于慶峰，劉際軒

(舍弗勒貿(mào)易(上海)有限公司，上海 201804)

風(fēng)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(fēng)電機(jī)組的核心部件，對(duì)整個(gè)機(jī)組的壽命、性能和可靠性至關(guān)重要。陸上風(fēng)電主流使用雙饋風(fēng)電機(jī)組，主軸軸承一般采用調(diào)心滾子軸承。主軸軸承工作在腐蝕、風(fēng)沙、潮濕、低溫等惡劣環(huán)境中，受載復(fù)雜，一直是風(fēng)電機(jī)組中的薄弱部位，也是主要故障點(diǎn)[1]。此外，主軸軸承安裝及維護(hù)成本較高，在風(fēng)電退補(bǔ),風(fēng)電平準(zhǔn)化度電成本持續(xù)降低的大環(huán)境下，其穩(wěn)定性和可靠性成為主機(jī)廠關(guān)注的焦點(diǎn)。

國內(nèi)外對(duì)調(diào)心滾子軸承做了大量研究:文獻(xiàn)[2]基于多體系統(tǒng)(Multi Body System，MBS)軟件模擬了調(diào)心滾子軸承內(nèi)部接觸和摩擦，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，得到摩擦力矩和壓力隨載荷的變化情況，并對(duì)滾子結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，以減小摩擦力矩；文獻(xiàn)[3]考慮彈流潤滑、滾子間隙、滾子速度，開發(fā)了分析調(diào)心滾子軸承力學(xué)性能的軟件；文獻(xiàn)[4]指出，通過優(yōu)化調(diào)心滾子軸承內(nèi)部參數(shù)實(shí)現(xiàn)滾子自穩(wěn)定，可以消除擋邊摩擦；文獻(xiàn)[5]分析了調(diào)心滾子軸承滾子在橢圓接觸面上的滑動(dòng)問題，對(duì)滾子修形及調(diào)整密合度可以使?jié)L子保持自穩(wěn)定，減小摩擦損失；文獻(xiàn)[6]建立調(diào)心滾子軸承接觸阻尼模型，分析了內(nèi)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(duì)軸承系統(tǒng)力和位移響應(yīng)的影響，結(jié)果表明運(yùn)動(dòng)部件的表面缺陷會(huì)產(chǎn)生更大的力和位移響應(yīng)，對(duì)設(shè)計(jì)和加工精度要求更高；文獻(xiàn)[7]指出滾道自由度對(duì)軸承力和位移具有重要影響，建立了包含滾道自由度的調(diào)心滾子軸承動(dòng)態(tài)分析模型。

上述對(duì)調(diào)心滾子軸承的研究主要集中在調(diào)心滾子軸承表面質(zhì)量、游隙及密合度等對(duì)軸承性能的影響，但關(guān)于軸承結(jié)構(gòu)，尤其是風(fēng)電主軸用大型調(diào)心滾子軸承內(nèi)圈擋邊結(jié)構(gòu)對(duì)其性能的影響未提及。鑒于此，介紹了常見的風(fēng)電主軸用調(diào)心滾子軸承內(nèi)圈擋邊結(jié)構(gòu)，建立仿真模型，分析其在風(fēng)電特殊工況下的軸承性能。

1 風(fēng)電機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)支承方式

風(fēng)電機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)兩點(diǎn)、三點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)[8]如圖1所示：兩點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)包括輪轂、主軸、齒輪箱等在內(nèi)的整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)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(dòng)端軸承主要承受徑向載荷；三點(diǎn)支承結(jié)構(gòu)包括輪轂、主軸、齒輪箱等在內(nèi)的整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)由三點(diǎn)支承，一點(diǎn)是主軸承，另外兩點(diǎn)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(fēng)電機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)支承結(jié)構(gòu)

隨著風(fēng)機(jī)功率增大，傳動(dòng)系統(tǒng)尺寸越來越大，質(zhì)量也越來越大，為避免大尺寸引起質(zhì)量成本的急劇增加，三點(diǎn)支承應(yīng)用越來越廣泛，故選擇三點(diǎn)支承進(jìn)行分析。

大型調(diào)心滾子軸承以黃銅保持架為主，主要以內(nèi)圈和滾動(dòng)體引導(dǎo)為主，不同引導(dǎo)方式內(nèi)圈中擋邊結(jié)構(gòu)不同，下文主要分析中擋邊結(jié)構(gòu)對(duì)軸承性能的影響。

2 調(diào)心滾子軸承中擋邊結(jié)構(gòu)

風(fēng)電主軸調(diào)心滾子軸承中擋邊結(jié)構(gòu)如圖2所示：固定中擋邊(圖2a)可引導(dǎo)保持架，保持架由1或2個(gè)實(shí)體黃銅保持架組成；浮動(dòng)中擋邊(圖2b)內(nèi)圈滾道無擋邊，安裝有隔圈，隔圈和內(nèi)圈可以相對(duì)移動(dòng)，具有引導(dǎo)保持架的功能；無中擋邊結(jié)構(gòu)(圖2c)由滾子直接引導(dǎo)保持架。

圖2 調(diào)心滾子軸承中擋邊結(jié)構(gòu)

3 仿真分析

以某風(fēng)電主軸用調(diào)心滾子軸承為研究對(duì)象，假設(shè)3種軸承除內(nèi)圈擋邊結(jié)構(gòu)以外，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)均相同，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。內(nèi)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(diào)心滾子軸承具有相同的調(diào)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(yùn)動(dòng)黏度為460。

