[go: up one dir, main page]

WO2009030220A2 - Rotorlagerung für eine windenergieanlage - Google Patents

Rotorlagerung für eine windenergieanlage Download PDF

Info

Publication number
WO2009030220A2
WO2009030220A2 PCT/DE2008/001476 DE2008001476W WO2009030220A2 WO 2009030220 A2 WO2009030220 A2 WO 2009030220A2 DE 2008001476 W DE2008001476 W DE 2008001476W WO 2009030220 A2 WO2009030220 A2 WO 2009030220A2
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
bearing
ring
rotor
gear
partial rings
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/DE2008/001476
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
WO2009030220A3 (de
Inventor
Robert Godau
Tim LÖSCHNER
Werner RÖMLING
Rudolf Zeidlhack
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
IHO Holding GmbH and Co KG
Original Assignee
Schaeffler KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler KG filed Critical Schaeffler KG
Publication of WO2009030220A2 publication Critical patent/WO2009030220A2/de
Publication of WO2009030220A3 publication Critical patent/WO2009030220A3/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/58—Raceways; Race rings
    • F16C33/581—Raceways; Race rings integral with other parts, e.g. with housings or machine elements such as shafts or gear wheels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03D—WIND MOTORS
    • F03D80/00—Details, components or accessories not provided for in groups F03D1/00 - F03D17/00
    • F03D80/70—Bearing or lubricating arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/22—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings
    • F16C19/34—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load
    • F16C19/38—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with two or more rows of rollers
    • F16C19/383—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with two or more rows of rollers with tapered rollers, i.e. rollers having essentially the shape of a truncated cone
    • F16C19/385—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with two or more rows of rollers with tapered rollers, i.e. rollers having essentially the shape of a truncated cone with two rows, i.e. double-row tapered roller bearings
    • F16C19/386—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with two or more rows of rollers with tapered rollers, i.e. rollers having essentially the shape of a truncated cone with two rows, i.e. double-row tapered roller bearings in O-arrangement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/58—Raceways; Race rings
    • F16C33/60—Raceways; Race rings divided or split, e.g. comprising two juxtaposed rings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C35/00—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers
    • F16C35/04—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers in the case of ball or roller bearings
    • F16C35/06—Mounting or dismounting of ball or roller bearings; Fixing them onto shaft or in housing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2226/00—Joining parts; Fastening; Assembling or mounting parts
    • F16C2226/50—Positive connections
    • F16C2226/60—Positive connections with threaded parts, e.g. bolt and nut connections
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2300/00—Application independent of particular apparatuses
    • F16C2300/10—Application independent of particular apparatuses related to size
    • F16C2300/14—Large applications, e.g. bearings having an inner diameter exceeding 500 mm
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2360/00—Engines or pumps
    • F16C2360/31—Wind motors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2361/00—Apparatus or articles in engineering in general
    • F16C2361/61—Toothed gear systems, e.g. support of pinion shafts
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/02—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H1/20—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving more than two intermeshing members
    • F16H1/22—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving more than two intermeshing members with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H1/227—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving more than two intermeshing members with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts comprising two or more gearwheels in mesh with the same internally toothed wheel
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/02—Toothed members; Worms
    • F16H55/17—Toothed wheels
    • F16H2055/176—Ring gears with inner teeth
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E10/00—Energy generation through renewable energy sources
    • Y02E10/70—Wind energy
    • Y02E10/72—Wind turbines with rotation axis in wind direction

