張學文，陽雪兵，宋曉萍，劉 明，康輝民

(1.湘電風能有限公司，湖南 湘潭 411102；2.湖南科技大學機電工程學院，湖南 湘潭 411201)

0 引言

目前，風力發(fā)電機組主軸承普遍采用油脂進行潤滑，脂潤滑可以簡化軸承的密封結構設計，有效降低軸承泄漏的風險。作為風電機組的關鍵部件，主軸承設計壽命通常為20年，顯然潤滑脂壽命比主軸承壽命更短，因此在主軸承使用壽命時間內，需要定期向軸承補充一定量的新鮮潤滑脂以維持軸承的潤滑。但對于風力發(fā)電機組主軸承每年的潤滑脂補充量，行業(yè)現(xiàn)在主要依靠經驗進行加注，缺乏理論計算依據(jù)，各軸承廠家要求的潤滑量也存在較大的偏差，有的甚至同一機型的主軸承每年要求的油脂潤滑量差別近3倍。要科學地對軸承進行補脂，就需要確定軸承內潤滑脂在使用一段時間后狀態(tài)。對軸承內的油脂定期取樣進行理化分析雖然可以一定程序上了解其狀態(tài)，但對于大兆瓦風電主軸承，從滾道處取樣非常困難，各位置取樣化驗結果有時相差很大，使得取樣化驗結果參考性有限。吳真光等[1]提出通過監(jiān)測軸承運行中的特征參數(shù)和參數(shù)值的變化來預測潤滑脂的剩余壽命，但該方法處在探討階段，可行性仍待研究；文獻[2]中采用二參數(shù)威布爾概率分布最大似然計算機程序計算潤滑脂壽命，但該方法需要樣本量較大，對于風力發(fā)電機組主軸承這種大尺寸非標定制軸承來說，顯然不現(xiàn)實。本文考慮利用風力發(fā)電機組SCADA系統(tǒng)記錄的主軸承運行數(shù)據(jù)，并結合現(xiàn)有軸承潤滑脂壽命影響經驗公式或數(shù)據(jù)，建立仿真計算模型來預測潤滑脂的壽命；同時，根據(jù)風力發(fā)電機組主軸承的實際潤滑情況，將自動潤滑系統(tǒng)、廢舊油脂排出等因素對其潤滑脂壽命的影響考慮進去，以期為風電機組主軸承再潤滑提供一種參考依據(jù)。

1 潤滑脂壽命影響因素分析

1.1 溫度的影響

使用溫度是影響潤滑脂壽命的最大因素，隨著使用溫度的提高，潤滑脂壽命大幅度下降，行業(yè)普遍認為溫度平均上升10～20 ℃，潤滑脂的壽命減半，但溫度也并非越低越好，一般認為溫度在40～70 ℃時潤滑脂的壽命最高[3]。風力發(fā)電機組主軸承工作溫度并非是恒定的，其受很多因素的影響。一方面，風力發(fā)電機組安裝在不同地域，主軸承工作溫度受環(huán)境溫度的影響；另一方面，主軸承工作過程中轉速和載荷在不斷變化，造成其自身產的摩擦熱量也在變化。

1.2 轉速的影響

轉速對滾動軸承潤滑脂壽命有顯著的影響，轉速越高，脂潤滑滾動軸承的溫升越快；轉速對滾動軸承內滾動體與滾道之間潤滑脂的機械剪切強度也有很大關系，滾動軸承轉速越高，滾動體與滾道間潤滑脂的機械剪切作用越強。此外，不同類型的滾動軸承對潤滑脂壽命也有一定程度的影響?？紤]到轉速對滾動軸承潤滑脂壽命的影響，文獻[3]給出了潤滑脂壽命的速度因素影響系數(shù)f的計算公式：

f=9.6×10-7Kfndm

(1)

Kf為不同類型滾動軸承的速度系數(shù)，對于圓柱滾子軸承，Kf取1.8～2.3；n為滾動軸承內圈轉速；dm為滾動軸承的內徑。風力發(fā)電機組主軸承轉速隨功率變化，轉速范圍一般在20 r/min以內。

