基于大型風電機組主軸組件裝配方法的研究

何先照 ，盧江躍 ，申屠東華 ，李 陳 ，李晨曦

（1.浙江運達風電股份有限公司，浙江 杭州310000；2.浙江省風力發電技術重點實驗室，浙江 杭州310000）

0 引言

主軸組件作為風電機組傳動鏈最核心組成部件，吸引了大量研究學者對主軸組件的布置形式及主軸承結構特點，以及對主軸組件運行狀態監測的理論研究較為深入。Souich YAGI[1]、俞黎萍[2]、陳波[3]等人研究了風電機組主軸組件不同布置形式及主軸承選型特點；Z.Hameed[4]、Andrew Kusiak[5]等人研究了主軸組件運行狀態監測算法，為主軸組件設計選型及后續主軸組件狀態監測提供理論支持。

風電機組主軸組件可采用主軸水平或垂直方式開展裝配，以主軸垂直方式開展裝配居多。研究學者對主軸組件裝配方式及裝配過程質量控制方法以及裝配質量檢測理論研究較少，僅從裝配方式可行性、有效性方面作出闡述[6-7]，忽略了對主軸組件裝配過程的研究，從而缺乏對主軸組件裝配過程的理論分析，缺乏對主軸組件裝配后的裝配質量科學檢測手段。本研究主要對主軸垂直裝配方式下的主軸組件裝配質量開展研究，研究主軸組件在裝配過程的控制參數，對主軸組件的裝配質量進行控制。結合本研究成果設計了曲柄連桿機構與軸向游隙調整工裝，通過曲柄連桿機構通過控制液壓油缸的伸縮狀態，可有效準確控制主軸承與前擋圈的軸向間隙，從而達到通過軸向間隙調整工裝調節主軸組件裝配后主軸承軸向游隙，有效提升主軸組件的整體剛度，從而解決主軸組件安裝工藝不完善帶來的質量風險，保證風電機組主軸組件運行安全。

1 主軸組件裝配過程剖析

風電機組主軸組件主要包括主軸、主軸承、前后端圈、前后端蓋、軸承座等相關零件，如圖1所示。

圖1 主軸承組件局部示意圖

本研究主要研究了風電機組主軸組件采用垂直熱套裝配方式安裝，對主軸軸向定位及軸承游隙的影響。垂直熱套裝配方式的主軸承與主軸冷卻過程可概括為：將主軸垂直豎立起來，主軸承采用感應加熱方式，加熱到設定溫度后，迅速套入主軸，主軸承溫度開始下降，內徑變小，主軸溫度開始上升，外徑變大；當主軸承與主軸配合的過盈產生抱緊力能克服主軸承自重后，主軸承與主軸完全抱緊；因主軸承與主軸仍然存在溫差，主軸承繼續冷收縮將導致前擋圈與主軸承端面產生軸向間隙；與此同時主軸承在重力作用下，主軸承內外圈將出現錯位從而影響軸向游隙。結合主軸承與主軸的冷卻過程將該冷卻過程分為三個階段，自由冷卻階段、接觸收縮冷卻階段、抱緊冷卻階段，如圖2所示。

圖2 主軸承與主軸冷卻曲線

（1）自由冷卻階段：在主軸承剛套入主軸，t0時刻環境溫度℃，主軸承溫度為℃0；主軸承套入主軸后，主軸承溫度迅速冷卻，與主軸承配合段的主軸迅速升溫，主軸外徑小于主軸承內徑，在重力作用下，主軸承與前擋圈之間不產生間隙；

（2）接觸收縮冷卻階段：隨著主軸承冷卻，主軸承內徑縮小，主軸溫度升高，主軸外徑變大，在t1時刻主軸承內徑與主軸外徑值相等，主軸承與主軸開始接觸，主軸承溫度繼續降低，在主軸承與主軸配合面過盈量產生的抱緊力還不足克服主軸承外圈自身重力時，主軸承與前擋圈之間不產生間隙，在t2時刻主軸承自重等于主軸承與主軸之間產生抱緊力，主軸承與主軸完全抱緊，主軸承內圈停止向下運動。

（3）抱緊冷卻階段：在t2時刻主軸承與主軸存在溫差，隨后主軸溫度繼續上升，主軸承溫度繼續下降，t時刻主軸承與主軸溫度達到一致時，主軸承前后溫差為ΔT=℃2-℃3，但在此冷卻過程中，主軸承與主軸溫差ΔT將引起主軸承收縮，從而導致前擋圈與主軸承之間產生軸向間隙，軸向間隙的大小取決于溫差ΔT，之后主軸承與主軸一起冷卻至環境溫度℃。

