曹旭，胡宗邱，王艷芹，王亞鳳，李偉哲

(1.北京京冶軸承股份有限公司，北京 102600；2.中國三峽建工(集團(tuán))有限公司，成都 610041)

海上風(fēng)電機(jī)組代表了當(dāng)今風(fēng)電技術(shù)的最高水平，要求設(shè)備具有高可靠性且易于安裝和維護(hù)，其市場規(guī)模極大，風(fēng)險(xiǎn)也極高[1]。我國可開發(fā)和利用的風(fēng)能儲量約10×109kW，其中海上風(fēng)能儲量約7.5×109kW[2]，然而我國的海上風(fēng)電機(jī)組開發(fā)才剛剛起步。

主軸軸承是風(fēng)電機(jī)組的核心部分， 多采用2套圓錐滾子軸承、雙列圓錐滾子軸承或三排圓柱滾子軸承[3]等。根據(jù)軸承使用環(huán)境，承載的復(fù)雜程度以及安裝維護(hù)的便利程度，主軸軸承的設(shè)計(jì)和選型分為三點(diǎn)支承、兩點(diǎn)支承和單點(diǎn)支承[4]。單點(diǎn)支承最為特殊，其懸臂梁式的受力布置對軸承的承載能力要求很高，設(shè)計(jì)時需要考慮多方面的影響。因此，本文針對海上風(fēng)電機(jī)組單點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)用雙列圓錐滾子軸承結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 海上風(fēng)電機(jī)組主軸軸承結(jié)構(gòu)

某海上風(fēng)電機(jī)組單點(diǎn)支承主軸軸承采用超大型雙列圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)如圖1所示，外形尺寸φ3 600 mm×φ2 680 mm×425 mm，滾子數(shù)量為98×2個，滾子直徑為89.32 mm。該主軸軸承需要承受風(fēng)輪所傳遞的彎矩、軸向和徑向載荷。另外，該軸承采用外圈雙滾道和2個內(nèi)圈單滾道的設(shè)計(jì)，2個內(nèi)圈設(shè)計(jì)有連接孔和定位孔，保證軸承具有整體性且便于安裝。

1—第1內(nèi)圈；2—第1列滾子；3—外圈；4—第2列滾子；5—第2內(nèi)圈；6—內(nèi)隔圈。

軸承單點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。極限載荷下傾覆力矩M較大，所以滾子回轉(zhuǎn)中心線與軸承回轉(zhuǎn)中心的夾角設(shè)計(jì)為45°，滾子采用對數(shù)曲線修形，初始小游隙，在工作狀態(tài)下為零游隙，且修形后需滿足軸承設(shè)計(jì)壽命要求。

圖2 軸承單點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)示意圖

2 有限元仿真分析

為確保雙列圓錐滾子軸承的可靠性，采用有限元進(jìn)行優(yōu)化。通過有限元軟件ROMAX[5]進(jìn)行整體建模，包括輪轂、齒輪箱及彎頭等，并綜合考慮外部連接件受力變形對主軸軸承的影響，包括螺栓連接對軸承游隙的影響，軸承模型如圖3所示。

1—輪轂；2—主軸軸承；3—齒輪箱。

有限元分析中創(chuàng)建了全柔性的軸承仿真模型，套圈上每個節(jié)點(diǎn)均考慮6個方向的自由度(ISO標(biāo)準(zhǔn)假設(shè)套圈是剛性的)，這種套圈柔性化的方法使分析更準(zhǔn)確。在分析中，將雙列圓錐滾子軸承建成2個單列的圓錐滾子軸承，以便為滾子和套圈施加不同的修形；軸承初始游隙設(shè)定為正游隙，在對螺栓進(jìn)行預(yù)緊后，軸承游隙變?yōu)榱悖摧S承安裝后游隙為零；軸承分析的坐標(biāo)系為輪轂中心的固定坐標(biāo)系，載荷的施加點(diǎn)設(shè)置在輪轂中心位置，主要載荷數(shù)據(jù)見表1。等效疲勞載荷由載荷譜進(jìn)行變載數(shù)據(jù)等效處理得到，公式為

表1 載荷數(shù)據(jù)表

式中：p為滾子軸承對應(yīng)系數(shù)，p= 10/3；Fi為載荷譜中的一組載荷；ni為對應(yīng)Fi的轉(zhuǎn)數(shù)；N為載荷譜累積總轉(zhuǎn)數(shù)，N=89×106r。

極限載荷下軸承的第2列內(nèi)圈滾道接觸應(yīng)力曲線如圖4所示，圖中不同顏色的標(biāo)注曲線對應(yīng)已產(chǎn)生接觸應(yīng)力的滾子。從圖4可以看出，軸承在這組極限載荷下，第2列滾子與滾道的接觸出現(xiàn)了偏載，接觸區(qū)域偏向于滾子小端，第2列內(nèi)圈滾道最大接觸應(yīng)力為2 161 MPa。

