风机变桨轴承齿面磨损与齿轮可靠度分析

1、风机变桨轴承齿面磨损与齿轮可靠度分析摘要:针对风电机组变桨轴承内齿面出现较大程度磨损的情况，基于齿轮啮合原 理和Hertz接触理论对齿面磨损进行分析，得到变桨轴承齿面接触应力和出现微 动磨损的角度范围;根据齿轮承载能力分析，得到齿轮可靠度与磨损量的计算关系， 并通过某机型变桨轴承内齿面磨损实例分析验证该方法的可靠性。关键词:变桨轴承;风力发电机;齿轮;可靠度;磨损1风机概述变桨轴承安装于叶片与轮毂之间，通过变桨驱动齿轮与变桨轴承内圈齿轮的 啮合使叶片绕其轴线旋转，实现桨距角的控制，达到变桨目的1。某1. 5MW机 组变桨轴承内齿轮磨损，轴承齿面轴向和径向均有磨损痕迹，且齿轮齿宽方向上 磨损量不

2、均匀，初始啮合位置磨损比较明显，由齿厚测量工具测得其最大磨损量 已达0. 4mm。变桨轴承内圈齿轮磨损已成为行业普遍现象，且尚无很好的解决 方案。2齿面磨损分析2.1变桨轴承受载特性对于上风向和非大风速失速状态的风电机组，叶片根部所承受的载荷主要有 风剪、偏航率等引起的气动载荷和重力、惯性力、陀螺力矩等力学载荷，同时， 在变桨轴承工作期间，叶片还要承受来自阵风以及控制机构产生的启动、停车、 紧急刹车、变矩和脱网等动作引起的载荷。变桨轴承承受径向力、轴向力和倾覆 力矩的综合作用。其中，MxB，MyB为变桨轴承承受的倾覆力矩;MzB为变桨轴承 承受的叶片沿中心线方向的扭矩，主要由驱动齿轮与变桨轴承

3、内齿轮的啮合力承 担，其包含变桨轴承内的摩擦力矩;FxB，FyB为变桨轴承承受的径向力;FzB为变桨 轴承承受的轴向力，主要由叶片的重力和离心力产生。2.2齿面接触应力根据变桨轴承的承载情况可知，轴承轮齿接触面内存在法向力和切向力。由 于存在叶片重力及惯性力Fz，变桨轴承内外圈产生相对位移，同时在啮合齿面产 生相对往复滑移，在接触区域产生的切应力导致齿面齿宽方向上的磨损。此外， 由于变桨小齿轮的装配类似于浮动轴装配，轴承受倾覆力矩等载荷作用后，啮合 齿轮产生相对位移、变形，使齿面接触线上的载荷分布不均，在接触线上的磨损 程度也不相同。根据Hertz接触理论可知，在载荷作用下，啮合齿之间的接触面

4、 为宽度2a的矩形，矩形宽度与接触应力相关。当不考虑切向力影响时，接触面 半宽a和应力p0分别为：图1啮合位置示意图式中:P为接触法向力;r2为轴承内齿轮的节圆半径;v1，v2为材料泊松比;E1， E2为材料弹性模量;B为轴承齿面齿宽;R1，R2为接触面的曲率半径。渐开线齿 廓的变桨齿轮啮合位置示意图如图1所示。图中:rb1，rb2分别为两齿轮的基圆半 径;Q为两齿轮分度圆的交点;N1，N2分别为两齿轮渐开线的发生线与基圆的切点。 由啮合原理可知，对于内啮合齿轮，当齿轮参数确定后，N1和N2是固定点，故两齿面在啮合点K处的曲率半径分别为：(4)(5)式中:m为齿轮模数;z1, z2分别为变桨驱

