風電機組調心滾子主軸軸承匹配設計技術研究★

李 達， 姜宏偉， 寧文鋼， 王岳峰

（太原重工股份有限公司技術中心， 山西 太原 030024）

引言

近年來，隨著化石能源的快速消耗，其儲量日益減少，同時也帶來環境的持續惡化。風能作為主要的清潔能源之一，因其能源轉換技術更為成熟、成本相對低廉、極具商業發展前景而得到大規模的開發利用。截至2019 年12 月底，我國風力發電并網容量達到2.09 億kW，風電發電量在全國總發電量的比重提高至5.5%。主軸軸承作為風力發電設備的核心部件，與風電機組的設計匹配性將直接決定機組的整體性能。本文對用于風力發電機組傳動系統的主要軸承類型及其布置型式進行了介紹，并對兩點支撐式傳動鏈調心滾子主軸軸承選型計算以及周邊結構對的軸承影響進行了分析研究，可為風電機組傳動系統的設計提供參考。

1 主軸軸承類型

在風電機組運行過程中，主軸軸承承受來自葉輪的推力、彎矩等交變載荷及葉輪自身重力載荷，將復雜的空氣動力載荷過濾為輸出至發電機的純扭矩。當前，風電機組主要采用承載能力較大的滾子軸承。

1.1 調心滾子軸承

調心滾子軸承由一個帶球面滾道的外圈和一個雙滾道內圈、保持架、雙列球面滾子組成。由于外圈球面滾道的中心與軸承中心一致，故具有調心性能，可以在一定范圍內自動調整因主軸與軸承座之間的制造裝配誤差及軸的撓曲所產生的傾斜[1]。此類軸承能承受較大的徑向載荷與雙向軸向載荷，適用于風電機組傳動鏈低速端的支撐。

采用兩件調心滾子軸承的兩點支撐式傳動鏈，前軸承作為游動端僅承受徑向力，后軸承為固定端，同時承受徑向力與軸向力。此布置形式軸系略長，傳動鏈重量稍重，但保證了齒輪箱良好的受力環境，機組可靠性得到提高。

采用一件調心滾子軸承的三點支撐式傳動鏈在兩點式的基礎上，取消了后軸承[2]，前軸承為固定端，承受徑向和軸向載荷，由齒輪箱承受葉輪載荷形成的徑向支反力。此布置形式較為緊湊，但對增速器可靠性要求較高。

1.2 圓錐滾子軸承

圓錐滾子軸承內外圈具有錐形滾道，滾子亦為錐形。將錐形延伸，其頂點相交于軸承軸線上的一點，因此，滾子可以在滾道上實現純滾動。圓錐滾子軸承屬于分離型軸承，軸承內組件（滾子、保持架和內圈）和外圈可以分離，安裝方便。

在一點支撐式傳動鏈中通常采用一件O 形布置的雙列圓錐滾子軸承支撐，軸承外圈直接與機架連接，內圈過盈裝配于主軸，風輪載荷通過軸承傳遞到機架。此布置形式結構緊湊，傳動鏈剛性好，但軸承造價較高，多應用于大型風電機組。

1.3 圓柱滾子軸承

圓柱滾子軸承屬于分離型軸承，安裝與拆卸方便，能承受較大的徑向載荷。此類軸承允許內圈軸線與外圈軸線的角度誤差極小，對軸和軸承座加工精度及自身剛度要求較高，否則，容易在滾道接觸部位出現不均勻載荷或應力集中。對滾子或滾道接觸母線進行修形后，可以減少應力集中情況的發生。

圓柱滾子軸承不能承受軸向載荷，一般與X 型雙列圓錐滾子軸承組合使用。為滿足軸承運行精度要求，前后軸承座作為整體進行設計制造。此類布置對加工制造及裝配精度要求較高。

2 兩點支撐式傳動鏈調心滾子主軸軸承選型計算

2.1 軸承受力分析

圖1 傳動鏈XZ、XY 平面靜力學分析

如下頁圖1 所示，分別在XZ、XY 平面內對傳動鏈進行靜力學分析（坐標系參考風力發電機組認證規范GL2010）：

式中：Fx、Fy、Fz、My、Mz為輪轂中心力與力矩載荷，單位分別為N、N·m；Fbz1、Fbz2為前后軸承徑向力Z 向分量，N；Fby1、Fby2為前后軸承徑向力Y 向分量，N；Fr1、Fr2為前后軸承徑向力，N；Fa2為后軸承軸向力，N；Gms為主軸與鎖定盤重力，N；Ggb為齒輪箱重力，N；β 為傳動鏈傾角，（°）；A、B、C、D 為傳動鏈布置尺寸，m。

聯立（1）—（7）式，即可解出前后軸承徑向力Fr1、Fr2及后軸承軸向力Fa2.

