第5章风电机组传动系统设计.pdf

1第5章风电机组传动系统设计基于第3章有关机组主传动链的讨论，图5-1所示为一种目前风电机组较多采用的设计形式，本章内容主要围绕此类机组，讨论风轮机械能传递以及机组控制调节(如偏航和变桨距等)所需传动机构的相关设计问题图5-1 一种典型机组的设计形式1—主机架2—偏航驱动机构3—风轮轴4—风轮叶片5—轮毂6—变桨距机构7—风轮主轴承8—齿轮箱9—制动装置10—高速轴11—发电机12—测风装置13—液压系统14—电气控制系统u 主传动链设计概述n 主传动链的方案设计典型风电机组的主传动链一般包括风轮主轴系统、增速传动机构(齿轮箱)，以及轴系的支撑与连接(如轴承、联轴器)和制动装置等，如图5-2所示主传动链中的主轴(也称低速轴)连接风轮和齿轮箱的输入端，高速轴连接齿轮箱输出端与发电机图5-2 一种三点支撑型主传动链l 传动链形式设计的要求传动链的形式往往对传动系统设计有很大影响，对于风电机组主传动链的设计，首先需要研究可靠的主轴及其支撑系统形式，并提供合理的轴系传动形式与连接方案风轮主轴及其支撑系统形式应基于机组的布局设计方案，需要考虑的主要问题是如何使风轮载荷以最短路径传递到塔架。

因此，其系统结构应尽可能紧凑，适当考虑传动链的构件与承载轴承的集成问题但应注意，部件的集成固然可以方便安装，但可能与零(部)件标准化和可维修性的要求矛盾，在其形式设计中应综合各方面的因素确定合理的方案l 主传动链构件的支撑方式组成主传动链的风轮主轴、增速传动装置和其他轴系部件的形式，与风轮主轴的支撑密切相关因此需要首先讨论主轴的支撑方式采用独立轴承支撑的主轴如图5-3所示的传动链布局，通过独立安装在主机架上的两个轴承支撑主轴，其中靠近风轮的轴承承受轴向载荷，两轴承都承受径向载荷，并将弯矩传递给机架和塔架此种情况下，主轴只传递转矩到齿轮箱此种独立轴承支撑主轴的布局轴向结构相对较长，制作成本较高但对于小批量生产而言，这种结构简单，便于采用标准齿轮箱和主轴支撑构件，重量大带来的不利影响可能处于次要地位l 主传动链构件的支撑方式采用独立轴承支撑的主轴图5-3 独立轴承支撑的主轴布局形式三点支撑式主轴近年设计的大型风电机组，较多采用将主轴后轴承集成于齿轮箱中的支撑形式，由主轴前轴承和位于齿轮箱两侧的支撑形成三点支撑形式(见图5-4)三点支撑布局形式的优点，是使主轴支撑的结构趋于紧凑，缩短载荷传递到机架的距离，同时由于主轴前后支撑距离增加，有利于降低后支撑的载荷。

图5-4 三点支撑式主轴2齿轮箱集成主轴的传动链布局齿轮箱集成风轮主轴结构是一种紧凑的传动链形式(见图5-5)此种传动链的主要问题，是由于集成主轴难以直接选用标准齿轮箱，因而在生产批量较小时，可能导致成本的增加齿轮箱集成主轴结构布局的主要优点，是风轮部件直接与齿轮箱的集成主轴连接，可以降低传动链的装配难度以及对主机架的设计要求但应注意，与三点支撑式主轴的结构比较，齿轮箱集成主轴的结构可能对疲劳循环应力比较敏感，同时还应考虑维修等方面的问题齿轮箱集成主轴的传动链布局图5-5 一种将主轴集成于齿轮箱的设计方案采用固定主轴支撑风轮的结构由于作用在主轴上的载荷复杂，往往导致大型机组主轴成本较高为解决此问题，图5-6所示为一种采用固定轴支撑风轮的布局如图所示，该方案采用中空的固定轴，主要承担风轮的弯矩和剪切载荷，固定轴支撑结构与主机架直接相连，风轮的转矩则通过轻质柔性轴传递给齿轮箱图5-6 一种采用固定轴支撑风轮的布局这种传动链布局中的主轴一般只承载弯曲载荷，不直接参与向齿轮箱传递风轮转矩，对于无齿轮箱传动系统的直驱式风电机组也是一种可行的设计形式n 主传动链的主要部件l 主轴主轴(见图5-7)是传动链中的重要部件之一，以下简要讨论相关的设计问题。

