風力發電機主軸軸承加速壽命試驗研究

李英昌　劉桂然　員一澤

摘要：主軸軸承是風電機組核心零部件之一，為保障機組可靠運行，防止軸承發生早期失效，在機組正式投入使用前，需要通過軸承加速壽命試驗進行驗證。以典型風電機組載荷為研究對象，分析了輪轂中心各方向載荷特征和分布規律，提出一種將工況載荷簡化為試驗載荷的等效方法。另外，雖然加速壽命試驗可以通過提高試驗載荷來縮短試驗時間，但載荷超過一定限值會導致軸承發生塑形變形，影響試驗結果判定，因此，基于軸承應力和載荷當量計算公式，通過逆向推導方式，完成軸承加速壽命試驗過程中載荷限定條件的推導，并通過加速壽命試驗對上述方法的有效性進行實際驗證。

關鍵詞：風電機組；主軸軸承；載荷規律；加速壽命試驗；加載限值

中圖分類號：TK83；TH133.3 文獻標志碼：A doi：10.3969/j.issn.1006-0316.2023.03.003

文章編號：1006-0316 （2023） 03-0014-07

Study on Accelerated Life Test of Main Shaft Bearing of Wind Turbine

LI Yingchang1，2，LIU Guiran1，2，YUAN Yize1，2

（ 1.Guodian United Power Technology Co.， Ltd.， Beijing 100139， China;

2.State Key Laboratory of Wind Power Equipment and Control， Baoding 071000， China ）

Abstract：The main shaft bearing is one of the core components of wind turbine. In order to ensure the reliable operation and prevent early failure， the bearing of the wind turbine should be verified? through the accelerated life test before it is put into use. This paper takes typical wind turbine load as the research object， analyzes the load characteristics and distribution rules in all directions of the hub center， and proposes an equivalent method to simplify the working load to the test load. In addition， although the accelerated life test can shorten the test time by increasing the test load， the load exceeding a certain limit will cause deformation of the bearing and affect the judgment of the test results. Based on the bearing stress and load equivalent calculation formula， the paper completes the derivation of the load limit conditions in the process of the accelerated life test of the bearing through reverse derivation. The effectiveness of the above methods is verified by accelerated life test.

Key words：wind turbine；main bearing；load characteristics；accelerated life test；load limit

不同于一般工業用滾動軸承，風電主軸軸承所處的工作環境比較惡劣且工況多變，載荷幅值變化具有很大隨機性，軸承后期維護困難，維護成本非常高，這就對風電軸承的可靠性和使用壽命提出了更高的要求[1-2]。為檢驗風電軸承的可靠性，常對其進行壽命試驗。由于軸承屬于高壽命產品，在時間和經費制約下，常規壽命試驗無法實現，需采用加速壽命試驗。

2011年，德國FAG公司的風電主軸軸承試驗臺ASTRAIOS投入運行[3]，FAG公司憑借ASTRAIOS和其多年的試驗經驗研發了一種加速壽命試驗方案。2012年，日本NTN公司在三重縣工廠建造了當時世界最大的風電軸承試驗機WIND LAB[4]，WIND LAB使用六個液壓缸在垂直和水平方向對軸承施加載荷，能夠再現機組的實際載荷工況，對軸承進行詳細的技術分析和試驗。2017年，美國Clemson大學在美國SCE&G能源創新中心開發出當時最大的風電軸承試驗臺[5]對三菱重工V164-9.5 MW軸承進行測試，該試驗臺能夠為機組傳動系統提供完整的加速壽命試驗。2017年，瑞典SKF公司公布了Sven Wingquist測試中心的兩個風電軸承試驗臺[6]，該試驗臺不僅可以測試單個軸承，還能測試完整軸系。總體來說，國外風電軸承試驗起步早，且研究深入，但試驗理論作為核心機密對國內企業處于封鎖狀態。

國內對風電主軸軸承的試驗研究略顯遲緩。2010年華銳風電提出了一種風力發電機組主軸軸承的試驗裝置[7]，但該試驗臺專利文件未提及可供主軸軸承試驗的具體工況及尺寸參數。2013年大連理工大學提出一種風電軸承試驗的具體方案[8]，隨后該方案一直被改進[9-12]。2018年，瓦房店軸承公司公開的一篇論文中展示了其發明的風電主軸軸承試驗臺[13]，該試驗臺可以模擬2 MW以內風電主軸軸承實際受力情況，但并未對試驗參數情況進行介紹。2021年，成都天馬鐵路軸承有限公司的8 MW試驗臺研制成功，但相關試驗研究及理論研究尚未見報道。

