風(fēng)電齒輪箱行星輪滑動(dòng)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(jī)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(yáng)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(jī)齒輪箱軸承主要采用滾動(dòng)軸承，隨著陸上及海上風(fēng)力發(fā)電機(jī)組朝著大兆瓦機(jī)型和深海風(fēng)電場(chǎng)發(fā)展，以及政府“雙碳”政策下對(duì)風(fēng)電的補(bǔ)貼政策的變化，對(duì)風(fēng)機(jī)零部件的降本增效提出了新的挑戰(zhàn)。滾動(dòng)軸承應(yīng)用在大兆瓦機(jī)型中的尺寸大、承載能力有限和成本較高的特點(diǎn)與大兆瓦機(jī)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(dòng)軸承為面接觸，具有高承載和長(zhǎng)壽命等優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)滑動(dòng)軸承的徑向尺寸相比于滾動(dòng)軸承大大減小，將風(fēng)電齒輪箱中的滾動(dòng)軸承替換為滑動(dòng)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(yùn)維的成本[1]。目前國(guó)內(nèi)外已有部分單位研究在風(fēng)電齒輪箱中運(yùn)用滑動(dòng)軸承來(lái)替代滾動(dòng)軸承，但主要針對(duì)小兆瓦機(jī)型，對(duì)于大兆瓦風(fēng)機(jī)使用的滑動(dòng)軸承代替滾動(dòng)軸承方案較少。

袁國(guó)騰[2]針對(duì)變載及軸心移動(dòng)工況下的軸承內(nèi)部流場(chǎng)變化、潤(rùn)滑油粘溫效應(yīng)以及滑動(dòng)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(duì)行星輪系均載性能影響機(jī)理和對(duì)關(guān)鍵零件失效行為的影響；王建梅[4]從多個(gè)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(wú)氣穴現(xiàn)象影響時(shí)軸承在不同軸頸轉(zhuǎn)速和供油壓力下壓力場(chǎng)分布規(guī)律；王卓[6]針對(duì)發(fā)生故障的五油槽滑動(dòng)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(dòng)軸承潤(rùn)滑特性分布規(guī)律的軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)方法；Hagemann等[9]基于THD軸承模型，對(duì)行星齒輪滑動(dòng)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(chǎng)的三維分布，為滑動(dòng)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(dòng)軸承在復(fù)雜交變載荷擾動(dòng)下的瞬態(tài)潤(rùn)滑行為。

本文以某大兆瓦風(fēng)力發(fā)電機(jī)齒輪箱一級(jí)行星齒輪滑動(dòng)軸承為研究對(duì)象，對(duì)比不同因素對(duì)其壓力分布狀況及承載能力的影響。

1 風(fēng)電齒輪箱滑動(dòng)軸承的特點(diǎn)

風(fēng)電齒輪箱行星齒輪滑動(dòng)軸承由于安裝在行星輪系中，同時(shí)具有公轉(zhuǎn)與自轉(zhuǎn)兩種轉(zhuǎn)速，在對(duì)滑動(dòng)軸承油膜進(jìn)行計(jì)算及仿真模擬的過(guò)程中，需要由齒輪箱輸入轉(zhuǎn)速計(jì)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?jī)?nèi)齒圈的轉(zhuǎn)速；Zs是中央太陽(yáng)齒輪的齒數(shù)；Zp行星齒輪的齒數(shù)。

理論上滑動(dòng)軸承形成一定厚度的潤(rùn)滑油膜后軸承將處于完全液體潤(rùn)滑狀態(tài)，使用壽命為無(wú)限長(zhǎng)。但在實(shí)際工作過(guò)程中由于機(jī)器的啟?；蜉斎朕D(zhuǎn)速的變化，滑動(dòng)軸承常介于液體潤(rùn)滑與邊界潤(rùn)滑兩種形式，滑動(dòng)軸承使用壽命將受到極大影響。特別是在一級(jí)行星輪系低速重載工況下，如何避免發(fā)生邊界潤(rùn)滑是延長(zhǎng)風(fēng)力發(fā)電機(jī)齒輪箱一級(jí)行星輪系滑動(dòng)軸承壽命的主要出發(fā)點(diǎn)。

據(jù)行業(yè)預(yù)測(cè)，相較于采用滾動(dòng)軸承的風(fēng)電齒輪箱，采用滑動(dòng)軸承的風(fēng)電齒輪箱扭矩密度可提升25%，傳動(dòng)鏈長(zhǎng)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(jī)中實(shí)現(xiàn)滾滑替代是風(fēng)力發(fā)電機(jī)降本增效的發(fā)展趨勢(shì)[1]。