2 理論分析

通過對主軸承安裝過程剖析可知溫差ΔT將直接影響主軸承軸向游隙及軸向定位精度，溫差ΔT由主軸承重量以及主軸與主軸承配合公差決定，因而以控制溫差ΔT為研究對象。

2.1 溫差膨脹

主軸承采用熱套裝配，主軸承加熱到設定溫度后，主軸承內圈在軸向及徑向均發生膨脹，按材料線性膨脹原理[8]，主軸承內圈軸向、徑向單位溫差膨脹量分別為：

式中，α為線性膨脹系數，L為主軸承內圈寬度，d為主軸承內圈直徑。

2.2 主軸與主軸承配合

主軸承與主軸采用過盈配合，配合面所產生的軸向摩擦阻力為Ff，根據主軸承與主軸冷卻曲線可知，當主軸承的重量G等于摩擦阻力Ff，即

式中，d為配合公稱直徑，l為配合長度，f為配合面摩擦系數，P為配合面徑向壓力。

根據材料力學有關厚壁圓筒的計算理論[9]，在徑向壓力P為時所需最小過盈量為：

式中，E1、E2分別為被包容加與包容件彈性模量，d1、d2分別為被包容加與包容外徑，μ1、μ2分別為被包容加與包容外徑，Δ為配合面過盈量。

因而重力能克服過盈量為：

設主軸承與主軸徑向過盈量為δ，則ΔT為ΔT＝（δ-V）/Lr，根據熱脹冷縮對稱原理，在ΔT溫差下，軸向間隙為S=VTLa/2，因而軸向游隙受溫差ΔT影響。

3 液壓連桿機構設計及裝配方法

在主軸承與主軸配合、重量一定的情況下，可通過圖3液壓連桿機構，施加軸向載荷壓緊主軸承內圈。將支承盤通過螺栓組件固定在主軸承聯接法蘭上，在主軸承安裝之前，液壓連桿機構處以張開狀態，當主軸承熱套安裝就位后，立刻通過控制液壓缸桿件的伸縮，推動壓桿運動，致使壓桿繞銷軸旋轉，設計要求壓桿與支承盤接觸壓力垂直向下，從而實現對主軸承內圈的壓緊，在主軸承冷卻過程中，保持設定壓力不變，直至主軸組件冷卻至室溫。

圖3 液壓連桿機構

將主軸承加熱到120℃[10]，套入主軸，并在30 s內，施加軸向壓力F，將改變接觸收縮冷卻階段的冷卻過程，即推后主軸承自重加軸向壓力F等于主軸承與主軸之間產生摩擦力的時刻。可通過液壓連桿機構施加的軸向壓力F，能克服主軸與主軸承過盈量為：

隨著 Δ 的增大，則 ΔT=（δ-V）/Lr將變小，因而達到控制軸向間隙S的目的。

4 效果驗證

為驗證理論推導及液壓連桿機構設計的有效性，根據設計要求生產出液壓連桿機構等，工作方式如圖4所示。

圖4 液壓連桿機構壓緊工作狀態

選取5組主軸組件作為測試對象，該五組主軸組件的主軸承與主軸配合尺寸公差均滿足設計尺寸公差要求，裝配前分別測量主軸承內徑實際尺寸d與主軸外徑實際尺寸D，根據實際尺寸d、D計算主軸與主軸承兩者實際過盈量，依據實際過盈量及推導公式計算主軸承在自然環境下冷卻所產生的理論軸向間隙。按本課題研究方法在主軸承冷卻過程中施加軸向壓力F，待主軸承與主軸冷卻至室溫，卸載軸向壓力F后，運用塞尺測量實測軸向間隙并記錄，將該5組主軸承組件理論軸向間隙與實測軸向間隙做對比，理論軸向間隙與實測軸向間隙范圍及平均值如表1所示。

表1 理論與實測軸向間隙對比

對比理論計算數據與實測數據，兩者基本一致，表明主軸承與前擋圈之間的軸向間隙，可通過本課題推導的理論方法計算，并運用液壓連桿機構實現對大型風電機組主軸組件裝配軸向間隙及軸向游隙的精確控制。

5 總結與展望

通過對風電機組主軸組件裝配方法的理論分析及實驗驗證，實驗結果表明該方法可有效控制主軸組件中最核心部件軸向間隙，并有效達到控制主軸承的軸向游隙，為大型風電機組主軸組件的安裝提供理論依據，同時結合本理論研究設計的液壓連桿機構，可有效準確控制主軸承軸向間隙、主軸承軸向游隙，達到提升主軸組件的整體剛度，從而解決主軸組件安裝工藝不完善帶來的主軸組件運行安全風險。