2.2　風力發電用增速齒輪箱設計

2.2.1　概述

風電齒輪箱（圖17-1-26）的研究隨著綠色能源發展及應用逐漸發展成熟，早期盛興于歐美，近20年來在國內取得長足發展。功率級別涵蓋750kW～8MW，國外10MW樣機也在研制之中。

本節主要介紹風電齒輪箱的特點、技術趨勢，以一款750kW齒輪箱為例，介紹其設計過程、校核計算方法、優化過程及測試情況。

2.2.2　特點及技術趨勢

風電齒輪箱是風力發電傳動鏈中的核心零部件之一，用于主軸和發電機之間的功率傳遞。由于機艙通常安裝在風力資源豐富的高原、海上及其他較偏遠地區，安裝、運輸條件差，零部件維護及保養困難，因此對其可靠性提出了很高的要求。區別于其他機械傳動系統，風電齒輪傳動系統有其自身特點如下。

①隨著單機容量逐漸增加，單純依靠增加齒輪設計尺寸的做法既不經濟又難以滿足設計要求，硬齒面技術的發展有效改善了這一現狀，顯著提高了齒面承載能力，并且提高了傳動精度，使材料的性能得到充分發揮。硬齒面技術推廣以后，熱處理以及齒面修形等工藝的得到極大發展。

②低轉重載，大扭矩使輪齒產生較大變形，在嚙入嚙出位置容易產生沖擊載荷，導致局部接觸應力過高；另一方面，大扭矩使齒面潤滑條件惡化生產不穩定油膜，引起磨損并導致局部溫升嚴重，進而影響齒輪使用壽命。

③工況復雜，由于風機在高空安裝，地點偏遠且經常具有沙塵、鹽霧氣候，同時需要承受較大溫差，因此使用工況比較惡劣。

④風速變化導致載荷非恒定，高空風速不穩定使得輪齒載荷波動更為顯著，這種時變載荷對于齒輪嚙合動力學特性以及可靠性均有較大影響。

⑤為了保證齒輪箱安全運行，齒輪箱潤滑冷卻系統中增加了離線過濾、顆粒傳感器等精密裝置，極大程度提高了潤滑油的清潔度。

⑥為了進一步減小外形尺寸，無外圈軸承技術逐漸在行星輪上推廣，將行星輪內孔作為軸承外滾道，進一步減小了傳動體積。

同時，隨著承載功率不斷增大，風電齒輪傳動技術呈現出以下3個特點。

①硬齒面技術，隨著承載能力逐漸提高，增加齒輪尺寸在經濟性及實用性上受到很大挑戰，硬齒面技術發展改善了這一現狀，顯著提高齒面承載能力及傳動精度，使材料性能得到充分發揮也推動了熱處理及齒面修形工藝的發展。

②功率分流，功率分流技術可有效減少單個輪齒載荷，但同時也使得輪齒在參數設計，安裝以及加工過程中產生一些限制條件，尤其是由此造成的偏載和振動問題尚有許多工作需要開展。

③模塊化設計技術是單個設計到批量化、規模化設計的必經之路，是提高設計效率及提高性能指標的重要保證措施，成熟的模塊化設計可以提高生產力并衍生新的同類產品，模塊化設計程度是衡量一個企業設計能力乃至規模的重要指數。

2.2.3　750kW風電齒輪箱設計舉例

（1）總體技術條件

主齒輪箱總體要求見表17-1-41及表17-1-42。

（2）傳動方案設計

風電用增速齒輪箱常用傳動結構有一級行星加兩級平行軸（見圖17-1-27）、兩級行星加一級平行軸（見圖17-1-28）、雙行星聯動一級平行軸結構（見圖17-1-29）、功率分流型結構（見圖17-1-30）等。對于2MW及其以下功率的增速齒輪箱，圖17-1-27以及圖17-1-28所示的兩種結構已逐漸趨于成熟并形成批量化生產能力。本設計采用如圖17-1-28所示的傳動結構，前兩級為NGW行星傳動，最后一級采用平行軸傳動。