1.3 載荷的影響

軸承承受的載荷對潤滑脂壽命有一定的影響。載荷對潤滑脂壽命的影響主要體現(xiàn)在載荷影響軸承內潤滑脂的機械剪切作用，軸承廠家根據(jù)大量的測試得出了各種載荷與潤滑脂的關系。Lugt等[4]用曲線擬合的方法得出一個載荷對滾動軸承潤滑脂壽命的影響關系公式，即

(2)

C為滾動軸承基本額定動載荷；P為當量動載荷；LP/C=0.1為軸承當量載荷與基本額定動載荷的比值為0.1時的壽命。

風力發(fā)電機組主軸承的工況為低速重載，其承受的載荷大小和方向不斷變化，這使得難以實時計算或測量主軸承載荷，但可以從廠家提供的計算報告中得出主軸承載荷水平。表1所示為從主軸承廠家提供的計算報告中提取的某款主軸承基本額定動載荷與當量動載荷的比值(C/P)及其時間占比，從中可以得出主軸承的C/P值在2～5之間，考慮時間占比的等效，C/P≈4。

表1 主軸承載荷C/P值及其時間占比

1.4 其他因素的影響

影響潤滑脂壽命的還有潤滑脂類型(包括皂基和基礎油類型)、是否有振動和沖擊工況、外圈旋轉、保持架的結構和材料等，但這些影響有時很難量化。ESDU(engineering sciences data unit)將振動和沖擊分為了6個等級，并給出了相應影響系數(shù)FV，對于安裝在剛性和重型基礎上具有旋轉質量的大型設備和渦輪發(fā)電機組，F(xiàn)V選用0.7[5]。

2 主軸承潤滑脂壽命預測模型的建立

2.1 潤滑脂壽命計算經驗公式的選擇

現(xiàn)有的潤滑脂壽命計算公式均是通過對有限試驗數(shù)據(jù)進行擬合而成，適用范圍有一定限制，常見的公式有通用的合成油鋰基脂計算公式[6](式3)和Kawamura[7]提供的經驗公式(式4)。

(3)

L為潤滑脂壽命；n為軸承轉速；N為允許轉速；P為當量動載荷；T為軸承溫度；Cr為基本額定動載荷。

logL=-1.58×10-6V-2.18×10-2T-

9.84F+6.33+K1

(4)

V為軸承dmN值；T為溫度；F=P/Cr；K1為基礎油類型相關的系數(shù)。

上述2個經驗公式均以溫度、轉速和載荷為計算參數(shù)，適合于計算輕載高速、工作溫度超過70 ℃、外徑小于100 mm的小型軸承。在這種使用工況下，高溫氧化成為潤滑脂壽命的支配原因，而風力發(fā)電機組主軸承工作溫度相對較低、轉速小、載荷大，因此潤滑脂除了高溫氧化外還有機械剪切引起的老化。對于工作載荷較大、工作溫度70 ℃左右的使用工況，目前沒有可適用的潤滑脂計算經驗公式，但SKF公司軸承手冊中提供了工作溫度70 ℃的潤滑脂壽命圖表[8]，可根據(jù)圖表擬合成式(5)所示的滾動軸承用優(yōu)質鋰基潤滑脂壽命的計算公式：

(5)

bf為軸承類型系數(shù)；n為轉速；dm為軸承節(jié)圓直徑，其可靠度為99%[4]。式(5)根據(jù)不同載荷等級，采用分段函數(shù)表示不同軸承類型、轉速、軸承節(jié)圓直徑在工作溫度為70 ℃下潤滑脂壽命。對于不同溫度或載荷下的潤滑脂壽命，可以根據(jù)第1部分的單因素經驗公式進行修正。根據(jù)前述分析可知，相比于式(3)和式(4)，式(5)顯然更適合作為風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂壽命計算的公式。

