風(fēng)電齒輪箱行星輪滑動軸承油膜特性分析

宋玉龍，王建梅，2，任 祿

(1.太原科技大學(xué) 重型機械教育部工程研究中心，山西 太原 030024；2. 山西工程技術(shù)學(xué)院，山西 陽泉 045000)

0 前言

隨著全球工業(yè)的不斷發(fā)展，作為不可再生能源，化石能源亟需新型、綠色、可再生的新能源替代。風(fēng)電可應(yīng)用范圍廣泛，發(fā)展十分迅速。現(xiàn)有的風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱軸承主要采用滾動軸承，隨著陸上及海上風(fēng)力發(fā)電機組朝著大兆瓦機型和深海風(fēng)電場發(fā)展，以及政府“雙碳”政策下對風(fēng)電的補貼政策的變化，對風(fēng)機零部件的降本增效提出了新的挑戰(zhàn)。滾動軸承應(yīng)用在大兆瓦機型中的尺寸大、承載能力有限和成本較高的特點與大兆瓦機型要求的高扭矩密度和低成本之間的矛盾愈發(fā)突出。滑動軸承為面接觸，具有高承載和長壽命等優(yōu)點，同時滑動軸承的徑向尺寸相比于滾動軸承大大減小，將風(fēng)電齒輪箱中的滾動軸承替換為滑動軸承可以有效提高齒輪箱的扭矩密度和承載能力，進(jìn)而降低風(fēng)電齒輪箱運維的成本[1]。目前國內(nèi)外已有部分單位研究在風(fēng)電齒輪箱中運用滑動軸承來替代滾動軸承，但主要針對小兆瓦機型，對于大兆瓦風(fēng)機使用的滑動軸承代替滾動軸承方案較少。

袁國騰[2]針對變載及軸心移動工況下的軸承內(nèi)部流場變化、潤滑油粘溫效應(yīng)以及滑動軸承油膜與軸瓦流固耦合等展開研究；姜京旼[3]研究了軸孔位置誤差對行星輪系均載性能影響機理和對關(guān)鍵零件失效行為的影響；王建梅[4]從多個方面進(jìn)行綜述，并在此基礎(chǔ)上提出了油膜軸承高質(zhì)量發(fā)展的主要方向；吉宏斌等[5]分析研究了有無氣穴現(xiàn)象影響時軸承在不同軸頸轉(zhuǎn)速和供油壓力下壓力場分布規(guī)律；王卓[6]針對發(fā)生故障的五油槽滑動軸承進(jìn)行了理論上的研究；符江鋒等[7]提出了一種基于滑動軸承潤滑特性分布規(guī)律的軸承優(yōu)化設(shè)計方法；Hagemann等[9]基于THD軸承模型，對行星齒輪滑動軸承進(jìn)行了一系列的研究；張成等[10]研究在不同轉(zhuǎn)速及不同進(jìn)油壓力下，油膜壓力場的三維分布，為滑動軸承油膜穩(wěn)定性研究提供了理論依據(jù)；朱嘉興等[11]研究航空燃油齒輪泵滑動軸承在復(fù)雜交變載荷擾動下的瞬態(tài)潤滑行為。

本文以某大兆瓦風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱一級行星齒輪滑動軸承為研究對象，對比不同因素對其壓力分布狀況及承載能力的影響。

1 風(fēng)電齒輪箱滑動軸承的特點

風(fēng)電齒輪箱行星齒輪滑動軸承由于安裝在行星輪系中，同時具有公轉(zhuǎn)與自轉(zhuǎn)兩種轉(zhuǎn)速，在對滑動軸承油膜進(jìn)行計算及仿真模擬的過程中，需要由齒輪箱輸入轉(zhuǎn)速計算得到行星輪自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速，行星輪自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速為

(1)