（3）材料及熱處理方式選擇

采用硬齒面，材料牌號及熱處理方式見表17-1-43。

（4）參數粗配

行星傳動級的行星輪個數取n_p＝3，考慮行星輪系的裝配條件以及同心條件，同時按照等滑差率原則分配變位系數。基本配齒參數如表17-1-44所示。

（5）幾何參數計算

按照角度位齒輪傳動幾何計算，各級傳動的主要幾何參數（含主要刀具參數）計算結果如表17-1-45～表17-1-47所示。

（6）齒輪強度計算

1）載荷譜及當量載荷

在圖17-1-31坐標系下，風場對齒輪箱的LDD載荷譜如表17-1-48所示，根據ISO 6336-6中加權平均進行載荷處理。

式中，n_i為第i個載荷步的轉速；T_i為第i個載荷步的扭矩；p為woehler損傷曲線的斜率。

根據上式可得作用于該齒輪箱的輸入當量扭矩T_equ如下：

T_equ＝252.702kN·m

同時按照下式可求得各級小齒輪切向載荷F_ti：

式中，T_i為某級小齒輪扭矩，kN·m；d_i為某級小齒輪分度圓直徑，m。

2）接觸強度計算系數及選取

齒輪接觸疲勞強度及彎曲疲勞強度中算過程中涉及大量修正系數，合理選擇系數是確保安全系數計算正確的前提，下面以第一級行星傳動的太陽輪為例進行介紹。

①使用系數K_A。根據GB/T 19073—2008對于使用系數的規定，當具有真實載荷時，使用系數K_A取值為1。

②動載系數K_V。

齒距偏差的極限偏差：

傳動精度系數C：

取C＝6，同時有

B＝0.25（C－5.0）^0.667＝0.25

A＝50＋56×（1.0－B）＝92

于是有

③齒向載荷分布系數K_Hβ。按照一般方法計算K_Hβ，由于采用硬齒面傳動，取跑和系數x_β＝0.85，嚙合剛度系數c_γ＝20N/（mm·μm），同時，螺旋線總偏差F_β為

加工、安裝誤差產生的嚙合齒向誤差分量f_ma為

f_ma＝0.5F_β＝8.75（μm）

則嚙合齒向載荷分布系數K_Hβ為

④齒間載荷分布系數K_Hα。第一級太陽輪切向載荷為

由于是5級硬齒面，因此取K_Hα＝K_Fα＝1.1。

⑤單對齒嚙合系數Z_B、Z_D。由于軸向重合度ε_β>1，取Z_B＝Z_D＝1。

⑥節點區域系數Z_H。基圓螺旋角：β_b＝7.515°，端面壓力角α_t＝21.472°，端面嚙合角：。于是有

⑦彈性系數Z_E。根據齒輪材料，取彈性系數Z_E＝189.8MPa。

⑧重合度系數Z_ε。

⑨螺旋角系數Z_ρ。

⑩壽命系數Z_NT。按照20年設計壽命計算，第一級太陽輪的應力循環次數約為0.86×10⁹次，按照下式計算壽命系數：

潤滑劑、速度、粗糙度系數（Z_LZ_VZ_R）。按照持久長度以及加工方法，由于采用滾齒加磨齒加工，取Z_LZ_VZ_R＝0.92。

工作硬化系數Z_w。由于熱處理后齒面硬度達到（60＋2）HRC，因此取Z_W＝1。

尺寸系數Z_X。

Z_X＝1.076－0.0109m_n＝0.9452

接觸強度極限σ_Hmin。18CrNiMo7-6經過滲碳淬火熱處理后，其硬度可以達到（60±2）HRC，接觸強度可達σ_Hmin＝1500MPa。

3）接觸強度校核

接觸強度計算安全系數S_H：

符合GB/T 19073中關于齒面接觸安全系數大于1.25的要求。

4）彎曲強度計算系數及選取

①齒向載荷分布系數K_Fβ。

②齒形系數Y_Fa。采用標準刀具進行加工，α_n＝20°，h_ap/m_n＝1.0，h_fp/m_n＝1.25，ρ_fp/m_n＝0.38。當量齒數為z_v＝z/（cos²β_bcosβ）＝24.66，變位系數為0.251，由圖解法得Y_Fa＝2.48。