2.2 風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂壽命計算方法

上述潤滑脂經驗公式均是由小尺寸的標準軸承試驗數(shù)據(jù)得來，對于風力發(fā)電機組這種大尺寸軸承，并不能直接用上面的公式計算潤滑脂壽命，否則其結果與實際情況會明顯不相符，例如采用式(5)計算工作溫度70 ℃、額定轉速下的風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂壽命僅為600多h。其主要原因是小尺寸軸承的潤滑脂在較高轉速下，其潤滑脂立即參與到了軸承潤滑；但對于大尺寸軸承，其軸承空隙較大，大量的潤滑脂并沒有立即參與潤滑。Komatsuzalki等[9]通過對內徑100 mm的大尺寸圓柱滾子軸承進行潤滑脂壽命試驗研究，得出潤滑脂預充量與軸承潤滑壽命存在正比關系，認為大尺寸軸承實際運行時參與潤滑的油脂是一小部分，大部分被軸承旋轉擠到軸承其他空隙部位沒有立即參與潤滑，而是后繼補充到軸承潤滑部位從而延長了軸承潤滑壽命。馬方波等[10]利用Komatsuzalki的研究結果推導出球面滾子軸承用復合鋁基潤滑脂壽命計算方法，并通試驗驗證其合理性。因此，對風力發(fā)電機組主軸承內的潤滑脂壽命計算時需要將潤滑脂分為2部分，其中某時間段內參與軸承潤滑的油脂受到軸承載荷、轉速和溫度等綜合因素的影響而老化，設這部分潤滑脂老化系數(shù)為Ki，即

(6)

式(6)中，分子為潤滑脂70 ℃溫度下的非工作壽命，分母為潤滑脂在軸承轉速為ni、工作溫度為Tn、當量載荷為Pn下的使用壽命。其余大部分軸承空隙位置的油脂不受載荷、轉速的影響，但受到軸承運行溫度和振動的影響，設這部分潤滑脂老化系數(shù)為KT，即

(7)

Tn為潤滑脂工作溫度，則潤滑脂某一時間段tn后的壽命為

Ln=(Ln-1-Kitn)χ+(Ln-1-

KTtn)(1-χ)

(8)

Ln-1為上一時刻的潤滑壽命；χ為參與軸承潤滑的潤滑脂比率，即χ=QL/Qn，其中QL為參與軸承潤滑的潤滑脂量，Qn為軸承內當前潤滑脂總量。只要已知潤滑脂的初始狀態(tài)和軸承運轉以后每個時間段的溫度、轉速和載荷等數(shù)據(jù)，即可通過上述公式進行迭代計算出某一時間的潤滑脂壽命狀態(tài)。需要指出的是，潤滑脂的使用壽命只相對使用工況來定義的，在不同工況下使用，壽命長短不同，因此計算結果是以其非工作時的初始壽命作為基準得出的相對比值。

2.3 基于SACDA數(shù)據(jù)的風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂壽命仿真模型建立

在實際應用中，風力發(fā)電機組主軸承一般配備集中自動潤滑系統(tǒng)，且在軸承上開設有一定數(shù)量的排脂孔，即主軸承每隔一段時間就有新潤滑脂補充進來，又有一些潤滑脂排出去，因此，風力發(fā)電機主軸承潤滑壽命計算時必須將以上影響因素考慮進來。考慮風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂老化是一種極為復雜的過程，受很多因素的影響，且有些影響因素具有隨機性和不確定性，即沒有確定的函數(shù)或模型可以描述，因此需要對風力發(fā)電機組主軸承潤滑壽命計算模型進行簡化，提出以下假設。

a.新潤滑脂與舊潤滑脂混合后，其混合后的潤滑脂的壽命為新舊潤滑脂的壽命和混合比率的函數(shù)，即LB=f(LN,Lo,Pm),其中，LN為新潤滑脂的壽命，Lo為舊潤滑脂的剩余壽命，Pm為混合比率。

b.軸承排出的油脂沒有選擇性，所以在模型計算時，認為新潤滑脂加入到軸承后即被混合均勻，軸承排出的油脂為新舊潤滑脂均勻混合后的潤滑脂。

c.模型中不考慮軸承磨損的金屬顆粒、灰塵和水分對潤滑脂壽命的影響。文獻[11]中說明不同顆粒對固體油脂具有一定的影響，如鐵顆粒、灰塵對軸承潤滑有惡化的作用，二硫化鉬、銅顆粒在一些條件下則對潤滑脂壽命有改善，但同時銅顆粒又會加速潤滑脂的氧化。

d.軸承內除了極少部分潤滑脂始終不參與潤滑以外，其他軸承內的潤滑脂參與軸承剪切潤滑的機率是相等的。

通過以上簡化，最終建立的基于SCADA數(shù)據(jù)的風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂壽命仿真模型如圖1所示。該模型以Excel格式的SACDA數(shù)據(jù)作為輸入條件；以仿真時間(即機組的運行時間)或潤滑脂壽命為0時作為結束條件，潤滑系統(tǒng)采用定時定量潤滑方式；采用與軸承內潤滑脂量相關的隨機函數(shù)模擬軸承的廢油排出(即軸承內的潤滑脂越多，廢舊油脂的排出的量也越多，但排出的時間隨機)。