式中，Rp是行星齒輪的自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速；Rr是外部內(nèi)齒圈的轉(zhuǎn)速；Zs是中央太陽齒輪的齒數(shù)；Zp行星齒輪的齒數(shù)。

理論上滑動軸承形成一定厚度的潤滑油膜后軸承將處于完全液體潤滑狀態(tài)，使用壽命為無限長。但在實際工作過程中由于機器的啟停或輸入轉(zhuǎn)速的變化，滑動軸承常介于液體潤滑與邊界潤滑兩種形式，滑動軸承使用壽命將受到極大影響。特別是在一級行星輪系低速重載工況下，如何避免發(fā)生邊界潤滑是延長風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱一級行星輪系滑動軸承壽命的主要出發(fā)點。

據(jù)行業(yè)預(yù)測，相較于采用滾動軸承的風(fēng)電齒輪箱，采用滑動軸承的風(fēng)電齒輪箱扭矩密度可提升25%，傳動鏈長度能減少5%，齒輪箱重量可降低5%，成本相應(yīng)降低15%。因此，在風(fēng)力發(fā)電機中實現(xiàn)滾滑替代是風(fēng)力發(fā)電機降本增效的發(fā)展趨勢[1]。

2 滑動軸承油膜CFD仿真

2.1 模型與方法

風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱行星齒輪滑動軸承屬于流體動壓潤滑形式。流體動壓潤滑，就是依靠被潤滑的一對固體表面間的相對運動，使介于固體間的潤滑流體膜內(nèi)產(chǎn)生壓力，以承受外部載荷從而避免固體相互接觸，起到減少摩擦阻力和保護(hù)固體表面的作用。

形成流體動壓必須具備以下三個基本條件[2]：

(1)軸頸與軸承之間有足夠的具有粘度的潤滑劑；

(2)軸頸在軸承中留有適當(dāng)?shù)拈g隙形成流體楔形且流體從楔形大口進(jìn)入；

(3)軸頸與軸承之間具有相對運動。

為了模擬滑動軸承運轉(zhuǎn)時的實際壓力分布，本文選取了CFD計算方法模擬軸承油膜運行。CFD求解器基于有限體積法，將計算區(qū)域離散化為一系列控制體積，在這些控制體上求解質(zhì)量、動量、能量、組分等的通用守恒方程。

為了簡化計算，本文僅求解質(zhì)量守恒方程和動量守恒方程，不引入由能量方程所控制的溫度場。式(2)為質(zhì)量守恒方程。該定律可以表述為：單位時間內(nèi)流體微元體中質(zhì)量的增加，等于同一時間間隔內(nèi)流入微單元的凈質(zhì)量。

(2)

式中，Sm為從分散相的二級相中加入到連續(xù)相的質(zhì)量，該方程適用于可壓流體和不可壓流體。

動量守恒定律是任何流動系統(tǒng)必須滿足的基本定律。該定律可表述為：微元體中流體的動量對時間的變化率等于外界作用在該微元體上的各種力之和。實際上該定律是牛頓第二定律。按照這一定律，可以導(dǎo)出動量守恒方程。

2.2 仿真模型的建立

基于三維建模軟件UG10.0，建立行星齒輪滑動軸承的油膜三維幾何模型，如圖1所示。進(jìn)油口位于油膜內(nèi)表面軸向中間位置。模型部分參數(shù)見表1。

表1 模型參數(shù)

圖1 油膜三維模型

2.3 網(wǎng)格劃分與邊界條件

由于風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱一級行星齒輪在低速重載工況下運轉(zhuǎn)，軸承的油膜厚度只有幾十微米，與徑向及軸向尺寸相差較大，使用ANSYS Mechanical自帶的網(wǎng)格劃分無法得到較高的網(wǎng)格質(zhì)量，而CFD計算對網(wǎng)格質(zhì)量具有較高的要求。網(wǎng)格質(zhì)量如果過差會導(dǎo)致計算難以收斂甚至發(fā)散。因此本文使用ICEM模塊對油膜進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖2所示，滿足分析要求[18]。

