李 達(dá)， 姜宏偉， 寧文鋼， 王岳峰

（太原重工股份有限公司技術(shù)中心， 山西 太原 030024）

引言

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

1 主軸軸承類型

在風(fēng)電機(jī)組運(yùn)行過(guò)程中，主軸軸承承受來(lái)自葉輪的推力、彎矩等交變載荷及葉輪自身重力載荷，將復(fù)雜的空氣動(dòng)力載荷過(guò)濾為輸出至發(fā)電機(jī)的純扭矩。當(dāng)前，風(fēng)電機(jī)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(gè)帶球面滾道的外圈和一個(gè)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(dòng)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(fēng)電機(jī)組傳動(dòng)鏈低速端的支撐。

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

采用一件調(diào)心滾子軸承的三點(diǎn)支撐式傳動(dòng)鏈在兩點(diǎn)式的基礎(chǔ)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(duì)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(diǎn)相交于軸承軸線上的一點(diǎn)，因此，滾子可以在滾道上實(shí)現(xiàn)純滾動(dòng)。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(diǎn)支撐式傳動(dòng)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(jī)架連接，內(nèi)圈過(guò)盈裝配于主軸，風(fēng)輪載荷通過(guò)軸承傳遞到機(jī)架。此布置形式結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)鏈剛性好，但軸承造價(jià)較高，多應(yīng)用于大型風(fēng)電機(jī)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(duì)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(yīng)力集中。對(duì)滾子或滾道接觸母線進(jìn)行修形后，可以減少應(yīng)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(yùn)行精度要求，前后軸承座作為整體進(jìn)行設(shè)計(jì)制造。此類布置對(duì)加工制造及裝配精度要求較高。

2 兩點(diǎn)支撐式傳動(dòng)鏈調(diào)心滾子主軸軸承選型計(jì)算

2.1 軸承受力分析

圖1 傳動(dòng)鏈XZ、XY 平面靜力學(xué)分析

如下頁(yè)圖1 所示，分別在XZ、XY 平面內(nèi)對(duì)傳動(dòng)鏈進(jìn)行靜力學(xué)分析（坐標(biāo)系參考風(fēng)力發(fā)電機(jī)組認(rèn)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(dòng)鏈傾角，（°）；A、B、C、D 為傳動(dòng)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(dāng)量靜載荷計(jì)算

前后軸承當(dāng)量靜載荷按下式計(jì)算[3]：

式中：P0r1為前軸承當(dāng)量靜載荷，N；P0r2為后軸承當(dāng)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(jì)算

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)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(dāng)量靜載荷，N。

風(fēng)力發(fā)電機(jī)組認(rèn)證規(guī)范GL2010 規(guī)定，S0不小于2.0。

2.4 軸承額定壽命計(jì)算

軸承額定壽命可參考ISO281 或ISO TS 16281標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行計(jì)算。ISO281 標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算方法考慮了潤(rùn)滑條件、潤(rùn)滑劑污染、軸承材料的疲勞載荷極限對(duì)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(dòng)壓應(yīng)力分布不均勻?qū)S承壽命的附加影響[5]。

根據(jù)ISO281 標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行軸承壽命計(jì)算[4]：

式中：Pr為徑向當(dāng)量動(dòng)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(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)；

Fa/Fr≤e 時(shí)，X=1，Y=0.45cotα；Fa/Fr＞e 時(shí)，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(shí)，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(dòng)載荷，N；風(fēng)力發(fā)電機(jī)組認(rèn)證規(guī)范GL2010 規(guī)定，根據(jù)ISO281 標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算的修正額定壽命不能低于130 000 h。

3 與主軸間的配合對(duì)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(guò)盈配合，過(guò)盈量隨軸承載荷及軸承尺寸的增加而增大，過(guò)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(guò)盈配合會(huì)使軸承內(nèi)圈脹大，從而導(dǎo)致軸承游隙變化，對(duì)軸承壽命、旋轉(zhuǎn)精度、振動(dòng)、噪聲、溫升、摩擦阻力等有較大影響。

軸承內(nèi)圈過(guò)盈裝配導(dǎo)致的游隙變化量由下式估算：

式中：ΔSp為裝配導(dǎo)致的游隙變化量；U 為裝配過(guò)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(fēng)電機(jī)組后軸承（初始平均游隙0.485 mm）為例，平均過(guò)盈量分別為0.1 mm、0.3 mm 時(shí)，軸承滾子在極端工況下的載荷分布與應(yīng)力分布見(jiàn)圖2和下頁(yè)圖3。

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

圖2 過(guò)盈量0.1 mm、0.3 mm 時(shí)滾道載荷（單位：kN）

圖3 過(guò)盈量0.1 mm、0.3 mm 時(shí)內(nèi)滾道接觸應(yīng)力

4 與軸承座間的配合對(duì)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(dòng)，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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，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(yīng)保證不會(huì)在軸承運(yùn)行過(guò)程中產(chǎn)生過(guò)大的熱脹應(yīng)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(yǔ)

不同軸承類型的傳動(dòng)方案各有優(yōu)缺點(diǎn)，可根據(jù)機(jī)組實(shí)際運(yùn)行條件及經(jīng)濟(jì)性評(píng)價(jià)選擇配置。對(duì)兩點(diǎn)支撐式傳動(dòng)鏈調(diào)心滾子主軸軸承的靜力學(xué)分析、軸承選型計(jì)算、軸承與周邊結(jié)構(gòu)件的匹配設(shè)計(jì)進(jìn)行研究，可為風(fēng)力發(fā)電機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供參考。