圖1 基于SCADA數(shù)據(jù)的風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂壽命仿真模型

3 系統(tǒng)仿真驗證

本文從系統(tǒng)邏輯和預測結果兩方面對仿真模型進行驗證，以某風場大兆瓦風電機組主軸承用潤滑脂壽命為研究對象。該機組的主軸承為三排圓柱滾子軸承，其中軸向承載滾道2個，徑向承載滾道1個，額定轉速為15.5 r/min，軸承工作方式為外圈旋轉。

3.1 仿真模型邏輯驗證

任意選取1臺風力發(fā)電機組2年的SCADA系統(tǒng)的數(shù)據(jù)，作為其主軸承潤滑脂壽命預測模型的輸入。圖2為模型仿真的不同潤滑量下該款主軸承潤滑脂壽命變化情況，由圖可知，隨著潤滑量的增加，主軸承潤滑脂剩余壽命越長，在不進行潤滑時，軸承內的預充油脂壽命只有20個月左右。圖3所示為不同排脂量下主軸承潤滑脂壽命變化情況，由圖可知，排脂量對主軸承潤滑脂剩余壽命有影響，軸承排脂越好，主軸承潤滑脂剩余壽命越長。圖4為不同參與軸承潤滑量和溫度對主軸承潤滑脂壽命的影響情況，由圖可知，溫度和參與軸承潤滑量對主軸承潤滑脂壽命影響顯著。圖5為潤滑量相同，但潤滑間隔時間不同情況下，主軸承潤滑脂壽命變化情況，如圖所示，潤滑間隔時間越長，主軸承內的潤滑脂壽命波動越大。從圖2～圖5的仿真結果可以看出，模型的仿真結果與實際情況在邏輯上完全相吻合。

圖2 不同潤滑量下主軸承潤滑脂壽命變化

圖3 不同排脂量下主軸承潤滑脂壽命變化

圖4 溫度及參與潤滑量對主軸承潤滑脂壽命的影響

圖5 不同潤滑間隔時間下主軸承潤滑脂壽命變化趨勢

3.2 預測結果驗證

2019年，該風場的2臺機組主軸承在運行了33個月左右后被拆解分析，拆解后的軸承潤滑脂狀況如圖6所示，其中，圖6a為4號機組拆解后的主軸承潤滑脂狀況，圖6b為8號機組拆解后的主軸承潤滑脂狀況。拆解結果顯示軸承內潤滑脂均出現(xiàn)硬化結塊，基礎油流失嚴重。對比來看，4號機組主軸承潤滑脂狀況稍好于8號機組。通過調取2臺機組運行以來的SCADA數(shù)據(jù)進行仿真分析，并根據(jù)主軸承實際潤滑和排脂情況設定仿真參數(shù)，仿真結果如圖7所示。仿真模型預測的2臺主軸承油脂33個月后的剩余壽命分別為新潤滑脂的8%和10%左右，這與拆解顯示的結果基本相吻合。

圖6 拆解后的主軸承潤滑脂狀況

圖7 基于SCADA數(shù)據(jù)的模型預測結果

4 結束語

了解風力發(fā)電機組主軸承用潤滑脂的壽命變化趨勢，有助于科學地給軸承再潤滑。由于潤滑脂流動性較差，采用定期取樣化驗判斷其壽命狀態(tài)，有時會出現(xiàn)偏差甚至誤判。隨著風電機組的向大功率方向發(fā)展，風力發(fā)電機組主軸承尺寸越來越大，這更增加主軸承潤滑脂的取樣檢測的難度。本文提出的基于SCADA數(shù)據(jù)的風力發(fā)電機組主軸承用潤滑脂壽命預測方法和仿真模型，為判斷風力發(fā)電機組主軸承潤滑脂壽命提供了一種新的思路和參考。