風電主軸調心滾子軸承中擋邊結構對其性能的影響

于慶峰，劉際軒

(舍弗勒貿易(上海)有限公司，上海 201804)

風能作為一種清潔的可再生能源，越來越受到世界各國的重視，主軸軸承是風電機組的核心部件，對整個機組的壽命、性能和可靠性至關重要。陸上風電主流使用雙饋風電機組，主軸軸承一般采用調心滾子軸承。主軸軸承工作在腐蝕、風沙、潮濕、低溫等惡劣環境中，受載復雜，一直是風電機組中的薄弱部位，也是主要故障點[1]。此外，主軸軸承安裝及維護成本較高，在風電退補,風電平準化度電成本持續降低的大環境下，其穩定性和可靠性成為主機廠關注的焦點。

國內外對調心滾子軸承做了大量研究:文獻[2]基于多體系統(Multi Body System，MBS)軟件模擬了調心滾子軸承內部接觸和摩擦，并進行試驗驗證，得到摩擦力矩和壓力隨載荷的變化情況，并對滾子結構進行優化，以減小摩擦力矩；文獻[3]考慮彈流潤滑、滾子間隙、滾子速度，開發了分析調心滾子軸承力學性能的軟件；文獻[4]指出，通過優化調心滾子軸承內部參數實現滾子自穩定，可以消除擋邊摩擦；文獻[5]分析了調心滾子軸承滾子在橢圓接觸面上的滑動問題，對滾子修形及調整密合度可以使滾子保持自穩定，減小摩擦損失；文獻[6]建立調心滾子軸承接觸阻尼模型，分析了內外圈和滾子的表面波紋度和表面缺陷、軸承徑向游隙及載荷對軸承系統力和位移響應的影響，結果表明運動部件的表面缺陷會產生更大的力和位移響應，對設計和加工精度要求更高；文獻[7]指出滾道自由度對軸承力和位移具有重要影響，建立了包含滾道自由度的調心滾子軸承動態分析模型。

上述對調心滾子軸承的研究主要集中在調心滾子軸承表面質量、游隙及密合度等對軸承性能的影響，但關于軸承結構，尤其是風電主軸用大型調心滾子軸承內圈擋邊結構對其性能的影響未提及。鑒于此，介紹了常見的風電主軸用調心滾子軸承內圈擋邊結構，建立仿真模型，分析其在風電特殊工況下的軸承性能。

1 風電機組傳動系統支承方式

風電機組傳動系統兩點、三點支承結構[8]如圖1所示：兩點支承結構包括輪轂、主軸、齒輪箱等在內的整個傳動系統由前后2套軸承支承，定位端軸承承受軸向載荷和徑向載荷，浮動端軸承主要承受徑向載荷；三點支承結構包括輪轂、主軸、齒輪箱等在內的整個傳動系統由三點支承，一點是主軸承，另外兩點是齒輪箱兩邊的彈性支承。主軸承承受軸向載荷和徑向載荷。

圖1 風電機組傳動系統支承結構

隨著風機功率增大，傳動系統尺寸越來越大，質量也越來越大，為避免大尺寸引起質量成本的急劇增加，三點支承應用越來越廣泛，故選擇三點支承進行分析。

大型調心滾子軸承以黃銅保持架為主，主要以內圈和滾動體引導為主，不同引導方式內圈中擋邊結構不同，下文主要分析中擋邊結構對軸承性能的影響。

2 調心滾子軸承中擋邊結構

風電主軸調心滾子軸承中擋邊結構如圖2所示：固定中擋邊(圖2a)可引導保持架，保持架由1或2個實體黃銅保持架組成；浮動中擋邊(圖2b)內圈滾道無擋邊，安裝有隔圈，隔圈和內圈可以相對移動，具有引導保持架的功能；無中擋邊結構(圖2c)由滾子直接引導保持架。

圖2 調心滾子軸承中擋邊結構

3 仿真分析

以某風電主軸用調心滾子軸承為研究對象，假設3種軸承除內圈擋邊結構以外，其他結構參數均相同，主要結構參數見表1。內外圈和滾子材料為100Cr6軸承鋼，彈性模量為207 GPa，泊松比為0.3；保持架材料為銅，彈性模量為100 GPa，泊松比0.36。此外，3種調心滾子軸承具有相同的調心能力，在相同外力下軸向力Fa與徑向力Fr比值相同。潤滑脂采用專用潤滑脂Arcanol Load 460，40 ℃運動黏度為460。

表1 調心滾子軸承主要結構參數

3.1 仿真模型

在軸承專用分析軟件Bearinx中輸入軸承參數，生成3D計算模型，將3D模型輸入到動態仿真軟件CABA3D中，分為滾道接觸、左右中擋邊接觸以及外擋邊接觸，接觸類型為摩擦接觸，基于彈流潤滑理論計算，分析模型如圖3所示。

圖3 調心滾子軸承仿真分析模型

3.2 工況條件

軸承外圈固定，內圈旋轉，轉速為11.5 r/min。根據風電機組軸承的典型載荷譜，得到調心滾子軸承載荷工況如圖4所示：x軸方向為多變的軸向載荷，y，z軸方向為多變的徑向載荷，系統的傾覆力矩會導致軸出現撓曲，撓曲角度對應于圖4中y，z軸的偏擺角度。作用于軸承上的多變載荷周期為1.6 s，仿真分析取2個周期，以多變載荷的平均值(恒定值)作為載荷輸入條件。軸承工作溫度為70 ℃。

