風電偏變驅動器設計中的齒輪軸軸承校核問題研究*

徐雁波,郭媛媛,賈松陽

(1.商丘工學院 機械工程學院,河南 商丘 476000;2.洛陽LYC軸承有限公司,河南 洛陽 471039;3.航空精密軸承國家重點實驗室,河南 洛陽 471039)

0 引 言

隨著風能產業的迅速發展,風機設備需求的日益加大,對風機設備的要求也變得更高[1-5]。其中,風機設備中偏航和變槳驅動器的作用是根據風向調整葉片角度。驅動器內部齒輪軸上的2個圓錐滾子軸承一般為標準尺寸單列圓錐滾子軸承,通常為30、32、33系列。驅動器的工況特點是轉速慢,但傳動比大。兩者轉速通常小于2 r/min,且長時間工作于1 r/min以下。偏航驅動器與偏航回轉支承的齒輪傳動比通常在1∶1 000左右,因此,驅動器齒輪傳遞到軸承的載荷較大。

標準尺寸軸承已是成熟的基礎件產品,其在包括風機在內的各種工程領域得到了廣泛應用。而驅動器的作用是根據風向調整葉片角度,其長時間處于不工作或轉速極低的工況。因此,在風機整機壽命內,設計合理、安裝維護得當的驅動器軸承一般不會出現壽命提前到期的情況。因此,在風機的設計階段,往往不會對標準軸承進行重新開發,而是選擇合適的軸承。軸承的校核就十分重要。

文獻[6]提供了一種針對驅動器軸承的簡支梁校核計算方法,但在關于軸向力的計算方面,其理論推導部分不完善。因為簡支梁算法相對較為簡單,所以其在工程上得到了廣泛應用;但是否適用于有嚴格要求的驅動器軸承校核尚有待討論。

對此,基于工程實際案例,筆者利用Romax仿真軟件,對驅動器軸承的簡支梁和有限元計算結果進行對比;并在此基礎上,基于有限元法補充分析軸承預緊量對驅動器軸承的影響,為風機領域驅動器設計提供參考。

1 強制性要求

偏航驅動器是風機偏航控制系統的機械部件之一,其作用是通過驅動機艙底部的偏航回轉支承而使風輪對準風向。

變槳驅動器是風機變槳控制系統的機械部件之一,其作用是通過驅動葉片變槳回轉支承而調整葉片角度,以使其能充分利用風力。

風機的偏航與變槳驅動器如圖1所示。

(a)偏航驅動器

圖1中,通常情況下驅動器采用多臺布置,以使其得到對稱的驅動扭矩[7,8]。偏航和變槳驅動器結構類似,一般都由齒輪、齒輪軸、兩個不同尺寸的圓錐滾子軸承組成。其中,電機側軸承尺寸較小,而齒輪側軸承尺寸較大。

在德國勞氏船級社認證體系GL2010中,對風機的施工、設備、維護等進行了詳細的規定,這也是目前我國風機領域主要應用的體系標準[9];在進行軸承校核時也應遵循其要求。通常,對于驅動器軸承的型號、安裝布局、工況等參數由驅動器制造單位提供。因該類軸承是尺寸不大的標準單列圓錐滾子軸承,材料為鋼GCr15或GCr15SiMn,制造過程符合要求。

在以上各項已知的情況下,關于驅動器軸承的強制性規定如表1所示。

從表1中可以看到:驅動器軸承的性能要求必須滿足靜態安全系數So≥1.1,以及ISO281壽命不低于1.3×105h(約15年)。

表1 關于驅動器軸承的強制性規定

2 簡支梁校核算法

2.1 軸承載荷計算

首先,驅動器軸上的載荷來自直齒輪,齒輪力如圖2所示。

圖2 齒輪力

沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Kn垂直于齒面,Kr與Kt為其徑向和水平分力,無軸向力,其計算方程[10]為:

(1)

