風電機組變槳軸承軟帶位置及打磨量的分析與研究

李秀珍，陸道輝，鐘杰，楊家春

(中車株洲電力機車研究所有限公司風電事業部，湖南株洲 412001)

0 前言

兆瓦級風力發電機組當前都是采用變槳變速的功率控制方式。其中變槳控制是指通過調節葉片的槳矩角來滿足風力發電機組的控制要求。通常情況下，當風機運行在額定風速以上時，變槳變速型風力發電機組通過調節葉片的槳矩角[1]52來改變來流的攻角[1]51，從而保持風機輸出在額定功率點處。對于更先進的風力發電機組控制方式來說,比如獨立變槳控制(IPC)，在風機運行在額定風速以下時，也會對葉片的槳矩角進行及時的微調以達到減小載荷或增加發電量的目的。可以看出，變槳系統的主要功能即是在風機運行中驅動風機葉片旋轉以實現變槳，而變槳軸承則是變槳系統中最關鍵的部件之一。

近年來，隨著風電機組功率的增大及葉片長度的增加，變槳軸承故障問題一直層出不窮。因此，對于變槳軸承的深入研究就顯得尤為緊迫。但是目前行業內對于變槳軸承的研究主要還是集中在軸承本身的強度、滾道接觸角、軸承螺栓孔強度、螺栓強度等方面，而對于變槳軸承軟帶位置的放置、軟帶打磨量的設計研究還不夠。按照理論設計，軟帶位置滾珠與滾道之間是不接觸的，但是如果將軟帶放置在載荷較大區域，或者軟帶打磨的深度不能滿足該處的變形量要求，軟帶區域就會與滾珠接觸，產生壓力。由于滾道軟帶位置沒有經過熱處理，強度和硬度都比滾珠低很多，多次接觸后就會導致軸承滾道在軟帶位置首先出現破壞，進而導致整個軸承滾道的損壞，后果極其嚴重。因此，研究變槳軸承軟帶的放置區域、軟帶位置的打磨量對于變槳軸承的設計、使用甚至風電機組的安全運行都有重要意義。

軸承軟帶區域指滾道在感應淬火過程中，淬火頭的起始點與結束點之間的空白區域。如圖1所示，該區域由于未經淬火，滾道的表面強度和硬度均較低，在風機運行過程中需要放置在受力小的位置，且不得與滾子產生接觸。

圖1 軸承軟帶示意

1 軸承內外圈相對變形分析

采用非線性彈簧單元模擬滾珠與滾道的力-位移關系，如圖2所示。采用O1O3和O2O4在平面內的相對變形量L13和L24代表滾道4個圓弧面的相對變形，并以L13和L24的較大值代表軟帶處滾子與滾道的接觸位移。軟帶的打磨量不得小于滾珠與滾道的接觸相對變形。

圖2 非線性彈簧單元

滾動體與每個曲面的接觸方式是點接觸，如圖3所示：2個滾道曲率圓中心的連線與水平線的夾角為接觸角α。因此，通過這4個中心點的位移就可以知道接觸角的變化。

圖3 曲率圓中心及接觸角示意

接觸變形實際上主要發生在接觸區域附近，該模型的建立主要是基于赫茲理論[2]。在赫茲理論中，假定接觸區域是一個橢圓，接觸應力呈半橢圓函數分布，為計算橢圓尺寸，引入曲率和函數及曲率差函數：

曲率和為

∑ρ=ρI1+ρI2+ρII1+ρII2

曲率差為

式中：Ⅰ表示滾道接觸點上排；Ⅱ 表示滾道接觸點下排。

對于4點接觸球軸承[3]，內圈處的接觸應力要大于外圈處的接觸應力，所以此處主要確定內圈處的∑ρi和F(ρ)i。

曲率差函數為

接觸橢圓區域的長、短半軸分別為

根據Hertz理論，JONES[5]提出了一種確定軸承內外圈相對位移的方法，后來HARRIS和JONES一起對這種方法進行了改進，提出了著名的JHM[6]方法。此方法中對于軸承內外圈相對位移用下式進行計算：

其中:Q為滾子載荷；E為彈性模量；δ*為F(ρ)的函數，其值可以從文獻[7]中查得。

非線性彈簧需要定義力和位移的關系，從而達到用非線性彈簧取代滾子的目的。

2 實例計算

2.1 變槳軸承內外圈相對變形計算模型與條件

此次分析基于經典有限元理論[8]，使用三維CAD軟件Pro/E建立幾何建模，采用ANSYS進行模型的單元劃分、材料定義、單元屬性設置、接觸關系、邊界條件和載荷的定義并進行求解。