圖4 極限載荷下第2列內(nèi)圈滾道接觸應(yīng)力曲線

極限載荷下軸承的第1列內(nèi)圈滾道接觸應(yīng)力曲線如圖5所示：第1列滾子與內(nèi)圈滾道的受力接觸相對均勻，第1列內(nèi)圈滾道最大接觸應(yīng)力為1 437 MPa。

圖5 極限載荷下第1列內(nèi)圈滾道接觸應(yīng)力曲線

第2列之所以出現(xiàn)偏載，主要是單點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)特有的懸臂梁式受力分布造成的。在力的傳導(dǎo)過程中，第1列起內(nèi)部支承作用，受力相對均勻，而第2列則因?yàn)閼冶哿菏浇Y(jié)構(gòu)導(dǎo)致力在傳導(dǎo)過程中發(fā)生接觸點(diǎn)向滾子小端偏移來產(chǎn)生更大的平衡力，造成了偏載，受力不均勻，接觸應(yīng)力增大，將影響軸承的運(yùn)行安全并加速滾道的損傷，從而降低軸承使用壽命。

3 雙列圓錐滾子軸承結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對上述偏載情況，通過固定與滾子素線接觸的起始點(diǎn)，調(diào)整滾子素線接觸終點(diǎn)與滾道素線的相對距離，以確定最佳的調(diào)整量，改善滾子偏載情況。

除了優(yōu)化滾道與滾子的接觸，還要考慮滾子球基面與內(nèi)圈大擋邊的接觸情況。對第2列內(nèi)圈滾道進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整，會使?jié)L子球基面與大擋邊的接觸位置發(fā)生改變，接觸位置不合理將產(chǎn)生較高的應(yīng)力集中現(xiàn)象，甚至產(chǎn)生嚴(yán)重的摩擦磨損與燒傷，導(dǎo)致軸承的滾道、滾子球基面和大擋邊提前疲勞剝落而失效。因此在確定優(yōu)化方案的同時，還需要調(diào)整大擋邊與滾道的角度，即調(diào)整軸承在極限載荷下滾子球基面與擋邊的接觸位置，保證大擋邊接觸應(yīng)力不過度增加，接觸橢圓不會被截?cái)唷?/p>

通過多組仿真結(jié)果對比，最終確定優(yōu)化曲線示意圖如圖6所示：滾道素線調(diào)整量為+0.09 mm，大擋邊接觸面與擋邊外徑交點(diǎn)調(diào)整量為+0.07 mm。

圖6 軸承第2列內(nèi)圈滾道和大擋邊優(yōu)化前后曲線圖

優(yōu)化后極限載荷下第2列內(nèi)圈滾道的接觸應(yīng)力如圖7所示：第2列內(nèi)圈滾道最大接觸應(yīng)力為2 003 MPa，比優(yōu)化前降低了7%左右。

圖7 優(yōu)化后極限載荷下第2列內(nèi)圈滾道接觸應(yīng)力曲線

優(yōu)化后極限載荷下大擋邊的接觸應(yīng)力雷達(dá)圖如圖8所示：擋邊最大接觸應(yīng)力為73.7 MPa，滿足許用要求(4 000 MPa)。

圖8 優(yōu)化后極限載荷下大擋邊的接觸應(yīng)力雷達(dá)圖

利用有限元對持續(xù)時間最長和次長的2組載荷進(jìn)行分析，第2列滾道素線優(yōu)化前后最大接觸應(yīng)力的對比見表2，滾道優(yōu)化處于增益階段。

表2 優(yōu)化前后不同載荷下第2列內(nèi)圈滾道最大接觸應(yīng)力

等效疲勞載荷下滾道素線優(yōu)化前后第2列內(nèi)圈滾道的最大接觸應(yīng)力和基本額定壽命對比見表3，優(yōu)化后最大接觸應(yīng)力由1 121 MPa降低到1 074 MPa，基本額定壽命由206.75×106r增加到256.99×106r，滿足設(shè)計(jì)使用壽命。通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，海上風(fēng)電機(jī)組單點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)用雙列圓錐滾子軸承的可靠性和壽命都有所提高。

表3 滾道素線優(yōu)化前后等效疲勞載荷下軸承對比分析

4 結(jié)束語

針對風(fēng)電機(jī)組主軸軸承采用單點(diǎn)支承布置方案出現(xiàn)軸承滾道受力偏載的問題，通過使用有限元分析軟件對軸承結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，設(shè)計(jì)方案采用滾道素線優(yōu)化調(diào)整的方式。該方法可以很好解決軸承滾道受力偏載問題，有效降低滾子與滾道接觸時邊緣應(yīng)力的峰值，軸承理論壽命也有所提升，提高了軸承的可靠性。