图5-7 一种三点支撑形式的主轴主轴设计要求与一般步骤主轴设计的内容大致为根据传动链的技术方案，以载荷分析为依据，进行主轴的初步设计(初定轴结构和尺寸)，并在此基础上，通过进一步的强度，刚度和稳定性分析，确定主轴的结构制造主轴的材料主轴材料一般选择碳素合金钢，毛坯通常采用锻造工艺由于合金钢对应力集中的敏感性较高，轴的结构设计中注意减小应力集中，并对表面质量提出要求主轴初步结构设计主轴的初步结构设计过程中，轴支撑和其他零件的位置、作用载荷等需要设计确定，首先可根据主轴传递扭矩初定出最小轴径，再以此为基础进行结构设计和强度校核考虑圆截面轴的抗扭强度条件：5-1式中，τT为轴的扭剪应力(MPa)；T为主轴传递的转矩(N·mm)；P为主轴传递功率(kW)；n为主轴转速(r/min)；[τT]为主轴材料的许用剪应力(MPa)；WP为轴抗扭截面系数(mm3)，对于实心圆截面主轴有WP=πd3/16≈0.2d3由式(5-1)，仅考虑主轴传递扭矩所需的最小轴直径为5-2实心轴： 空心轴： ，式中，C是与主轴轴向载荷有关的系数，其具体数值可査阅机械设计手册[ ]69.5510TTppTPWWntt×==≤[]13 131369.55100.2 TPPdCnnt×≥≥1313411PdCCnv≥×−0dvd=3按弯曲和扭转条件的主轴强度分析实际上，风轮主轴承受弯曲和扭转的综合作用。

因此，根据初步结构设计，确定轴的支点位置及轴载荷的大小、方向和作用位置，还要通过对主轴的受力分析，绘制弯矩图和转矩图，按弯曲和扭转合成强度条件计算轴径一般计算步骤为：a.建立主轴受力分析简图(见图5-8a)，求出轴支撑反力FrA、FrBb.作风轮主轴弯矩图(见图5-8b)c.绘制主轴转矩图(见图5-8c)d.根据公式，求出当量弯矩并绘图(见图5-8d)式中，a为应力修正系数，MK为风轮回转力矩，GW为风轮重力，l1为风轮重心到轴计算截面距离22()eMMTa=+ 1KWMMGl=+按弯曲和扭转条件的主轴强度分析图5-8 主轴弯曲和扭转分析按弯曲和扭转条件的主轴强度分析根据弯矩和转矩图，可初步判断主轴的危险截面采用第三强度理论，得到危险截面的当量应力se及其强度条件：5-3式中，sb为危险截面上的弯曲应力(MPa)；[sb]为轴的许用弯曲应力(MPa)对于实心轴结构，有式中，W、WP分别为轴的抗弯和抗扭截面系数；M为危险截面(主轴前轴承处)的弯矩[ ]224ebTbssts=+≤3 3π 0.132bMMMdWds ==≈ 2T pTTWWt ==按弯曲和扭转条件的主轴强度分析将上两式带入式(5-3)，得到5-4一般主轴承受的弯曲应力sb为对称循环应力，而扭剪应力τT的循环特性则与转矩T的性质有关。

由于两者的循环特性不同，考虑主轴转矩脉动变化，引入校正系数a，一般按脉动循环处理，则式(5-3)描述的主轴危险截面当量应力se及其强度条件为5-5式中，Me为当量弯矩(N·mm)；a为应力校正系数，a=[s-1b]/[s0b] ≈0.7、[s-1b]、[s0b]、[s+1b]分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力[ ]2222142ebMT MTWWWss=+=+≤[ ]22131 ()0.1eebM MTWd as−==+≤按弯曲和扭转条件的主轴强度分析实心轴：空心轴：根据上述分析，若初定的轴径不能满足强度条件，则需对轴结构的设计作出修改，直至满足强度条件同时，还应视情况作进一步的强度校核(如安全系数法等)[ ]1322110()bMTd as−+≥[ ]1 1322 34110() 11bMTdvas−+≥×−安全系数法p 静强度安全系数校核轴的静强度是根据轴的短时最大载荷(包括动载荷和冲击载荷)来计算的校核的目的是保证轴对塑性变形的抵抗能力危险截面安全系数的校核计算公式为式中，Sss只考虑弯曲时的安全系数；Ssτ只考虑扭转时的安全系数；[Ss]静屈服强度的许用安全系数；式中，ss、τs材料的拉伸和扭转屈服极限(MPa)；Mmax、Tmax轴危险截面上的最大弯矩和最大转矩(N·mm)；22[]ss sssSSSSSSstst=≥+maxssS MWss=maxsspS TWtt=4安全系数法p 疲劳强度安全系数校核危险截面安全系数的校核计算公式为式中，Ss只考虑弯曲时的安全系数；Sτ只考虑扭转时的安全系数；[S]按疲劳强度计算的许用安全系数；式中，s-1、τ-1对称循环应力下的材料弯曲和扭转疲劳极限(MPa)；Ks、Kτ弯曲和扭转时的有效应力集中系数；b表面质量系数；、 材料拉伸和扭转的平均应力折算系数；sε、sm弯曲应力的应力幅和平均应力；τε、τm扭转应力的应力幅和平均应力。