③應力修正系數Y_Sa。同上，當量齒數為z_v＝24.66，變位系數為0.251，應力修正系數也可由圖解法得Y_Sa＝1.65。

④重合度系數Y_ε。

當量齒輪的端面重合度為

重合度系數按下式計算：

⑤螺旋角系數Y_β。螺旋角系數按照下式計算：

⑥試驗齒輪應力修正系數Y_ST。一般情況下取Y_ST＝2.0。

⑦壽命系數Y_NT。按照20年設計壽命計算，第一級太陽輪的應力循環次數約為0.86×10⁹次，按照下式計算壽命系數：

⑧齒根圓角敏感系數Y_δrelT。齒根圓角敏感系數Y_δrelT近似取1。

⑨齒根表面狀況系數Y_RrelT。根據齒輪材料及表面粗糙度，近似由圖解法取Y_RrelT＝1.0。

⑩尺寸系數Y_X。由于齒輪材料為滲碳淬火鋼材，法向模數為12mm，由圖解法查得Y_X＝0.97。

彎曲強度極限σ_Fmin。18CrNiMo7－6經過滲碳淬火熱處理后，其硬度可以達到（60±2）HRC，接觸強度可達σ_Fmin＝500MPa。

5）彎曲強度校核

彎曲強度計算安全系數S_F：

符合GB/T 19073中關于齒面接觸安全系數大于1.55的要求。

6）其他齒輪嚙合強度計算

計算過程類似，省略計算過程，將其他各級齒輪嚙合安全系數計算結果匯總如表17-1-49所示。

很顯然，相對于GB/T 19073中關于風電齒輪箱齒輪安全系數的規定，粗配方案的安全余量過大。有必要進行配齒優化。

（7）配齒參數優化

為使傳動結構更經濟、緊湊，確保傳動可靠性，調整各級傳動參數，調整后配齒參數如表17-1-50所示：

按照這些參數重新計算各級傳動的齒面接觸安全系數以及齒根彎曲安全系數，同樣將計算過程省略，將計算結果列入表17-1-51中。

從表17-1-51中可以看出，首先，各級安全余量均滿足GB/T 19073中規定的強度要求，并且表現出良好的一致性趨勢；另外，相對于粗選參數，優化后的安全系數分布更合理，高速級為了便于后續速比配選新設計，保留相對偏大的安全余量是有必要的。

（8）結構設計

1）支撐方式設計

風電齒輪箱在機艙的安裝支撐方式大體上分為一點、兩點以及三點支撐方式。

其中，一點式支撐齒輪箱與輪轂直接連接，形成懸臂之勢。這種支撐形式優點在于其結構十分緊湊，有利于機艙部件布置及散熱，缺點是葉片顫振會傳遞到齒輪箱，不利于齒輪嚙合的穩定性。

兩點支撐形式齒輪箱通過主軸與輪轂連接，主軸通過兩個主軸承平衡輪轂傳遞的傾覆彎矩，因此齒輪箱主要承受切向扭矩，這種機構齒輪箱載荷形式簡單，但主軸及主軸承增加了設計成本。

三點支撐（如圖17-1-32所示）相對于兩點支撐，主軸上少用了一個主軸承，減少了設計成本，但齒輪箱需要承受部分彎矩，這部分載荷最終將反映到箱體以及內部軸承上。

2）軸承選用

軸承選型是風電齒輪箱傳動系統設計過程的重要過程，不同型號軸承的受力特點有著顯著區別，同時支撐、定位形式對于改善軸系受力并提高軸承自身使用壽命也有著重要的影響。

對于主軸支撐軸承，考慮到其徑向載荷大同時承受軸向載荷，并且葉片的顫振要求主軸軸承具有一定調心能力，因此主軸軸承選用雙列球面滾子軸承（見圖17-1-33），具有兩列滾子，外圈共用球面滾道，內圈有兩個滾道，可同時承受徑向以及軸向載荷，對于高空復雜載荷適應能力也較強。