2.2 軸承當量靜載荷計算

前后軸承當量靜載荷按下式計算[3]：

式中：P0r1為前軸承當量靜載荷，N；P0r2為后軸承當量靜載荷，N；X0為徑向靜載荷系數，調心滾子軸承X0=1；Y0為軸向靜載荷系數，調心滾子軸承Y0=0.44cotα，α 為軸承公稱接觸角。

2.3 軸承靜態載荷安全系數計算

根據標準ISO76，軸承靜態載荷安全系數由下式確定[3]：

式中：S0為靜態載荷安全系數；C0r為軸承徑向基本額定靜載荷，N；P0r為軸承當量靜載荷，N。

風力發電機組認證規范GL2010 規定，S0不小于2.0。

2.4 軸承額定壽命計算

軸承額定壽命可參考ISO281 或ISO TS 16281標準進行計算。ISO281 標準計算方法考慮了潤滑條件、潤滑劑污染、軸承材料的疲勞載荷極限對軸承壽命的影響[4]，ISO TS 16281 除考慮上述影響因素外，還考慮了軸承工作游隙和軸承偏斜造成滾動壓應力分布不均勻對軸承壽命的附加影響[5]。

根據ISO281 標準進行軸承壽命計算[4]：

式中：Pr為徑向當量動載荷，N；Fr為軸承徑向力，N；Fa為軸承軸向力，N；X、Y 為徑向動載荷系數和軸向動載荷系數；

Fa/Fr≤e 時，X=1，Y=0.45cotα；Fa/Fr＞e 時，X=0.67，Y=0.67cotα；e=1.5tanα，α 為軸承公稱接觸角；Lnm為軸承修正額定壽命，106r；α1為可靠度壽命修正系數，可靠度為90%時，α1=1；αISO為基于系統方法的壽命修正系數。Cr為基本額定動載荷，N；風力發電機組認證規范GL2010 規定，根據ISO281 標準計算的修正額定壽命不能低于130 000 h。

3 與主軸間的配合對軸承的影響

調心滾子主軸軸承內圈為回轉套圈，受旋轉載荷，與主軸間采用過盈配合，過盈量隨軸承載荷及軸承尺寸的增加而增大，過盈量不足容易引起軸承與軸之間打滑，使軸表面精度遭到破壞。過盈配合會使軸承內圈脹大，從而導致軸承游隙變化，對軸承壽命、旋轉精度、振動、噪聲、溫升、摩擦阻力等有較大影響。

軸承內圈過盈裝配導致的游隙變化量由下式估算：

式中：ΔSp為裝配導致的游隙變化量；U 為裝配過盈量；d 為軸承內圈孔徑；D 為軸承內圈滾道直徑。

以某風電機組后軸承（初始平均游隙0.485 mm）為例，平均過盈量分別為0.1 mm、0.3 mm 時，軸承滾子在極端工況下的載荷分布與應力分布見圖2和下頁圖3。

由以上分析結果可見，軸承與主軸裝配過盈量增加時，滾道載荷與內滾道最大接觸應力均有所下降，但過大的過盈量會造成內滾道表面產生較大的拉應力而影響軸承疲勞壽命，過盈量一般控制在軸承內徑的1/1 000 以內。

圖2 過盈量0.1 mm、0.3 mm 時滾道載荷（單位：kN）

圖3 過盈量0.1 mm、0.3 mm 時內滾道接觸應力

4 與軸承座間的配合對軸承的影響

調心滾子主軸軸承外圈為靜止套圈，受局部載荷，一般采用間隙配合，允許外圈在載荷作用下產生微量的圓周滑動，以緩慢改變其承載區域，使套圈滾道表面圓周方向均勻受力。軸承運轉時，由于摩擦，外圈溫度高于軸承座，兩者間由于材料線膨脹系數的不同及溫差的影響而使間隙值發生變化。軸承與軸承座之間的配合應保證不會在軸承運行過程中產生過大的熱脹應力，由溫差引起的兩者間隙值變化量可由下式估算：

式中：ΔST為溫差引起的間隙值變化量，mm；ΔT 為外圈與環境溫差，℃；α 為線膨脹系數。軸承鋼線膨脹系數約為12.5×10-6/℃；d 為軸承外徑，mm。

5 結語

不同軸承類型的傳動方案各有優缺點，可根據機組實際運行條件及經濟性評價選擇配置。對兩點支撐式傳動鏈調心滾子主軸軸承的靜力學分析、軸承選型計算、軸承與周邊結構件的匹配設計進行研究，可為風力發電機組傳動系統的設計提供參考。