王高峰，王燕霜，梁 輝，劉 攀

（1.洛陽軸承研究所有限公司，河南 洛陽 471039；2.高性能軸承數(shù)字化設(shè)計國家國際科技合作基地，河南 洛陽 471039；3.河南省高性能軸承技術(shù)重點實驗室，河南 洛陽 471039；4.齊魯工業(yè)大學(xué)（山東省科學(xué)院），山東 濟(jì)南 250353）

1 引言

風(fēng)電主軸承是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的核心部件，其性能直接影響風(fēng)機(jī)可靠性和壽命[1-3]。風(fēng)電主軸承常用布置有兩點支撐和三點支撐形式。其中三點支撐形式中，在風(fēng)輪側(cè)布置有1個調(diào)心滾子軸承，主軸與齒輪箱用脹緊套連接，2個圓柱滾子軸承安裝在齒輪箱內(nèi)，齒輪箱采用扭力臂進(jìn)行支承，其結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

圖1 風(fēng)電主軸三點支撐結(jié)構(gòu)Fig.1 Main Shaft Three-Point Support of Wind Turbine

由于風(fēng)機(jī)工況復(fù)雜，風(fēng)電主軸軸承在工作時承受受軸向力、徑向力、傾覆力矩的聯(lián)合作用，其失效形式也集中在套圈斷裂、保持架斷裂、異常磨損等方面，國內(nèi)外學(xué)者對風(fēng)電主軸承進(jìn)行了大量的研究[4-9]。針對1.5MW 風(fēng)電機(jī)組主軸承失效的原因，有學(xué)者提出了降低軸向力、提高基礎(chǔ)油粘度、提高密封性能等改進(jìn)方法。

有學(xué)者通過軸承內(nèi)部承載和接觸應(yīng)力分布情況，綜合接觸應(yīng)力和相對滑動速度的影響因素分析了軸承內(nèi)部的磨損情況，并提出了預(yù)防和改善措施。然而基于對大功率風(fēng)電主軸承失效案例分析而進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計的研究還較少。鑒于此，對4MW風(fēng)電主軸承失效形式進(jìn)行原因分析，建立了Romax 模型分析其受力狀態(tài)，根據(jù)分析結(jié)果對軸承主參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。

2 失效分析

某4MW風(fēng)機(jī)主軸承型號為240∕900，運(yùn)行約2年后損壞，對軸承拆解后進(jìn)行以下檢測。

2.1 外觀檢測

內(nèi)圈外觀，如圖2所示。內(nèi)圈A列滾道在靠近中擋邊側(cè)有圓周剝落環(huán)帶，寬約40mm，剝落環(huán)帶約占圓周的1∕2；A列滾道其余表面有運(yùn)轉(zhuǎn)摩擦痕跡，痕跡表面有大量的細(xì)小的壓坑，內(nèi)圈B列滾道表面有運(yùn)轉(zhuǎn)摩擦痕跡。

圖2 內(nèi)圈滾道外觀Fig.2 Inner Ring Raceway Appearance

滾動體外觀，如圖3所示。A列滾子工作表面有運(yùn)轉(zhuǎn)磨損痕跡，痕跡表面有較小的壓坑，B列滾子工作表面有運(yùn)轉(zhuǎn)摩擦痕跡。圖中A列滾道為下風(fēng)向，B列滾道為上風(fēng)向。

圖3 滾動體外觀Fig.3 Rollers Appearance

2.2 材料檢測

對軸承外圈、內(nèi)圈、滾子進(jìn)行化學(xué)成分檢驗，材料均為GCr15SiMn；進(jìn)行非金屬夾雜物及碳化物不均勻性檢驗；結(jié)果符合GB∕T18254-2016《高碳鉻軸承鋼》標(biāo)準(zhǔn)要求。

2.3 熱處理質(zhì)量檢測

將外圈、內(nèi)圈切割后，對切割面近滾道表面進(jìn)行硬度檢測，對滾子端面進(jìn)行硬度檢測；對外圈、內(nèi)圈、滾子進(jìn)行熱酸洗檢驗；檢測結(jié)果均符合GB∕T 34891-2017《滾動軸承高碳鉻軸承鋼零件熱處理技術(shù)條件》標(biāo)準(zhǔn)要求。內(nèi)圈中擋邊部位近表層組織為馬氏體組織，次之為馬氏體和屈氏體混合組織，心部區(qū)域淬回火組織未發(fā)現(xiàn)有馬氏體組織。