Definitions

  • the invention relates to a rotor bearing for a wind turbine according to the preamble forming features of claim 1, and it is particularly advantageous to wind turbines with a rotor mounted in a main bearing and a downstream planetary gear realized.
  • Such a wind turbine is generic for example from WO 03/014 567 A1 or from US 6,872,049 B2 previously known.
  • the wind turbines disclosed in these documents essentially each consist of a machine house rotatably mounted on a machine tower with a generator for generating electricity, a wind-driven rotor with a rotor hub carrying at least two rotor blades and one rotor carrying slewing bearings.
  • the slewing bearing is usually designed as a double-row tapered roller bearing and has a rotatably mounted on the machine housing and arranged coaxially with the rotor hub first bearing ring and a rotatably mounted on the first bearing ring and secured to the rotor hub second bearing ring, between which roll a variety trained as tapered rolling elements.
  • the large roller bearing is connected to a connected to the generator in the nacelle and in a known manner from a ring gear with a circumferential internal toothing, a plurality of planetary gears mounted planetary gears and from a central sun existing planetary gear by the inner of the two bearing rings of the large roller bearing is fixed by a press connection on the outer circumferential surface of the ring gear of the planetary gear.
  • EP 811 764 A1 it is also known to realize the connection of the large roller bearing with the planetary gear such that the inner of the two bearing rings of the large roller bearing is pressed onto a connected to the rotor hub and the planet carrier bearing ring.
  • a disadvantage of such rotor bearings is that the large roller bearing and the planetary gear downstream consist of relatively many items and thus on the one hand in their production are very expensive and on the other hand have a high total weight, which in their assembly in the nacelle in up to 120 m height very adversely affects.
  • both the ring gear of the planetary gear and the inner bearing ring of the large rolling bearing which usually have an outer or inner diameter of about 2.00 m, despite their size must be made extremely precise to those from a positive fit excess or from a To tight fit in the press connection between the inner bearing ring and the ring gear resulting negative influences on the function of the bearing or on the teeth of the planetary gear to be excluded with certainty.
  • the invention is therefore based on the object to design a rotor storage for a wind turbine, which is compact and lighter in weight and formed by a smaller number of items on the large roller bearing and the downstream
  • the planetary gear is characterized and in which the positive influences on the function of the bearing or on the teeth of the planetary gear are positively excluded from a positive fit excess in the press connection between the inner bearing ring of the large roller bearing and the ring gear of the planetary.
  • this object is achieved in a rotor bearing according to the preamble of claim 1 such that the radially inner of the two bearing rings of large roller bearing also forms the ring gear of the planetary gear connected to the generator by the inside is formed with the circumferential internal toothing of the ring gear.
  • the invention is thus based on the finding that the object is achieved in a simple manner that instead of a complex press connection between the ring gear of the planetary gear and the inner bearing ring of the large rolling bearing both annular components by integration with each other only by a single cost and weight reduced Component are formed in the negative fit influences on the bearing or on the teeth of the planetary gear can not occur at all.
  • the large rolling bearing is preferably designed as two rows of juxtaposed tapered rollers as rolling elements bearing tapered roller bearing in a first embodiment, the inner toothing exhibiting inner bearing ring is axially symmetrically separated into two partial rings.
  • the large rolling bearing of the inventively embodied rotor bearing in a second embodiment is formed as two rows of adjacent bearing balls as rolling elements exhibiting angular contact ball bearings, the inner toothing exhibiting inner bearing ring is also axially symmetrically separated into two partial rings.
  • the design of thetienticaizlagers as a double-row tapered roller bearing is in practice the preferred embodiment, since this type of bearing basically has higher load ratings or a higher power density.
  • large diameter bearings are to be used with larger diameters, where the power density is no longer the decisive criterion, it is quite a technically viable alternative to train them as double row angular contact ball bearings.
  • both the inner and the outer bearing ring either rotatably attached to the machine house or on the machine support or be connected to the rotor hub of the rotor.
  • the axially symmetrical separation of the inner bearing ring of both embodiments in two sub-rings is primarily necessary for mounting capability of the large rolling bearing, but at the same time has the advantage that the length of the manufacturing technology relatively complex to produce teeth of the internal teeth is halved and thus more accurate to produce.
  • the formation of the internal toothing as spur gearing is rather a conventional possibility, which was mainly used before the detection of the noise and noise emissions generated by these. Nevertheless, such a spur gear is still interesting in view of their low production costs, especially when used in combination with modern sound insulation measures.
  • newer transmission concepts usually provide a helical toothing for all wheels of the planetary gear, since this angle can be chosen angle of inclination, compared to a straight toothing generates a much higher degree of coverage in the teeth, so that significantly reduces vibration and noise in wind operation become.
  • the teeth can be designed up to twice the tooth length of a spur toothing, so that a much higher torque transfer with the same space requirement is possible.
  • the helical gearing offers the possibility of compensating for external axial forces by setting the helical direction of the gearing according to the direction of the external axial forces acting.
  • a planetary gear in which both the ring gear and the planetary gears and the sun gear are formed with a Doppelschräg- or arrow toothing.
  • the peculiarity of such Doppelschräg- or arrow toothing is the high degree of overlap of the teeth, which allows a quiet and low-vibration operation of the planetary gear.
  • the resulting by the opposing helical gears two-sided axial forces are directed so that they cancel each other, so that an optimal load transfer is ensured.
  • a spacer ring is determined with determined defined width.
  • the spacer ring between the partial rings of the inner Bearing ring arranged in suitably shaped annular grooves such that the partial rings have a slight axial distance from each other and / or an additional positive connection with each other.
  • annular grooves are in each case half worked into the two partial rings of the inner bearing ring, wherein an in the mutually running ends of the raceways for the rolling elements vertically incorporated annular groove or incorporated into the abutting axial surfaces of the two partial rings annular groove has proved to be the most suitable ,
  • the outer bearing ring is axially symmetrically separated into two sub-rings and between these sub-rings then a spacer with determined defined width - is in order.
  • the spacer ring between the partial rings of the outer bearing ring has the same radial height as the partial rings, but it is also possible here, the spacer ring in an abutting axial surfaces of the two partial rings arranged annular groove such that the partial rings have a slight distance from each other and / or an additional positive connection with each other.