2 滑動(dòng)軸承油膜CFD仿真

2.1 模型與方法

風(fēng)力發(fā)電機(jī)齒輪箱行星齒輪滑動(dòng)軸承屬于流體動(dòng)壓潤(rùn)滑形式。流體動(dòng)壓潤(rùn)滑，就是依靠被潤(rùn)滑的一對(duì)固體表面間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，使介于固體間的潤(rùn)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(dòng)壓必須具備以下三個(gè)基本條件[2]：

(1)軸頸與軸承之間有足夠的具有粘度的潤(rùn)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(duì)運(yùn)動(dòng)。

為了模擬滑動(dòng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的實(shí)際壓力分布，本文選取了CFD計(jì)算方法模擬軸承油膜運(yùn)行。CFD求解器基于有限體積法，將計(jì)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(dòng)量、能量、組分等的通用守恒方程。

為了簡(jiǎn)化計(jì)算，本文僅求解質(zhì)量守恒方程和動(dòng)量守恒方程，不引入由能量方程所控制的溫度場(chǎng)。式(2)為質(zhì)量守恒方程。該定律可以表述為：?jiǎn)挝粫r(shí)間內(nèi)流體微元體中質(zhì)量的增加，等于同一時(shí)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(jí)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(dòng)量守恒定律是任何流動(dòng)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(dòng)量對(duì)時(shí)間的變化率等于外界作用在該微元體上的各種力之和。實(shí)際上該定律是牛頓第二定律。按照這一定律，可以導(dǎo)出動(dòng)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(dòng)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(jī)齒輪箱一級(jí)行星齒輪在低速重載工況下運(yùn)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(wú)法得到較高的網(wǎng)格質(zhì)量，而CFD計(jì)算對(duì)網(wǎng)格質(zhì)量具有較高的要求。網(wǎng)格質(zhì)量如果過(guò)差會(huì)導(dǎo)致計(jì)算難以收斂甚至發(fā)散。因此本文使用ICEM模塊對(duì)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(guò)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(dòng)軸承的旋轉(zhuǎn)面。

表2為仿真過(guò)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(duì)油膜最大壓力影響不大，本文對(duì)滑動(dòng)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(jì)算速度[15]。通過(guò)CFD仿真可以得出滑動(dòng)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(gè)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(dòng)軸承的承載區(qū)。

3.1 轉(zhuǎn)速對(duì)油膜壓力的影響

當(dāng)風(fēng)電機(jī)組輸入風(fēng)速極低甚至停止時(shí)，風(fēng)力發(fā)電機(jī)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(dòng)軸承的軸瓦與軸頸表面接觸，形成邊界潤(rùn)滑，影響滑動(dòng)軸承壽命，進(jìn)而影響整個(gè)風(fēng)力發(fā)電機(jī)的壽命。

進(jìn)油壓力0.2 MPa下的行星齒輪滑動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(lái)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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?lái)越大。

3.2 進(jìn)油壓力對(duì)油膜壓力的影響

現(xiàn)有對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)齒輪箱軸承的滾滑替代案例中，行星齒輪滑動(dòng)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(guò)小，會(huì)導(dǎo)致無(wú)法建立正常的油膜，潤(rùn)滑不充分引起承載能力不足；供油壓力過(guò)大，會(huì)導(dǎo)致油泵的高負(fù)荷，功率浪費(fèi)[16]。

軸承轉(zhuǎn)速為7 r/min時(shí)的行星齒輪滑動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(lái)越大。

軸承轉(zhuǎn)速為7 r/min時(shí)的行星齒輪滑動(dòng)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(dòng)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(dòng)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?lái)越大。

3.3 油膜壓力與承載能力分析

將Fluent中計(jì)算完成的流體在CFD-post中對(duì)壓力進(jìn)行積分計(jì)算得到油膜的承載力[20]。圖8(a)為行星齒輪滑動(dòng)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(dòng)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?？梢钥闯鲎畲髩毫?duì)轉(zhuǎn)速的敏感度相比最大壓力對(duì)進(jìn)油壓力的敏感度更加明顯。

圖9(a)為行星齒輪滑動(dòng)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(dòng)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(duì)轉(zhuǎn)速的敏感度相比對(duì)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(duì)某大兆瓦風(fēng)電齒輪箱一級(jí)行星輪滑動(dòng)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(jí)行星齒輪滑動(dòng)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(duì)風(fēng)電齒輪箱一級(jí)行星輪系滑動(dòng)軸承的壓力及承載力的影響。

(2)對(duì)滑動(dòng)軸承油膜采用CFD方法進(jìn)行分析計(jì)算，得出了油膜壓力分布云圖，隨軸承轉(zhuǎn)速的增大，滑動(dòng)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(duì)軸承輸入轉(zhuǎn)速的敏感度更明顯。

(3)對(duì)油膜壓力進(jìn)行積分計(jì)算得到滑動(dòng)軸承的承載力，隨軸承轉(zhuǎn)速的增大，滑動(dòng)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(duì)軸承輸入轉(zhuǎn)速的敏感度更明顯。