海上風電機組單點支承結構用雙列圓錐滾子軸承優化設計

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)有限公司，成都 610041)

海上風電機組代表了當今風電技術的最高水平，要求設備具有高可靠性且易于安裝和維護，其市場規模極大，風險也極高[1]。我國可開發和利用的風能儲量約10×109kW，其中海上風能儲量約7.5×109kW[2]，然而我國的海上風電機組開發才剛剛起步。

主軸軸承是風電機組的核心部分， 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。根據軸承使用環境，承載的復雜程度以及安裝維護的便利程度，主軸軸承的設計和選型分為三點支承、兩點支承和單點支承[4]。單點支承最為特殊，其懸臂梁式的受力布置對軸承的承載能力要求很高，設計時需要考慮多方面的影響。因此，本文針對海上風電機組單點支承結構用雙列圓錐滾子軸承結構進行優化設計。

1 海上風電機組主軸軸承結構

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

1—第1內圈；2—第1列滾子；3—外圈；4—第2列滾子；5—第2內圈；6—內隔圈。

軸承單點支承結構示意圖如圖2所示。極限載荷下傾覆力矩M較大，所以滾子回轉中心線與軸承回轉中心的夾角設計為45°，滾子采用對數曲線修形，初始小游隙，在工作狀態下為零游隙，且修形后需滿足軸承設計壽命要求。

圖2 軸承單點支承結構示意圖

2 有限元仿真分析

為確保雙列圓錐滾子軸承的可靠性，采用有限元進行優化。通過有限元軟件ROMAX[5]進行整體建模，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。

有限元分析中創建了全柔性的軸承仿真模型，套圈上每個節點均考慮6個方向的自由度(ISO標準假設套圈是剛性的)，這種套圈柔性化的方法使分析更準確。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；軸承初始游隙設定為正游隙，在對螺栓進行預緊后，軸承游隙變為零，即軸承安裝后游隙為零；軸承分析的坐標系為輪轂中心的固定坐標系，載荷的施加點設置在輪轂中心位置，主要載荷數據見表1。等效疲勞載荷由載荷譜進行變載數據等效處理得到，公式為

表1 載荷數據表

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

極限載荷下軸承的第2列內圈滾道接觸應力曲線如圖4所示，圖中不同顏色的標注曲線對應已產生接觸應力的滾子。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了偏載，接觸區域偏向于滾子小端，第2列內圈滾道最大接觸應力為2 161 MPa。

圖4 極限載荷下第2列內圈滾道接觸應力曲線

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

圖5 極限載荷下第1列內圈滾道接觸應力曲線

第2列之所以出現偏載，主要是單點支承結構特有的懸臂梁式受力分布造成的。在力的傳導過程中，第1列起內部支承作用，受力相對均勻，而第2列則因為懸臂梁式結構導致力在傳導過程中發生接觸點向滾子小端偏移來產生更大的平衡力，造成了偏載，受力不均勻，接觸應力增大，將影響軸承的運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構優化

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

除了優化滾道與滾子的接觸，還要考慮滾子球基面與內圈大擋邊的接觸情況。對第2列內圈滾道進行優化調整，會使滾子球基面與大擋邊的接觸位置發生改變，接觸位置不合理將產生較高的應力集中現象，甚至產生嚴重的摩擦磨損與燒傷，導致軸承的滾道、滾子球基面和大擋邊提前疲勞剝落而失效。因此在確定優化方案的同時，還需要調整大擋邊與滾道的角度，即調整軸承在極限載荷下滾子球基面與擋邊的接觸位置，保證大擋邊接觸應力不過度增加，接觸橢圓不會被截斷。

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

圖6 軸承第2列內圈滾道和大擋邊優化前后曲線圖

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

圖7 優化后極限載荷下第2列內圈滾道接觸應力曲線

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

圖8 優化后極限載荷下大擋邊的接觸應力雷達圖

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

表2 優化前后不同載荷下第2列內圈滾道最大接觸應力

等效疲勞載荷下滾道素線優化前后第2列內圈滾道的最大接觸應力和基本額定壽命對比見表3，優化后最大接觸應力由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，滿足設計使用壽命。通過結構優化設計，海上風電機組單點支承結構用雙列圓錐滾子軸承的可靠性和壽命都有所提高。

表3 滾道素線優化前后等效疲勞載荷下軸承對比分析

4 結束語

針對風電機組主軸軸承采用單點支承布置方案出現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構進行優化，設計方案采用滾道素線優化調整的方式。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力的峰值，軸承理論壽命也有所提升，提高了軸承的可靠性。