對于行星架的支撐方式，由于行星輪的不均載性及自身質量，支撐軸承也承受徑向載荷，同時由于采用斜齒輪傳動，導致行星架軸承將承受軸向載荷。因此在選用行星架支撐軸承時需要綜合考慮徑向以及軸向載荷及其比例關系，同時考慮空間尺寸限制，第一級行星架和主軸相連，其下風向選用滿裝圓柱滾子軸承，徑向承載能力大，同時具有一定軸承承載能力；而第二級行星架軸承則選用球軸承（上風向）和單列圓錐軸承（下風向）相配合的形式，見圖17-1-34。

對于行星輪支撐軸承選型，由于第一級功率密度大，對軸承徑向承載能力要求很高，因此選用雙列滿裝圓柱滾子軸承，兩套對稱布置，因子滾子數量多，承載能力大幅提高，見圖17-1-35；第二級行星輪由于轉速相對較高，采用滿裝軸承容易引起摩擦發熱，因此采用NJ型單列圓柱滾子軸承，兩套對稱布置，中間利用隔套定位，安裝方便且允許轉速高，見圖17-1-36。

在平行級傳動中，軸承選型有以下幾種形式：

①單列圓柱軸承加雙列圓錐軸承配合，軸向力由圓錐軸承提供；

②兩套單列圓錐軸承組合使用；

③兩套單列圓柱軸承組合使用，如有軸向分力，還可以增加一個止推球軸承；

④兩個角接觸球軸承與圓柱滾子軸承軸承組合使用，軸向載荷由角接觸球軸承承擔。

關于軸承的配合、定位方式、游隙選擇，安裝方式等，各企業都有自己的風格并逐漸形成成熟方案，這里不作過多介紹。

3）潤滑冷卻系統設計

風電齒輪箱潤滑冷卻系統是風電齒輪箱的重要組成部分，潤滑冷卻系統的設計，必須滿足潤滑冷卻系統技術

規格書的要求，該規格書通常經過風力發電機組主機廠、齒輪箱生產廠以及潤滑冷卻系統專業生產廠等相關單位共同商定并得到相關各方的認可。

風電齒輪箱的潤滑冷卻系統，主要由供油泵、過濾器、溫控閥、壓力閥、安全閥、冷卻器、膠管組件以及油箱等部件組成。

供油泵通常采用雙速電動齒輪泵（又稱電動泵），在油溫較低時低速運行，在油溫升高后由控制系統切換至高速運行。此外，在風力發電機組制動過程或意外停電時有可能產生短暫的缺油，從而引起機件的損傷，為了較好地解決此問題，還需要設置雙向齒輪泵（又稱為機械泵），該齒輪泵一般安裝在風電齒輪箱的輸出側，由風電齒輪箱通過一對齒輪來驅動。上述兩種供油泵的出口均需要設置安全閥，開啟壓力一般設定在12bar左右，以防止壓力過高對系統元件造成損壞。

過濾器通常采用兩級過濾，一級為粗過濾，過濾器精度一般為25μm或50μm，另一級為精過濾，過濾器精度一般為5μm或10μm。當冷啟動時或當過濾器濾芯壓差大于某一數值（一般為4bar）時，潤滑油只經過粗過濾，當油溫逐漸升高或當濾芯壓差小于該數值時，潤滑油經過精過濾和粗過濾兩級過濾。在風電齒輪箱正常工作時，過濾元件必須保證潤滑油的清潔度不低于ISO 4406的18/15/12等級。

過濾器應配備壓差發訊器，當濾芯堵塞壓力達到某一數值（一般為3bar）時發出報警信號，提示更換濾芯。過濾器應配備止回閥（開啟壓力一般為0.2bar），以便于濾油器的維修。過濾器頂部應設置排氣孔，工作過程中產生的氣體通過管路排入風電齒輪箱。

當系統總流量較小時，電動泵和機械泵可以共用一個過濾器，當系統總流量較大時，電動泵和機械泵需要各自配備一個獨立的過濾器。此外，根據結構的要求，可以將電動泵與過濾器集成在一起，組成一個緊湊式的供油裝置，通過支架固定在風電齒輪箱上。