圖2 油膜網(wǎng)格及質(zhì)量

在ICEM模塊中將油膜進(jìn)行分塊處理，徑向劃分5層網(wǎng)格，軸向最大網(wǎng)格尺寸設(shè)置為0.5 mm，最終模型整體網(wǎng)格質(zhì)量可達(dá)0.75以上。

仿真過程中采用的邊界條件如下[14]：

邊界1 油膜起始邊界，設(shè)置為壓力入口；

邊界2 軸承的兩端出口壓力為大氣壓，操作壓力設(shè)為0。

邊界3 流體模型的外表面為滑動軸承的旋轉(zhuǎn)面。

表2為仿真過程中的邊界條件取用值。

表2 邊界條件參數(shù)

3 結(jié)果分析

由于空穴現(xiàn)象對油膜最大壓力影響不大，本文對滑動軸承油膜的仿真研究中不開啟兩相流空化模型，從而大大提升仿真模型的計算速度[15]。通過CFD仿真可以得出滑動軸承油膜壓力分布圖，如圖3所示。

圖3 油膜壓力分布云圖

從圖3中可以看出油膜分為正壓區(qū)和負(fù)壓區(qū)兩個區(qū)域，油膜的壓力分布從中心到兩端遞減，其中正壓區(qū)即為滑動軸承的承載區(qū)。

3.1 轉(zhuǎn)速對油膜壓力的影響

當(dāng)風(fēng)電機組輸入風(fēng)速極低甚至停止時，風(fēng)力發(fā)電機處于怠速工況，齒輪箱行星齒輪的轉(zhuǎn)速降低，極易造成滑動軸承的軸瓦與軸頸表面接觸，形成邊界潤滑，影響滑動軸承壽命，進(jìn)而影響整個風(fēng)力發(fā)電機的壽命。

進(jìn)油壓力0.2 MPa下的行星齒輪滑動軸承在不同轉(zhuǎn)速下，沿油膜最大壓力位置的周向壓力分布情況如圖4所示。圖中周向角度250°～300°為滑動軸承的承載區(qū)，在相同的進(jìn)油壓力下，隨著行星齒輪滑動軸承轉(zhuǎn)速不斷升高，油膜壓力最大值不斷升高，且在周向位置上相等壓力下的承載角度跨度越來越大。

圖4 不同轉(zhuǎn)速下軸承周向壓力分布

進(jìn)油壓力0.2 MPa下的行星齒輪滑動軸承在不同轉(zhuǎn)速下，沿油膜最大壓力位置軸向的壓力分布情況如圖5所示。

圖5 不同轉(zhuǎn)速下軸承軸向壓力分布

由圖5可以看出軸向尺寸0.1～0.4 m為滑動軸承的承載區(qū)。從圖中可以看出，在相同的進(jìn)油壓力下，隨著行星齒輪滑動軸承轉(zhuǎn)速不斷升高，油膜壓力最大值不斷升高，且在軸向位置上相等壓力下的承載區(qū)域?qū)挾仍絹碓酱蟆?/p>

3.2 進(jìn)油壓力對油膜壓力的影響

現(xiàn)有對風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱軸承的滾滑替代案例中，行星齒輪滑動軸承的供油主要采用壓力供油方式。供油壓力的選取需要綜合考慮多種因素，供油壓力選取過小，會導(dǎo)致無法建立正常的油膜，潤滑不充分引起承載能力不足；供油壓力過大，會導(dǎo)致油泵的高負(fù)荷，功率浪費[16]。

軸承轉(zhuǎn)速為7 r/min時的行星齒輪滑動軸承在不同進(jìn)油壓力下，沿油膜最大壓力位置周向的壓力分布情況如圖6所示。

圖6 不同進(jìn)油壓力下軸承周向壓力分布

由圖6可以看出周向角度250°～300°為滑動軸承的承載區(qū)，在相同的進(jìn)油壓力下，隨著行星齒輪滑動軸承轉(zhuǎn)速不斷升高，油膜壓力最大值不斷升高，且在周向位置上相等壓力下的承載角度跨度越來越大。

