风电增速箱轴承径向游隙的影响因素分析*

2022-09-27周文渊薛玉君李济顺刘文胜李玉川

组合机床与自动化加工技术 2022年9期

周文渊，薛玉君,，李济顺，刘文胜，李玉川

(1.河南科技大学机电工程学院，洛阳 471003；2.河南省机械设计及传动系统重点实验室，洛阳 471003；3.航空精密轴承国家重点实验室，洛阳 471039)

0 引言

风电增速箱轴承作为风电机组的关键部件，其工作性能直接影响风电机组的正常运行。风电增速箱轴承试验机是检验轴承性能的有效手段，其主轴轴系主要由主轴、试验轴承和支承轴承组成。支承轴承常选用圆柱滚子轴承，其径向游隙对轴承试验机的运转性能有重要影响，在工作过程中轴承的径向游隙与轴承的载荷、配合形式、温升和转速有关。如果轴承径向游隙过小，作用于轴承的载荷会在套圈上产生周向应力，从而降低轴承的工作寿命[1]。

李肖杰等[2]分析了圆柱滚子轴承内圈滚道变形的影响因素，结果表明过盈量的增大会导致内圈滚道径向变形量的增大；沈宇涵等[3]通过Palmgren公式推导了圆柱滚子轴承内外圈相对径向位移与径向游隙的关系，结果表明轴承内外圈相对径向位移随着径向游隙的减小而减小；蒋云帆[4]建立了热态工况下的径向游隙分析模型，利用弹性力学相关理论研究了轴承内外圈配合参数、螺母拧紧力矩、转速和温度等参数对径向游隙的影响，结果表明内外圈配合参数对径向游隙影响很大；郭铁能等[5]将建立的圆柱滚子轴承过盈配合模型和Harries轴承动力学模型进行耦合分析，结果表明初始过盈量在温升和离心力双重因素影响下会增大；万苏文[6]基于弹流润滑动力学理论研究了高速圆柱滚子轴承中影响轴承径向游隙的因素，结果表明过盈安装、内外圈温差和动压润滑油膜会引起径向游隙减小，弹性接触变形和离心力会引起径向游隙增加；CHEN、SHARMA等[7-8]利用傅里叶级数法建立了滚道的数学模型，结果表明滚子直径误差对圆柱滚子轴承径向游隙有很大的影响。王兴东等[9]分析了装配形状误差在交变环境温度下对轴承径向游隙的影响，结果表明轴承径向游隙随着环境温度的升高而减小，交变温度对径向游隙的改变比形状误差的影响大。

综合以上分析，轴承温度和轴承的配合形式均会影响轴承的径向游隙。但风电增速箱轴承受载较大，在工程实际中应充分考虑由载荷和转速引起的轴承温升以及轴承内圈与主轴过盈配合对轴承径向游隙影响，设计出更符合实际工况的轴承，以满足主机性能要求。为此本文以与风电增速箱轴承同型号并作为支承的圆柱滚子轴承为对象，利用有限元热力耦合方法计算不同径向载荷下轴承的温度场，将载荷变化引起的轴系温升和内圈与主轴过盈量作为边界条件，分析轴承温升和轴承内圈与试验机主轴过盈量对内圈与主轴过盈配合的影响，进而研究轴承径向游隙与轴承温升和内圈与主轴过盈配合的关系。

1 有限元模型建立

1.1 有限元模型简化

风电增速箱轴承试验机结构简化模型如图1所示。中间支承轴承选用与试验轴承同型号的圆柱滚子轴承，圆柱滚子轴承的主要参数如表1所示。

1.上箱体 2.试验轴承 3.中间轴承座 4.中间支承轴承 5.主轴 6.角接触球轴承 7.下箱体 8.右侧轴承座

表1 轴承结构参数

1.2 网格划分和接触设置

采用六面体单元对轴承、主轴和轴承座实体模型进行网格划分，轴承试验机其他部件的实体模型采用四面体单元进行网格划分。轴承内圈与滚子、内圈与主轴、外圈与轴承座的接触形式设置为摩擦接触，摩擦系数为0.01。轴承内圈与主轴采用过盈配合的方式，轴承外圈与轴承座采用过渡间隙配合的方式。

1.3 边界条件的施加

轴承摩擦发热功率为[10]：

N=1.05×10-4nM

(1)

式中，M为轴承的总摩擦力矩。轴承总摩擦力矩为[11]：

(2)

式中，Fr为圆柱滚子轴承的径向载荷；f0为与轴承润滑方式和类型有关的系数，取4；f1取决于轴承结构和轴承相对作用载荷的系数，取0.000 45。

轴承的润滑油型号采用VG320，参数如表2所示。

表2 润滑油参数

图2 圆柱滚子轴承的受力图

轴承的受力情况如图2所示，X轴下方为承载区，承载区的滚子所受载荷关于Y轴对称分布，则只分析一侧滚子受力情况，图中0号滚子所受的法向载荷最大。将轴承的摩擦发热总功率按照1:1:2分配到内圈、外圈和滚动体上[12-13]。根据轴承各个滚子受力大小分配轴承外圈滚道发热功率，内圈滚道和滚子的摩擦发热功率均匀分布[14]。

滚子承受的最大载荷为[15]：

(3)

Qq=Qmaxcosnψq

(4)