圖4 調心滾子軸承載荷工況

3.3 結果分析

軟件計算2.0 s開始處于穩定狀態，取2.00～5.06 s進行分析，分析步長為0.014 5 s。仿真精度為5×10-6。

3.3.1 軸向剛度和軸向位移

考慮風機主軸系統穩定性，在低速重載且伴隨較大軸向力的工況下，軸向剛度和軸向位移是衡量軸承性能的重要指標。滾子與套圈的彈性接觸變形會影響軸向剛度，軸向游隙和軸向剛度共同影響軸承軸向位移。軸承軸向位移越大，輪轂在軸向的定位越差，整個軸系剛度越差。

結合文獻[9]，并基于BearinX軟件可得固定中擋邊軸承、無中擋邊軸承軸向剛度分別為1 391 565，1 281 771 N/mm。浮動中擋邊軸承在軸向具有一定自由度，其軸向剛度近似等于無中擋邊軸承。可知固定中擋邊軸承軸向剛度比另外2種擋邊軸承高約10%。

不同擋邊軸承軸向位移如圖5所示：固定中擋邊軸承很快進入穩定狀態，且軸向位移較小；浮動中擋邊和無中擋邊軸承軸向位移接近，比固定中擋邊軸承增加約0.15 mm，浮動中擋邊軸承約 1 s 后進入穩定狀態，而無中擋邊軸承軸向位移處于不穩定狀態。可知固定中擋邊軸承對滾子的引導作用更好。

圖5 3種擋邊調心滾子軸承軸向位移對比

PV值(軸承內部零件接觸表面正壓力P和對偶面上相對速度V的乘積)是衡量軸承耐磨性的重要指標，降低PV值可有效減少磨損，降低表層失效的概率。調心滾子軸承PV最大值通常源于主承載列(圖6)，選取主承載列承載區滾子為研究對象。滾子端面和擋邊也存在接觸，但其PV值相對滾道較小，且軸承失效主要為滾道磨損，在此僅討論滾道PV值。在Fa/Fr為0.27時不同擋邊軸承滾道PV值如圖7所示(橫坐標0表示滾子中心位置)：浮動中擋邊軸承、無中擋邊軸承PV最大值比固定中擋邊軸承大25%；3種擋邊軸承主承載列右側PV值大于左側，浮動中擋邊、無中擋邊兩側相差較大。說明固定中擋邊軸承PV值更佳。

圖6 調心滾子軸承承載示意圖

圖7 不同擋邊調心滾子軸承滾道PV值

3.3.3 滾子運行姿態

滾子運行姿態會影響滾子與擋邊、套圈滾道及保持架的作用力，對軸承性能也會產生一定影響，在此通過分析滾子偏擺(圖8)來衡量滾子運行姿態。

圖8 滾子偏擺示意圖

為減少計算時間，等間距選取6粒滾子(圖9)為研究對象，軸承旋轉60°時1#滾子轉到2#滾子位置，偏擺角為θ1，2#滾子轉到3#滾子位置，偏擺角為θ2,以此類推得到θ3，θ4，θ5，θ6，擬合θ1，θ2，θ3，θ4，θ5，θ6得到的曲線模擬滾子旋轉一周偏擺角的變化。通過計算可得滾子公轉速度為5.2 r/min，滾子公轉60°需1.92 s。

圖9 等間距選取的6粒滾子示意圖

3種擋邊軸承滾子偏擺角如圖10所示：主承載列滾子偏擺角變化一致，主要原因是滾子偏擺主要受內外圈滾道及保持架兜孔形狀的影響；對于次承載列，固定中擋邊軸承滾子偏擺幅度較小，浮動中擋邊軸承滾子在一段時間內偏擺角快速增加，無中擋邊軸承滾子偏擺更大且不穩定時間較長，這是由于滾子缺少擋邊的約束，次承載列承載小，承載區小，滾子運動空間大，偏擺較大。滾子偏擺會引起磨損，需特別注意。

圖10 3種擋邊調心滾子軸承滾子偏擺角

3.3.4 摩擦功耗

為軸承選型作參考，選取摩擦功耗作為研究對象。軸承摩擦功耗主要取決于內部摩擦力矩[10]和運轉速度。基于CABA3D軟件計算3種擋邊軸承摩擦功耗，如圖11所示：浮動中擋邊、無擋邊軸承摩擦功耗接近，固定中擋邊軸承內、外圈滾道摩擦功耗低于浮動中擋邊軸承、無擋邊軸承約20%；固定中擋邊軸承總摩擦功耗(總摩擦功耗為內外圈滾道、保持架、中擋邊與滾子摩擦功耗之和)高于其他2種結構約10%，這是由于固定中擋邊引導滾子時，擋邊與滾子端面會產生滑動摩擦，從而使整體摩擦功耗較高；但固定中擋邊減小了滾子偏擺，滾道摩擦功耗減小，從而減小了軸承失效的概率。

圖11 3種擋邊調心滾子軸承摩擦功耗對比

4 實際應用

根據上述分析可知固定中擋邊軸承性能更佳，固定中擋邊和浮動中擋邊軸承在極限工況下的失效示意圖如圖12所示：固定中擋邊軸承失效位置在內圈靠近外擋邊處，且磨損較輕，浮動中擋邊軸承失效位置在靠近浮動中擋邊一側滾道上，出現了大量的剝落。以上結果與PV值分析結果一致，進一步驗證了仿真分析的正確性。

圖12 調心滾子軸承內滾道失效圖

5 結束語

根據風電機組主軸軸承使用工況，建立軸承仿真分析模型，分析了內圈擋邊結構對雙列調心滾子軸承軸向剛度、軸向位移、PV值、滾子偏擺、摩擦功耗的影響，結果表明固定中擋邊軸承性能更優。 此外，分析結果也為風電主軸軸承選型和優化設計提供了參考，例如優化擋邊和滾道接觸位置，降低PV值，采用非對稱設計減小主承載列和非主承載列PV值差等。