5、动齿轮和轴承内齿轮的齿数;a为两 齿轮分度圆的压力角。某1. 5MW机组变桨啮合齿轮的参数见表1。将表中参数 代入(4)式、(5)式可得曲率半径在啮合过程中的变化规律。表1齿轮副参数随着齿 轮的转动，当驱动齿轮由初始啮合位置向变桨轴承内齿轮齿根方向逐渐啮合时， 两齿轮的曲率半径不断增大，导致综合曲率半径不断增大。由于轴承内齿轮初始 啮入位置综合曲率半径较小，所以接触面半宽a较小，接触应力p0较大，该位 置齿面更容易产生磨损。表1齿轮副参数2.3齿面微动磨损变桨轴承齿面的微动磨损不仅与齿轮啮合受力有关，还会受到齿轮安装，齿面润滑， 变桨系统控制等因素影响2。在装备系统中，只要接触件做微幅相对运动

6、，就会 出现微动磨损。风电机组在变桨减速器设计制造中，为确保减速器输出小齿轮与 变桨轴承内齿轮间的合理齿隙，降低变桨轴承齿圈与轮毂上减速器安装中心之间 的制造难度，通常需要将减速器输出齿轮的中心与安装止口的中心做成偏心的形 式。在风机工作期间，变桨轴承受到叶片传递的交变力或振动作用，若将驱动齿 轮视为静止，由于风力的持续作用和齿啮合侧隙的存在，两齿面之间将发生切向 和径向微动组合而成的复合微动3。同时，在微动作用下，齿面接触处的润滑脂 被挤出接触区，导致齿面接触区的金属直接接触而产生微动损伤，在轮齿上弯曲 应力作用下萌生疲劳裂纹并扩展，进而使轮齿产生疲劳断裂。从控制策略角度分 析，为更好地控制

7、风电机组发电功率，经常需要进行微动变桨，初始位置的轮齿 需要频繁啮合。啮合初始位置桨距角小幅抖动，引起轮齿微动磨损。而功率管理 系统(EMS )引起额定风速以下变桨，增加了变桨次数。根据相关文献可知，当齿面 存在往复滚动，滚动距离L大于接触面半宽a的1. 306倍时，将不会发生微滑 摩擦。由此可见，往复滚动频率对微动磨损影响较大。3磨损量与可靠度分析在开式齿轮传动中，对工作能力和抗弯能力构成影响的主要参数为齿厚。变 桨齿轮副是典型的开式齿轮传动，随着运行时间的增加，齿轮齿厚磨损到达某一 极限后，会导致齿隙过大，运动性能降低，从而丧失工作能力或在外载荷作用下 发生断齿失效4。因此，在齿轮设计过程

8、中应具有一定的齿厚裕度，以保证齿轮 传动的可靠性。表1中1. 5MW变桨轴承的齿模数为12mm。变桨轴承齿面磨损 的主要现象是齿面侧隙变大，从而引起变桨换向时的振动及噪声，硬齿面低速齿 轮磨损量允许达到模数的1/3,即极限磨损量可取值为AS=13m=4mm。齿轮的初 始厚度为：假设齿轮的单边磨损量为1mm，极限磨损量变为2mm，齿厚变为21. 21mm。 代入式可得 n=1. 219。取 os=420MPa，os=13. 33MPa，ol=16. 1MPa，代入(8) 式可得可靠度系数为z=3. 61，将其代入(10)式可得变桨轴承内齿的可靠度为R =0. 9994。可靠度随齿面磨损量的增加而

9、降低，当单边磨损量超过1. 5mm时， 可靠度急剧降低。当轮齿齿厚最大允许磨损量4mm完全耗尽时，安全系数降为1， 可靠度为0. 5。若变桨轴承继续运转，过大齿隙会导致齿轮振动及噪声，加速齿 面磨损，并增加变桨系统失效的可能性。结束语：风电机组变桨轴承内齿面初始啮合位置磨损严重与接触应力较大有关，齿轮 浮动装配形式导致齿面沿中心线方向磨损不均匀，而变桨控制中的往复变桨导致 齿面微滑磨损加剧。基于齿轮承载力分析得到了齿轮副可靠度与轮齿单边磨损量 的计算关系，结合实际计算案例验证了该计算方法得可靠性，为变桨系统的磨损 监测、维护和可靠性判定提供了参考。参考文献：梁培沛，孙玉彬，陈铁，周雪琴,岳俊红.风电机组齿轮箱油液监测典型案例分析 J.润滑与密封,2016,41(04):141-145.咬登尚，苏小春,谢建