溫控閥控制油流的方向。當油溫較低（一般為<45℃）時，絕大部分潤滑油不經過冷卻器冷卻而直接進入風電齒輪箱，當油溫較高（一般為>60℃）時，全部潤滑油均經過冷卻器冷卻后再進入風電齒輪箱。

冷卻器可根據需要，采用風冷卻器或水冷換熱器。對于風冷卻器，驅動冷卻風扇的電機可以采用雙速電機。當油溫達到某一數值（譬如55℃）時，冷卻器電機啟動，當油溫再次降至某一數值（譬如45℃）時，冷卻器電機關閉。風冷卻器應配備旁通閥，當冷卻器前后壓差達到某一數值（譬如6bar）時，旁通閥開啟，潤滑油不經過冷卻器而直接進入風電齒輪箱。在風電齒輪箱潤滑冷卻系統中，通常使用膠管組件將供油泵、過濾器以及冷卻器等部件連接起來。膠管組件的內表面必須耐潤滑油，外表面必須耐各種稀油和干油，爆裂壓力一般大于60bar。

在風電齒輪箱潤滑冷卻系統中，通常將齒輪箱的底部空間作為儲存潤滑油的油箱，但對于某些結構較為特殊的齒輪箱，需要設置獨立的外部油箱。

根據ANSI/AGMA/AWEA 6006-A03，對于以箱體為油池的多級齒輪箱，潤滑冷卻系統的最小油量應為Q_ty＝0.15P_t＋20，其中，Q_ty為建議油量（經驗值），單位為升（L），P_t為風力發電機組額定功率，單位為千瓦（kW）。在通常情況下，潤滑冷卻系統的油量可以按3～5倍的系統潤滑油流量選取。

在風電齒輪箱潤滑冷卻系統中，需要配備監測油壓的壓力傳感器、監測油溫的溫度傳感器、監測油位的液位計以及預熱潤滑油的電加熱器。

近年來，隨著對風電齒輪箱潤滑冷卻系統認識的不斷深入，根據不同的使用場合和用戶的需要，一些風電齒輪箱潤滑冷卻系統新增了離線過濾裝置，離線加熱裝置以及顆粒傳感器等部件，這些部件對于風機齒輪箱安全可靠的運行具有重要的作用。

圖17-1-37為某型風電齒輪箱潤滑冷卻系統原理圖。

（9）傳動性能及結構優化

1）齒輪修形

齒輪在嚙合過程中，由于加工誤差及彈性變形使被動齒輪的實際基節大于主動齒輪的實際基節，從而產生邊緣沖擊，這種邊緣效應會影響齒輪傳動的平穩性，產生過大噪聲。

①齒頂修形　傳統修形方法是基于經驗公式計算，并且修形量都是基于模數、切向載荷及齒寬等基本參數的經驗計算，但是這種方式通常不能滿足風電齒輪箱精細化的設計需求，目前的做法是借助FEM計算，以第一級行星輪為例，建立第一級太陽輪及行星輪的FEM模型，如圖17-1-38所示。

對上述模型進行FEM求解，在齒頂沿齒寬方向提取變形數據，并將數據處理成如圖17-1-39所示的形式。

結合圖17-1-39可以對該輪齒齒頂變形進行評定，并據此制定合理的修形參數。同時，由于修形高度h的存在，使得修行以后漸開線長度將會變短，有可能造成嚙合線長度不足的現象，因此需要確保修形后剩余嚙合線長度大于一個基圓節距P_t，剩余嚙合線長度L可以按照下式計算（參數見圖17-1-40）：

其中：

式中，r_a為齒頂圓半徑；r_b為齒根圓半徑：a為嚙合中心距；、為齒頂修形控制因子，通過控制、可實現三種不同的齒頂修形匹配模式。計算后，確定第一級行星輪齒頂修形參數如圖17-1-41所示。

②齒向修形　關于齒向修形的目的是消除軸系受彎后對齒輪嚙合精度的影響，經驗公式對于一般工業齒輪齒向修形是滿足精度要求的，但如果需要進行更為精確的計算，則計算也可以采用解析算法或仿真法確定，使用仿真計算時，需要建立傳動軸系的FEM模型，以第一級太陽輪軸為例，FEM模型如圖17-1-42所示。