  • Another suitable measure for adjusting the axial play of the large roller bearing designed as a tapered roller bearing or angular contact ball bearing would alternatively also be to form at least one of the two partial rings of the inner bearing ring by grinding its axial side facing the other partial ring with a defined width.
  • the large roller bearing instead of grinding the axial side of the partial rings to a defined width to edit the mutually facing axial sides of both partial rings corresponding to machining or by coatings whose axial dimension.
  • the rotor bearing according to the invention thus has the advantage over the rotor bearings known from the prior art that the large roller bearing can absorb all forces and moments acting on the rotor as well as at the same time by the integrated toothing in the inner bearing ring of the ring gear connected planetary gear takes over the function of this ring gear.
  • the rotor bearing according to the invention is formed compact and reduced weight and is characterized by a smaller number of items on the large roller bearing and the planetary gear.
  • the one-piece effect of inner bearing ring and ring gear that the previously resulting from a positive fit excess in the press connection between the inner bearing ring and the ring gear negative influences on the function of the bearing or on the teeth of the planetary gear are excluded with certainty.
  • Figure 1 is a schematic representation of a wind turbine with inventively designed rotor bearing
  • FIG. 2 shows the enlarged representation of the detail X according to FIG. 1 with a first variant of the rotor hub large rolling bearing attachment of the rotor bearing designed according to the invention
  • FIG. 3 shows the enlarged illustration of the detail X according to FIG. 1 with a second variant of the rotor hub large rolling bearing attachment of the rotor bearing designed according to the invention
  • FIG. 4 shows a partial view of a cross section through a first embodiment of the large rolling bearing of the rotor bearing designed according to the invention
  • Figure 5 is a partial view of a cross section through a second embodiment of the large rolling bearing of the inventively designed rotor bearing
  • FIG. 6 shows a partial view of a cross section through a third embodiment of the large rolling bearing of the rotor bearing designed according to the invention
  • FIG. 7 shows a partial view of a cross section through a fourth embodiment of the large rolling bearing of the rotor bearing designed according to the invention.
  • FIG. 1 schematically shows a wind turbine 1, which essentially comprises a rotatably mounted on a machine tower 2 nacelle 3 with a generator 4 for power generation and a wind-driven rotor 5 with at least two rotor blades 6 bearing Rotoma- 7 and a rotor. 5 carrying slewing bearings 8 consists.
  • the large rolling bearing 8 has, as shown in Figures 2 and 3, a rotatably mounted on the machine house 3 and arranged coaxially with the rotor hub 7 arranged first bearing ring 9 and a rotatably held on the first bearing ring 9 and at the rotor hub 7 attached to the second bearing ring 10, wherein the connected to the machine housing 3 first bearing ring 9 either as in the first variant shown in Figure 2 by the outer ring or as in the second variant shown in Figure 3 by the inner ring of the large rolling bearing 8 is formed and attached to the rotor 5 second bearing ring 10 is accordingly also formed either as an inner ring or as an outer ring.
  • the large roller bearing 1 has a plurality between the bearing rings 9, 10 rolling rolling elements 11 and is connected to a downstream, connected to the generator 4 planetary gear 12 in conjunction, in a known manner from a ring gear thirteenth with a circumferential internal toothing 14, a plurality of planetary carriers 15 mounted and not shown in detail planetary gears and a central sun gear, also not shown.
  • the illustrations of Figures 2 and 3 can also be taken that the respective inner ring forming bearing ring 9 or 10 of the large rolling bearing 8 according to the invention at the same time forms the ring gear 13 of the generator 4 connected to the planetary gear 12 by the inner side 16 with the circumferential inner toothing 14th of the ring gear 13 is formed.
  • the large rolling bearing 8 can either, as shown in Figures 4 and 5, as two rows 17, 18 juxtaposed tapered rollers as rolling elements 11 having tapered roller bearing or, as shown in Figures 6 and 7, as two rows 17, 18 side by side arranged bearing balls are formed as rolling elements 11 having angular contact ball bearings, wherein the inner toothing 14 having inner bearing ring 9 or 10 is axially symmetrically separated into two partial rings 19, 20.
  • the axially symmetrical separation of the inner bearing ring 9 or 10 in two partial rings 19, 20 serves primarily the ease of assembly of the large roller bearing 8 and also has the advantage that the length of the manufacturing technology relatively complex to produce teeth of the internal gear 14 is halved and thus more accurate Moreover, it can be seen from FIGS. 2 and 3 that the internal teeth 14 on both partial rings 19, 20 of the inner bearing ring 9 or 10 are either helical teeth running parallel to one another or, as in FIG. 3, as in FIG in that, in the dividing plane of the partial rings 19, 20, respective helical toothing extending towards one another is formed.
  • the helical gear has in this case a helix angle such that a high degree of overlap in the internal toothing 14 is generated, are significantly reduced by the disturbing vibrations and noise in wind operation.
  • migrating load intervention points which are the cause of a very even load distribution in the planetary gear 12 and also cause a significant reduction of vibration and noise in wind operation, the two-sided axial forces arising from the opposing gearing cancel each other out and therefore an optimal Ensure load transfer.
  • FIG. 4 and 5 The enlarged views of the large roller bearing 8 according to Figures 4 and 5 finally illustrate that for adjustability of the axial play of the example here only as a double row tapered roller bearing large rolling bearing 8 between the two partial rings 19, 20 of the inner bearing ring 9 or 10 preferably a spacer ring 21 determined defined width is arranged.
  • the spacer ring 21 is clearly visible in each case in half in the two partial rings 19, 20 of the inner bearing ring 9 or 10 incorporated annular grooves 22, 23 arranged such that the partial rings 19, 20 either, as indicated in Figure 4, have a slight distance from each other or, as indicated in Figure 5, additionally positively connected to each other.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Sustainable Development (AREA)
  • Sustainable Energy (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)
  • Wind Motors (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Rotorlagerung für eine Windenergieanlage (1), im Wesentlichen bestehend aus einem drehbar auf einem Maschinenturm (2) gelagerten Maschinenhaus (3) mit einem Generator (4) zur Stromerzeugung, einem windgetriebenen Rotor (5) mit einer mindestens zwei Rotorblätter (6) tragenden Rotornabe (7) und einem den Rotor (5) tragenden Großwälzlager (8), das einen drehfest am Maschinenhaus (3) befestigten und koaxial zur Rotornabe (7) angeordneten ersten Lagerring (9) sowie einen verdrehbar am ersten Lagerring (9) gehaltenen und an der Rotornabe (7) befestigten zweiten Lagerring (10) sowie eine Vielzahl zwischen den Lagerringen (9, 10) abrollender Wälzkörper (11) aufweist und mit einem nachgeschalteten, mit dem Generator (4) verbundenen Planetengetriebe (12) in Verbindung steht, das aus einem Hohlrad (13) mit einer umlaufenden Innenverzahnung (14), mehreren auf Planetenträgern (15) gelagerten Planetenrädern und aus einem zentralen Sonnenrad besteht. Erfindungsgemäß bildet der radial innere der beiden Lagerringe (9 oder 10) des Großwälzlagers (8) zugleich das Hohlrad (13) des mit dem Generator (4) verbundenen Planetengetriebes (12), indem dessen Innenseite (16) mit der umlaufenden Innenverzahnung (14) des Hohlrades (13) ausgebildet ist.