式中:M—齒輪扭矩,kNm;Kn—齒輪齒面上的法向載荷,kN;Kr—齒輪法向載荷的徑向分力,kN;Kt—齒輪法向載荷的水平分力,kN;m—齒輪模數;z—齒輪齒數;αc—齒輪壓力角,°。

根據驅動器布置方式,筆者繪制簡支梁算法簡圖,軸承載荷計算簡圖如圖3所示。

圖3 軸承載荷計算簡圖

平衡方程組為:

(2)

式(2)中,下標A、B分別指軸承A和軸承B(下同)。

其中:

qL1=Kn

(3)

式中:q—單位載荷,kN/mm;L1,L2,L3—間距,mm;Fr—軸承的徑向力,kN;Fa—軸承的軸向力,kN。

由此可得:

(4)

需要注意的是,在計算間距時,軸承的節點應是軸承內圈的寬度中心(非軸承總寬度的中心)。

由于直齒輪不產生軸向力,圓錐滾子軸承的軸向力來自于自身派生,即:

如果：

(5)

如果：

(6)

其中:

Y=0.4cotα

(7)

式中:X,Y—軸承的動載荷系數,由GB/T 6391查詢;Pr—當量動載荷,kN;α—軸承接觸角,(°)。

2.2 軸承校核計算

軸承校核主要是計算出靜載安全系數So和給出軸承壽命。

2.2.1 靜載安全系數So

靜載安全系數So表達式為：

(8)

式中:Po—當量靜載荷,kN;Co—軸承額定靜載荷,kN。

其中,P0取下列兩個方程的較大者,即:

Po=XoFr+YoFa

(9)

Po=Fr

(10)

式中:X0,Y0—軸承的靜載荷系數,由GB/T 4662查詢得到。

靜載安全系數的計算是基于齒輪極限扭矩的。

2.2.2 軸承ISO281壽命

在GB/T 6391中,詳細規定了ISO281壽命的計算方法。其中,向心滾子軸承基于轉數的計算方程為:

(11)

其中:

Pr=XFr+YFa

(12)

式中:Cr—軸承額定動載荷,kN;L10—ISO281軸承壽命,百萬轉。

轉化為基于小時的壽命計算方程為:

(13)

式中:L10h—ISO281軸承壽命,h;n—軸承轉速,r/min。

軸承壽命的計算是基于齒輪額定扭矩的。

3 有限元仿真模型

在傳動設計領域,經典Romax Designer軟件享有盛譽,目前已成為齒輪傳動領域行業的標準工具,尤其在2010年,Romax Wind成為德國勞氏船級社(GL)唯一認證齒輪計算軟件[11-17]。Romax軟件中包含的高級軸承分析模塊在軸承領域也得到了非常廣泛的應用[18-22]。

筆者根據驅動器結構建立了Romax有限元仿真模型。驅動器軸承仿真模型如圖4所示。

圖4 驅動器軸承仿真模型

在軸承配合方面,齒輪側的軸外徑偏差為n6,電機側的軸外徑偏差為m6;座圈內徑偏差均為H7。軸承內外徑公差按軸承等級查詢GB/T 307.1;載荷施加于齒面上,并且沿齒寬均勻分布。

4 實際工程案例分析

為使對比結果具有普遍性,筆者選取了3個實際工程案例,3個工程案例如表2所示(軸承參數來自LYC軸承,詳細計算過程省略)。

表2 3個工程案例

靜載安全系數S0計算結果如表3所示。

表3 靜載安全系數S0計算結果(極限扭矩時)

軸承ISO281壽命L10h計算結果如表4所示。

表4 軸承ISO281壽命L10h計算結果(額定扭矩時)

(續表)

從表2可以看出:有限元仿真的結果均滿足體系中規定的S0至少為1.1的要求,但簡支梁計算結果中的案例1和2不滿足;

從表3可以看出:簡支梁計算結果中有一個型號軸承壽命不滿足規定的至少1.3×105h的要求,有限元仿真結果均滿足要求。

從上述對比中可以看出,在軸承的可靠性和壽命指標上,有限元方法的計算結果均遠優于簡支梁的計算結果。產生這種情況的主要原因是軸承的徑向力和軸向力計算結果差別較大。因為簡支梁的剛性軸假設使軸承支撐點獲得了更大的載荷,而有限元的柔性軸使軸承支撐點的載荷更小;且軸承壽命對載荷十分敏感,如表3中32036軸承壽命相差超3倍。

