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兆瓦级风电机组变桨轴承设计与技术要求.pdf

兆瓦级风电机组变桨轴承设计与技术要求

hao仅此而已
2014-03-19 0人阅读 举报 0 0 暂无简介

简介:本文档为《兆瓦级风电机组变桨轴承设计与技术要求pdf》,可适用于工程科技领域

技术|Technology风能WindEnergy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。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CrMoV钢球采用炉外精炼真空脱气的高碳铬轴承钢GCrG、CrSiMn保持架采用低合金高强度结构钢QC或合金结构钢QSTETm。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。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内圈沟道曲率系数一般按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~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°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mm~mm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mm~mm梁、框的宽度尺寸应大于mm。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MPa腔内极限压力达到MPa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轴承的设计计算轴承的设计计算是依据ISO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|技术年第期定寿命进行设计计算的。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。()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径向力Fr=Frs倾覆力矩M=Ms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()DwffAei×−=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:()()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()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:()nK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()辅推力滚道上钢球的载荷()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:()()()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(NewtonRaphson法)解得δa、δr、θ然后利用式()和()即可求出滚动体的载荷分布。()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sf是指其额定静载荷与当量静载荷的比值。转化成接触应力()是指滚动体的许用接触应力。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(共条)的额定寿命最后计算出整套轴承的额定寿命。()计算滚道的额定滚动体载荷Qc()()()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),(ZjPj=或载荷分布函数:()技术|Technology风能WindEnergy()式中:n=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:()式中:s=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:()()式中:W=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。()单个滚道的额定寿命L的计算()式中:()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:()式中:e=S使用概率Ls使用概率为S时的寿命L一使用概率为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、表示)则对每个滚道及整个轴承有:()()()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()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Lb为:()成品的技术要求热处理的技术要求套圈热处理采用调质处理调质硬度HB~HB只有调质硬度超过HB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HRC~硬化层成品厚度取决于钢球直径最薄应大于mm齿轮采用中频或高频表面淬火硬度HRC~硬化层厚度取决于齿轮模数硬化层厚度最薄应大于mm。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CrMoV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。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个平面内同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。这造成单个单沟道启动摩擦力矩在一圈范围内差别很大影响成品的启动摩擦力矩。虽然在工作()Technology|技术年第期时不需要很高的旋转精度但只有严格规定旋转精度才能使套圈在加工时有高的几何精度和很小的弯曲变形。使得单沟道启动摩擦力矩在一圈范围比较均匀对成品的启动摩擦力矩控制奠定良好的基础。单沟道启动摩擦力矩值的测定是轴承变桨轴承采取“负”游隙的保证。采用传统测量游隙的方法无法准确测量“负”游隙只能起到辅助测量的作用只有通过测量单沟道启动摩擦力矩值来确定。两个单沟道启动摩擦力矩的差值决定两沟道受力的均匀性两个单沟道启动摩擦力矩的差值大表明两个单沟道的过盈量差值大。试验也证明在工作载荷的条件下单个单沟道基本满足工作载荷但当承受极限载荷时由于两个沟道启动摩擦力矩的差值大即过盈量差值大沟道启动摩擦力矩大的(过盈量大)沟道承受载荷大首先出现沟道疲劳等到沟道启动摩擦力矩小(过盈量小)的沟道参与承受载荷时首先出现疲劳的沟道承载能力将大幅下降导致轴承的寿命大幅缩短。只有严格规定两个单沟道启动摩擦力矩的差值才能保证两个沟道平均分摊的承受载荷使轴承的承载能力最大化。成品启动摩擦力矩的要求成品启动摩擦力矩由轴承启动惯性力矩、轴承的动摩擦力矩和轴承密封的静摩擦力矩构成。密封的静摩擦力矩作用主要是即保证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MPa腔内极限压力达到MPa又不能使驱动装置的负荷过大。轴承启动惯性力矩由轴承质量所决定轴承启动惯性力矩、轴承的动摩擦力矩的合成力矩称为装配启动摩擦力矩即未装密封的成品启动摩擦力矩。轴承的装配启动摩擦力矩是变桨轴承的最重要指标之一它的重要作用是在一圈范围的均匀性决定了变桨驱动装置工作的稳定性。由于双排沟道在加工中会出现沟道心距的误差这种误差在装配后无法检测通过有限元分析(FEA)技术对摩擦力矩进行如下分析计算。建立FEA模型在进行摩擦力矩的测量时轴承水平放置仅承受重力。由于圆周方向存在的对称性因此在进行套圈的力学分析时只需要取出包含半个钢球的小弧段进行研究即可。建立FEA模型的参数()外载荷:仅承受重力()边界条件:a内外套圈沿两个侧面的法向对称b钢球沿中心截面的法向对称c外圈底平面沿法向的位移约束()接触条件:每个钢球与内外套圈滚道分别构成四个接触对()材料参数:合金钢弹性模量E=xMPa泊松比=密度=mgmm理论计算由于钢球与滚道的接触点到轴承轴线的距离是定值因此摩擦力矩的值应正比于球与滚道间的摩擦力。而摩擦力又正比于法向接触力因此对于变桨轴承其摩擦力矩的值应正比于钢球与滚道间法向接触力之和。设单排和双排球的摩擦力矩分别是MM单排时球与滚道的法向接触力分别是QQ双排时球与滚道的法向接触力分别是QQQQ则有MQQQQMiMQQ==通过对变桨轴承沟道过盈量分段进行计算计算结果还显示随着过盈量的增加钢球与滚道间的接触力在逐步增加随着套圈弹性变形的增加力矩比呈下降趋势。在启动摩擦力矩允许的最大过盈量时为Mi=在变桨轴承沟道必须保证的最小过盈量时为Mi=。单沟道启动摩擦力矩与成品启动摩擦力矩的关系决定了轴承能否实现双排沟道同时承受载荷。装配启动摩擦力矩取决于沟道的过盈量依据风电机组变桨力矩要求应控制在~倍的单沟道启动摩擦力矩超过此范围就表明双排四点接触球轴承承载能力可能减为单排四点接触球轴承承载能力。这个变化可通过检测单沟道启动摩擦力矩与成品启动摩擦力矩的关系来确定比例关系超出范围就意味着双排四点接触球轴承承载能力减为了单排四点接触球轴承承载能力一旦装机就会给风电机组带来极大隐患。当风电机组需要承受极限载荷时由于轴承的承载能力达不到设计要求造成变桨失败。为保证每台风电机组变桨的稳定每台风电机组上所装的三套轴承的成品启动摩擦力矩相互差不能大应该通过选配的方式配组安装。

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