圓錐滾子主軸承熱結構數值分析*

王岳峰，姜宏偉，寧文鋼

(太原重工股份有限公司 技術中心，山西 太原 030024)

0 引言

風電主軸承是兆瓦級風電機組的核心部件，由于其長期在重載、變轉速、交變載荷和振動等復雜工況下工作及現場檢修維護極為困難，因此主軸承的穩定可靠對風電機組的正常運行起到至關重要的作用[1]。主軸承的設計及應用應考慮載荷、計算方法、選型、布置、材料、成本、熱處理、潤滑、密封、安裝游隙、試驗和檢測等相關技術問題[2-4]，運用接觸力學、傳熱學、摩擦學和流體力學等學科理論來分析風電機組主軸承具有重要意義。胡浪等[5]研究了圓錐滾子軸承滾子大端球面半徑在不同工況條件下的潤滑性能。Hu等[6]研究了在點接觸狀態下混合潤滑軸承的數值計算方法。王亞彪等[7]基于彈流理論研究了在極限工況載荷條件下的風電主軸承潤滑性能。Zaretsky等[8]對滾動軸承的理論壽命進行了數值計算。華?？〉萚9]對激光微織構滾動軸承表面的潤滑特性和彈流動壓性能進行了分析。魏效玲等[10]研究了角接觸球軸承的滾動體與滾道的接觸應力，分析了滾道硬化對接觸應力的影響。以上文獻對軸承潤滑性能及接觸模型的研究較多，但針對風電機組圓錐滾子軸承在安裝過程中的熱結構耦合分析還相對較少。本文基于采用兩個單列圓錐滾子軸承的兩點支撐布置結構型式，對某兆瓦級風電機組上的圓錐滾子主軸承在安裝過程中的各接觸表面進行Hertz接觸應力、變形和溫度分布數值分析。

1 軸承滾子接觸模型和參數設置

以某兆瓦級風電機組兩個單列圓錐滾子軸承的兩點支撐布置型式中的主軸承為研究對象，軸承在工作中的布置型式如圖1所示。本文研究受載荷較大的靠近輪轂側的主軸承。

圖1 風電機組主軸承布置型式

運用UG NX軟件建立風電機組主軸和單列圓錐滾子軸承的三維模型并進行數值分析。主軸承裝配整體三維模型如圖2(a)所示，剖面結構如圖2(b)所示。

圖2 風電機組主軸承裝配接觸模型

由于模型的幾何形狀呈圓周對稱，所以僅取三維模型的一個滾子及部分內外滾道建立三維數值接觸模型。主軸材料選取QT400-18，主軸承材料選取GCr15SiMn，軸承滾子數為85，軸承外徑為2 420 mm。

QT400-18和GCr15SiMn材料性能參數見表1。

表1 材料性能參數

在分析主軸承裝配和受載時，根據工況不同，在軟件中設置軸承內圈與主軸的過盈量δ分別為0.5 mm、1 mm和1.5 mm；設置主軸承內圈溫度分別為80 ℃和100 ℃；主軸壁厚與主軸承徑向厚度比值H分別為0.9和1。

2 計算結果與討論

2.1 接觸應力、變形和溫度分布

在主軸承裝配過程中，先將主軸承內圈和滾子組合體與主軸過盈配合，由于滾子和內圈組合體在裝配時未承受軸承外圈螺栓的軸向預緊力，因此裝配分析時不考慮滾子和外圈的影響。主要分析在裝配過程中軸承內圈與主軸的過盈量、主軸壁厚和內圈加熱溫度對軸承內圈和滾道的接觸應力、變形和溫度分布的影響。

