大型风力发电机组主要由风轮、机械传动系统、发电设备和控制系统组成，其中机械传动系统是将风轮吸收的风能以机械的方式传送到发电机的中间装置，包括传动轴系、联轴器、齿轮箱、离合器和制动器等，为了便于捕获风能和适应机组性能控制需要，机组还必须配置偏航传动、变桨距传动以及阻尼、制动等辅助装置。图1所示是一个典型的大型风电机组，左侧的风轮通过主轴将动力经齿轮箱传递给右侧的发电机，机舱内的设备安装在底座上，通过偏航轴承支撑在塔架上。.
大型风电机组的特殊环境和使用工况条件，对传动装置提出了不同寻常的要求，而大量的不确定因素，如图2所示
的外部动载荷和变化多端的风轮、电网异常载荷的作用、机舱刚性不足引起的强烈振动、只能通过估算和模拟的载荷谱
和极限载荷分布等，都是传动装置必须考虑的重大问题。
大型风力发电机组主传动齿轮箱位于风轮和发电机之间，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增速传动装置。齿轮箱是风电机组传动轴系中一个最重要而又是最脆弱的部件。
齿轮箱在机舱内不可能像在地面那样具有牢固的机座基础，整个传动系的动力匹配和扭转振动的因素总是集中反映在某个薄弱环节上，这个环节常常是机组中的齿轮箱。当然，最理想的情况是让齿轮箱完成传递扭矩和增速的任务而不承受其他附加载荷。实际上这不仅不能实现，而且还会由于风况的多变和机组的复杂变形避免不了许多附加负荷的作用，给齿轮箱的设计增添了不少不确定的因素。
很显然，在狭小的机舱空间内减小部件的外形尺寸和减轻重量十分重要，因此齿轮箱设计必须保证在满足可靠性和预期寿命的前提下，使结构简化并且重量最轻，同时也要考虑便于维护的要求。根据机组提供的参数，采用CAD优化设计，按照排定的最佳传动方案，选择稳定可靠的结构和具有良好力学特性以及在环境极端温差下仍然保持稳定的材料，配备完善的润滑、冷却和监控系统，是设计齿轮箱的必要前提条件。.
因此，传动装置的设计和部件选用必须按照主机提出的要求，根据不同的使用条件，经分析对比后做出选择。主要考虑的因素有：
1）主机工况和性能参数，动力学分析结果；
2）传动系统的载荷分布和结构形式；.
3）对传动装置及其联接要求；
4）安全环保要求；
5）寿命要求；.
6）经济和效益分析；
7）运转和维护条件。.
传统机组的主齿轮箱用于变换速度和扭矩，使紧凑的标准发电机能够在机组上应用。不同功率等级的齿轮箱采用不同的传动形式（见图3）。
在20世纪八十年代，平行轴圆柱齿轮传动装置应用到100到500kW标准风电机组上。90年代风力发电机组平均功率增大到600至800kW，为了节省空间，获得更大速比，引用了外形为筒状的行星齿轮传动或行星与平行轴齿轮组合传动的结构，取得较好的效果。
图4所示的一级行星两级平行轴齿轮箱是目前应用较广的机组传动结构。为取得高功率密度和大速比，行星级的行星架将动力多分路分流到多个行星轮，再汇合到太阳轮上传至平行轴齿轮，常用功率在2MW以下。齿轮箱的设计结构随机组传动轴系的布置方式而定，与主轴一起适用于“两点式”或“三点式”支撑。胀紧套联接主轴和齿轮箱输入轴（行星架），固定端设在主轴上，行星架轴承（或箱体）应能轴向浮动。行星架采用双支撑以提高结构刚度，常用三个行星轮，太阳轮浮动均载；采用斜齿轮，传动平稳，降低噪声。
两级行星和一级平行轴齿轮传动也有较多应用实例，功率可达3～3.5MW。
对于更大功率的机组，为了减小外形尺寸，节省机舱空间，齿轮箱倾向于应用行星、差动和平行轴齿轮组合传动的方式，行星轮常常多于三个，以缩小体积，获取更大的功率密度。.