2.4 掃描電鏡觀察

對內(nèi)圈A列滾道剝落表面進(jìn)行電鏡觀察，剝落表面較光滑平整，無其他異常，其表面顯微形貌，如圖4所示。

圖4 內(nèi)圈A列滾道剝落表面顯微形貌Fig.4 Micromorphology Exfoliated Surface of Inner Ring A Raceway

2.5 原因分析

調(diào)心滾子軸承在使用中如果受到較大的軸向載荷，使得單側(cè)滾道承載較大，容易產(chǎn)生軸承卡死，導(dǎo)致軸承失效。240∕900調(diào)心滾子軸承的失效可能是在使用中受到較大的軸向載荷，造成偏載形成過載疲勞。

3 受力分析

為驗證上述推斷，根據(jù)240∕900布置形式，建立Romax模型，施加疲勞載荷進(jìn)行軸承受力分析[10-12]。軸承主要設(shè)計參數(shù)及載荷，如表1所示。

表1 軸承分析參數(shù)表Tab.1 Table of Bearing Analysis Parameters

建立Romax模型時，根據(jù)實際軸承參數(shù)自定義軸承，將風(fēng)機(jī)輪轂坐標(biāo)系轉(zhuǎn)換為Romax坐標(biāo)系后在輪轂中心位置通過點載荷施加軸向力、徑向力、傾覆力矩，主軸重量通過點載荷施加，彈性支撐通過剛度軸承設(shè)置不同方向的剛度進(jìn)行模擬。

主軸、殼體、軸承進(jìn)行柔性化設(shè)置，軸承內(nèi)徑節(jié)點與主軸外徑節(jié)點聯(lián)接，軸承外徑節(jié)點與殼體內(nèi)徑節(jié)點聯(lián)接。軸承工作溫度設(shè)置為70℃，Romax軸系模型，如圖5所示。

圖5 Romax軸系模型Fig.5 Romax Shaft Model

運(yùn)行仿真模型，得到軸承B列滾道接觸應(yīng)力云圖，如圖6所示。最大應(yīng)力為718MPa。

圖6 B列滾道接觸應(yīng)力云圖Fig.6 B Raceway Contact Stress Contours

A列滾道接觸應(yīng)力云圖，如圖7所示。最大應(yīng)力為1498MPa。

圖7 A列滾道接觸應(yīng)力云圖Fig.7 A Raceway Contact Stress Contours

對比兩列滾道接觸應(yīng)力結(jié)果可知，在上述載荷作用下，A列滾道最大接觸應(yīng)力顯著高于B列滾道，Romax分析結(jié)果與軸承失效狀態(tài)較吻合。

4 優(yōu)化設(shè)計

在保證軸承外形尺寸不變的前提下，為改善兩列滾道受力狀態(tài)，將上風(fēng)向B列滾道接觸角調(diào)整為7°，下風(fēng)向A列滾道接觸角調(diào)整為13°，兩列滾道調(diào)心中心與軸承寬度中心將發(fā)生偏移，軸承優(yōu)化后結(jié)構(gòu)，如圖8所示。

圖8 優(yōu)化后的軸承結(jié)構(gòu)Fig.8 Optimized Bearing Structure

通過Romax 模型，對優(yōu)化后的軸承進(jìn)行分析。軸承B 列滾道接觸應(yīng)力云圖，如圖9所示。最大應(yīng)力為1074MPa。A列滾道接觸應(yīng)力云圖，如圖10所示。最大應(yīng)力為1363MPa。

圖9 優(yōu)化后B列滾道接觸應(yīng)力云圖Fig.9 Optimized B Raceway Contact Stress Contours

圖10 優(yōu)化后A列滾道接觸應(yīng)力云圖Fig.10 Optimized A Raceway Contact Stress Contours

對比分析結(jié)果可知，優(yōu)化后，軸承滾道最大接觸應(yīng)力有所下降，軸承滾道偏載現(xiàn)象得到改善。

5 結(jié)論

對風(fēng)電三點支撐式調(diào)心滾子主軸承進(jìn)行失效檢測，分析出受軸向力、傾覆力矩作用時軸承出現(xiàn)偏載而導(dǎo)致一側(cè)滾道過載疲勞。通過建立Romax軸系仿真模型，分析軸承兩條滾道的受力狀態(tài)，分析結(jié)果與失效狀態(tài)較吻合。對調(diào)心滾子軸承進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計并仿真分析，結(jié)果表明通過改變接觸角進(jìn)行非對稱設(shè)計，可改善軸承受力狀態(tài)。