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1.概述
对于两级行星一级平行轴结构的风电齿轮箱，当传递功率级别相同而接口尺寸发生变化时，考虑到行星轮的匹配较为复杂等因素，通常的办法就是改变平行轴齿轮传动参数从而设计出符合用户要求的齿轮箱结构。但在相应的中心距和传动比，传动功率等都已经确定的情况下，需要综合考虑多方面的因素，才能设计出传动质量和承载能力符合要求的齿轮副。
本文以南机公司生产的某兆瓦级风电齿轮箱的三级平行轴齿轮传动为实例，介绍其设计优化过程。该齿轮副接口要求，中心距615mm，小齿轮转速1733.7r/m，功率1682.5kW，传动比5.72土0.05。
2.齿轮传动的优化设计
2.1标准齿轮设计
根据中心矩及传动比要求，先按标准齿轮设计，初步确定齿数，模数，齿宽等参数，通过计算确定其齿轮副基本几何参数如表1所示：
计算其传动质量性能指标，并根据S06336计算其齿面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，如表2所示：
通过校核可知该齿轮副弯曲和接触疲劳强度均较低，不能达到风电齿轮相关标准IEC61400或GL规定的要求。因此必须对其进行优化设计。
2.2变位齿轮设计
为了提高齿轮齿根强度，首先将压力角增加到25度，同时在考虑不增加太大轴向力的情况下，将螺旋角增加到8.5度以增加轴向重合度从而提高齿面接触疲劳强度。在压力角和螺旋角调整后，重新计算其总的变位量为：-0.4242，然后对变位系
数进行选择分配。
由于齿轮变位系数的选择时要受加工不根切、不顶切，齿顶不过薄，保证重合度及不产生过度曲线干涉等限制，所以对变位系数分配的优化就一直是齿轮传动行业研究的热点内容。在目前公开文章中，都是利用齿轮变位系数的相关限制条件，提出优化目标，并进行计算得出，其过程均较为复杂。齿轮设计手册里变位系数的分配一般是通过查图表得来，在有些文献和标准中变位系数的分配可以用解析法表示，在此我们重点考虑齿轮滑动系数的影响。
齿轮传动时，由于两齿轮齿廓啮合点的线速度不同，两齿廓之间必将产生相对滑动。从而产生摩擦，使两齿廓受到磨损。又由于两齿廓在不同啮合点时两齿廓的相对滑动速度不同，所以齿廓上各部分受到的磨损程度也不一样。设Dsl和Ds2为两啮合齿廓在点K附近于同一时间Dt内分别走过的两小段小弧，由于相对滑动，所以Dsl和Ds2并不相等，其差成为滑动弧。显然滑动弧愈大说明齿廓的相对滑动速度愈大，对齿廓相对磨损程度也愈严重。单滑动弧并不能完全说明两齿廓上任一点的磨损程度，因为滑动弧对两齿廓来说都相同，但在同一时间内，两齿廓所走过的弧长Dsl和Ds2并不相等，走过较长弧的齿廓磨损程度轻于走过较短弧齿廓的磨损程度，所以滑动弧与齿廓所走过弧长的比值 (Dsl-Ds2) /Dsl和(Ds2-Dsl) IM的极限值才反应出两齿廓在该点K处的磨损程度。此比值的极限值我们称为齿廓在该点的滑动系数。
所以对于滑动系数的应用，我们一要选择合适的参数尽量使两齿廓的滑动系数相近，二是要利用齿轮微观修形等手段尽量降低实际运行中的滑动系数，使其尽量小于1。
经过反复计算和调整，综合考虑大小齿轮弯曲强度，最后我们确定齿轮参数如表3所示：
此时齿轮传动质量指标和安全系数如表4所示：
由上表4可知，通过齿轮变位等一系列优化，其重合度增大，滑动系数减小，传动质量提高，其接触和弯曲疲劳安全系数得到大幅提高，达到了GL规定的接触疲劳安全系数大于1.2,弯曲疲劳安全系数大于1.5的要求。
