风电机组主轴用双列调心滚子轴承结构的优化设计

2018-07-22褚景春袁凌潘磊李少亮李英昌

轴承 2018年6期

褚景春，袁凌，潘磊，李少亮，李英昌

（国电联合动力技术有限公司，北京 100089）

1 概述

风力发电机主传动系统的支承轴承选型多样，其中双馈式风电机组往往用2套双列调心滚子轴承共同支承主轴，采用4点支承的布置形式，如图1所示[1]10。该布置形式成本低且对主轴的装配精度要求较低，在国内外双馈式风力发电机组中应用广泛。其中轮毂一侧的轴承为浮动端轴承，其在轴向不定位，主要承受径向载荷，随着主轴所受载荷的变化可进行轴向移动；齿轮箱一侧的轴承为定位端轴承，能进行轴向定位，可同时承受轴向载荷和径向载荷，用来保证传动系统的稳定性。但使用过程中发现齿轮箱侧定位端轴承偏载严重，易因偏载导致单列失效。

图1 风电机组传动系统示意图Fig.1 Diagram of drive system for wind turbine

2 定位端轴承原结构承载特性分析

2.1 载荷计算

风力发电机组载荷作用方向如图2所示[1]15，坐标原点为轮毂中心，沿主轴轴向方向为x轴，垂直x轴的方向为z轴，水平方向为y轴。在x，y，z方向上分别存在来自轮毂中心的载荷Mx，Fx，My，Fy，Mz和 Fz。

图2 载荷方向Fig.2 Load direction

传动系统输入载荷作用在轮毂中心，整个传动系统受力简化模型如图3所示，图中：l1为轮毂中心到浮动端轴承中心的距离；l2为轮毂中心到主轴重心的距离；l3为轮毂中心到推力轴承中心的距离；l4为轮毂中心到齿轮箱重心的距离；G1为主轴重力；G2为齿轮箱重力；FRy，FRz为浮动端轴承支反力；Fry，Frz，Fax为定位端轴承支反力；θ为主轴与水平面夹角。传动系统平衡方程为

图3 受力简化模型示意图Fig.3 Force diagram of simplified model

对于定位端轴承，其所受轴向载荷和径向载荷为

2.2 承载特性分析

以风力发电机组用240/600型双列调心滚子轴承为例，其主要结构参数见表1。其他参数：l1＝0.5 m，l2＝1.1 m，l3＝1.5 m，l4＝1.8 m，G1＝1 024.4 N，G2＝2 350 N。根据（1），（2）式可求得在一定工况下定位端轴承所受的径向载荷Fr与轴向载荷Fa。在接触角一定的情况下，双列调心滚子轴承2列滚道所受载荷与轴承的径向载荷和轴向载荷之比有关。在不考虑轴承游隙的情况下，轴承齿轮箱一侧的滚道所受载荷占整个轴承所受载荷的百分比见表 2[2]156-158，由表 2可知，仅在轴向载荷为0的情况下，2列滚子才会均匀受载；随轴向载荷增大，齿轮箱侧滚道受载的比例越来越大；当Fr/Fa≤2.575时，齿轮箱一侧滚道会单列承载，叶片一侧滚道不受载。

表1 主要结构参数Tab.1 Main structural parameters

由于风力发电机主轴轴承转速较低，一般不会超过20 r/min，故可不考虑离心力与陀螺力矩的影响。风力发电机工况恶劣，选取其中的4种发电工况进行分析，4种工况的风速分别为3.0～4.9 m/s，4.9～6.8 m/s，6.8～8.7 m/s，8.7～10.6 m/s。在各个工况下每隔0.05 s采集一次轮毂中心的载荷，共采集10 min，采集到12 000个载荷步，通过所采集载荷再结合（1），（2）式即可计算每个载荷步下定位端轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa之比，如图4所示。由图4可知，定位端轴承在正常发电时，径向载荷Fr和轴向载荷Fa之比在0～12之间，查表2可知齿轮箱一列滚道所受载荷可占总载荷的66.7%以上，偏载现象严重。

表2 齿轮箱侧滚道所受载荷与Fr/Fa的关系Tab.2 Relationship between load applied on one side of raceway of gearbox and Fr/Fa

图4 不同工况下轴承所受的径向载荷与轴向载荷之比Fig.4 Ratio between radial load and axial load applied on bearing under different operating conditions