軸承轉(zhuǎn)速為7 r/min時的行星齒輪滑動軸承在不同進(jìn)油壓力下，沿油膜最大壓力位置軸向的壓力分布情況如圖7所示。

圖7 不同進(jìn)油壓力下軸承軸向壓力分布

由圖7可以看出軸向尺寸0.1～0.4 m為滑動軸承的承載區(qū)，在相同的進(jìn)油壓力下，隨著行星齒輪滑動軸承轉(zhuǎn)速不斷升高，油膜壓力最大值不斷升高，且在軸向位置上相等壓力下的承載區(qū)域?qū)挾仍絹碓酱蟆?/p>

3.3 油膜壓力與承載能力分析

將Fluent中計算完成的流體在CFD-post中對壓力進(jìn)行積分計算得到油膜的承載力[20]。圖8(a)為行星齒輪滑動軸承在不同進(jìn)油壓力下，不同轉(zhuǎn)速的最大壓力值；圖8(b)為行星齒輪滑動軸承在不同轉(zhuǎn)速下，不同進(jìn)油壓力的最大壓力值。

圖8 油膜最大壓力變化圖

從圖中可以看出，相同進(jìn)油壓力下，隨輸入轉(zhuǎn)速的升高，最大壓力值隨轉(zhuǎn)速的變化在20%左右；相同轉(zhuǎn)速下，隨進(jìn)油壓力的升高，最大壓力值隨進(jìn)油壓力的變化在0.2%左右。可以看出最大壓力對轉(zhuǎn)速的敏感度相比最大壓力對進(jìn)油壓力的敏感度更加明顯。

圖9(a)為行星齒輪滑動軸承在不同進(jìn)油壓力下，不同轉(zhuǎn)速的承載力值；圖9(b)為行星齒輪滑動軸承在不同轉(zhuǎn)速下，不同進(jìn)油壓力的承載力值。

圖9 油膜承載力變化圖

從圖中可以看出，相同進(jìn)油壓力下，隨輸入轉(zhuǎn)速的升高，承載力值隨轉(zhuǎn)速的變化在20%左右；相同轉(zhuǎn)速下，隨進(jìn)油壓力的升高，承載力值隨進(jìn)油壓力的變化在0.2%左右。可以看出承載力對轉(zhuǎn)速的敏感度相比對進(jìn)油壓力的敏感度更為明顯。

4 結(jié)論

本文分析了軸承轉(zhuǎn)速及進(jìn)油壓力對某大兆瓦風(fēng)電齒輪箱一級行星輪滑動軸承的壓力分布及承載力的影響，得出以下結(jié)論：

(1)基于風(fēng)電齒輪箱一級行星齒輪滑動軸承的特殊工況，結(jié)合壓力供油方式，探究了軸承輸入轉(zhuǎn)速及進(jìn)油壓力對風(fēng)電齒輪箱一級行星輪系滑動軸承的壓力及承載力的影響。

(2)對滑動軸承油膜采用CFD方法進(jìn)行分析計算，得出了油膜壓力分布云圖，隨軸承轉(zhuǎn)速的增大，滑動軸承油膜的最大壓力升高20%左右，隨進(jìn)油壓力升高0.2%左右，油膜壓力對軸承輸入轉(zhuǎn)速的敏感度更明顯。

(3)對油膜壓力進(jìn)行積分計算得到滑動軸承的承載力，隨軸承轉(zhuǎn)速的增大，滑動軸承油膜的承載力升高20%左右，隨進(jìn)油壓力升高0.2%左右，承載力對軸承輸入轉(zhuǎn)速的敏感度更明顯。