徐新庭，陳捷，王華，孫冬梅, 洪榮晶

(南京工業(yè)大學 機械與動力工程學院，南京 210009)

風力發(fā)電設備價格昂貴，使用環(huán)境惡劣，拆卸費用高，一旦出現故障可能產生巨額索賠，因而風力發(fā)電機組要求壽命不小于20年，保用期5年[1]。轉盤軸承在設計、制造、安裝和使用過程中會產生各種故障，包括：滾動體及滾道點蝕磨損導致游隙增大，無油干摩擦，保持架碎裂，滾動體及滾道嚴重磨損并出現凹坑，內、外圈與上、下金屬結構的連接螺栓松動，金屬結構出現裂紋等[2]。這些故障都可以通過振動表現出來，在實際使用過程中還會出現滾道潤滑脂溫度升高，驅動電動機功率增大等問題。但因風電轉盤軸承轉速低(1～26 r/min)、承載大(葉片和機艙的質量達十幾噸)，對產生的振動不敏感，一些故障不易被發(fā)現[3]。

目前風電轉盤軸承故障診斷面臨的問題是[4]：(1) 軸承轉速很低，計算出來的故障頻率很低。而高通濾波器會將3 Hz以下的頻率濾掉，再加上環(huán)境噪聲的影響，使頻譜分析效果很差甚至無法進行；(2)每次故障沖擊的間隔較長，利用沖擊法很難準確地檢測到故障信號；(3)由故障點產生的沖擊響應頻率較低，不能激勵起較高的頻率成分。

風電轉盤軸承通常只作小幅度往復回轉，許多場合長期處于靜止狀態(tài)，同時承受復雜的交變載荷。因此其失效機理與普通軸承的滾動接觸疲勞不同，普通軸承的設計理論也不能夠很好地解決轉盤軸承的設計和質量問題[5]。其故障診斷可借鑒的經驗非常少，因此，如何解決這一問題已成為各國研究的熱點。根據文獻[6-10]介紹，世界各大知名企業(yè)都有自己的實驗室和試驗裝備，但始終處于技術封鎖階段，僅在廣告或網站發(fā)布與試驗相關的局部圖片。文獻[11-12]研究了平均摩擦力矩及滾道磨損量與壽命的關系。文獻[13]進行了港口轉盤軸承的故障診斷和試驗研究。文獻[14-15]研究了軋鋼低速重載轉盤軸承，采用應力波和小波分析進行故障診斷。文獻 [16-17]在多年的試驗研究基礎上，對風電轉盤軸承的承載剛度、滾道磨損、啟動力矩、疲勞壽命及齒根強度等進行了研究，認為風電轉盤軸承故障診斷檢測的參數主要有：軸承運轉圈數、滾道磨損量、振動加速度、摩擦力矩、滾道裂紋、潤滑脂溫度和驅動電動機功率等，但對表征風電轉盤軸承性能特征的參數指標還需要結合試驗進行深入探討。

1 軸承疲勞壽命試驗

1.1 試驗裝置

如圖1所示，風電轉盤軸承綜合性能試驗裝置由機械部分、液壓系統(tǒng)和測控系統(tǒng)組成。試驗裝置通過液壓油缸加載，可對軸承同時施加軸向力、徑向力和傾覆力矩，液壓電動機驅動轉盤軸承旋轉，模擬軸承實際運行狀態(tài)。同時通過測試傳感器采集數據，并進行存儲和處理。

圖1 風電轉盤軸承綜合試驗裝置示意圖

1.2 檢測參數

轉盤軸承一旦發(fā)生故障，其振動、溫度、摩擦力矩、噪聲及齒根應力等均會發(fā)生變化?？赏ㄟ^相應的信號處理技術，從復雜的信號中提取出有用的、能夠表征軸承運行狀況的特征參量，通過分析這些特征參量實現對轉盤軸承的診斷。

摩擦力矩能夠體現風電轉盤軸承工作性能、功率消耗、壽命及安全性能，其主要來源于滾動體與滾道的接觸摩擦阻力，一般認為，摩擦力矩主要由外加載荷引起[18]。當轉盤軸承出現故障時，運行阻力將增大。鑒于轉盤軸承摩擦力矩的隨機性和復雜性，用理論分析的方法難以求得精確值，故可以通過試驗檢測轉盤軸承的摩擦力矩，并以此評估軸承的性能及運行狀況。

正常情況下轉盤軸承摩擦以發(fā)熱的形式消耗能量，轉盤軸承摩擦溫升受各運動副產生的熱量和室溫綜合的影響[19]。當轉盤軸承開始運行時，由于摩擦跑合溫度上升，運行一段時間后，達到溫度平衡，滾道溫度的變化與環(huán)境溫度保持相對恒定。當滾道出現剝落，鐵屑混入潤滑脂，球和溝道產生磨損，從而導致軸承摩擦力矩增大，引起發(fā)熱，使轉盤軸承溫升進一步增大。溫度升高容易導致軸承零件局部燒傷，破壞潤滑膜，加劇軸承磨損。因此，對轉盤軸承溫度進行監(jiān)測非常必要。