從以上對比可以得到的結論是:簡支梁算法不適用于風電驅動器軸承的校核計算,工程上應使用有限元方法作為校核方法。

5 預緊量對軸承校核的影響

合適的預緊可以增加軸承壽命[23-25],因此,在圓錐滾子軸承兩點支撐軸中,一般要對軸承進行預緊。在設置預緊量時,工程上可直接按量對軸承進行壓緊。設置預緊力時,需要將其轉化為預緊量,再按量對軸承壓緊。而在仿真中,可直接設置預緊量,對實際的工程應用進行指導。

基于以上有限元仿真模型,筆者在電機側軸承(圖3中的軸承B)內圈上施加預緊量0～0.5 mm。

5.1 安全系數S0和軸承壽命L10h

預緊量對安全系數S0和軸承壽命L10h的影響如圖5所示。

(a)案例1

從圖5中可以看到:3個工程案例的預緊量曲線的趨勢十分相似;隨著預緊量的增大,極限扭矩下的軸承安全系數遞減,額定扭矩下的軸承壽命遞減。從這兩方面考慮,預緊量越小越好。

(1)安全系數方面。電機側軸承的受預緊量的影響較大,曲線遞減趨勢更陡峭。但3個案例中安全系數均在1.1以上;

(2)軸承壽命方面。電機側軸承平滑遞減,但齒輪側軸承在0～0.35范圍變化不大,超過0.35時壽命斷崖式下跌。3個案例中軸承壽命達到規范要求壽命的點不同,其中,案例1為0.3 mm,案例2和案例3為0.45附近。

5.2 齒輪軸最大變形量

預緊量對軸變形的影響如圖6所示。

圖6 預緊量對軸變形的影響

從圖6中可以看出:在3個案例中,預緊量對軸變形的變化趨勢相同,且變形量的值也相差不多;隨著預緊量的增大,軸的最大變形量減小。

所以從軸的剛度出發,預緊越大越好;在3個案例中,在0～0.35范圍,變形量的下降趨勢陡峭,在0.35～0.5范圍相較緩和。

綜合以上分析可知:當預緊量超過0.35 mm時,3個案例中的某個軸承壽命會呈現斷崖式下跌,因此,建議預緊量在0～0.35范圍內選取,預緊量越小軸承壽命越長,但軸的剛度越差。

因此,在實際的工程應用上,應結合具體工況具體分析。

6 結束語

本研究建立了風電驅動器齒輪軸軸承校核的簡支梁和有限元兩種算法,使用3個工程案例進行了對比分析;最后對軸承校核中因預緊量而產生的影響進行了分析。

研究結果表明:

(1)針對軸承安全系數值和壽命值,有限元算法的結果普遍高于簡支梁算法,且3個工程案例中,用簡支梁算法不同程度地不滿足強制性要求的規定,而用有限元算法則全部滿足。由此可見,簡化的簡支梁算法不適用于驅動器齒輪軸軸承的校核,有限元方法的適用性更好;

(2)隨著預緊量的增大,軸承安全系數遞減,但均在1.1以上;電機側軸承壽命平滑遞減,齒輪側軸承在0～0.35范圍變化不大,超過0.35時,其壽命呈斷崖式下跌;

(3)隨著預緊量的增大,齒輪軸最大變形量減小;因此,綜合考慮安全系數值、軸承壽命值和齒輪軸變形量,建議軸承的預緊量在0～0.35范圍內選取。

雖然上述研究結果驗證了有限元算法在軸承校核中的適用性更好,但是在未來的研究中,仍需要對以下問題作進一步的研究:(1)理論計算和實際工程結果吻合度;(2)預緊量的影響是否存在普遍規律;(3)是否存在普遍適用的最優預緊量值。