兆瓦级风电机组变桨轴承设计与技术要求.pdf

技术 | Technology 46 风能 Wind Energy 变桨轴承作为风电机组的关键部件，是和变桨驱动装置一 起作用，改变叶片角度（即改变桨距角）实现对叶片输出功率 的控制和桨叶安全性保证由于变桨轴承需要承受三个方向交 变载荷和叶片高频振动直接传导到变桨轴承的震动，工作环境 恶劣，高温、高寒、高原、高盐、高风沙，因此变桨轴承的设 计与技术要求的确定是保证二十年使用寿命的关键 1 轴承的设计 在设计时考虑到安装空间和承受的交变载荷，启动摩擦力 矩，即在最小的尺寸范围，具有承受最大的载荷能力和最小的 启动摩擦力矩相对兆瓦级变桨轴承，单排四点接触球轴承虽 然在启动摩擦力矩方面有比较好的优势，但在相对的尺寸范围 内，无法满足兆瓦级风电机组的载荷要求，因此为满足兆瓦级 风电机组在有限的尺寸空间满足兆瓦级风电机组载荷和启动摩 擦力矩要求，双排四点接触球轴承的结构是能够在有限的尺寸 空间满足兆瓦级风电机组载荷和启动摩擦力矩要求轴承的材 料是保障轴承满足承载能力的基础，轴承材料为套圈采用炉外 精炼真空脱气的合金结构钢 42CrMo4V，钢球采用炉外精炼真 空脱气的高碳铬轴承钢 GCr15G、Cr15SiMn，保持架采用低合 金高强度结构钢 Q345C 或合金结构钢 QSTE380Tm。

设计的方法是 ： 根据空间尺寸大小和叶片法兰的尺寸确定 轴承的外形尺寸，确定轴承的内部结构尺寸即钢球的尺寸，依 据风电机组叶片载荷谱计算轴承的承载能力与疲劳寿命，根据 计算结果进一步完善轴承的内部结构，完成轴承的设计 1.1 轴承内部结构设计 轴承的内部结构设计包括沟道曲率系数的确定、堵球孔与 软带位置的安排、保持架引导面和保持架的设计、密封的设计 沟道曲率系数决定了承载能力和轴承的动摩擦力矩，外圈 沟道曲率系数一般按 0.53，内圈沟道曲率系数一般按 0.525， 这种设计比较合理，适合用在车制工艺 ； 若采用双沟道同步加 工的工艺时，沟道曲率系数设计为内、外圈 0.525，虽然外圈 增加的承载能力无实际意义，但为加工提供很多方便 堵球孔的孔径一般为 1.15 ～ 1.25 倍钢球直径，固定堵球 块的锥销方向一定要注意，必须保证安装大端面与轮毂安装面 向接触，也可采用紧定螺丝对固定堵球块的锥销进行紧固，防 止在运转时锥销脱落 轴承内、外圈共有四个沟道，每个沟道均有一个热处理工 艺软带（含装球孔） ，套圈软带位置应相错对称 180° ； 虽然轴 承在安装时，已将软带位置装在最小或很少受倾覆力矩的位置， 但轴承在运行过程中不可避免的要承受部分倾覆力矩，因此两 个沟道在相同位置软带不能全部受到载荷，而一个沟道软带位 置对应的另一个沟道位置是能够承受载荷，从而保证在实际运 行时，在最小或很少受倾覆力矩的位置，能够保证相当于 有一 个沟道在承受载荷。

轴承内外圈的外内径与内外径是保持架的引导面，外内径 与内外径之间的距离要大于保持架厚度 3mm ～ 5mm，该距离 依据保持架的结构和制造精度来取值，分体式保持架距离小， 整体式保持架距离大 ； 保持架圆度精度高则距离小，保持架圆 度精度低则距离大 ； 但宽度距离要保证轴承在负载运行时不能 发生“啃边”发生即轴承在负载运行时钢球与沟道接触区不能 和沟道保持架引导面过度区相重合 变桨轴承铁保持架轴向采用钢球引导，径向采用套圈的外 内径与内外径共同引导 保持架一般分为分段式、 一体不焊接式、 整体焊接式，要尽量选用整体焊接式保持架保持架的厚度依 据钢球的直径大小来选择为 4mm ～ 8mm ；梁、框的宽度尺寸 应大于 6mm 密封一般采用双唇密封，尽量避免使用单唇密封，如果空 间位置确实不允许时再采用单唇密封双唇密封的优点有，外 面的密封唇用来阻止外面的粉尘进入轴承，里面的密封唇用来 阻止轴承里面的润滑脂泄露，保持腔内工作压力密封圈材料 采用耐油的丁晴橡胶，密封材料要达到试验室 20 年使用寿命 的要求密封圈的密封压缩量要能满足在使用寿命中，轴承的 腔内工作压力保持在 0.2MPa， 腔内极限压力达到 0.25MPa， ； 密封圈与接触面要用足够高的粗糙度，以减少摩擦，提高使用 寿命，减小启动摩擦力矩 1.2 轴承的设计计算 轴承的设计计算是依据 ISO1628 对轴承的静安全系数和额 兆瓦级风电机组变桨轴承设计 与技术要求 ■大连冶金轴承股份有限公司︱张宏伟 邢振平 ■金风科技股份有限公司︱刘 河 王晓东 Technology | 技术 2010年第9期 47 定寿命进行设计计算的。

