【《低速滚动轴承动力学特性探析案例》3600字】

目录 11.1直驱式风力发电机结构及工作原理 11.2轴承的运动特性 21.1.1轴承受力特性分析 31.3调心滚子轴承动力学特性 61.3.1保持架的角速度 61.3.2滚子的自转速度 71.4滚动轴承的振动机理 71.4.1固有振动 71.4.2存在载荷情况下的振动 81.5滚动轴承的失效和破坏形式 91.1直驱式风力发电机结构及工作原理为了了解直驱风机主轴承的受力状态及工作环境，首先需要了解风机的结构及其工作原理。图1.1直驱式风力发电机结构图上图为某1.5兆瓦直驱风机示意图。直驱式风力发电机没有齿轮箱这一部件，其多极电机与叶轮直接连接进行驱动，亦称无齿轮风力发电机。直驱式风力发电机组主轴承是通过叶片轮毂的主轴与其相连接，是机组发电的关键部件。图1.2直驱式风力发电机结构简图通过查找资料得到风机主轴承工作的实际状况，其受到632628N的径向载荷，44926N的轴向载荷，其大小固定不变。其工作原理为：风机叶轮通过主轴带动发电机转子转动，切割磁感线，产生电力。由于转速的不确定性，其产生的电能也是不稳定的，需要添加变流器将电流变成稳定的直流电，在逆变成稳定交流电。通过变压器将其升压然后送往风电场升压站并网。1.2轴承的运动特性直驱式风力发电机调心滚子轴承内部工作情况非常复杂。在正常情况下，轴承的内圈与主轴相连，主轴以匀速旋转，因此调心滚子轴承的内圈也是匀速旋转。在轴承内圈的扭矩的带动下，调心滚子轴承的滚子在进行围绕轴承轴心线公转的同时，绕着自己的旋转轴进行自转。由于滚子在轴承内部所受的载荷不是恒定不变的，只在轴承下半部分时受力，所以滚子的运动也随着其所在位置的不同而变化。轴承在正常工作过程中分为承载区和非承载区两个部分。承载区内的滚子运动和内圈是同步的，此时内圈滚道控制其运动。而非承载区，滚子运动会因为有阻尼的存在而稍微滞后于保持架。滚子与保持架之间不连续的微量撞击就是由于这种滞后引起的。因此保持架的运动也变得极为复杂[45]。另外在轴承运行过程中，零件之间存在一定的相对滑动，如滚子相对于套圈的转动，当摩擦系数不能满足时，滚子还会产生陀螺运动或轻载打滑等运动[46]。1.1.1轴承受力特性分析1.滚子的受力特性在轴承运动的同时，滚子会产生离心力和陀螺力矩。由子惯性力，转速深刻影响着滚子与内外圈滚道的接触几何关系[47]。当外接触角减小吋，会导致内圈接触角增大；随着外负载的减少，接触负载将随之增大；内圈的接触应力以及各部分零件的变形、接触区域的大小都会存在不同程度的变化，这些变化都会影响轴承的使用寿命和切削度[47]。当滚子轴承转动的同时，会产生惯性力和惯性力矩。外圈的接触力随着惯性力的增大而增大，滚子沿滚道切向和轴向滑动；惯性力矩可以使滚子绕着径向和切向旋转，从而降低轴承的受力作用和润滑效果。2保持架的受力分析保持架主要作用为将滚子等距离的隔离开并引导并带动滚动体在正确的滚道上滚动。保持架作为一个受力系作用的刚体，保持架与滚子、内圈和外圈之间都存在着摩擦和剧烈撞击，因而保持架运动也变得十分复杂，使轴承极易过早产生不应发生的故障[48]。假设保持架在轴承径向表面有两个自由度和一个绕质心旋转的自由度，其运动一般是瞬态的。其力主要有：保持架和滚子之间相互作用产生的冲击力和摩擦力；保持架质心不平衡引起的力；重力；惯性力；其他力。1和2所述的是间歇性力。例如：保持架是否在给定的时间与给定的滚动体引导挡边相接触，取决于轴承中与他们有关的相对位置。摩擦力的模型可以是流体动力性的、弹流性的或干摩擦性的，这取决于润滑剂、接触载荷与轴承结构几何特性。保持架质心转动的欧拉方程为：Ixωx−Iyωy−Izωz−式中，Ix、Iy和Iz分别是保持架的惯性矩，ωx、ωy、mrx=Fxmry=Fymry=Fz式中m是保持架质量，rx、ry、rz描述保持架质心位置。Fx、Fy、Fz是作用在保持架上的静力分量。一旦求出保持架的力和力矩分量，就能求出其加速度。对运动范成积分就会求出保持架移动速度、旋转速度和位置矢量。3.保持架和滚子之间的作用力滚子与保持架存在的相互作用力有：由保持架兜孔和滚子之间的相对位移差引起的稳态力，以及由保持架兜孔和滚子之间的速度差引起的瞬态力[49]。保持架和滚子之间的力包括两部分：稳定力和动力。