22[]SSSSSSstst=≥+1mS Kssessssjsbe−=+1mS Kttettttjtbe−=+sj tjl 轴承轴承是传动链设计需要重点考虑的问题如主轴的前轴承需要承受风轮产生的弯矩和推力，通常采用双列滚动轴承作为径向与轴向支撑，典型结构如图5-9所示图5-9 主轴、主轴承及轴承座一般要求风电机组主传动链中，较多采用了圆柱滚子轴承、调心滚子轴承或深沟球轴承国内外有关标准(如美国标准ANSI / AGMA / AWEA 6006—03、中国JB10705Y2007)规定了此类轴承的设计规范，可供轴承的设计和选型参考相关标准对风电机组齿轮箱轴承的一般规定为行星架应采用深沟球轴承或圆柱滚子轴承，速度较低的中间轴可选用深沟球轴承、球面滚子推力轴承或圆柱滚子轴承，高速的中间轴则应选择四点接触球轴承或圆柱滚子轴承，高速输出轴和行星轮采用圆柱滚子轴承等，具体可结合设计需要查阅轴承的设计计算内容主要包括静态和动态额定值、轴承寿命分析等静态额定值是轴承设计的基本依据之一风电齿轮箱轴承的承载压力往往很大，如有些推力球轴承的球与滚道间最大接触压力可达1.66GPa表5-1给出了传动链中一些轴承的最大接触应力。

一般要求轴承设计过程，需要根据最大运行载荷和极限载荷的作用，分别选择静态安全系数静态安全系数的选择若缺乏相关依据，可参考GB/T 4662—2003或ISO 76—2006标准给出的C0 / P0值进行计算(其中C0为额定静载荷，P0为当量静载荷， ，C0 / P0≥4)当轴承绕其中心旋转时，滚动元将进出承载区域，使该区域载荷呈现周期性变化，亦即滚道表面将受循环应力作用，会导致轴承由于滚动表面的疲劳而失效因此，合理的寿命分析与计算是传动系统轴承设计的关键环节表5-1 传动链中一些轴承的最大接触应力本表推荐值适用于设计寿命为20年的风电机组备注1450165016501300最大接触应力/MPa行星轮低速中间轴高速中间轴高速轴轴承位置000raPXFYF=⋅+⋅一般要求在通用的轴承设计标准(如ISO 281—2007)中，对于轴承额定寿命的计算一般有较多条件假设，例如，采用优质的钢材和合适的热处理方法；轴承运转时径向内部间隙为零；无显著错位量；仅承受径向载荷，若承受轴向载荷，转化为等效载荷(当量载荷)计算；沿滚子的应力分配均匀；良好的润滑及合适的运行速度等但对于风电机组使用的大型轴承而言，设计中需要考虑标准的适用条件。

例如，滚动表面粗糙部分的接触可能导致该处的接触压力值显著增加，特别是在润滑不足、油膜不够的情况下，高载和低载产生的粗糙接触所导致的塑性变形是轴承的失效源之一低速重载工况下运行的轴承，若油膜厚度很小，容易导致很高的应力值，使轴承产生疲劳失效此外，金属颗粒的污染物也容易引起轴承失效，金属颗粒引起的压痕导致了局部高接触应力，损伤的轴承滚道由于压力分布以及变形后的几何形状将导致该处成为失效点一般要求高速运行工况下的轴承，可能出现速度不匀和滑动现象当然，在润滑良好的情况下轴承滚动体的滑动不一定导致轴承损伤，但若润滑不足时，滑动产生的热量将导致接触表面的损伤或粘着磨损，并进一步转化为灰色斑和擦伤同时，由于轴承构件承受的应。