表1 調(diào)心滾子軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

3.1 仿真模型

在軸承專用分析軟件Bearinx中輸入軸承參數(shù)，生成3D計(jì)算模型，將3D模型輸入到動(dòng)態(tài)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(jì)算，分析模型如圖3所示。

圖3 調(diào)心滾子軸承仿真分析模型

3.2 工況條件

軸承外圈固定，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速為11.5 r/min。根據(jù)風(fēng)電機(jī)組軸承的典型載荷譜，得到調(diào)心滾子軸承載荷工況如圖4所示：x軸方向?yàn)槎嘧兊妮S向載荷，y，z軸方向?yàn)槎嘧兊膹较蜉d荷，系統(tǒng)的傾覆力矩會(huì)導(dǎo)致軸出現(xiàn)撓曲，撓曲角度對(duì)應(yīng)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(gè)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(diào)心滾子軸承載荷工況

3.3 結(jié)果分析

軟件計(jì)算2.0 s開始處于穩(wěn)定狀態(tài)，取2.00～5.06 s進(jìn)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(fēng)機(jī)主軸系統(tǒng)穩(wěn)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(biāo)。滾子與套圈的彈性接觸變形會(huì)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(gè)軸系剛度越差。

結(jié)合文獻(xiàn)[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(dòng)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?？芍潭ㄖ袚踹呡S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(jìn)入穩(wěn)定狀態(tài)，且軸向位移較?。桓?dòng)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(dòng)中擋邊軸承約 1 s 后進(jìn)入穩(wěn)定狀態(tài)，而無中擋邊軸承軸向位移處于不穩(wěn)定狀態(tài)?？芍潭ㄖ袚踹呡S承對(duì)滾子的引導(dǎo)作用更好。

圖5 3種擋邊調(diào)心滾子軸承軸向位移對(duì)比

PV值(軸承內(nèi)部零件接觸表面正壓力P和對(duì)偶面上相對(duì)速度V的乘積)是衡量軸承耐磨性的重要指標(biāo)，降低PV值可有效減少磨損，降低表層失效的概率。調(diào)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(qū)滾子為研究對(duì)象。滾子端面和擋邊也存在接觸，但其PV值相對(duì)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(shí)不同擋邊軸承滾道PV值如圖7所示(橫坐標(biāo)0表示滾子中心位置)：浮動(dòng)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(cè)PV值大于左側(cè)，浮動(dòng)中擋邊、無中擋邊兩側(cè)相差較大。說明固定中擋邊軸承PV值更佳。

圖6 調(diào)心滾子軸承承載示意圖

圖7 不同擋邊調(diào)心滾子軸承滾道PV值

3.3.3 滾子運(yùn)行姿態(tài)

滾子運(yùn)行姿態(tài)會(huì)影響滾子與擋邊、套圈滾道及保持架的作用力，對(duì)軸承性能也會(huì)產(chǎn)生一定影響，在此通過分析滾子偏擺(圖8)來衡量滾子運(yùn)行姿態(tài)。

圖8 滾子偏擺示意圖

為減少計(jì)算時(shí)間，等間距選取6粒滾子(圖9)為研究對(duì)象，軸承旋轉(zhuǎn)60°時(shí)1#滾子轉(zhuǎn)到2#滾子位置，偏擺角為θ1，2#滾子轉(zhuǎn)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(zhuǎn)一周偏擺角的變化。通過計(jì)算可得滾子公轉(zhuǎn)速度為5.2 r/min，滾子公轉(zhuǎn)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(nèi)外圈滾道及保持架兜孔形狀的影響；對(duì)于次承載列，固定中擋邊軸承滾子偏擺幅度較小，浮動(dòng)中擋邊軸承滾子在一段時(shí)間內(nèi)偏擺角快速增加，無中擋邊軸承滾子偏擺更大且不穩(wěn)定時(shí)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(qū)小，滾子運(yùn)動(dòng)空間大，偏擺較大。滾子偏擺會(huì)引起磨損，需特別注意。

圖10 3種擋邊調(diào)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(duì)象。軸承摩擦功耗主要取決于內(nèi)部摩擦力矩[10]和運(yùn)轉(zhuǎn)速度?；贑ABA3D軟件計(jì)算3種擋邊軸承摩擦功耗，如圖11所示：浮動(dòng)中擋邊、無擋邊軸承摩擦功耗接近，固定中擋邊軸承內(nèi)、外圈滾道摩擦功耗低于浮動(dòng)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(nèi)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(jié)構(gòu)約10%，這是由于固定中擋邊引導(dǎo)滾子時(shí)，擋邊與滾子端面會(huì)產(chǎn)生滑動(dòng)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(diào)心滾子軸承摩擦功耗對(duì)比

4 實(shí)際應(yīng)用

根據(jù)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(dòng)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(nèi)圈靠近外擋邊處，且磨損較輕，浮動(dòng)中擋邊軸承失效位置在靠近浮動(dòng)中擋邊一側(cè)滾道上，出現(xiàn)了大量的剝落。以上結(jié)果與PV值分析結(jié)果一致，進(jìn)一步驗(yàn)證了仿真分析的正確性。

圖12 調(diào)心滾子軸承內(nèi)滾道失效圖

5 結(jié)束語

根據(jù)風(fēng)電機(jī)組主軸軸承使用工況，建立軸承仿真分析模型，分析了內(nèi)圈擋邊結(jié)構(gòu)對(duì)雙列調(diào)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(jié)果表明固定中擋邊軸承性能更優(yōu)。 此外，分析結(jié)果也為風(fēng)電主軸軸承選型和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考，例如優(yōu)化擋邊和滾道接觸位置，降低PV值，采用非對(duì)稱設(shè)計(jì)減小主承載列和非主承載列PV值差等。