2.1.1 建立三維模型

采用三維軟件Pro/E建立變槳軸承及其周圍部件的三維模型，如圖4所示。

圖4 變槳軸承連接系統

2.1.2 建立有限元模型

根據三維模型建立有限元模型，如圖5所示。其中，螺栓連接的部件均采用標準接觸，其他部件連接采用綁定接觸，葉根中心與葉片假體上端面綁定，葉根載荷通過葉根坐標系施加在葉根中心。邊界條件：約束主軸端面和葉根中心點Z向自由度，同時采用旋轉對稱約束輪轂體的1/3端面。

圖5 連接系統網格模型

使用Combin39彈簧單元模擬滾子與滾道的接觸位移關系，如圖6所示。

圖6 彈簧單元的力-位移關系曲線

2.1.3 定義材料屬性

變槳軸承材料參數見表1。

表1 變槳軸承材料42CrMoA參數

2.1.4 載荷條件

(1)螺栓預緊力

變槳軸承內、外圈螺栓參數及預緊力分別如表2、表3所示。文中采用最小預緊力進行計算。

表2 外圈螺栓參數

表3 內圈螺栓參數

(2)載荷條件

主要針對變槳軸承在極限載荷工況和疲勞載荷工況下，不同角度的相對最大變形量進行對比分析。分別在葉根施加0°、10°、20°、30°、50°、70°、90°、100°、110°、120°、140°、150°、170°等效合彎矩極限載荷和疲勞載荷，載荷采用葉根坐標系，0°和90°方向如圖7所示。

圖7 0°和90°載荷方向

2.2 計算結果

2.2.1 不同角度、極限載荷下軸承變形量的分析

為便于對數據進行分析，將極限載荷下不同角度滾子-滾道的相對位移值整理成如表4所示。

表4 極限載荷下不同角度滾子-滾道相對位移

由表4可知在極限載荷情況下，滾子-滾道相對位移最大和最小的位置分別為70°、170°，此工況下對應的軸承宏觀變形分別如圖8、圖9所示。

圖8 70°載荷方向下軸承變形云圖

圖9 170°載荷方向下軸承變形云圖

由表4、圖8和圖9可知：極限載荷工況下，載荷作用方向為70°時，最大相對位移量為0.336 mm；載荷作用方向為170°時，最大相對位移量為0.187 1 mm。

2.2.2 不同角度、疲勞載荷下軸承變形量的分析

為便于分析數據，將疲勞載荷下不同角度滾子-滾道的相對位移整理成如表5所示。

表5 疲勞載荷下不同角度滾子-滾道相對位移

由表5可知，在疲勞載荷情況下，滾子-滾道相對位移最大和最小的位置分別為20°、110°，此工況下對應的軸承宏觀變形如圖10、圖11所示。

由表5、圖10和圖11可知：疲勞載荷工況下，載荷作用方向為20°時，最大相對位移為0.261 9 mm；載荷作用方向為110°時，最大相對位移為0.151 8 mm。

圖10 20°載荷方向下軸承變形

圖11 110°載荷方向下軸承變形

2.2.3 不同角度下極限與疲勞變形量的對比分析

不同角度的極限載荷和疲勞載荷工況下的相對位移如圖12所示。

圖12 不同角度下極限與疲勞的滾子-滾道相對位移

由圖12可知：2條曲線在20°位置和152°位置有交叉，但是152°位置處的相對位移較小。故將軟帶放在152°位置比較合理，此時極限工況和疲勞工況下的相對變形都較小。

3 結語

(1) 采用有限元方法，分別對極限載荷和疲勞載荷下不同角度的軸承滾子-滾道的相對位移進行仿真分析，得到極限工況下的最大相對位移為0.336 mm、疲勞工況下的最大相對位移為0.261 9 mm。

(2) 找出了所有工況下軸承滾子-滾道相對位移量較小的區域并將極限工況與疲勞工況放在同一條件下進行對比，得到極限工況和疲勞工況下相對位移都比較小的區域為110°～170°；兩條曲線在152°位置交叉，說明該點為極限工與疲勞工況下相對位移均較小的點，可將變槳軸承軟帶放置在該點。

(3)根據計算結果，變槳軸承滾子-滾道的最大相對位移為0.336 mm，因此變槳軸承的軟帶打磨量建議大于0.336 mm,這樣才能確保在風機實際運行過程中，軟帶位置不會與滾子產生接觸。