大型双排圆锥滚子风电机组主轴承接触载荷分布研究

大型双排圆锥滚子风电机组主轴承接触载荷分布研究

0旋转接头轴承承载能力分析大型兆源风力装置的主轴承不仅承受轴向力fa和径向力fr，而且承受倾斜力m。此外，m对轴承的负荷影响远远超过fa和fr。针对该工况,主轴支承设计通常有两种方案:一种是双支承方案,即用两套轴承(通常为双排调心轴承)配合使用,两套轴承径向力产生力偶抵消M对轴承的影响;另一种方案是单支承方案,仅用一套轴承(三列圆柱或双列圆锥轴承)承受主轴的所有载荷。第一种方案轴承设计技术相对较成熟,但是整机传动链较长;第二种方案整机结构紧凑,但是轴承设计技术有待成熟。本论文以第二种方案的双列圆锥主轴承为研究对象,轴承结构如图1所示。目前工程中应用的轴承设计标准都只考虑了常规轴承载荷(Fa、Fr),并未考虑M对轴承承载能力的影响。本案中主轴承受载工况更接近于回转支承,每个滚动体对滚道的接触载荷为轴承承载能力分析、优化设计、可靠性评估的提供了丰富的必要信息。对于风电机组双列圆锥主轴承,由于内外圈与滚动体的接触角并不相等、挡边对滚子载荷作用等影响,每个滚子对轴承内外圈载荷并不完全相同,因此大型回转支承滚道接触载荷分布规律的推导方法不能完全套用于本文讨论的风电机组主轴承。1外滚道接触区域的划分和锥圆轴向非均匀轴承的确定分析轴承结构时发现轴承内圈通过滚道和挡边对滚子发生产生接触载荷,而外圈只有滚道对滚子发生接触载荷,如图2所示。图中Q表示接触载荷,α表示接触压力角,下标L代表左侧滚道,R代表右侧滚道,O代表外滚道,i代表内滚道,f代表挡边,r代表接触载荷径向分力,a代表接触载荷轴向分力。从图2可以看出,轴承内部滚动体受载情况复杂,如果要同时分析内滚道、外滚道、挡边、滚动体的受载情况,须建立相当复杂的计算模型。为简化模型,对轴承做如图3所示简化,将轴承看作是两个零件In_Roller和Out的组合,滚动体和内圈看作一个整体零件,命名为In_Roller,这样对于零件In_Roller而言,滚子与内滚道和挡边的载荷可以看作为零件内力,在分析外滚道接触载荷分布时暂不考虑,外圈命名为Out。零件In_Roller与外圈Out仅在图3所示的接触区域发生相互作用,接触区域的数目分别和左侧、右侧滚子的数目相等,接触区域的载荷——变形属性和滚子/外滚道的载荷——变形属性相同。如图4所示,In_Roller在外载荷M、Fa、Fr作用下发生倾覆偏移θ、轴向偏移δa、径向偏移δr。假设每个滚子(即接触区域)圆周方向位置角度为φk,左侧滚子位置角为φLk,右侧滚子位置角为φRk。如图5所示,假设左侧每个接触位置的轴向和径向偏移分别为δLak、δLrk,右侧每个接触位置的轴向和径向偏移分别为δRak、δRrk,参照相关标准,锥轴承在工程计算中以滚子/滚道接触线中点位置的几何参数带入计算,对于径向尺寸远大于轴向尺寸的双列圆锥轴承,可得到式(1)—式(4),以轴承最上端为圆周方向起始位置。忽略摩擦力作用,每个接触位置的作用力QLok、QRok都作用于外圈滚道的法线方向,即每个接触位置滚道法线方向上的偏移分量引起接触载荷,如图6所示,每个接触位置滚道法向相对偏移量如式(5)—式(8)。根据相关文献,每个接触位置的偏移量和接触载荷之间存在如式(9)-式(10)关系,式中KL、KR分别为轴承外圈左侧滚道与滚动体接触刚度、外圈右侧滚道与滚动体接触刚度,可分别按式(11)-式(12)计算得到,lL、lR分别为左侧滚道和右侧滚道有效接触长度。轴承承受的所有外载荷都转化为接触位置的接触载荷,因此所有接触位置对应方向接触载荷分量总和与外载荷达成受力平衡条件,建立如式(13)-式(15)所示方程组。该方程组可用Newton-Raphson迭代求解,得到In_Roller的整体偏移分量θ、δa、δr,进而求解出每个接触位置的接触载荷,即每个滚动体与外圈滚道间的接触载荷。2滚道与挡边接触载荷求解通过前述方法,可以得到每一个滚子对外滚道的接触载荷,根据图2所示,建立每个滚子的受力平衡方程,并求解每个滚子与内滚道和挡边的接触载荷,如式(16)—式(23)所示,式中QLik、QLFk为左侧滚道每个滚子与滚道和挡边的接触载荷,QRik、QRFk为右侧滚道每个滚子与滚道和挡边的接触载荷。3极限工况下载荷为了方便工程上的应用,将上述方法编制成简短的计算程序,可以大大提高设计效率,程序输入参数为轴承几何参数和载荷,输出参数为每个滚子与外、内滚道及挡边的接触载荷,计算程序执行流程如图7所示。设计某如图1所示结构的主轴承,主要结构参数列出如下,其中dR、dL分别为右侧、左侧滚子中径,zR、zL分别为右侧、左侧滚子数目。极限工况下的载荷参数:M=7849kNm,Fa=228kN,Fr=772kN。设计要求检验上述设计轴承能否满足极限工况下静承载能力。应用前述开发的计算程序,计算得到In_Roller相对于外圈的偏移量分别为θ=0.0614,δa=0.0222mm,δr=0.0341mm,外滚道、内滚道、挡边的接触载荷分布分别如图8—图10所示,其中外滚道、内滚道的最大接触载荷分别为1.99e5N、1.99e5N。参照轴承滚子/滚道接触压力计算方法,带入本案例轴承载荷几何参数,得到外滚道最大接触压力为1617.6MPa,内滚道最大接触压力为1618.3MPa。通常圆锥滚子轴承静承载能力设计时滚道许用接触压力为4000MPa,则外滚道、内滚道静承载能力安全系数分别为6.11、6.11。4轴承几何参数优化设计的应用本文推导出了双排圆锥滚子风电机组主轴承的接触载荷分布求解方程组,借此可以求解每个滚子对外滚道、内滚道、挡边的接触载荷。为了方便本文讨论的方法用于工程实践,论文建立简便的