1.2.1 沟道的静承载能力计算 沟道的静承载能力一般用沟道的静安全系数来表示，是轴 承承受极限载荷时的静安全系数，要求沟道的静安全系数大于 1.35，针对不同风电机组和客户认证的需要，沟道的静安全系 数应满足要求 （1）钢球的载荷分布 在计算沟道的静承载能力时，假设双沟道平均承受载荷， 轴承的极限载荷为轴向力 Fas、径向力 Frs 和倾覆力矩 Ms，加 在每个沟道载荷轴向力 Fa=Fas/2，径向力 Fr=Frs/2，倾覆力 矩 M=Ms/2，变桨轴承，只要计算出单个沟道钢球的载荷分布， 单个沟道静安全系数就是整套轴承的静安全系数 假定外圈固定不动，当轴承内圈受到轴向力 Fa，径向力 Fr 和倾覆力矩 M 的同时作用时，会相应地产生轴向位移 δa，径 向位移 δr 和转角 θ设角度 ψ 是受载荷最大的滚动体与其 它滚动体之间的夹角轴承在受载之前，任意角位置处内外圈 沟曲率中心的距离均相同，称为原始沟心距 A， 则()DwffA ei ×−+=1 四点接触球转盘轴承内外圈上均有两组滚道主要承受轴 向力的滚道称为主推力滚道，另一滚道则称为辅推力滚道轴 承受载后，主辅推力滚道的沟心距均发生了改变。

在任意角位置 ψ 处，主辅推力滚道的沟心距，分 别改变为 ： （1） （2） 式中 ： αo是原始接触角， 钢球与主辅推力滚道的总的弹性变形量等于内圈发 生位移后的沟心距与原始沟心距之差，即 ， （3） 根据 Hertz 接触理论，作用于钢球上的载荷Q与钢球和内 外滚道间总的弹性变形量 δ 之间存在如下关系 ： （ 4 ） n K为变形常数 由此式可求出任意角位置 ψ 处钢球的载荷 ： 主推力滚道上钢球的载荷 （ 5 ） 辅推力滚道上钢球的载荷 （6） 内圈发生位移后，不同角位置 ψ 处的钢球的接触角 也会发生改变，主推力滚道钢球的接触角变为 ： 辅推力滚道钢球的接触角变为 ： 建立内圈的静力学平衡方程组，即所有钢球作用在内圈上 的力应与外力相平衡 ： （7） （8） （9） 上面三式构成的方程组是以内圈位移量为未知量的三 元非线性方程组当给定外载荷时，运用方程组的数值解法 （Newton-Raphson 法）解得 δa、 δr、 θ， 然后利用式（5）和（6） 即可求出滚动体的载荷分布 （2）接触强度的计算 运用滚动体载荷分布的数值求解法，当轴承的外载荷已知 时，可以求出作用于滚动体上的最大载荷 Pmax，根据 Hertz 接 触理论可以求出滚动体的最大接触应力。

对于球轴承，最大接触应力 变桨轴承的静安全系数 s f 是指其额定静载荷与当量静载 荷的比值转化成接触应力 （11） 是指滚动体的许用接触应力 1.2.2 沟道的疲劳寿命计算 假定外圈固定，内圈旋转在进行寿命估算时，首先分别 计算出每条滚道（共 8 条）的额定寿命，最后计算出整套轴承 的额定寿命 （1）计算滚道的额定滚动体载荷 Qc （12） （ 13） （2）计算每个滚道的当量滚动体载荷 Qe 当外载荷己知时，前面所述滚动体载荷分布的计算方法， 可求出作用于每个滚动体上的载荷 ), 1(ZjPj= 或载荷分布函数 ： （10） 技术 | Technology 48 风能 Wind Energy （14） 式中 ： n=3/2， 当载荷方向相对于滚道旋转时（内圈滚道） ，其当量滚动 体载荷 Qe 为 ： （15） 式中 ： s=3 当载荷方向相对于滚道保持静止时（外圈滚道） ，其当量 滚动体载荷 Qe 为 ： （17） （18） 式中 ： W=10/3 由于变桨轴承的载荷是交变载荷，在计算当量滚动体载荷 Qe 时，要把简化后的载荷谱中每组载荷以及该组载荷在整个工 作寿命中所占的比例带入公式，分别计算，计算出该组载荷的 当量滚动体载荷。