計算上述模型由于彎矩引起的繞變形曲線，并將撓曲線反映到齒面變形上，如圖17-1-42所示。

將齒面寬度方向沿軸線節點的下撓值值提取出來并表述成如圖17-1-44所示的形式。

根據圖17-1-44所示相對撓度可精確定制齒輪齒向修形參數，如圖17-1-45所示。

③螺旋角修形　軸系由于傳遞扭矩，反映到齒輪兩側產生相對扭轉變形，同樣以第一級太陽輪為例，通過FEM計算軸系扭轉變形，并將扭轉量折算到軸系齒輪兩個端面的相對扭轉角，從而確定最佳的螺旋角修形量，經FEM計算受載輪齒齒頂沿齒寬方向的扭轉角如圖17-1-46所示。

從而確定其螺旋角修形參數如圖17-1-47所示。

2）重要零部件計算

行星架（圖17-1-48）是風電齒輪傳動系統的重要組件，行星架的剛度及強度對于均載以及整機性能影響較大，建立復雜結構件的彈性體力學模型困難十分大，因此常用的方法是應用FEM進行計算。

對此三維結構，根據其定位形式，支撐形式，載荷以及工況制定合理的計算方案，進行FEM計算后，變形云圖如圖17-1-49所示：

風電齒輪箱（圖17-1-50）增速器箱體組件是整個齒輪箱的外殼，同時又是齒輪軸的支承體，其剛性對于齒輪嚙合質量有很大影響，同時，剛性過大有可能導致箱體質量偏重，因此需要進行有針對性的計算及優化。

此結構除了需要確定內部軸承座的受力情況，還需根據其支撐情況確定連接處的外載荷，并制定的有效的邊界約束條件，通過FEM計算后變形情況見圖17-1-51。

通過對計算結果進行分析，可以調整部件的局部結構，其目的有兩個，調整結構的受力情況盡量使得結構應力均勻；實現輕量化設計，為整機設計提供條件，通常對于組件的優化不是一次完成的，需要經歷多次優化才能形成一個比較滿意的結果。圖17-1-52所示為主法蘭的拓撲優化過程。

一個成熟的復雜結構件，通常是經過不斷調整計算方案，調整邊界條件，不斷修正結構，從定性分析到逐漸定量計算的重復過程。同時，一個成熟合理的結構件，除了能夠保證強度剛度需要之外，設計者應盡量保證結構受力均勻，并且具有良好的可加工可制造性，同時對于局部結構，經可能避免應力集中現象。

（10）傳動系統的動力學分析

風電齒輪箱的動力學分析的主要目的是為了對齒輪箱的振動以及動力學響應等特性進行有針對性的預測，并通過修改設計的方法來避免齒輪箱各部件發生共振，以及削弱一些有害的動力學響應。風電齒輪箱的動力學分析一般包括以下兩方面內容。

①齒輪箱結構模態分析—考慮實際約束條件和結構剛度矩陣的模態分析，得到齒輪箱的固有頻率和在各階頻率下的振型，再比較輪轂中心輸入轉速的轉頻，即可在初始階段判斷齒輪箱是否會在輸入轉頻激勵下發生共振，從而能夠據此模態計算結果對齒輪箱結構進行優化修改。使用專門的動力學計算軟件進行模態計算，按照標準選取結構阻尼比5％，750kW風電齒輪箱的模態以及第一階主振型如圖17-1-53、圖17-1-54所示。

②動力學響應計算—以外界輸入的轉頻以及齒輪系統自身的嚙頻為激勵，以剛度矩陣、固有頻率以及約束為邊界條件，計算箱體和軸件的動力學特性響應。系統的動力學特性包括速度變化、位移變化和加速度變化三項，通過響應曲線中出現的突變來判斷該部件在哪階固有頻率下發生共振，同時還可以定性或定量地獲知振動的幅值。圖17-1-55是利用MAST計算得到的箱體響應圖。