風電軸承國家標準[14]雖提出了軸承壽命試驗的試驗原理，但并未對試驗載荷的處理和加載過程進行明確。通用軸承試驗標準雖然對軸承試驗流程進行了規定，但對試驗過程加載要求過于寬泛，如GB/T 24607－2009[15]要求標準試驗中當量載荷為額定動載荷的20%～30%，對于軸向載荷較大的試驗，當量載荷可適當取大些，但未給出載荷上限要求。JB/T 50013－2000[16]規定試驗當量載荷為額定動載荷1/4，對于軸向載荷較大的試驗，當量載荷可適當取大些，同樣未給出載荷上限要求。

因此，本文對風電機組傳動鏈載荷分布規律進行研究，確定主軸軸承加速壽命試驗的邊界條件。

1 條件假定

風電機組主軸軸承運行工況特殊、隨機性強，除了承受軸向載荷、徑向載荷和彎矩外，還承受沖擊載荷。試驗過程中加載隨機的疲勞載荷比較困難，為簡化試驗加載過程，在滿足試驗結果的前提下，需要對機組載荷進行等效簡化處理。

加速壽命試驗通過提高試驗載荷、增加試驗轉速和縮短試驗時間，實現軸承加速疲勞驗證的目的。為保證加速壽命試驗的準確性，試驗應遵循下述準則[17]：

（1）軸承在正常應力水平和加速應力水平的壽命服從Weibull分布，應力水平的改變不會改變壽命分布類型。

（2）軸承在正常應力和加速應力水平下的失效機理不變。

（3）在加速應力水平下，軸承的工作原理不變，影響軸承壽命的載荷和應力性質不變。

2 載荷規律和等效方法研究

主軸軸承疲勞一般以載荷時間分布（LDD，Load Duration Distribution）形式給出。載荷以輪轂中心為笛卡爾坐標原點，包含My、Mz、Fx、Fy和Fz五個方向的力和力矩。由于LDD數據量較大，無法直接用于試驗，為實現加速疲勞試驗載荷的加載，需要按式（1）對載荷進行等效處理，使其轉化為有限的幾組載荷[18]。

式中： 為My、Mz、Fx、Fy或Fz在輪轂中心的當量載荷，kN； 為My、Mz、Fx、Fy或Fz在 時刻的載荷分量，kN； 為軸承壽命公式指數，點接觸軸承取3，線接觸軸承取10/3； 為軸承在 作用下的轉速，r/min；i為載荷數據點； 為i對應的時刻，min。

經過大量機組載荷數據統計研究發現，傳動鏈載荷各方向分量的方向和時間占比均遵循特定的分布規律。如圖1所示，以某1.5 MW機組為例對傳動鏈載荷分布規律進行介紹：

（1）My正向和負向載荷分布占比相差不大，等效處理時，分別按照正、負兩個方向等效為兩個載荷。

（2）Mz正向載荷占比遠大于負向載荷，為保守計算，并模擬疲勞損傷不利的情況，等效過程中將Mz等效為一個正向載荷。

（3）Fx主要占比為正值，該方向為軸向載荷，且正向分量對軸承性能影響較大，因此等效過程中將Fx等效為一個正向載荷。

（4）Fy負向載荷占比遠大于正向載荷，為保守計算，并模擬疲勞損傷不利的情況，等效過程中將Fy等效為一個負向載荷。

（5）Fz所有載荷分量占比均為負值，等效過程中將Fz等效為一個負向載荷。

基于上述分析，輪轂中心的LDD載荷可等效為表1所示的兩組載荷，簡化了軸承當量載荷的計算過程。

3 當量載荷計算

以風電機組常見的“球面滾子軸承＋球面滾子軸承”軸系結構為例，對軸承當量載荷進行分析。傳動鏈布局結構如圖2所示，根據力的平衡方程得到式（2）～（7），求解方程組，得出作用在軸承上的軸向力和徑向力。根據式（8）和式（9）[19]求解軸承徑向合成載荷分量和軸承的當量載荷。

式中：A為浮動軸承；B為推力軸承；m為主軸；g為齒輪箱； 、 、e為軸承計算系數，一般由軸承制造商提供； 為軸承徑向合成載荷分量，kN； 為作用在軸承上的軸向力，kN；P為軸承的當量載荷，kN。