以上分析轴承游隙均为0，实际工作中轴承均存在游隙。由于游隙的存在，在轴承受轴向力作用时，内圈会首先向齿轮箱侧产生轴向位移，因而轴承叶片侧的滚道变形比无游隙时更小，偏载情况更严重。根据经验，在不影响轴承润滑的情况下，轴承的游隙越小，对轴承齿轮箱侧的滚道承载状态越有利。

3 结构改进及受力分析

3.1 改进结构

以上述调心滚子轴承为例，在保证轴承外形尺寸不变的前提下，将轴承外圈滚道沿中心向一侧旋转2°，轴承滚道仍为球面，内圈滚道也做相应旋转，一列的接触角变为9.5°，而另一列变为13.5°，如图5所示。改进后的结构轴承球面中心位置不变，调心的中心位置也不变，但轴承的中心与调心球面中心位置有了偏移。改进后调心滚子轴承接触角为13.5°的一侧安装在齿轮箱侧，可在不改变调心功能的前提下有效缓解因轴向力带来的偏载问题。

图5 改进后的结构Fig.5 Improved structure

3.2 受力分析

不考虑游隙的影响，在轴、径向载荷联合作用下轴承内外圈会产生相对径向位移δr和相对轴向位移δa。假设滚子与滚道之间不存在相对滑动，滚子变形示意图如图6所示，δ为滚子变形量，δar为因滚子径向变形而产生的派生轴向变形，α为接触角，则

图6 滚子变形示意图Fig.6 Deformation diagram of roller

由以上分析可知：当给定初始的相对径向位移 δr和相对轴向位移 δa，由（8），（9）式均可得到一组 Qmax1，Qmax2，故存在唯一解 δr和 δa同时满足（8），（9）式。给定初始值进行迭代求解，得到同时满足（8），（9）式的唯一解 δr和 δa，再根据（8）或（9）式计算得到2列滚道的最大载荷。

以240/600型双列调心滚子轴承为例，在仅有径向载荷作用时，滚道1约受58.9%的径向载荷，滚道2约受41.1%径向载荷。当轴向载荷的增大，偏载现象会得到缓解。给定一组轴向载荷最大的工况分析：Fx＝455.9 kN，Fy＝-0.014 kN，Fz＝-429 kN，My＝211.2 kN·m，Mz＝478.1 kN·m，分别计算结构改进前后的滚动体最大载荷与最大接触应力。计算改进前推力轴承受力，滚子最大载荷Qmax1＝0 kN，Qmax2＝109.3 kN，最大接触应力 σmax1＝0 MPa，σmax2＝1 614.7 MPa。结构改进后滚子最大载荷为 Qmax1＝0.767 kN，Qmax2＝82.76 kN，最大接触应力为 σmax1＝309 MPa，σmax2＝1 471.7 MPa。结构改进后2列滚子同时承载，有效缓解了偏载现象。

上述均未考虑游隙的作用，轴承一般仅给出轴承径向游隙，而影响轴承齿箱侧滚道承载状态的主要为轴向游隙，调心滚子轴承的径向游隙和轴向游隙关系如图7所示，则

图7 轴向游隙和径向游隙的关系Fig.7 Relationship between axial clearance and radial clearance

式中：Gr为径向游隙。

对于优化后的轴承结构，其轴向游隙和径向游隙的关系为

假定装配后的轴承内圈在轴承的中心位置，改进前、后调心滚子轴承在齿箱侧的轴向游隙分别为4.915Gr和4.165Gr，结构改进后轴向游隙比原结构小，游隙越小越利于齿轮箱侧滚道的承载。

3.3 有限元分析

为验证3.2节的理论计算结果，分别建立改进前、后轴承的有限元模型进行受力分析，内外圈及滚子材料为GCr15，弹性模量为207 GPa，泊松比为0.3。

建立改进前轴承有限元模型如图8所示，并进行网格划分，采用六面体网格划分，外圈网格数量为28 083，内圈网格数量为30 104，滚子网格数量为205 200，如图9所示。滚子与内外圈接触设置为线线接触。在轴承中心创建一个基准点，将轴承内圈内径面中心与该基准点绑定，按照2.1中的方法计算出推力轴承的径向载荷和轴向载荷，并在该基准点加载。基于ABAQUS对改进前轴承进行受力分析，给定一组轴向载荷最大的工况：Fx＝455.9 kN，Fy＝-0.014 kN，Fz＝-429 kN，My＝211.2 kN·m，Mz＝478.1 kN·m，改进前定位端轴承外圈接触应力云图如图10所示，最大接触应力1 623 MPa。