Description

Rotorlagerung für eine Windenergieanlage
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft eine Rotorlagerung für eine Windenergieanlage nach den oberbegriffsbildenden Merkmalen des Patentanspruchs 1 , und sie ist insbesondere vorteilhaft an Windenergieanlagen mit einem in einem Hauptlager gelagertem Rotor und einem nachgeschalteten Planetengetriebe realisierbar.
Hintergrund der Erfindung
Eine derartige Windenergieanlage ist gattungsbildend beispielsweise aus der WO 03/014 567 A1 oder aus der US 6.872.049 B2 vorbekannt. Die in diesen Druckschriften offenbarten Windenergieanlagen bestehen im Wesentlichen je- weils aus einem drehbar auf einem Maschinenturm gelagerten Maschinenhaus mit einem Generator zur Stromerzeugung, einem windgetriebenen Rotor mit einer mindestens zwei Rotorblätter tragenden Rotornabe und einem den Rotor tragenden Großwälzlager. Das Großwälzlager ist dabei zumeist als zweireihiges Kegelrollenlager ausgebildet und weist einen drehfest am Maschinenhaus befestigten und koaxial zur Rotornabe angeordneten ersten Lagerring sowie einen verdrehbar am ersten Lagerring gehaltenen und an der Rotornabe befestigten zweiten Lagerring auf, zwischen denen eine Vielzahl als Kegelrollen ausgebildeter Wälzkörper abrollen. Darüber hinaus steht das Großwälzlagers mit einem mit dem Generator im Maschinenhaus verbundenen und in bekannter Weise aus einem Hohlrad mit einer umlaufenden Innenverzahnung, mehreren auf Planetenträgern gelagerten Planetenrädern sowie aus einem zentralen Sonnenrad beste- henden Planetengetriebe in Verbindung, indem der innere der beiden Lagerringe des Großwälzlagers durch eine Pressverbindung auf der Außenmantelfläche des Hohlrades des Planetengetriebes befestigt ist.
Durch die EP 811 764 A1 ist es darüber hinaus auch bekannt, die Verbindung des Großwälzlagers mit dem Planetengetriebe derart zu realisieren, dass der innere der beiden Lagerringe des Großwälzlagers auf einen mit der Rotornabe verbundenen und die Planetenträger tragenden Ring aufgepresst ist.
Nachteilig bei solchen Rotorlagerungen ist es jedoch, dass das Großwälzlager und das nachgeschaltete Planetengetriebe aus relativ vielen Einzelteilen bestehen und dadurch einerseits in ihrer Herstellung sehr kostenintensiv sind und andererseits ein hohes Gesamtgewicht aufweisen, das sich bei deren Montage im Maschinenhaus in bis zu 120 m Höhe sehr nachteilig auswirkt. Darüber hinaus müssen sowohl das Hohlrad des Planetengetriebes als auch der innere Lagerring des Großwälzlagers, die zumeist einen Außen- bzw. Innendurchmesser von über 2,00 m aufweisen, trotz ihrer Größe äußerst präzise gefertigt werden, um die aus einem positiven Passungsübermaß bzw. aus einer zu strammen Passung bei der Pressverbindung zwischen dem inneren Lagerring und dem Hohlrad entstehenden negativen Einflüsse auf die Funktion der Lagerstelle oder auf die Verzah- nung des Planetengetriebes mit Sicherheit ausschließen zu können. So kann eine solche zu stramme Passung einerseits dazu führen, dass der innere Lagerring des Großwälzlagers bei dessen Montage auf dem Hohlrad geringfügig auf- geweitet und das eingestellte Radialspiel des Großwälzlagers zu gering wird, so dass sich die Reibung zwischen den Wälzkörpern und deren Laufbahnen in den Lagerringen übermäßig erhöht. Dies hätte zur Folge, dass die zulässige Betriebstemperatur des Großwälzlagers überschritten wird, es zum teilweisen Verbrennen des Schmierstoffes und damit zu Mangelschmierung im Großwälzlager kommt und das Großwälzlager letztendlich vorzeitig ausfällt. Andererseits ist es auch möglich, dass die zu stramme Passung zwischen dem inneren Lagerring des Großwälzlagers und dem Hohlrad des Planetengetriebes zu einer geringfügigen Einschnürung des Hohlrades führt, so dass sich die Kontaktpunkte zwischen der Innenverzahnung des Hohlrades und den Verzahnungen der Planetenräder des Planetengetriebes verändern, mit der Folge, dass keine definierte Kraftübertragung mehr innerhalb des Planetengetriebes erfolgt und es im ungünstigsten Fall zum Zahnbruch an einer der Verzahnungen kommt.
Aufgabe der Erfindung
Ausgehend von den dargelegten Nachteilen der Lösungen des bekannten Standes der Technik liegt der Erfindung deshalb die Aufgabe zu Grunde, eine Rotor- lagerung für eine Windenergieanlage zu konzipieren, die kompakt und gewichtsreduziert ausgebildet ist und sich durch eine geringere Anzahl an Einzelteilen am Großwälzlager und am nachgeschalteten Planetengetriebe auszeichnet und bei der die aus einem positiven Passungsübermaß bei der Pressverbindung zwischen dem inneren Lagerring des Großwälzlagers und dem Hohlrad des Planetenge- triebes entstehenden negativen Einflüsse auf die Funktion der Lagerstelle oder auf die Verzahnung des Planetengetriebes mit Sicherheit ausgeschlossen sind. Beschreibung der Erfindung
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe bei einer Rotorlagerung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 derart gelöst, dass der radial innere der beiden Lager- ringe des Großwälzlagers zugleich das Hohlrad des mit dem Generator verbundenen Planetengetriebes bildet, indem dessen Innenseite mit der umlaufenden Innenverzahnung des Hohlrades ausgebildet ist.
Der Erfindung liegt somit die Erkenntnis zugrunde, dass die gestellte Aufgabe in einfacher Weise dadurch lösbar ist, dass anstelle einer aufwändigen Pressverbindung zwischen dem Hohlrad des Planetengetriebes und dem inneren Lagerring des Großwälzlagers beide ringförmige Bauteile durch Integration miteinander nur noch durch ein einziges kosten- und gewichtreduziertes Bauteil gebildet werden, bei dem negative Passungseinflüsse auf die Lagerstelle oder auf die Verzahnung des Planetengetriebes gar nicht erst auftreten können.
Bevorzugte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der erfindungsgemäß ausgebildeten Rotorlagerung werden in den Unteransprüchen beschrieben.
Danach ist es gemäß Anspruch 2 bei der erfindungsgemäß ausgebildeten Rotorlagerung vorgesehen, dass das Großwälzlager in einer ersten Ausführungsform bevorzugt als zwei Reihen nebeneinander angeordnete Kegelrollen als Wälzkörper aufweisendes Kegelrollenlager ausgebildet ist, dessen die Innenverzahnung aufweisender innerer Lagerring axial symmetrisch in zwei Teilringe getrennt ist.
Nach Anspruch 3 ist es jedoch auch alternativ möglich, das Großwälzlager der erfindungsgemäß ausgebildeten Rotorlagerung in einer zweiten Ausführungsform als zwei Reihen nebeneinander angeordnete Lagerkugeln als Wälzkörper aufweisendes Schrägkugellager auszubilden, dessen die Innenverzahnung aufweisender innerer Lagerring ebenfalls axial symmetrisch in zwei Teilringe getrennt ist. Die Ausbildung des Großwäizlagers als zweireihiges Kegelrollenlager stellt dabei die in der Praxis bevorzugte Ausführungsform dar, da diese Lagerart grundsätzlich über höhere Tragzahlen bzw. über eine höhere Leistungsdichte verfügt. Sollen jedoch Großwälzlager mit größeren Durchmessern eingesetzt werden, bei denen die Leistungsdichte nicht mehr das ausschlaggebende Kriterium darstellt, ist es durchaus eine technisch vertretbare Alternative, diese auch als zweireihige Schrägkugellager auszubilden. Dabei kann bei beiden Lagerarten sowohl der innere als auch der äußere Lagerring entweder drehfest am Maschinenhaus bzw. am Maschinenträger befestigt oder auch mit der Rotornabe des Rotors verbunden sein. Die axial symmetrische Trennung des inneren Lagerrings beider Ausführungsformen in zwei Teilringe ist dabei in erster Linie zur Montagefähigkeit des Großwälzlagers notwendig, hat aber zugleich den Vorteil, dass die Länge der fertigungstechnisch relativ aufwändig herzustellenden Zähne der Innenverzahnung halbiert wird und dadurch genauer herstellbar ist.
