载力量。由于载荷不均匀性而使轮齿常常发生断齿的现象，在很多状况下又是由于轴承的质量和其他 因素，如猛烈的过载而引起的。选用轴承时，不仅要依据载荷的性质，还应依据部件的构造要求来确定。相关技术标准，如 GB/T 6391-2003 等效承受 ISO 281 〔DIN281〕，供给了轴承根本额定寿命和修正额定寿命的计算公式。
一般推举在极端载荷下的静承载力量系数 fs 应不小于 。对风力发电机组齿轮箱输入轴轴承的静强度计算时，需计入风轮的附加静负荷。轴承的使用寿命承受扩展寿命计算方法来进展计算，其所用的失效概率设定为 10%，假设按典型载荷谱考虑时，其平均当量负荷按下式计算： Pm= 式中： P --平均当量动载荷； P—作用于轴承上的当量动载荷； N— 总的循环次数； ε—寿命指数。对于球轴承 ε=3，滚动轴承 ε=10/3。计算的使用寿命应不小于 13 万小时。
运转过程中，在安装、润滑、维护都正常的状况下，轴承由于套圈与滚动体的接触外表经受交变负荷的反复作用而产生疲乏剥落。一般状况下，首先在外表下消灭细小裂纹。在连续运转过程中，裂纹逐步增大，材料剥落，产生麻点，最终造成大面积剥落。疲乏剥落假设发生在寿命期限之外，则属于滚动轴承的正常损坏。因此，一般所说的轴承寿命指的是轴承的疲乏寿命。一批轴承的疲乏寿命总是分散的，但总是听从肯定的统计规律，因而轴承寿命总是与损坏概率或牢靠性相联系。
对于轴承损坏，实践中主要凭借轴承支承工作性能的特别来区分。运转不平稳和噪声特别，
往往是轴承滚动面受损或因磨损导致径向游隙增大而产生损坏的反映。当运转时支承有沉重 感，不敏捷，摩擦力大，一般是由于滚道损坏、轴承过紧或润滑不良造成的损坏。其表现就是温度上升。在日常运转过程中，当工作条件没有变，而温度突然上升，通常就是轴承损坏的标志。在监控系统中可以用温度或振动测量装置检测箱体的轴承部位，以便准时觉察轴承 工作性能方面的变化。
在风力发电齿轮箱上常承受的轴承有圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、调心滚子轴承等。在全部的滚动轴承中，调心滚子轴承的承载力量最大，且能够广泛应用在承受较大负载或者难以避开同轴误差和挠曲较大的支承部位。
调心滚子轴承装有双列球面滚子，滚子轴线倾斜于轴承的旋转轴线。其外圈滚道呈球面形， 因此滚子可在外圈滚道内进展调心，以补偿轴的挠曲和同心误差。这种轴承的滚道型面与球 面滚子型面格外匹配。双排球面滚子在具有三个固定挡边的内圈滚道上滚动，中挡边引导滚 子的内端面。当带有滚子组件的内圈从外圈中向外摇摆时，则由内圈的两个外挡边保持滚子。每排滚子均有一个黄铜实体保持架或钢制冲压保持架。通常在外圈上设有环形槽，其上有三 个径向孔，用作润滑油通道，使轴承得到极为有效的润滑。轴承的套圈和滚子主要用铬钢制造并经淬火处理，具备足够的强度、高的硬度和良好的韧性和耐磨性。
密封 齿轮箱轴伸部位的密封一方面应能防止润滑油外泄，同时也能防止杂质进入箱体内。常用的密封分为非接触式密封和接触式密封两种。
非接触式密封
全部的非接触式密封不会产生磨损，使用时间长。
轴与端盖孔间的间隙形成的密封，是一种简洁密封。间隙大小取决于轴的径向跳动大小和端
盖孔相对于轴承孔的不同轴度。在端盖孔或轴颈上加工出一些沟槽，一般 2～4 个，形成所谓的迷宫，沟槽底部开有回油槽，使外泄的油液遇到沟槽转变方向输回箱体中。也可以在密封的内侧设置甩油盘，阻挡飞溅的油液，增加密封效果。
接触式密封
接触式密封使用的密封件应使密封牢靠、耐久、摩擦阻力小、简洁制造和装拆，应能随压力的上升而提高密