（3）单个滚道的额定寿命 L10 的计算 （19） 式中 ： （4）整套轴承的额定寿命 对于单个滚道和整套轴承而言，其使用概率和使用寿命之 间均存在如下关系 ： （20） 式中 ： e=10/9， S—使用概率 ; Ls—使用概率为 S 时的寿命 L10 一使用概率为 0.9 时的寿命 设下列各式中第一下标代表内外圈（分别用 i、e 表示） ， 第二下标代表主辅推力滚道（分别用 1、2 表示） ，则对每个滚 道及整个轴承有 ： ， （21） ， （22） （23） 由于滚道的疲劳破坏是彼此独立的事件，根据乘法规 则，整套轴承的使用概率应等于各个滚道使用概率之积，即 （24） 因此 ： 由于四个滚道中任一滚道出现疲劳破坏时，就可认为整套 轴承出现了疲劳破坏， 故有： ，代入上式，则整 套轴承的额定寿命 L10b 为 ： （25） 2 成品的技术要求 2.1 热处理的技术要求 套圈热处理采用调质处理，调质硬度 260HB ～ 290HB， 只有调质硬度超过 260HB 时，套圈基体的机械性能才能达到 要求沟道采用中频表面淬火，硬度 HRC57 ～ 62，硬化层成 品厚度取决于钢球直径，最薄应大于 4.5mm ； 齿轮采用中频或 高频表面淬火，硬度 HRC50 ～ 60，硬化层厚度取决于齿轮模数， 硬化层厚度最薄应大于 1.5mm。

沟道的热处理有效硬化层厚度对产品的使用寿命起到至关 重要的作用，是产品保持寿命的基础由于 42CrMo4V 是表面 淬火，硬化层与基体之间没有过度层，因此承受载荷时出现疲 劳的位置会在硬化层与基体之间如果沟道硬化层厚度不足， 沟道载荷的作用力就会直接作用到硬化层与基体之间位置，使 硬化层与基体之间产生疲劳裂纹，当疲劳裂纹严重时会使沟道 成片状脱落，造成轴承损坏 沟道在承受瞬间极限载荷时，由于沟道硬化层厚度不足， 屈服强度达不到设计要求，会在沟道与滚动体接触部位产生塑 性变形，压出痕迹，轴承的旋转会产生振动当沟道长时间承 受大载荷时，在长时间的运行中，滚动体会缓慢的挤压沟道， 使沟道产生塑性变形，将塑性变形产生的变形量从软带位置挤 出，在形成凸出，影响轴承的旋转，严重时会卡死轴承考虑 到变桨轴承的可靠性和使用寿命，沟道硬化层厚度要高于普通 转盘轴承的 30% 2.2 游隙、旋转精度与单个沟道的启动摩擦力矩的要求 由于叶片的挠性和风的共同作用，叶片一直处于高频振动 并直接传导到变桨轴承上若沟道与钢球之间存在间隙，在高 频振动的作用下，钢球和沟道间产生冲击载荷，冲击载荷的破 坏力要远远超过静载荷，因此变桨轴承采取“负”游隙，即沟 道与钢球之间以预过盈的形式消除钢球和沟道间产生的冲击载 荷。

“负”游隙值的大小取决于过盈量对双沟道间变形的影响 单沟道启动摩擦力矩是产品旋转精度与零件加工精度的最 终反映，因为变桨轴承采取“负”游隙单个单沟道启动摩擦力 矩取决于套圈沟道的几何精度（圆度）和弯曲变形内外圈沟 道圆度长短轴相互位置决定该位置钢球和沟道间的游隙为保 证变桨轴承的“负”游隙，必须通过改变钢球尺寸的方法，迫 使轴承套圈产生弹性变形，从而保证在整个沟道的任何位置都 是“负”游隙，这样轴承套圈产生弹性变形最大的地方压力越 大启动摩擦力矩也是最大，反之轴承套圈产生弹性变形最小的 地方压力越小启动摩擦力矩也是最小对于套圈弯曲变形，由 于内外圈沟道在旋转时必须在一个平面内，内外圈各自弯曲变 形，使得内外圈沟道不在一个平面内，因此变桨轴承旋转时， 迫使轴承套圈产生弹性变形，内外圈沟道在旋转时在一。