式中，Qmax为0号滚子所受的法向载荷；Qq为第q个滚子所受的法向载荷；ψq为第q个滚子与0号滚动体之间的夹角；滚子和滚道线接触时，n为0.9。

2）综合土地利用动态度，表示某一研究样区土地利用的整体动态［10］，其值越大，说明区域土地利用变化越剧烈，反之变化越弱。图2为巢湖流域综合土地利用动态变化图。

对流换热系数h为：

层流时，

Re<5×105

(5)

(6)

湍流时，

5×105≤Re<107

(7)

(8)

式中，Re为雷诺数；Pr为普朗特数；x特征长度。

2 轴系的温度场计算

以轴承、轴承座和主轴的温度作为分析轴承径向游隙有限元热力耦合模型的边界条件，则首先需要计算轴承、主轴和轴承座的温度场。将径向载荷分别为50 kN，100 kN，150 kN和200 kN时的摩擦发热功率和对流换热系数作为有限元模型的边界条件，通过仿真分析得到不同径向载荷下轴承、主轴和轴承座的最高温度如表3所示。由表3可知，随着径向载荷的增大，轴承内圈、外圈、滚子、轴承座和主轴的最高温度均逐渐增大。

表3 不同径向载荷下轴系的最高温度

将径向载荷为50 kN时的摩擦发热功率和对流换热系数作为有限元模型的边界条件。图3为试验机轴系的温度场。由图3可知，轴承的最高温度出现在受载最大滚子和外圈滚道接触的位置，轴承座和主轴的最高温度出现在轴承最大承载区与轴承座、主轴接触的位置。这是由于在施加边界条件时，外圈滚道的最高热源集中在受载最大滚子和外圈滚道接触线的位置。

(a) 轴承 (b) 轴承座

3 内圈与主轴的接触压力

3.1 内圈与主轴接触压力分布

采用有限元热力耦合的方法，分析轴承内圈与主轴接触面接触压力的分布。考虑径向载荷为50 kN时轴系的温度场对接触压力的影响，并给定轴承内圈与主轴过盈配合量为50 μm，仿真得到的内圈与主轴接触面接触压力分布如图4所示。

图4 内圈与主轴接触面的接触压力图5 接触压力沿轴承宽度方向的变化图

由图4可知接触压力最大值为57.405 MPa，其位置位于沿轴承宽度方向两侧边缘。轴承内圈与主轴接触面的接触压力沿轴承宽度方向的变化图如图5所示。

由图5可知，在轴承宽度方向两侧位置，内圈与主轴的接触压力变化较大。这是由于沿轴承宽度方向两边缘位置容易产生应力集中，导致沿轴承宽度方向两侧接触压力较高。

3.2 温升对接触压力的影响

轴承径向载荷增加会引起轴承温度升高，进而影响内圈与主轴接触面的接触压力。当内圈与主轴的过盈量为50 μm时，不同径向载荷引起的轴系温升对接触压力的影响如图6所示。

图6 不同径向载荷(温度)下内圈与主轴的接触压力

由图6可知，随着径向载荷(温度)从50 kN(34.3 ℃)增大到200 kN(46.3 ℃)，内圈与主轴接触面的最大接触压力由57.4 MPa增大到59.9 MPa。可见，轴承温升对内圈与主轴接触面接触压力的影响不大。

3.3 过盈配合对接触压力的影响

轴承径向载荷为50 kN时不同过盈量下内圈与主轴接触面的接触压力如图7所示。

图7 不同过盈量下内圈与主轴接触面的接触压力

由图7可知，内圈和主轴接触面的最大接触压力随着过盈量的增加而增大，由57.4 MPa增大到105.9 MPa。比较图6和图7结果可知，内圈与主轴过盈量对内圈与主轴接触面接触压力的影响显著大于轴承温升对接触压力的影响。

4 温升和过盈配合对轴承径向游隙的影响

4.1 温升对轴承径向游隙的影响

通常，轴承内圈滚道直径增大会引起径向游隙减小，外圈滚道直径增大会引起径向游隙增大。图8为轴承径向游隙变化量与径向载荷(温度)的关系。

图8 不同径向载荷(温度)下轴承径向游隙变化量

由图8可知，随着径向载荷(温度)由50 kN(34.3 ℃)增大到200 kN(46.3 ℃)，轴承内圈、外圈和滚动体直径变化量均增大，但内圈滚道直径变化量大于外圈滚道直径变化量，导致内圈温升引起的径向游隙变化量大于外圈温升引起的径向游隙变化量，因而轴承径向游隙变化量逐渐增大。

4.2 过盈配合对轴承径向游隙的影响

图9为轴承受到50 kN(34.3 ℃)径向载荷(温度)和不考虑径向载荷(温度)时，轴承径向游隙和过盈量的关系。

图9 不同过盈量下轴承径向游隙变化量

由图9可知，在轴承径向载荷(温度)为50 kN(34.3 ℃)和轴承不受径向载荷(温度)时，轴承径向游隙变化量逐渐增大；相比于单独考虑内圈与主轴过盈量，轴承同时受温升和内圈与主轴过盈量影响时的径向游隙变化量更大。这是由于轴承受到径向载荷(温度)后，内圈温升引起滚道直径变化量大于外圈温升引起的滚道直径变化量，使得轴承的径向游隙变化量增大。