4 試驗載荷研究

4.1 加速壽命理論

Palmgren和Lundberg建立了能夠計算軸承額定載荷和壽命的方法和公式，后經推導和大量軸承試驗數據分析，獲得Lundberg-Palmgren額定壽命計算公式，該公式于1977年修正為正式的國際標準ISO 281[19]：

式中： 為軸承加速試驗時間，h； 為軸承加速試驗載荷，kN； 為軸承加速試驗轉速，r/min。

由式（18）可知，通過提高試驗轉速nt和增大試驗載荷PL，可實現縮短試驗時間的目的。但試驗載荷和試驗轉速不可能無限增大。載荷超過設計限值將導致材料發生塑性變形，轉速超過限值會導致溫升過大，超出加載限制時，將違背本文第1節所提到的試驗準則。

4.2 試驗轉速限值

試驗轉速 由軸承性能決定，風電軸承試驗轉速限制可參考通用軸承標準[3]規定的極限轉速的60%執行。

4.3 試驗載荷限值

主軸軸承滾道和滾子之間為線接觸，有[17]：

式中： 為軸承滾動體與滾道間許用接觸應力，MPa，GL 2010[18]要求 ≤1650 MPa； 為軸承滾動體最大負荷值，kNm；l為軸承滾動體長度，mm；b為軸承接觸面半寬，mm； 為最大徑向試驗載荷，kN； 為調心滾子軸承的最大軸向試驗載荷，kN；Z為單列滾動體數目； 為軸承接觸角，（°）； 為徑向載荷積分； 為軸向載荷積分。

將式（20）和式（21）代入式（9），可計算出試驗軸承可承受的最大當量動載荷 。

5 方案驗證

以某2 MW機組所用球面滾子主軸軸承240/600為例[20]，對試驗載荷限值推導過程進行說明。首先對輪轂中心二十年的LDD疲勞載荷進行處理，根據式（1）和表1計算得到兩組等效載荷，如表2所示。為便于對比研究，表3給出了表2載荷作用下的軸承計算壽命。

根據式（2）～（8），計算作用到主軸軸承上的等效疲勞載荷，如表4所示。

式（19）中取 ＝1650 MPa，b＝0.001 mm，l＝100.2 mm。

計算得： ＝195 kNm。

進一步根據式（9）～（18）計算軸承的當量載荷和試驗加載時間。其中軸承極限轉速為670 r/min，額定轉速為400 r/min。計算過程中nt＝100 r/min，壽命L＝1.09×108，計算結果如表5所示。

根據表5可得出如下結論：

（1）基于Qmax計算的最大試驗加載方式并不唯一；

（2）當量載荷PL不變時，不同軸向和徑向載荷對試驗時間tt影響較小。

實際加載中，可根據試驗臺加載能力選擇其中一組載荷進行加載，在保證試驗準確性的同時，獲得期望的試驗時間。

上述結果為 ＝1650 MPa、nt＝100 r/min

的情況。給出不同接觸應力和轉速情況下的試驗時間圖，如圖3所示，為不同條件試驗加載提供參考。

為進一步實際驗證，基于上述試驗原則完成加載試驗，如圖4所示。

試驗后對軸承進行拆解檢查，結果如圖5所示。可以看出，軸承內圈滾道與滾動體接觸良好，軸承受徑向和軸向聯合受力，滾道存在無深度輕微磨損；軸承外圈與滾動體接觸狀態良好；滾子表面狀態良好，中間區域存在與保持架產生的無深度輕微磨損；保持架與滾動體基礎狀態良好，與引導面接觸正常，中間區域存在無深度輕微磨損。

經軸承制造商、整機廠和軸承研究所三方檢查，確認軸承加速疲勞試驗結果無異常，與軸承理論計算結果一致，軸承可以滿足二十年壽命要求。

6 結論

基于大量典型風電機組載荷數據，本課題首先對傳動鏈載荷分布特性進行研究，發現了傳動鏈載荷的正負分布規律，提出一種將大量的LDD數據簡化為兩組數據的等效方法。然后，在保證軸承不發生塑性變形的前提下，以滾動體與滾道間最大許用應力作為約束條件，逆向推導得到加速試驗載荷的限值要求。最后通過軸承加速疲勞壽命試驗對上述過程進行驗證，試驗結果與計算結果一致，滿足二十年設計壽命要求。

本次軸承試驗僅基于球面滾子軸承進行驗證，軸承型號相對單一，試驗樣本偏少。后續需要增加軸承類型，通過大樣本試驗數據積累，提高本試驗理論的泛化能力。

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