圖3為過盈量δ=1 mm、主軸壁厚與主軸承徑向厚度比值H=1、內圈溫度θ內圈=80 ℃時，主軸承內圈的接觸應力、變形和溫度分布云圖。從圖3(a)、3(b)可以看出，主軸承內圈最大接觸應力和最大變形出現在內圈左側(靠近外圈側)，從右向左應力逐漸減小，這主要是由于主軸承內圈左側壁厚較薄引起的。從圖3(c)可以看出，主軸承內圈的溫度分布為右側(輪轂側)溫度分布梯度大，這主要是由于內圈右側壁厚較大，在軸承內圈沿著周向朝向軸承外圈方向上，內圈單位體積傳導熱量較少引起的。

圖3 主軸承內圈接觸應力、變形和溫度分布云圖

2.2 過盈量的影響

圖4為主軸壁厚與主軸承徑向厚度比值H=1，內圈溫度為80 ℃，過盈量分別為0.5 mm、1 mm和1.5 mm時，主軸承內圈內表面、內圈滾道接觸面的接觸應力和內圈滾道接觸面變形分布曲線，其中接觸起始方向為圖2中的軸承外圈側，接觸終點方向為輪轂側，圖中橫坐標X/L為各接觸點的X坐標值與接觸總長L的比值。從圖4中可以看出：在δ不變情況下，當X/L增大時，接觸應力略微減小，這是由于主軸承內圈厚度逐漸增大使其抵抗變形的能力變強；隨著δ的增大，各接觸點相應的接觸應力均變大，這主要是由于過盈量增大，接觸面的正壓力也隨之增大，接觸表面的相互作用力加強。

圖4 不同過盈量下主軸承內圈和滾道接觸應力和變形分布曲線

2.3 主軸壁厚的影響

圖5為過盈量δ=1 mm，內圈溫度為80 ℃，主軸壁厚與主軸承徑向厚度的比值H分別為0.9和1時，主軸承內圈內表面、內圈滾道接觸面的接觸應力和內圈滾道接觸面變形分布曲線。從圖5中可以看出：在比值H一定時，隨著X/L增大，主軸承內圈內表面和內圈滾道接觸面接觸應力和滾道變形快速減?。辉诮咏嗇瀭?，端面局部應力基本保持不變；隨著比值H的增大，各接觸點相應的接觸應力均變小，而且應力和變形減小的梯度增大，這是由于主軸壁厚增大接觸表面應力減小的原因。從圖5(c)中還可以看出，主軸承內圈滾道最大變形均在0.9 mm以內，而且隨著比值H的增大，接觸面變形量逐漸變小，這也驗證了現場裝配時內圈滾道對滾子基本無影響。

圖5 不同主軸壁厚下主軸承內圈和滾道接觸應力和變形分布曲線 圖6 主軸承內圈滾道溫度

2.4 軸承溫度分布

圖6為過盈量δ=1 mm，主軸壁厚與主軸承徑向厚度的比值H=1，主軸承內圈溫度為80 ℃和100 ℃時，主軸承內圈滾道溫度分布曲線。從圖6中可以看出：在主軸承內圈加熱溫度一定的情況下，隨X/L的增大，滾道接觸表面的總體溫度分布為逐漸減小的趨勢，但是在接觸終點的擋圈附近，有局部的溫度波動，這與接觸表面的滾子擋邊有關。隨著主軸承內圈加熱溫度增大，內圈滾道接觸表面的溫度數值也逐漸增大，但其增長梯度遠小于內圈的溫度增長梯度，同時發現在接近X/L=1時，軸承內圈溫度變化對滾道接觸表面的溫度基本無影響，這主要是由于軸承內圈的不同壁厚造成熱量傳導在滾道接觸表面的非均勻分布。

3 結論

(1)主軸承內壁接觸表面各接觸點相應的接觸應力數值，與主軸/主軸承的過盈量成正相關關系，與主軸壁厚/主軸承徑向厚度的比值成反相關關系，接觸應力數值的變化符合Herts彈性接觸規律。

(2)在主軸承內圈加熱時，靠近輪轂側的滾道接觸表面的溫度逐漸減小。主軸承內圈滾道接觸表面的溫度增長梯度遠小于內圈的溫度增長梯度。