風電機組球面滾子軸承的參數化研究與仿真分析*

徐立暉,羅勇水,張明良,何先照

(1.浙江運達風電股份有限公司,浙江 杭州 310000;2.浙江省風力發電技術重點實驗室,浙江 杭州 310000)

0 引 言

風力發電機組的安全穩定運行目前受到了廣泛關注,而主軸軸承作為風力發電機組的核心部件更是受到關注。

雙列球面滾子軸承具有安裝方便、自動調心、承載能力大等優點,被廣泛應用于風力發電機組主軸承。在風電機組主軸承的使用過程中,風機后主軸承滾子經常出現異常磨損,造成軸承過早失效[1]。軸承的壽命計算以軸承滾動接觸疲勞試驗為基礎,以接觸疲勞模型為理論依據。軸承失效模式主要有:與次表面疲勞有關的剝離、點蝕、壓痕或異常磨損等[2-4]。針對軸承異常磨損的現象,需改善軸承滾子的接觸狀態。

目前,各科研院校及各大軸承公司都已針對軸承接觸應力的數值計算及分析,做了大量的理論研究及試驗對比。其研究是將軸承滾子作為非線性彈簧,把軸承內外圈視為剛性套圈,建立了滾動軸承的擬靜力學模型;將轉子作為Timoshenko梁,并建立了軸承-轉子的力學模型及方程組;通過Newton-Raphson迭代算法求解了非線性方程組,求得了軸承的位移及滾動體的載荷;基于Hertz接觸理論,根據軸承滾子的接觸類型,計算了軸承滾子的接觸應力,分析了軸承滾子與滾道接觸異常的原因[5-8]。

但是,以上研究都是基于小尺寸軸承,沒有針對風電主軸的大尺寸軸承進行研究,也沒有考慮軸承座受力之后的變形及扭轉,以及Timoshenko梁存在剪切鎖死[9]等問題。

本文采用有限元模型的主軸及輪轂代替原來采用Timoshenko梁所建立的主軸和輪轂,結合有限元軸承座來模擬軸承座的變形,以更加準確地模擬軸承內、外圈在受力后的變形。

1 模型的建立

風力發電機主軸前、后軸承通常采用雙列球面滾子軸承。本文根據某型號風機主軸及軸承尺寸建立主軸模型,主軸前、后軸承中心距輪轂中心的距離分別為2 545 mm、4 815 mm,軸承跨距為2 270 mm。

具體的主軸結構及布局如圖1所示。

圖1 主軸模型

風力發電機在工作過程中,葉片帶動輪轂轉動,輪轂帶動主軸轉動。前、后主軸承作為主軸的支撐部件,前主軸承為浮動安裝,后主軸承為固定安裝,這樣的安裝方式使得輪轂受到的軸向力主要由后主軸承承擔。

為利用球面滾子軸承的調心能力,雙列球面滾子軸承采用正游隙的安裝方式,這會導致后主軸承在實際使用過程中只有單列受載。軸承內圈通過過盈配合安裝在主軸上,軸承內圈隨主軸一起變形,當主軸出現較大的彎曲變形時,若軸承滾子沒有進行合理的設計,軸承滾子與軸承滾道將出現應力集中現象,并導致滾道及滾子異常磨損。

本文借助Romax軟件,建立主軸承傳動系統的三維模型,研究軸承游隙、軸承密合度、軸承滾子修型量和軸承跨距對軸承接觸應力的影響,為軸承設計優化做好準備。

2 滾子接觸應力仿真與分析

2.1 軸承游隙對滾子接觸狀態的影響

軸承的設計、制造過程中,軸承內、外圈存在設計公差。在軸承的使用過程中,如設計的軸承內圈與軸承配合的過盈量不合適,軸承將會出現跑圈的現象,造成軸承內圈或主軸表面出現劃傷、磨損甚至膠合等現象[10]。

風電齒輪箱主軸承尺寸較大,軸承內外圈、滾子及主軸和軸承座存在溫度差異,零件熱膨脹量的不同會影響軸承的工作游隙。軸承工作游隙的大小將影響軸承滾子的接觸狀態,過大或過小的軸承游隙都將導致過大的軸承接觸應力,最終會使軸承異常磨損,甚至提前失效[11]。

這里假設軸承內圈溫度與主軸溫度相差5 ℃～10 ℃,軸承滾子溫度與軸承內外圈溫度相差5 ℃～10 ℃,軸承初始游隙最大為485 μm,研究不同工況下的軸承在最大游隙時,滾子的接觸應力。

軸承部件溫升導致軸承過盈量的變化量可以根據下式進行計算[12],即:

ΔDT=(α1·ΔT1-α2·ΔT2)·D

(1)

式中:ΔDT—溫差引起的間隙或過盈變動量,mm;α1,α2—主軸及軸承內圈熱膨脹系數12.5×10-6,(1/℃);T1,T2—主軸與軸承內圈溫度,℃;D—主軸承內圈配合面直徑,mm。

當軸承溫度與主軸溫度有差異時,軸承內圈與主軸的過盈量將發生變化,最終會影響軸承游隙。筆者將考慮到軸承工作過程中各個部件不同溫度下的工作游隙。

軸承內圈,滾子與主軸溫差對后主軸承游隙的影響如表1所示。

表1 軸承內圈,滾子與主軸溫差對后主軸承游隙的影響

根據以上計算的軸承工作游隙和建立的Romax主軸及軸承三維模型,筆者計算不同軸承游隙情況下,軸承滾子的接觸力和接觸應力。

具體不同位置處,即軸承滾子與軸承內外圈不同方位角的接觸力及應力云圖,如圖2所示。

圖2 軸承不同方位角的接觸力及應力云圖

每個滾子受到的力是不相同的,這里只展示受力最大的滾子的接觸應力。

不同游隙情況下,軸承滾子的接觸應力沿滾子方向的分布,即軸承游隙對軸承滾子接觸應力的影響,如圖3所示。

圖3 軸承游隙對軸承滾子接觸應力的影響

由圖3可知:隨著軸承工作游隙的增加,軸承兩端應力集中的現象并沒有出現明顯的變化,說明在合理情況下,軸承工作游隙對軸承滾子接觸應力的影響較小。

因球面滾子軸承需具備一定的調心能力,軸承運行時需要保留一定的工作游隙。在設計合理的游隙情況下,出現軸承滾子端面或軸承滾道異常磨損的情況,這時就需要從軸承其他幾何參數來進行考慮,優化軸承滾子或滾道的幾何形狀。

2.2 軸承滾子密合度對滾子應力的影響

軸承滾子密合度作為球面滾子設計的關鍵參數,其數值是否合理將影響軸承的性能。軸承密合度的取值通常依據經驗取0.97～0.98。軸承滾子兩端與軸承滾道之間存在一定的間隙,間隙的大小將由軸承滾子的密合度決定,軸承滾子的密合度越大,滾子與滾道的間隙越小;反之,滾子與滾道的間隙越大[13,14]。

軸承滾子密合度的計算公式如下:

(2)

式中:Rb—球面滾子在軸向平面內的曲率半徑,mm;r—滾道在軸向平面內的曲率,mm。

針對球面滾子軸承的幾何結構特征,筆者通過調整軸承滾子的密合度來改變軸承滾子兩端的間隙,以消除軸承滾子兩端邊緣應力集中現象的發生。

接下來筆者將就軸承滾子密合度分別為0.988,0.982,0.976的情況下,研究軸承滾子沿著滾子方向的接觸應力。

受力最大的軸承滾子的接觸應力沿著滾子軸向分布情況,即不同滾子密合度對軸承接觸應力的影響,如圖4所示。

圖4 不同滾子密合度對軸承接觸應力的影響

由圖4可知:隨著軸承滾子密合度的降低,軸承滾子兩端的應力集中現象逐漸減弱,當軸承滾子的密合度為0.976時,軸承滾子兩端的應力集中現象已完全消失;而軸承滾子中心的接觸應力有所增加,軸承中心處接觸應力由密合度為0.988時的1 818 MPa,增加到密合度為0.976時的1 840 MPa,增加了22 MPa。

因此,要消除軸承滾子兩端的應力集中現象,可通過減低軸承滾子的密合度來實現。依據軸承設計經驗可知,軸承滾子密合度在0.976是比較合理的值。

2.3 軸承滾子修型對滾子接觸應力的影響

目前,針對風電機組的運行工況及設計要求,需要設計承載能力大、結構緊湊、質量輕、極限情況下接觸應力小的軸承。

因此,為提高軸承的承載能力,需要設計高密合度的軸承來滿足以上要求。雖然球面滾子軸承因其特殊的結構,軸承內、外圈與軸承滾子曲率存在差異,使得軸承滾子兩端存在間隙,在輕載的工況下使用時,高密合度軸承的軸承滾子不修型也不會出現滾子應力集中的現象。但是,在重載的工況下使用時,軸承滾子將可能會出現端面應力集中、軸承異常磨損的情況。

為避免以上現象的發生,提高主軸承的可靠性,通常要對軸承的滾子或軸承內圈滾道進行修型,以改善滾子與滾道的接觸狀態,消除軸承滾子邊緣應力集中的現象[15]。

滾子修型方式有半鼓型、全鼓型、對數修型等,這里采用Lundberg的對數修型方式。滾子對數修型方程可參照文獻[16]中的公式,即:

(3)

式中:y—滾子修型量,μm;F—軸承的設計載荷,N;xk—滾子母線上位置離滾子中心距離,mm;Lwe—滾子接觸的有效長度;E—軸承材料彈性模量,MPa;v—軸承材料的泊松比。

其中：E′=E/(1-ν2)。

接下來,筆者將研究軸承的設計載荷分別為0 kN,50 kN,100 kN的情況下,軸承滾子與軸承滾道的接觸應力。

具體在不同的軸承設計載荷情況下,載荷最大的軸承滾子與滾道的接觸應力沿滾子軸向方向分布,即不同軸承設計載荷對軸承接觸應力的影響,如圖5所示。

圖5 不同軸承設計載荷對軸承接觸應力的影響

由圖5可知:隨著軸承設計載荷的增加,軸承滾子兩端的應力集中現象將逐漸減少,當軸承設計載荷為100 kN時,軸承滾子兩端的應力集中現象已經完全消失;但軸承滾子中心的接觸應力將有所增加,由無修型時接觸應力的1 818 MPa增加到1 843 MPa,增加了25 MPa。

因此,針對軸承滾子應力集中的現象,可通過對軸承滾子進行修型來降低軸承兩端的接觸應力,消除應力集中現象。

2.4 軸承跨距對軸承接觸應力的影響

針對目前風力發電機組輕量化設計趨勢,需要設計整體重量輕、結構緊湊的風力發電機機組,而風力發電機組主軸承跨距將是一個比較關鍵的參數。主軸承跨距越小,則機組的尺寸越緊湊,機組的整體質量越輕。

接下來,筆者將研究風力發電機主軸承跨距對后主軸承接觸應力的影響;針對機組尺寸模型,計算主軸承跨距由原來的2 270 mm降至1 670 mm時,后主軸承的接觸應力。

不同軸承跨距情況下,載荷最大的軸承滾子與滾道的接觸應力沿滾子軸向方向分布情況,即軸承跨距對軸承接觸應力的影響,如圖6所示。

圖6 軸承跨距對軸承接觸應力的影響

由圖6可知:隨著主軸承跨距的減少,軸承滾子兩端的應力集中現象增加,當軸承跨距為1 670 mm時,軸承滾子兩端的集中應力增加了330 MPa;同時,軸承滾子中心的接觸應力也有所增加,跨距為2 270 mm時,軸承中心處接觸應力為1 756 MPa;跨距為1 670 mm時,軸承中心的接觸應力為1 875 MPa,增加了119 MPa。

不同跨距情況下,軸承滾子中心的接觸應力和集中應力情況,即主軸承跨距對后主軸承接觸應力的影響,如表2所示。

表2 主軸承跨距對后主軸承接觸應力的影響

當采用短跨距設計時,需要消除軸承滾子的應力集中現象,可對軸承滾子進行修型或降低軸承的密合度。

2.5 結果分析

通過以上仿真分析可知:雖然軸承游隙將受到軸承運行溫度的影響,但是軸承游隙對軸承滾子的接觸應力影響較小;如需要消除軸承滾子應力集中現象,可采用降低軸承滾子的密合度來實現,在該案例中可采用0.976的密合度;或對軸承滾子進行修型,針對該案例可以采用對數修型的方法,軸承設計載荷為100 kN。

當主軸承跨距縮短時,后主軸軸承受的載荷增大,軸承滾子的接觸應力和應力集中應力增大,需要對軸承滾子的密合度或修型進行重新設計,以滿足新的主軸跨距的需求。

3 結束語

本文根據風力發電機組主軸傳動系統的實際模型,建立了主軸傳動系統的三維仿真模型,考慮了極限載荷工況下主軸及軸承座的受力變形,研究了主軸承部件溫差、軸承滾子密合度、軸承滾子修型量和軸承間跨距對軸承滾子接觸應力的影響。

研究得到了以下結論:

(1)雖然軸承部件溫度對軸承游隙有影響,但是軸承游隙對軸承接觸應力影響較小;

(2)通過對軸承滾子進行修型或降低軸承滾子的密合度,可消除軸承滾子兩端應力集中的現象;

(3)主軸承跨距對軸承滾子的接觸應力有很大的影響,跨距越小,軸承滾子接觸應力越大,應力集中現象越嚴重。

以上的分析主要是基于軸承擬靜力學模型進行的。在后續的研究中,筆者將分析軸承在瞬態情況下,振動和沖擊載荷對軸承接觸應力的影響。