轉盤軸承振動分析是最有效的診斷手段[20-21]，根據以往的試驗結果[16-17]，轉盤軸承振動方向位于其軸向，靠近驅動電動機處。為了研究表征轉盤軸承運行情況的參數，對風電轉盤軸承溫升、摩擦力矩及振動加速度進行了檢測。試驗裝置傳感器布局如圖2所示，其中溫度傳感器置于安裝孔內并與潤滑脂相接觸。

圖2 風電轉盤軸承試驗裝置傳感器布局

1.3 試驗軸承參數

針對某公司033.50.2410型風電轉盤軸承進行加速壽命試驗，試驗軸承參數為：溝道中心直徑2 410 mm，鋼球直徑50 mm，球數140個，接觸角45°，外齒齒數135個。該軸承為雙排四點接觸球軸承，外圈為齒圈，材料為42CrMo，鋼球材料為GCr15。當應力循環(huán)次數達100萬次以后則達到材料的理論疲勞極限，試驗中轉盤軸承最大轉速1.5 r/min，50%滿載，試驗共運行71.6天。

2 試驗結果與分析

2.1 故障特征

對試驗后的轉盤軸承進行分解，檢查鋼球及溝道損傷情況，內、外圈軟帶位置出現剝落，其余溝道表面光滑，局部有少量輕微壓痕，未出現點蝕等其他破壞現象，鋼球無損傷。轉盤軸承內溝道形貌如圖3所示。

圖3 疲勞試驗后的轉盤軸承內溝道形貌

2.2 檢測參數分析

2.2.1 摩擦力矩趨勢分析

試驗軸承摩擦力矩的變化規(guī)律如圖4所示。由擬合曲線分析認為，風電轉盤軸承運行之初為負游隙配合，此時摩擦阻力最大，隨著各部件之間的磨合，游隙增大，摩擦力矩相應減小，56天時摩擦力矩達到最小，僅為8.096 kN·m。隨著溝道內軟帶由于磨損出現點蝕，鐵屑進入潤滑脂中，導致摩擦增大，摩擦力矩上升。因此摩擦力矩可以作為判斷轉盤軸承溝道磨損情況的有效參數。如要進行實時判斷，需要建立數學模型進行定量評判。

圖4 摩擦力矩曲線圖及擬合曲線圖

2.2.2 潤滑脂溫升變化分析

潤滑脂溫升的變化趨勢及其擬合曲線如圖5所示。由圖5可以看出，溫升上下波動比較嚴重。

圖5 疲勞試驗中潤滑脂溫升曲線

分析認為：在試驗初始的跑合階段，風電轉盤軸承為負游隙配合，摩擦阻力較大，產生的熱量也大，因而溫升呈增加趨勢；試驗到18天進入平穩(wěn)階段；試驗到30天后因游隙增大以及各部件的磨合，摩擦生熱減少，溫升呈減小趨勢；56天后溫升又開始增大，這可能是軸承溝道故障所致。所以潤滑脂溫升可以作為判斷轉盤軸承溝道是否產生故障的重要參數。

2.2.3 振動加速度變化分析

振動加速度時域曲線如圖6所示(圖中g為重力加速度)，風電轉盤軸承是負游隙配合，由于磨損的加劇，在運行初期振動比較大；隨著機械磨合，振動幅值緩慢下降；當磨合完成，振動趨于平緩，振動幅值趨于穩(wěn)定；當溝道產生故障或者磨損繼續(xù)加劇時，振動再次增加。從振動加速度包絡曲線(圖7)可以看出，其與力矩的變化規(guī)律有相似之處，先下降，再上升。

圖6 疲勞試驗的軸向加速度曲線

圖7 疲勞試驗的軸向加速度包絡線

2.2.4 聯合判斷

結合驅動摩擦力矩、溝道潤滑脂溫升和振動包絡線進行的聯合判斷如圖8所示。

由圖8可知，摩擦力矩與溫度在56天上升的拐點是一致的，說明結合潤滑脂溫升和摩擦力矩的趨勢圖可以確定溝道故障產生的時間。

圖8 疲勞試驗參數的聯合判斷

為定性和定量分析上述試驗現象，需要建立經驗模型。根據以上試驗數據，進行分段擬合，摩擦力矩與時間的擬合公式為

(1)

溝道潤滑脂溫升與時間的擬合公式為

y=0.351x3-4.1x2+1.427x+16.021，

(2)

加速度的幅值包絡線與時間的擬合曲線公式為

y=0.000 001 3x2-0.000 1x+0.002 6。

(3)

從試驗數據的趨勢和擬合公式可以得出以下判斷條件：

試驗初期(磨合階段)摩擦力矩曲線斜率為負，潤滑脂溫升曲線斜率為正，加速度上包絡線斜率為負；

試驗中期(平穩(wěn)階段)摩擦力矩曲線斜率為負，潤滑脂溫升曲線斜率為負，加速度上包絡線斜率趨于零；

試驗后期(故障出現階段)摩擦力矩曲線斜率為正，潤滑脂溫升曲線斜率為正，加速度上包絡線斜率為正。

3 結束語

通過對試驗軸承潤滑脂溫升、摩擦力矩和加速度的數據分析和曲線擬合可知，當摩擦力矩、潤滑脂溫升的擬合曲線和振動加速度上包絡線的一階導數都為正時，表明風電轉盤軸承溝道出現故障。三者聯合判斷比單獨判定故障具有更高的可信度。如果要進行閾值判斷，需要積累多次試驗的結果，才能做出較為準確的判斷。