載荷、溫度和轉速對軸承油膜厚度及壽命的影響*

徐立暉,羅勇水,何俊尉,何先照

(1.浙江運達風電股份有限公司,浙江 杭州 310000;2.浙江省風力發電技術重點實驗室,浙江 杭州 310000)

0 引 言

當前,作為清潔能源的風能受到了社會各界越來越廣泛的關注。而作為風力發電機的核心部件,主軸軸承也成為了業界關注和研究的焦點[1,2]。

在風機主軸軸承的工作過程中,主軸承會出現軸承內圈滾道剝落、軸承過溫等問題[3]。由于主軸軸承的可靠性直接影響到整個風機機組的整體可靠性,為了深入研究風電主軸軸承的可靠性,需要對主軸軸承進行疲勞測試。

李興林[4]、鄭春林[5]等人分別在國外滾動軸承疲勞壽命試驗現狀,以及滾動軸承快速疲勞壽命試驗的研究中,對國內外軸承試驗機及軸承疲勞試驗方法進行了詳細的論述。孫守林等人[6]對滾動軸承疲勞壽命的強化試驗進行了研究。陸杭聰[7]對脂潤滑滾動軸承壽命測試設備進行了研究。以上的測試成果都是基于小尺寸的軸承,針對風機機組使用的大尺寸軸承,沒有進行充分測試,也無可采用的成果。

因主軸軸承具有尺寸大、承載能力強、壽命長等特點,需要設計高承載的測試設備,這就必然會導致其試驗臺投資比較大、試驗周期比較長。目前,國內外都還沒有對主軸軸承進行過充分的試驗,也無可靠的測試成果用于指導主軸軸承的實際應用。

目前,只能采用小尺寸軸承試驗的理論成果,應用于大尺寸軸承壽命的計算及應用。因缺乏有效的試驗設備及試驗方法,行業內依舊缺少針對大功率風電機組主軸軸承的測試研究[8]。

在風電機組的運行過程中,主軸軸承一直處于高動態載荷的工作環境,軸承轉速、溫度及載荷也處于動態變化之中,軸承滾子與滾道面處于不同潤滑狀態,軸承的油膜厚度直接影響軸承滾子與滾道的接觸狀態,以及軸承的使用壽命[9,10]。

筆者將研究軸承載荷、運行溫度和運行轉速對軸承油膜厚度、壽命的影響,具體通過仿真分析,優化試驗加載載荷及轉速,控制軸承運行過程中的溫度,確保測試過程中,軸承滾子與軸承內外圈可以形成足夠厚度的油膜,避免軸承測試過程中因載荷不當導致滾子邊緣應力集中,或者因軸承溫度過高導致軸承過早失效。

1 主軸軸承仿真模型

目前,風力發電機組的主軸軸承主要采用雙列球面滾子軸承。

筆者按照某項目中使用的雙列球面滾子軸承(具體軸承型號為240/800),并根據主軸軸承試驗臺的布局尺寸,建立了軸承試驗臺受力模型。

其中,軸承內圈安裝在主軸上,主軸與電機相連,電機拖動主軸轉動;軸承外圈安裝于軸承座上,外部加載機構通過軸承座對軸承進行加載,實現軸承的疲勞壽命測試;主軸軸承試驗臺的跨距為2 240 mm,主軸軸承(試驗軸承)安裝于中間。

主軸軸承三維試驗臺受力仿真模型如圖1所示。

圖1 軸承三維試驗臺受力仿真模型

主軸承具體參數如表1所示。

表1 240/800主軸軸承參數

根據GL2012規范可知,主軸承在等效動載荷工況下,軸承疲勞壽命需要滿足175 000 h[11]419,軸承接觸應力不得高于1 650 MPa。

根據以上要求,筆者確定240/800軸承合適的加載載荷,借助Romax軟件,通過建立主軸承試驗臺的仿真模型,研究軸承轉速、載荷和溫度對軸承壽命、軸承滾子油膜厚度和軸承接觸應力的影響。

為了驗證240/800能夠滿足175 000 h的設計要求,需要對軸承進行強化試驗,通過提升軸承載荷來縮短軸承的試驗時間,完成軸承疲勞壽命的測試。

2 軸承測試壽命仿真

根據GL2012規范要求,軸承接觸應力不高于1 650 MPa,且需要滿足設計175 000 h的要求。

根據以上條件,筆者計算出軸承載荷在2 600 kN工況下,受力最大的滾子與滾道接觸的最大應力為1 647 MPa;軸承額定轉速在10.6 r/min情況下,軸承壽命為267 000 h,滿足主軸承設計175 000 h的要求。