Unabhängig von den zuvor beschriebenen Ausführungsformen ist es nach Anspruch 4 ein weiteres Merkmal der erfindungsgemäß ausgebildeten Rotorlagerung, dass die Innenverzahnung an beiden Teilringen des inneren Lagerrings wahlweise als jeweils parallel zueinander verlaufende Gerad- oder Schrägver- zahnung oder als in der Teilungsebene der Teilringe jeweils zueinander verlaufende Pfeilverzahnung ausgebildet ist.
Die Ausbildung der Innenverzahnung als Geradverzahnung stellt dabei eher eine konventionelle Möglichkeit dar, die vor allem vor dem Erkennen der durch diese erzeugten Lärm- und Schallemissionen zur Anwendung kam. Dennoch ist eine solche Geradverzahnung im Hinblick auf deren günstige Fertigungskosten nach wie vor interessant, vor allem wenn diese in Kombination mit modernen Schalldämmungsmaßnahmen zur Anwendung kommt. Neuere Getriebekonzepte sehen jedoch in aller Regel eine Schrägverzahnung für alle Räder des Planetengetriebes vor, da bei dieser Verzahnung ein Schrä- gungswinkel gewählt werden kann, der gegenüber einer Geradverzahnung einen wesentlich höheren Überdeckungsgrad in der Verzahnung erzeugt, so dass Vibrationen und Geräusche im Windbetrieb deutlich verringert werden. Außerdem kann die Verzahnung bis zum Doppelten der Zahnlänge einer Geradverzahnung ausgelegt werden, so dass eine wesentlich höhere Momentübertragung bei gleichem Bauraumbedarf möglich ist. Zusätzlich bietet die Schrägverzahnung die Möglichkeit der Kompensierung von äußeren Axialkräf- ten, indem die Schrägungsrichtung der Verzahnung entsprechend der Richtung der wirkenden äußeren Axialkräfte festgelegt wird.
Die mit Abstand größten Vorteile bietet jedoch ein Planetengetriebe, bei dem sowohl das Hohlrad als auch die Planetenräder und das Sonnenrad mit einer Doppelschräg- oder Pfeilverzahnung ausgebildet sind. Die Besonderheit einer solche Doppelschräg- oder Pfeilverzahnung ist dabei der hohe Überdeckungsgrad der Verzahnung, der einen ruhigen und vibrationsarmen Betrieb des Planetengetriebes ermöglicht. Die durch die entgegengerichteten Schrägverzahnungen entstehenden zweiseitigen Axialkräfte sind dabei derart gerichtet, dass sie sich gegenseitig aufheben, so dass eine optimale Lastübertragung gewährleistet ist. Darüber hinaus ist es bei einer Doppelschräg- oder Pfeilverzahnung besonders vorteilhaft, dass durch die axial bewegliche Lagerung der Planetenräder eventuell durch die getrennte Fertigung der beiden Teilringe des inneren Lagerrings entstehende Fluchtungsfehler zwischen den Verzahnungen der bei- den Teilringe ausgeglichen werden, da die Planetenräder sich durch den Verzahnungsverlauf selbsttätig zentrieren.
Eine zweckmäßige Weiterbildung der erfindungsgemäß ausgebildeten Rotorlagerung ist es nach den Ansprüchen 5 und 6 desweiteren, dass zur Einstellbar- keit des Axialspiels des Großwälzlagers zwischen den beiden Teilringen des inneren Lagerrings bevorzugt ein Distanzring mit ermittelter definierter Breite angeordnet ist. Dabei ist der Distanzring zwischen den Teilringen des inneren Lagerrings in geeignet ausgebildeten Ringnuten derart angeordnet, dass die Teilringe einen geringfügigen axialen Abstand zueinander und/oder eine zusätzliche formschlüssige Verbindung miteinander aufweisen. Die Ringnuten sind dabei jeweils hälftig in die beiden Teilringe des inneren Lagerrings einge- arbeitet, wobei eine in die zueinander laufenden Enden der Laufbahnen für die Wälzkörper senkrecht eingearbeitete Ringnut oder eine in die aneinander anliegenden Axialflächen der beiden Teilringe eingearbeitete Ringnut sich als am geeignetsten erwiesen hat.
Als alternative Möglichkeit zur Einstellbarkeit des Axialspiels des Großwälzlagers der erfindungsgemäß ausgebildeten Rotorlagerung wird es durch die Ansprüche 7 und 8 schließlich noch vorgeschlagen, dass zusätzlich auch der äußere Lagerring axial symmetrisch in zwei Teilringe getrennt ist und zwischen diesen Teilringen dann ein Distanzring mit ermittelter definierter Breite ange- ordnet ist. Im Gegensatz zur vorbeschriebenen Ausbildung ist es bei dieser Ausbildung besonders vorteilhaft, wenn der Distanzring zwischen den Teilringen des äußeren Lagerrings die gleiche Radialhöhe wie die Teilringe aufweist, wobei es jedoch auch hier möglich ist, den Distanzring in einer in die aneinander anliegenden Axialflächen der beiden Teilringe eingearbeiteten Ringnut der- art anzuordnen, dass die Teilringe einen geringfügigen Abstand zueinander und/oder eine zusätzliche formschlüssige Verbindung miteinander aufweisen.
Eine andere geeignete Maßnahme zur Axialspieleinstellung des als Kegelrollen- oder Schrägkugellager ausgebildeten Großwälzlagers wäre es alternativ auch, zumindest einen der beiden Teilringe des inneren Lagerrings durch Schleifen seiner dem anderen Teilring zugewandten Axialseite mit einer definierten Breite auszubilden. Ebenso ist es zur Axialspieleinstellung des Großwälzlagers anstelle des Schleifens der Axialseite eines der Teilringe auf eine definierte Breite auch denkbar, die zueinander weisenden Axialseiten beider Teilringe entsprechend spanend zu bearbeiten oder durch Beschichtungen deren Axialmaß zu beeinflussen. Da eine solche Bearbeitung fertigungstechnisch jedoch relativ aufwändig und kostenintensiv ist, hat sich die Axialspielein- Stellung über einen Distanzring sowohl aus Kostengründen als auch dadurch am vorteilhaftesten erwiesen, dass hierbei auch eventuelle Bearbeitungsfehler in der Breite des Distanzringes durch den Austausch gegen einen passenden Distanzring relativ einfach ausgleichbar sind.
Zusammenfassend weist die erfindungsgemäß ausgebildete Rotorlagerung somit gegenüber den aus dem Stand der Technik bekannten Rotorlagerungen den Vorteil auf, dass das Großwälzlager wie bisher alle auf den Rotor wirkenden Kräfte und Momente aufnehmen kann und gleichzeitig durch die in den inneren La- gerring integrierte Verzahnung des Hohlrades des nachgeschalteten Planetengetriebes die Funktion dieses Hohlrades übernimmt. Dadurch ist die erfindungsgemäße Rotorlagerung kompakt und gewichtsreduziert ausgebildet und zeichnet sich durch eine geringere Anzahl an Einzelteilen am Großwälzlager und am Planetengetriebe aus. Darüber hinaus bewirkt die Einteiligkeit von inneren Lagerring und Hohlrad, dass die bisher aus einem positiven Passungsübermaß bei der Pressverbindung zwischen dem inneren Lagerring und dem Hohlrad entstehenden negativen Einflüsse auf die Funktion der Lagerstelle oder auf die Verzahnung des Planetengetriebes mit Sicherheit ausgeschlossen sind.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Die erfindungsgemäß ausgebildete Rotorlagerung wird nachfolgend in mehreren bevorzugten Ausführungsformen unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen näher erläutert. Dabei zeigen:
Figur 1 die schematische Darstellung einer Windenergieanlage mit erfindungsgemäß ausgebildeter Rotorlagerung;
Figur 2 die vergrößerte Darstellung der Einzelheit X gemäß Figur 1 mit einer ersten Variante der Rotornaben-Großwälzlager-Befestigung der erfindungsgemäß ausgebildeter Rotorlagerung; Figur 3 die vergrößerte Darstellung der Einzelheit X gemäß Figur 1 mit einer zweiten Variante der Rotornaben-Großwälzlager-Befestigung der erfindungsgemäß ausgebildeter Rotorlagerung;
Figur 4 eine Teilansicht eines Querschnittes durch eine erste Ausführungsform des Großwälzlagers der erfindungsgemäß ausgebildeter Rotorlagerung;
Figur 5 eine Teilansicht eines Querschnittes durch eine zweite Ausführungsform des Großwälzlagers der erfindungsgemäß ausgebildeter Rotorlagerung;
Figur 6 eine Teilansicht eines Querschnittes durch eine dritte Ausfüh- rungsform des Großwälzlagers der erfindungsgemäß ausgebildeter Rotorlagerung;
Figur 7 eine Teilansicht eines Querschnittes durch eine vierte Ausführungsform des Großwälzlagers der erfindungsgemäß ausgebil- deter Rotorlagerung.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
In Figur 1 ist schematisch eine Windenergieanlage 1 dargestellt, die im Wesentlichen aus einem drehbar auf einem Maschinenturm 2 gelagerten Maschinenhaus 3 mit einem Generator 4 zur Stromerzeugung sowie einem windgetriebenen Rotor 5 mit einer mindestens zwei Rotorblätter 6 tragenden Rotoma- be 7 und einem den Rotor 5 tragenden Großwälzlager 8 besteht. Das Groß- Wälzlager 8 weist dabei, wie die Figuren 2 und 3 zeigen, einen drehfest am Maschinenhaus 3 befestigten und koaxial zur Rotornabe 7 angeordneten ersten Lagerring 9 sowie einen verdrehbar am ersten Lagerring 9 gehaltenen und an der Rotornabe 7 befestigten zweiten Lagerring 10 auf, wobei der mit dem Maschinenhaus 3 verbundene erste Lagerring 9 entweder wie bei der in Figur 2 dargestellten ersten Variante durch den Außenring oder wie bei der in Figur 3 dargestellten zweiten Variante durch den Innenring des Großwälzlagers 8 ge- bildet wird und der am Rotor 5 befestigte zweite Lagerring 10 dementsprechend ebenfalls entweder als Innenring oder als Außenring ausgebildet ist. Ebenso geht aus den Figuren 2 und 3 hervor, dass das Großwälzlager 1 eine Vielzahl zwischen den Lagerringen 9, 10 abrollender Wälzkörper 11 aufweist und mit einem nachgeschalteten, mit dem Generator 4 verbundenen Planetengetriebe 12 in Verbindung steht, das in bekannter Weise aus einem Hohlrad 13 mit einer umlaufenden Innenverzahnung 14, mehreren auf Planetenträgern 15 gelagerten und nicht näher dargestellten Planetenrädern sowie aus einem ebenfalls nicht näher dargestellten zentralen Sonnenrad besteht.
Darüber hinaus ist den Darstellungen der Figuren 2 und 3 auch entnehmbar, dass der jeweils den Innenring bildende Lagerring 9 oder 10 des Großwälzlagers 8 erfindungsgemäß zugleich das Hohlrad 13 des mit dem Generator 4 verbundenen Planetengetriebes 12 bildet, indem dessen Innenseite 16 mit der umlaufenden Innenverzahnung 14 des Hohlrades 13 ausgebildet ist. Das Groß- Wälzlager 8 kann dabei entweder, wie in den Figuren 4 und 5 dargestellt, als zwei Reihen 17, 18 nebeneinander angeordnete Kegelrollen als Wälzkörper 11 aufweisendes Kegelrollenlager oder, wie in den Figuren 6 und 7 dargestellt, als zwei Reihen 17, 18 nebeneinander angeordnete Lagerkugeln als Wälzkörper 11 aufweisendes Schrägkugellager ausgebildet sein, wobei dessen die Innenverzah- nung 14 aufweisender innerer Lagerring 9 oder 10 jeweils axial symmetrisch in zwei Teilringe 19, 20 getrennt ist. Die axial symmetrische Trennung des inneren Lagerrings 9 oder 10 in zwei Teilringe 19, 20 dient dabei in erster Linie der leichten Montagefähigkeit des Großwälzlagers 8 und hat zugleich den Vorteil, dass die Länge der fertigungstechnisch relativ aufwändig herzustellenden Zähne der Innenverzahnung 14 halbiert wird und dadurch genauer herstellbar ist.Darüber hinaus geht aus den Figuren 2 und 3 zumindest andeutungsweise hervor, dass die Innenverzahnung 14 an beiden Teilringen 19, 20 des inneren Lagerrings 9 oder 10 entweder, wie in Figur 2, als parallel zueinander verlaufende Schrägverzahnung oder, wie in Figur 3, als in der Teilungsebene der Teilringe 19, 20 jeweils zueinander verlau- fende Pfeilverzahnung ausgebildet ist. Die Schrägverzahnung weist dabei einen derartigen Schrägungswinkel auf, dass ein hoher Überdeckungsgrad in der Innenverzahnung 14 erzeugt wird, durch den störende Vibrationen und Geräusche im Windbetrieb deutlich verringert werden. Durch die Pfeilverzahnung entstehen dagegen wandernde Lasteingriffspunkte, die für eine sehr gleichmä- ßige Lastverteilung im Planetengetriebe 12 ursächlich sind und ebenfalls eine deutliche Verringerung von Vibrationen und Geräuschen im Windbetrieb bewirken, wobei die aus der entgegengerichteten Verzahnungsform entstehenden zweiseitigen Axialkräfte sich gegenseitig aufheben und daher eine optimale Lastübertragung gewährleisten.
Die vergrößerten Darstellungen des Großwälzlagers 8 gemäß den Figuren 4 und 5 verdeutlichen schließlich noch, dass zur Einstellbarkeit des Axialspiels des hier nur beispielhaft als zweireihiges Kegelrollenlager ausgebildeten Großwälzlagers 8 zwischen den beiden Teilringen 19, 20 des inneren Lagerrings 9 oder 10 bevorzugt ein Distanzring 21 mit ermittelter definierter Breite angeordnet ist. Der Distanzring 21 ist dabei deutlich sichtbar in jeweils hälftig in die beiden Teilringe 19, 20 des inneren Lagerrings 9 oder 10 eingearbeitete Ringnuten 22, 23 derart angeordnet, dass die Teilringe 19, 20 entweder, wie in Figur 4 angedeutet, einen geringfügigen Abstand zueinander aufweisen oder, wie in Figur 5 angedeutet, zusätzlich formschlüssig miteinander verbunden werden. Alternativ dazu ist es jedoch auch möglich, die Einstellbarkeit des Axialspiels des Großwälzlagers 8, wie in den Figuren 6 und 7 am Beispiel eines zweireihi- gen Schrägkugellagers dargestellt, durch eine axial symmetrische Teilung des äußeren Lagerrings 10 oder 9 in zwei Teilringe 24, 25 zu realisieren, indem zwischen diesen Teilringen 24, 25 ein Distanzring 26 mit ermittelter definierter Breite angeordnet wird. Im Gegensatz zur Ausbildung gemäß den Figuren 4 und 5 ist es bei dieser Ausbildung besonders vorteilhaft, wenn der Distanzring 26 zwischen den Teilringen 24, 25 des äußeren Lagerrings 10 oder 9, wie in Figur 6 abgebildet, die gleiche Radialhöhe wie die Teilringe 24, 25 aufweist, wobei es jedoch auch hier möglich ist, den Distanzring 26, wie in Figur 7 abgebildet, in einer in die aneinander anliegenden, nicht näher bezeichneten Axial- flächen der beiden Teilringe 24, 25 eingearbeiteten Ringnut 27 derart anzuordnen, dass die Teilringe 24, 25 einen geringfügigen Abstand zueinander und/ oder eine zusätzliche formschlüssige Verbindung miteinander aufweisen.
Bezugszahlenliste
Windenergieanlage Maschinenturm Maschinenhaus Generator Rotor Rotorblätter Rotornabe Großwälzlager erster Lagerring von 8 zweiter Lagerring von 8 Wälzkörper von 8 Planetengetriebe Hohlrad von 12 Innenverzahnung von 13 Planetenträger von 12 Innenseite von 9 bzw. 10 erste Reihe von 11 zweite Reihe von 11 Teilring von 9 bzw. 10 Teilring von 9 bzw. 10 Distanzring zwischen 19, 20 Ringnut für 21 Ringnut für 21 Teilring von 10 bzw. 9 Teilring von 10 bzw. 9 Distanzring zwischen 24, 25 Ringnut für 26