图5所示的行星差动和固定轴齿轮组合传动结构已在国产的大型风电机组中得到应用。该结构采用3级齿轮传动：第一级是行星差动齿轮传动；第二级是固定轴齿轮分流传动；第三级是平行轴齿轮传动。
从主轴传来的功率分两路传递：标有箭头红线的一路从行星架直连的第二级内齿圈，通过圆周分布的一组固定轴齿轮传至第二级中心轮，再通过与该中心轮相连的第一级内齿圈回传至行星架；而另一路（用绿色箭头线表示）则直接由行星架传递，并在第一级行星轮上与前一路的功率汇合，通过第一级中心轮（太阳轮）传至第三级平行轴齿轮副。
这种传动方式的总速比可以达到200∶1（行星/差动级：35∶1；平行轴：6∶1）。功率分流的比例：内齿圈差动至末级主动轮为72.1％；行星轮、太阳轮至末级主动轮为27.9％。由于采用多行星轮和柔性行星销轴结构，其体积和重量比传统结构减小25％以上。.
低速重载行星齿轮传动装置的行星架通常多采用双支撑结构，如图6（a）所示，齿轮承载不均匀问题受制造和安装误差、轮齿变形以及温度变化等因素的影响，除了采用合理的均载机构（如太阳轮浮动）得到部分缓解外，行星轮上仍然受不均匀载荷的作用，直接影响传动质量。为此增加弹性元件均载机构可进一步改善载荷分布状况，使用柔性行星轮轴是其中的一种简单有效的形式。风电材料设备
如图6（b）所示，行星架采用单支撑，弹性心轴与行星架和心轴外面的弹性轴套过盈连接，弹性套悬臂固定在心轴的自由端，轴套上安装滚动轴承，行星轮在轴承上旋转。当载荷作用于中间或行星轮左端位置时，心轴和轴套产生变形，心轴和行星轮轴线发生倾斜，于是载荷延齿宽方向转移，使轮齿载荷延齿宽分布趋于均匀。图6（c）是上述国产大型风电齿轮箱实际应用柔性行星轮轴的结构。图7是样机试验时实测的行星轮齿根应力相对强度分布图，图中不同载荷下
的几组曲线的载荷分布基本上一致，载荷不均匀系数（最大载荷与平均载荷之比）接近1.1，均载效果较好。.
采用四级行星差动组合传动的结构如图8所示，功率分两路传递：.
齿轮箱的主传动输入级由一级行星齿轮和固定在箱体上的齿圈组成。与传统的齿轮箱功率传递相反，动力并不完全汇合到太阳轮上，而是部分地通过行星架传到第二级旋转的内齿圈上。在第二级传动中，一组齿轮被支撑在箱体上，与相互啮合的内齿圈和太阳轮一起，用作速度分流和改变旋向。扭矩变化则通过太阳轮进行。.
在第三级差动行星齿轮级上，来自第一级太阳轮和第二级太阳轮的功率流汇合。第一级的太阳轮驱动行星架，而第二级太阳轮驱动内齿圈。这第三级称为三轴行星差动传动，两路功率流在这里汇合到太阳轮上，再传递至第四级平行轴主动齿轮。总增速比可达到200∶1以上，其中一到三级：～40∶1，平行轴级：～5∶1。
功率分流比例：来自第一级太阳轮为61.8％；来自行星架和内齿圈为38.2％。体积和重量比传统结构减小20％左右。能够达到减轻重量要求是因为巧妙的动力分流传动路径。第一级行星齿轮基本减少了空间和重量，利用多路动力传递分流和各齿轮级不同的作用，进行功率汇流同时平衡变化的速度和转向，从而满足机组传动链的特定要求。
齿轮箱末级传动采用定轴齿轮副，是遵循风电机组齿轮箱非同轴线设计的规则。这是为了在中心孔布置管路或电缆，以便控制叶轮桨叶变距。另外，产生必要的中心偏移则可以较方便地调节不同的发电机速度输出。
如图9左图所示，传统机组在风轮和齿轮箱之间采用主轴传递动力并承受来自风轮大部分异常负荷，降低了齿轮损伤的风险。但这会延长机舱长度，增大机舱体积，在较小功率的机组上这种影响还不太明显。.
