風電機組調(diào)心滾子主軸軸承匹配設計技術研究★

李 達， 姜宏偉， 寧文鋼， 王岳峰

（太原重工股份有限公司技術中心， 山西 太原 030024）

引言

近年來，隨著化石能源的快速消耗，其儲量日益減少，同時也帶來環(huán)境的持續(xù)惡化。風能作為主要的清潔能源之一，因其能源轉(zhuǎn)換技術更為成熟、成本相對低廉、極具商業(yè)發(fā)展前景而得到大規(guī)模的開發(fā)利用。截至2019 年12 月底，我國風力發(fā)電并網(wǎng)容量達到2.09 億kW，風電發(fā)電量在全國總發(fā)電量的比重提高至5.5%。主軸軸承作為風力發(fā)電設備的核心部件，與風電機組的設計匹配性將直接決定機組的整體性能。本文對用于風力發(fā)電機組傳動系統(tǒng)的主要軸承類型及其布置型式進行了介紹，并對兩點支撐式傳動鏈調(diào)心滾子主軸軸承選型計算以及周邊結(jié)構(gòu)對的軸承影響進行了分析研究，可為風電機組傳動系統(tǒng)的設計提供參考。

1 主軸軸承類型

在風電機組運行過程中，主軸軸承承受來自葉輪的推力、彎矩等交變載荷及葉輪自身重力載荷，將復雜的空氣動力載荷過濾為輸出至發(fā)電機的純扭矩。當前，風電機組主要采用承載能力較大的滾子軸承。

1.1 調(diào)心滾子軸承

調(diào)心滾子軸承由一個帶球面滾道的外圈和一個雙滾道內(nèi)圈、保持架、雙列球面滾子組成。由于外圈球面滾道的中心與軸承中心一致，故具有調(diào)心性能，可以在一定范圍內(nèi)自動調(diào)整因主軸與軸承座之間的制造裝配誤差及軸的撓曲所產(chǎn)生的傾斜[1]。此類軸承能承受較大的徑向載荷與雙向軸向載荷，適用于風電機組傳動鏈低速端的支撐。

采用兩件調(diào)心滾子軸承的兩點支撐式傳動鏈，前軸承作為游動端僅承受徑向力，后軸承為固定端，同時承受徑向力與軸向力。此布置形式軸系略長，傳動鏈重量稍重，但保證了齒輪箱良好的受力環(huán)境，機組可靠性得到提高。

采用一件調(diào)心滾子軸承的三點支撐式傳動鏈在兩點式的基礎上，取消了后軸承[2]，前軸承為固定端，承受徑向和軸向載荷，由齒輪箱承受葉輪載荷形成的徑向支反力。此布置形式較為緊湊，但對增速器可靠性要求較高。

1.2 圓錐滾子軸承

圓錐滾子軸承內(nèi)外圈具有錐形滾道，滾子亦為錐形。將錐形延伸，其頂點相交于軸承軸線上的一點，因此，滾子可以在滾道上實現(xiàn)純滾動。圓錐滾子軸承屬于分離型軸承，軸承內(nèi)組件（滾子、保持架和內(nèi)圈）和外圈可以分離，安裝方便。

在一點支撐式傳動鏈中通常采用一件O 形布置的雙列圓錐滾子軸承支撐，軸承外圈直接與機架連接，內(nèi)圈過盈裝配于主軸，風輪載荷通過軸承傳遞到機架。此布置形式結(jié)構(gòu)緊湊，傳動鏈剛性好，但軸承造價較高，多應用于大型風電機組。

1.3 圓柱滾子軸承

圓柱滾子軸承屬于分離型軸承，安裝與拆卸方便，能承受較大的徑向載荷。此類軸承允許內(nèi)圈軸線與外圈軸線的角度誤差極小，對軸和軸承座加工精度及自身剛度要求較高，否則，容易在滾道接觸部位出現(xiàn)不均勻載荷或應力集中。對滾子或滾道接觸母線進行修形后，可以減少應力集中情況的發(fā)生。

圓柱滾子軸承不能承受軸向載荷，一般與X 型雙列圓錐滾子軸承組合使用。為滿足軸承運行精度要求，前后軸承座作為整體進行設計制造。此類布置對加工制造及裝配精度要求較高。

2 兩點支撐式傳動鏈調(diào)心滾子主軸軸承選型計算

2.1 軸承受力分析

圖1 傳動鏈XZ、XY 平面靜力學分析

如下頁圖1 所示，分別在XZ、XY 平面內(nèi)對傳動鏈進行靜力學分析（坐標系參考風力發(fā)電機組認證規(guī)范GL2010）：

式中：Fx、Fy、Fz、My、Mz為輪轂中心力與力矩載荷，單位分別為N、N·m；Fbz1、Fbz2為前后軸承徑向力Z 向分量，N；Fby1、Fby2為前后軸承徑向力Y 向分量，N；Fr1、Fr2為前后軸承徑向力，N；Fa2為后軸承軸向力，N；Gms為主軸與鎖定盤重力，N；Ggb為齒輪箱重力，N；β 為傳動鏈傾角，（°）；A、B、C、D 為傳動鏈布置尺寸，m。

聯(lián)立（1）—（7）式，即可解出前后軸承徑向力Fr1、Fr2及后軸承軸向力Fa2.