Claims

Patentansprüche
1. Rotorlagerung für eine Windenergieanlage (1), im Wesentlichen bestehend aus einem drehbar auf einem Maschinenturm (2) gelagerten Maschinenhaus (3) mit einem Generator (4) zur Stromerzeugung, einem windgetriebenen Rotor (5) mit einer mindestens zwei Rotorblätter (6) tragenden Rotornabe (7) und einem den Rotor (5) tragenden Großwälzlager (8), das einen drehfest am Maschinenhaus (3) befestigten und koaxial zur Rotornabe (7) angeordneten ersten Lagerring (9) sowie einen verdrehbar am ersten Lagerring (9) gehaltenen und an der Rotornabe (7) befestigten zweiten Lagerring (10) sowie eine Vielzahl zwischen den Lagerringen (9, 10) abrollender Wälzkörper (11) aufweist und mit einem nachgeschalteten, mit dem Generator (4) verbundenen Planetengetriebe (12) in Verbindung steht, das aus einem Hohlrad (13) mit einer umlaufenden Innenverzahnung (14), mehreren auf Planetenträgern (15) gela- gerten Planetenrädern und aus einem zentralen Sonnenrad besteht, dadurch gekennzeichnet, dass der radial innere der beiden Lagerringe (9 oder 10) des Großwälzlagers (8) zugleich das Hohlrad (13) des mit dem Generator (4) verbundenen Planetengetriebes (12) bildet, indem dessen Innenseite (16) mit der umlaufenden Innenverzahnung (14) des Hohlrades (13) ausgebildet ist.
2. Rotorlagerung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Großwälzlager (8) bevorzugt als zwei Reihen (17, 18) nebeneinander angeordnete Kegelrollen als Wälzkörper (11) aufweisendes Kegelrollenlager ausgebildet ist, dessen die Innenverzahnung (14) aufweisender innerer Lagerring (9 oder 10) axial symmetrisch in zwei Teilringe (19, 20) getrennt ist.
3. Rotorlagerung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Großwälzlager (8) bevorzugt als zwei Reihen (17, 18) nebeneinander angeordnete Lagerkugeln als Wälzkörper (11) aufweisendes Schrägkugellager ausgebildet ist, dessen die Innenverzahnung (14) aufweisender innerer Lagerring (9 oder 10) axial symmetrisch in zwei Teilringe (19, 20) getrennt ist.
4. Rotorlagerung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Innenverzahnung (14) an beiden Teilringen (19, 20) des inneren Lagerrings (9 oder 10) wahlweise als jeweils parallel zueinander verlaufende Gerad- oder Schrägverzahnung oder als in der Teilungsebene der Teilringe (19, 20) jeweils zueinander verlaufende Pfeilverzahnung ausgebildet ist.
5. Rotorlagerung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass zur Einstell- barkeit des Axialspiels des Großwälzlagers (8) zwischen den beiden Teilringen
(19, 20) des inneren Lagerrings (9 oder 10) bevorzugt ein Distanzring (21) mit ermittelter definierter Breite angeordnet ist.
6. Rotorlagerung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Dis- tanzring (21) in geeignet ausgebildeten Ringnuten (22, 23) derart angeordnet ist, dass die Teilringe (19, 20) einen geringfügigen Abstand zueinander und/ oder eine zusätzliche formschlüssige Verbindung miteinander aufweisen.
7. Rotorlagerung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass zur Einstellbarkeit des Axialspiels des Großwälzlagers (8) zusätzlich der äußere Lagerring (10 oder 9) axial symmetrisch in zwei Teilringe (24, 25) getrennt ist und zwischen diesen Teilringen (24, 25) ein Distanzring (26) mit ermittelter definierter Breite angeordnet ist.
8. Rotorlagerung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Distanzring (26) entweder die gleiche Radialhöhe wie die Teilringe (24, 25) aufweist oder derart in einer geeignet ausgebildeten Ringnut (27) angeordnet ist, dass die Teilringe (24, 25) einen geringfügigen Abstand zueinander und/ oder eine zusätzliche formschlüssige Verbindung miteinander aufweisen.
PCT/DE2008/001476 2007-09-07 2008-09-03 Rotorlagerung für eine windenergieanlage Ceased WO2009030220A2 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102007042770A DE102007042770A1 (de) 2007-09-07 2007-09-07 Rotorlagerung für eine Windenergieanlage
DE102007042770.2 2007-09-07

Publications (2)

Publication Number Publication Date
WO2009030220A2 true WO2009030220A2 (de) 2009-03-12
WO2009030220A3 WO2009030220A3 (de) 2009-12-17

Family

ID=40340033

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/DE2008/001476 Ceased WO2009030220A2 (de) 2007-09-07 2008-09-03 Rotorlagerung für eine windenergieanlage