其中保持架兜孔和滚子之间的位移差导致稳态力的产生。保持架兜孔和滚子之间的碰撞产生动力。保持架兜孔和滚子之间的半自由接触。当滚子旋转的角速度与保持架的角速度不同时，滚子和保持架会发生碰撞。滚子在保持架上的力是促进还是阻碍其运动，与保持架与滚子之间的相对位移，速度以及许多其他因素有关，因此计算非常复杂。速度模型用于解析滚子和保持架之间的力。在特定位置，滚子在保持架上的法向力为[50]：Fcθ=Kc∆kc∆k∆ycos径向力Fcr为：Fcr=μFcθμ=ηuL2Fcθ（式其中K是载荷变形系数；Δkc是第k个孔与滚子中心距；Dpw是滚子组节圆直径;Z为滚子个数;ωj为第j个滚子公转角速度;ωc4．滚子和滚道之间的接触应力和变形公式。赫兹接触理论用于计算轴承的接触力。通常，滚子与轨道表面之间的接触可分为点接触和线性接触。当负载轻时，接触变为点接触，而当负载增加时，滚子和轨道变为线性接触。点接触对于调心滚子轴承E1V1接触应力和变形公式为a=0.0236mb=0.0236mP0δ=2.79×10其中，a表示滚子与滚道接触长半轴，b表示接触短半轴。P0表示当量静负荷，δ表示接触的弹性趋近量。线接触对于调心滚子轴承，线接触应力和变形公式为：b=3.34×10−3P0δ=3.83×10其中，b表示滚子与滚道接触椭圆短半轴，P0表示当量静负荷，δ表示接触的弹性趋近量，l5.滚子套圈接触法向负载分布当载荷施加到轴承上时，载荷必须转移到每个滚子上。对于承受径向载荷的滚子轴承，通常只有滚子的下部承担载荷，而滚子的另一部分不承担载荷，并且载荷会按照一定的规则分配给每个滚子。轴承内部间隙的变化会直接影响环的应力区域的大小，如图1.1所示。间隙越小（或预载荷越大滚动元件将越多地分担外部施加到轴承轴的力。为了证明间隙对振动响应的影响，基于赫兹理论研究了非线性载荷变形及其沿滚动体的分布。1.3调心滚子轴承动力学特性1.3.1保持架的角速度假设轴承内圈转速为ni，外圈转速为nVi=π60nVe=π60n内外滚道线速度的平均值就是滚子的中心的线速度[53]。由（式1.17）和（式1.18）可得：Vm=π120n保持架的线速度为：Vm=π60n保持架相对于内外圈的转速[52]为：nm=11.3.2滚子的自转速度假设滚子相对内圈的位移为Sn，相对于外圈的位移为SSn=S由此得滚子的自转速度[52]为：nb=11.4滚动轴承的振动机理轴承的振动可分为固有振动和存在负载情况下的振动[53]本节将对轴承的这两种振动进行讨论分析。1.4.1固有振动在轴承转动的时候，滚子与轴承内外圈之间的碰撞使轴承产生振动，是轴承的固有振动。固有振动只受轴承零部件材料、形状和质量等本身条件的影响[54]。滚子的固有振动公式为：fbm=0.4240其中r为滚子半径，ρ为材料密度，E为弹性模量。内外圈的固有频率公式为：fm=9.4×10其中，R为内外圈绕轴的惯性矩；为单位长度的质量；E为弹性模数；n为振动阶数。1.4.2存在载荷情况下的振动1.轴承公转产生的振动轴承在运转过程中，由于只有下半部分在承载区的滚子受力，因此承载区轴承刚度会发生一定变化，产生轴心波动现象[55]。这种振动主要频率为：fc=ffz=f其中fc为公转频率；fr为轴的旋转频率；1.由于轴承刚度非线性产生的振动滚动轴承依靠滚道与滚子的弹性接触来承载。当轴承润滑效果不佳时，就会产生类似于弹簧的特性[56]。3.因为轴承本身制造和装配产生的振动1）轴承的加工精度：轴承圈的椭圆度，框架孔中的一些间隙以及滚道表面的波纹度。大量研究表明，轴承振动的主要来源是机架中的孔空间。如果间隙太大或太小，电动机将剧烈振动。（2）安装轴承时的匹配精度是指轴承与端盖，轴轴承和轴承座的匹配精度所引起的轴承振动。1.5滚动轴承的失效和破坏形式腐蚀、断裂、胶合、疲劳剥落、磨损、塑性变形、保持架损坏为滚动轴承常见的七种失效形式[57,58]。在上述故障刚刚开始发生的时候，通过技术手段发现故障，并加以修复，便可延长轴承的试用寿命。以下为常见的轴承故障形式及成因：腐蚀：由于部件没有油层保护暴露在空气中，轴承与空气中的成分产生化学反应或金属表面与空气中的氧气发生氧化从而产生锈斑。断裂：滚子和滚到或者保持架之间受到了超出其设计安全值的力，导致轴承内圈、外圈、保持架发生断裂。胶合：当滚子与滚到或者保持架之间