2.2 軸承當量靜載荷計算

前后軸承當量靜載荷按下式計算[3]：

式中：P0r1為前軸承當量靜載荷，N；P0r2為后軸承當量靜載荷，N；X0為徑向靜載荷系數(shù)，調(diào)心滾子軸承X0=1；Y0為軸向靜載荷系數(shù)，調(diào)心滾子軸承Y0=0.44cotα，α 為軸承公稱接觸角。

2.3 軸承靜態(tài)載荷安全系數(shù)計算

根據(jù)標準ISO76，軸承靜態(tài)載荷安全系數(shù)由下式確定[3]：

式中：S0為靜態(tài)載荷安全系數(shù)；C0r為軸承徑向基本額定靜載荷，N；P0r為軸承當量靜載荷，N。

風力發(fā)電機組認證規(guī)范GL2010 規(guī)定，S0不小于2.0。

2.4 軸承額定壽命計算

軸承額定壽命可參考ISO281 或ISO TS 16281標準進行計算。ISO281 標準計算方法考慮了潤滑條件、潤滑劑污染、軸承材料的疲勞載荷極限對軸承壽命的影響[4]，ISO TS 16281 除考慮上述影響因素外，還考慮了軸承工作游隙和軸承偏斜造成滾動壓應力分布不均勻?qū)S承壽命的附加影響[5]。

根據(jù)ISO281 標準進行軸承壽命計算[4]：

式中：Pr為徑向當量動載荷，N；Fr為軸承徑向力，N；Fa為軸承軸向力，N；X、Y 為徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)；

Fa/Fr≤e 時，X=1，Y=0.45cotα；Fa/Fr＞e 時，X=0.67，Y=0.67cotα；e=1.5tanα，α 為軸承公稱接觸角；Lnm為軸承修正額定壽命，106r；α1為可靠度壽命修正系數(shù)，可靠度為90%時，α1=1；αISO為基于系統(tǒng)方法的壽命修正系數(shù)。Cr為基本額定動載荷，N；風力發(fā)電機組認證規(guī)范GL2010 規(guī)定，根據(jù)ISO281 標準計算的修正額定壽命不能低于130 000 h。

3 與主軸間的配合對軸承的影響

調(diào)心滾子主軸軸承內(nèi)圈為回轉(zhuǎn)套圈，受旋轉(zhuǎn)載荷，與主軸間采用過盈配合，過盈量隨軸承載荷及軸承尺寸的增加而增大，過盈量不足容易引起軸承與軸之間打滑，使軸表面精度遭到破壞。過盈配合會使軸承內(nèi)圈脹大，從而導致軸承游隙變化，對軸承壽命、旋轉(zhuǎn)精度、振動、噪聲、溫升、摩擦阻力等有較大影響。

軸承內(nèi)圈過盈裝配導致的游隙變化量由下式估算：

式中：ΔSp為裝配導致的游隙變化量；U 為裝配過盈量；d 為軸承內(nèi)圈孔徑；D 為軸承內(nèi)圈滾道直徑。

以某風電機組后軸承（初始平均游隙0.485 mm）為例，平均過盈量分別為0.1 mm、0.3 mm 時，軸承滾子在極端工況下的載荷分布與應力分布見圖2和下頁圖3。

由以上分析結(jié)果可見，軸承與主軸裝配過盈量增加時，滾道載荷與內(nèi)滾道最大接觸應力均有所下降，但過大的過盈量會造成內(nèi)滾道表面產(chǎn)生較大的拉應力而影響軸承疲勞壽命，過盈量一般控制在軸承內(nèi)徑的1/1 000 以內(nèi)。

圖2 過盈量0.1 mm、0.3 mm 時滾道載荷（單位：kN）

圖3 過盈量0.1 mm、0.3 mm 時內(nèi)滾道接觸應力

4 與軸承座間的配合對軸承的影響

調(diào)心滾子主軸軸承外圈為靜止套圈，受局部載荷，一般采用間隙配合，允許外圈在載荷作用下產(chǎn)生微量的圓周滑動，以緩慢改變其承載區(qū)域，使套圈滾道表面圓周方向均勻受力。軸承運轉(zhuǎn)時，由于摩擦，外圈溫度高于軸承座，兩者間由于材料線膨脹系數(shù)的不同及溫差的影響而使間隙值發(fā)生變化。軸承與軸承座之間的配合應保證不會在軸承運行過程中產(chǎn)生過大的熱脹應力，由溫差引起的兩者間隙值變化量可由下式估算：

式中：ΔST為溫差引起的間隙值變化量，mm；ΔT 為外圈與環(huán)境溫差，℃；α 為線膨脹系數(shù)。軸承鋼線膨脹系數(shù)約為12.5×10-6/℃；d 為軸承外徑，mm。

5 結(jié)語

不同軸承類型的傳動方案各有優(yōu)缺點，可根據(jù)機組實際運行條件及經(jīng)濟性評價選擇配置。對兩點支撐式傳動鏈調(diào)心滾子主軸軸承的靜力學分析、軸承選型計算、軸承與周邊結(jié)構(gòu)件的匹配設計進行研究，可為風力發(fā)電機組傳動系統(tǒng)的設計提供參考。