圖17-1-55說明：在外界激勵接近26Hz時機體的加速度相應達到最大值，約為3.8m/s²，因此實際應用過程中需要盡力規避26Hz左右的外部激勵，但這往往是齒輪箱設計的難點之一。需要特別指出的是，齒輪嚙合過程中產生的傳動誤差是影響齒輪箱動力學響應的一個關鍵因素。因此應根據實際需要，分別考慮各種激勵對齒輪箱的振動影響，最終使齒輪箱整體運行平穩。

（11）傳動系統的可靠性計算

對于齒輪、軸承、軸等傳動元件組成的傳動系統，導致失效的可能性有多種，由于難以窮盡所有的可能性，將這些部件的失效形式以及機理可以簡單歸納如下：輪齒折斷；齒面點蝕；軸承受沖擊載荷失效；軸承疲勞失效；軸的強度失效；軸的剛度失效；螺栓失效。

針對齒輪傳動系統常見的失效形式，建立系統失效故障數模型（見圖17-1-56），將零件和部件及系統之間的失效關系用一種圖形邏輯表示，并建立確定性的邏輯算法，用以評價整個傳動系統的可靠性。同時，將故障樹中全部事件表示如表17-1-52所示。

如果假定同一類底事件具有近似相等的可靠度，則表17-1-52中的同類事件歸納為13類，分別定義為T₁～T₁₃，其所屬關系及可靠度評定值見表17-1-53所示。

對于上述模型，利用應力-強度干涉模型進行求解，這里，應力及強度是一個廣義的概念，一般而言，將作用于零件上的物理量如應力、壓力、位移、磨損等量統稱為零件的廣義應力，并用符號s表示；同時，將零件承受這種應力的能力統稱為零件的廣義強度，并用符號S表示，見圖17-1-57。

圖中應力和強度密度函數曲線均為以橫坐標為漸近線，兩條曲線中間出現的交錯部分稱為應力強度的“干涉區”，干涉區內強度大于應力的概率是零件可靠度的計算依據，按照蒙特卡洛統計法計算得到該750kW風電齒輪箱傳動系統的可靠度為

R＝P（z≥0）＝95.23％

（12）風電齒輪箱噪聲級別測試

1）執行標準

風電齒輪箱噪聲級別測試可依據GB/T 16404 ISO/9614-1《Acoustics-Determination of sound power levels of noise sources using sound intensity，part1-Measurement at discrete points》以及ISO 8579-1《Acceptance code for gear units-Part1：Test code for airborne sound》進行。

2）齒輪箱噪聲產生機理

齒輪箱由齒輪、傳動軸、軸承、及箱體等零部件組成，它們在工作時將產生振動，同時向空氣中輻射噪聲。該噪聲由兩部分組成：一部分是箱體內零件產生的噪聲通過箱體輻射到空氣中形成的空氣聲；另一部分是箱體受到激勵而產生振動向空氣中輻射的固體聲。空氣聲和固體聲構成了齒輪箱的總噪聲。

3）檢測方案

根據GB/T 16404相關規定，由于試驗臺電機及陪試齒輪箱等噪聲影響，應減小測量表面與聲源表面之間的距離，采取測點距增速機機體表面距離d＝0.35m。選用矩形包絡面布置測點，各個面上分布4個采樣點，共布置20個測點；齒輪箱測點布置圖如圖17-1-58所示：

4）數據測試及處理

①法向聲強級L_In，法向聲強的對數量，I_ref為參考聲強，取10^－12W/m²：

L_In＝10 lg［｜I_n｜/I_ref］

②1/3倍頻帶聲強合成A計權聲強，合成計算方法：

③平均聲功率，單位時間內通過垂直于傳聲面積為S的平均聲能量：

式中，I_i為i點平均聲強：S_i為測點對應面元面積：

④平均聲功率級L_w，按標準測量的增速器平均聲功率的對數量：

式中，W₀為基準聲功率，為10^－12W。

測試設備采用AWA5633型聲級計，聲級計水平正對測量面。手持聲級計身體距離聲級計0.5m。各測點的原始數據見表17-1-54。

考慮環境修正系數、背景噪聲修正后，修正后的該齒輪箱聲功率級為90.25 dB（A）。