随着功率的增大，主轴的直径和重量也与之递增，3MW以上机组布置传动轴系时，又大又重的主轴成为机舱减重的目标，设计时倾向于采用直连方式。如图9右图所示的结构那样，风轮通过一个承受三个方向载荷巨大的滚锥轴承挂在机座上，直接将动力传至齿轮装置。随之带来的难题是超大型双排滚锥轴承的研制和齿轮传动装置的高强度、高功率密度设计与制造、轴系动态边缘条件的设定等等，这些都应在确定采用“直连”方案之前找出行之有效的解决办法。.
尽管直驱式风电机组具有简化传动结构的特点，在风力发电机组容量越来越向大型化发展的今天，过于庞大的低速发电机造成的运输、吊装难题，加上较高制造成本的条件限制，不得不回过头来思考如何减小机构的体积和重量以及降低成本的途径。适当运用齿轮增速或利用功率分流的方法是解决问题的思路之一。.
在风轮和低速电机之间利用较小增速比的齿轮传动减小电机结构尺寸的所谓“半直驱”或“混合传动”类型的机组已有不少应用实例。图10的传动形式是在风轮和电机之间增设了两级齿轮传动（一级行星和一级定轴齿轮传动）来提高电机的转速，使机组能够采用尺寸更小的永磁电机，取得更为紧凑的结构。
也可以采用功率分流的方法减小机舱体积。图11所示的分流机型在国外已有应用。这个机组的风轮通过主轴上的大齿轮将功率等分传给四根中间轴，再通过四组齿轮增速传递至四个电机，这样就可以以小代大，既获得大电机的容量，又能够将机舱体积缩小。这种齿轮传动结构的难点是四个分流轴的均载问题，如能合理解决，不失为以小制胜的好方案。.
齿轮箱主要零部件应具有足够的强度，能承受风力发电机组各种工况下的动、静载荷。齿轮箱上的动负荷取决于输入端（风轮）、输出端（发电机）的特性和主、从动部件（轴和联轴器）的质量、刚度和阻尼值、风力发电机组机舱的布置形式、控制和制动方式以及外部工作条件。.
实际上齿轮箱不再作为孤立的个体，而是为整个传动系统的一个组成部分；传动系统的运
行可靠性也不再只是通过单独校核各部件的承载能力来表示，设计时愈来愈多地倾向于以整个传动系统的动态模拟结果为基础来考虑其运行可靠性。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、制动和紧急制动等各种工况进行模拟，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行分析计算，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。
在进行建模时要充分考虑以下因素：恶劣的环境条件（极端温度、湿度、沙尘、……）多变的风况（风向、风速、风暴、湍流……）；频繁的启动和制动/停机和紧急停机，前风轮和后电机突变载荷冲击；传动链动态设计和载荷分配；高功率密度、大速比增速传动的特点；零部件设计和材料特性要求；冷却、润滑条件；抗点蚀、抗疲劳损坏要求；噪声和振动；长寿命要求等等。
从建立简化的传动系统模型入手，模拟实际工况，分析载荷与各组成件的刚度的关系。运用有限元、断裂力学等工具计算系统的动态特性并分析各级模态振型和频率，从而改进传动链布置。采取措施减少齿轮传动误差，减少啮合力，优化的齿形参数，避开系统共振响应点。
载荷谱和极限载荷是齿轮箱的设计计算基础。载荷谱应当体现出齿轮箱在其设计使用寿命内的整个运行过程中所承受的所有负荷。包括安装地的正常运行负荷和由极限风速或三维湍流工况引起的最高运行负荷，以及由于突然调距或叶梢展开或机械制动等原因引起的瞬时峰值负荷。
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