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102007042770A1 (de)
WO (1) WO2009030220A2 (de)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104067014A (zh) * 2012-01-20 2014-09-24 Skf公司 齿轮传动的轴承单元
KR101749286B1 (ko) * 2010-04-14 2017-06-20 미바 베어링스 홀딩 게엠베하 베어링 요소와 이를 구비한 풍력 터빈
CN109027010A (zh) * 2018-09-10 2018-12-18 宁波艾德轴业有限公司 一种带齿轮的圆柱滚子轴承
US20250180072A1 (en) * 2023-11-30 2025-06-05 Aktiebolaget Skf Optimized face-mounted angular contact ball bearing

Families Citing this family (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009032294A1 (de) * 2009-07-09 2011-01-13 Aktiebolaget Skf Lageranordnung
DE102010052899A1 (de) * 2010-10-21 2012-04-26 Imo Holding Gmbh Baugruppe zur Auskopplung der Rotationsenergie von der Rotornabe des Windrades einer Windkraftanlage
CN102695886A (zh) * 2010-11-22 2012-09-26 西门子公司 双排锥形轴承组件和风力涡轮机
DE102010053473A1 (de) 2010-12-04 2012-06-06 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Zweireihiges Schrägwälzlager
DE102010063687A1 (de) 2010-12-21 2012-06-21 Aktiebolaget Skf Windkraftanlage
DE102011019001A1 (de) * 2011-04-28 2012-10-31 Imo Holding Gmbh Energieübertragungsbaugruppe mit mehreren Abtriebsaggregaten, insbesondere auch damit ausgestattete Windenergieanlage
DE102011019002A1 (de) * 2011-04-28 2012-10-31 Imo Holding Gmbh Energieübertragungsbaugruppe mit mehreren Abtriebsaggregaten
DE102011083119B4 (de) * 2011-09-21 2021-05-12 Aktiebolaget Skf Konzept zur Verformungssicherung von Lagerringelementen
CN102628428A (zh) * 2012-04-25 2012-08-08 东方电气集团东方汽轮机有限公司 一种大功率风力发电机组
DE102014205816A1 (de) * 2014-03-28 2015-10-01 Aktiebolaget Skf Lageranordnung zur drehbaren Lagerung eines Turbinenblattes an einer Turbinennabe
EP2975299A1 (de) * 2014-07-18 2016-01-20 Siemens Aktiengesellschaft Gleitlagerung für Planetenträger
DE102015223667A1 (de) * 2015-11-30 2017-06-14 Zf Friedrichshafen Ag Planetenträger für eine Getriebestufe eines Planetengetriebes
DE102017005151A1 (de) * 2017-05-02 2018-11-08 Urs Giger Stützlagerung, insbesondere Hauptlagerung für eine Windenergieanlage, und Windenergieanlage mit einer solchen Stützlagerung
EP3650689A1 (de) * 2018-11-06 2020-05-13 ZF Friedrichshafen AG Ausgangsmodul mit integriertem lagerring
CN111581779B (zh) * 2020-04-13 2024-06-18 大唐东北电力试验研究院有限公司 基于调节汽门流量拐点识别的重叠度区间确定及优化方法

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE29609794U1 (de) 1996-06-03 1996-08-22 aerodyn GmbH, 24768 Rendsburg Getriebe-Generator-Kombination
DK174085B1 (da) 2001-04-02 2002-06-03 Vestas Wind Sys As Vindmølle med planetgear
GB0118996D0 (en) 2001-08-03 2001-09-26 Hansen Transmissions Int Drive Assembly
GB0326933D0 (en) * 2003-11-19 2003-12-24 Hansen Transmissions Int Gear transmission unit with planet carrier
EP1677032B1 (de) * 2004-12-31 2008-11-19 Eickhoff Maschinenfabrik GmbH Planeten-Austauschverfahren und Montagebolzen

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101749286B1 (ko) * 2010-04-14 2017-06-20 미바 베어링스 홀딩 게엠베하 베어링 요소와 이를 구비한 풍력 터빈
CN104067014A (zh) * 2012-01-20 2014-09-24 Skf公司 齿轮传动的轴承单元
CN109027010A (zh) * 2018-09-10 2018-12-18 宁波艾德轴业有限公司 一种带齿轮的圆柱滚子轴承
CN109027010B (zh) * 2018-09-10 2020-07-28 宁波艾德轴业有限公司 一种带齿轮的圆柱滚子轴承
US20250180072A1 (en) * 2023-11-30 2025-06-05 Aktiebolaget Skf Optimized face-mounted angular contact ball bearing

Also Published As

Publication number Publication date
WO2009030220A3 (de) 2009-12-17
DE102007042770A1 (de) 2009-03-12

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2185815B1 (de) Rotorlagerung für eine windenergieanlage
WO2009030220A2 (de) Rotorlagerung für eine windenergieanlage
EP2148985B1 (de) Mehrreihiges grosswälzlager, insbesondere axial-radiallager zur hauptlagerung der rotorwelle einer windkraftanlage
EP3351830B2 (de) Planetengetriebe mit verbesserter planetenträgerlagerung
EP3507526A1 (de) Planetengetriebe
EP2683941B1 (de) Planetengetriebe einer windkraftanlage
DE102015216849A1 (de) Einstellbare Fixierung von Planetenlagern
DE102010041474B4 (de) Leistungsverzweigungsgetriebe
EP1559928B1 (de) Umlaufgetriebe für eine Windenergieanlage
DE102015225606B4 (de) Generator mit Getriebestufe
WO2018149655A1 (de) Verwendung eines induktiv gehärteten wälzlagers
WO2018095452A1 (de) Windturbinenwellenanordnung
EP2514076A1 (de) Generatoranordnung für eine windenergieanlage
WO2010072196A1 (de) Wälzlager für eine radialkräfte, axialkräfte und kippmomente aufnehmende drehlagerung
WO2009065381A1 (de) Wälzlager für ein wellenförmiges bauteil
EP3230622B1 (de) Gelenkig gelagerter planetenschaft
DE102012205946A1 (de) Getriebeeinrichtung, insbesondere für eine Windkraftanlage
WO2015055188A1 (de) Lageranordnung für ein planetengetriebe einer windkraftanlage
EP2598762B1 (de) Lageranordnung und getriebe
DE102010053473A1 (de) Zweireihiges Schrägwälzlager
DE102011083090A1 (de) Planetenlagerung und Windenergieanlagengetriebe
DE102010008198A1 (de) Großlager für ein Planetengetriebe sowie Planetengetriebe mit dem Großlager
DE102012208806A1 (de) Stirnraddifferential
DE102010051209A1 (de) Rotorlager einer Windkraftanlage
DE102010054320A1 (de) Rotorlagerung einer Windkraftanlage

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 08801283

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A2

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 08801283

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A2