軸承不同滾子、不同位置處與內、外圈的最大接觸應力,如圖2所示。

圖2 軸承滾子不同位置處最大接觸應力

軸承滾子的最大接觸應力及接觸區域如圖3所示。

圖3 軸承滾子接觸應力

軸承最大滾子接觸應力沿著滾子軸線分布如圖4所示。

圖4 最大受載滾子的接觸應力圖

2.1 徑向力對軸承壽命、接觸應力的影響

為了縮短軸承疲勞測試的時間,需要根據GL2012規范中的有關壽命要求,研究軸承載荷對軸承疲勞壽命的影響。

這里筆者以GL2012規范情況下,軸承接觸應力1 650 MPa、主軸軸承徑向力2 600 kN為基準,研究軸承載荷由2 600 kN提升至10 400 kN過程中,軸承徑向力對軸承壽命的影響;這里選取軸承L10 rm壽命作為比較值進行分析[12,13]。

徑向力對軸承壽命、接觸應力的影響如圖5所示。

圖5 徑向力對軸承壽命、接觸應力的影響

由圖5(a)可知:隨著軸承徑向力的增加,軸承的壽命由2 600 kN工況下的267 000 h,急劇下降為10 400 kN工況下的1 721 h,軸承壽命降低了265 279 h;

由圖5(b)可知:軸承滾子最大接觸應力由2 600 kN工況下的1 647 MPa,上升為10 400 kN工況下的3 987 MPa,軸承接觸應力增加了2 340 MPa;尤其當軸承徑向載荷超出8 822 kN以后,軸承滾子的接觸應力上升更快;

由圖5(c)可知:在8 822 kN工況下,軸承滾子兩端出現了應力集中的情況,導致軸承滾子與滾道接觸應力上升較快。

在試驗測試過程中,為了避免因軸承設計能力不足導致軸承過早損壞,需要控制軸承徑向力的大小。從上述分析結果可知,在試驗過程中,可以適當提升軸承的載荷,縮短測試的時間。

2.2 溫度對軸承壽命及油膜厚度的影響

風電機組在運行過程中,主軸承的使用溫度將影響軸承潤滑脂的黏度,影響軸承滾子的油膜厚度,最終影響到軸承的壽命[14]。在這里,筆者將研究軸承轉速不變的情況下,軸承運行溫度對軸承最小油膜厚度和軸承壽命的影響。

筆者根據實際風場中軸承的使用溫度,研究軸承運行溫度40 ℃到85 ℃過程中,軸承壽命和軸承最小油膜厚度值的變化。

軸承的最小油膜厚度與軸承轉速、軸承使用溫度、軸承載荷以及軸承的滾子及滾道的尺寸都相關。

軸承最小油膜厚度計算如下[15,16]:

(1)

式中:Hmin—無量綱最小油膜厚度;hmin—最小油膜厚度,μm。

其中:

(2)

式中:ra1，ra2—表面粗糙度的1.25倍,μm。

(3)

式中:μ—滾動體潤滑油進口流速,由軸承轉速決定,mm/s;η0—常壓情況下潤滑油動力黏度,mm2/s。

(4)

式中:q—單位長度滾子載荷,N/mm;α1—黏壓系數,mm2/N。

(5)

式中:E—材料彈性模量，210 000 MPa;ε—泊松比，0.3。

(6)

式中:D—滾子直徑;γ—滾子直徑與軸承節圓直徑比值。

表面粗糙度將影響軸承油膜的形成能力,當潤滑油油膜較薄時,粗糙表面的凸峰可能會刺穿油膜,導致金屬直接接觸,引起軸承膠合。

通常引入軸承油膜參數λ,軸承油膜參數λ值表示軸承最小油膜厚度與滾子和滾道表面粗糙度的比值,具體計算如下[17]448:

(7)

式中;hmin—最小油膜厚度,μm;ra1，ra2—軸承滾子表面和軸承滾道表面的粗糙度的1.25倍,μm。

軸承運行溫度對軸承壽命及油膜厚度影響如圖6所示。

圖6 軸承運行溫度對軸承壽命及油膜厚度的影響

由圖6(a)可知:隨著軸承溫度的增加,軸承壽命先不變,然后急劇下降;軸承溫度在50 ℃以下工況,軸承油膜參數λ系數較大,αiso修正系數超出3.8時,采用3.8作為軸承最終壽命的修正計算[11]419。

因此,當軸承溫度低于50 ℃時,軸承壽命不變;當軸承溫度繼續提升時,軸承壽命隨著溫度升高而降低;

由圖6(b)可知:隨著軸承運行溫度的升高,軸承最小油膜厚度由40 ℃時的0.670 μm降低為85 ℃時的0.127 μm,軸承的油膜厚度降低了80%;

由圖6(c)可知:隨著軸承運行溫度的升高,軸承油膜參數λ值也由40 ℃時的6.00降低為85 ℃時的1.62。

在試驗過程中,為了避免軸承油膜破裂,造成軸承的失效,根據彈性流體潤滑理論可知,在油潤滑使用環境下,軸承運行過程完全處于彈流潤滑狀態時,軸承油膜參數λ值不小于3.0[17]448-449。

因潤滑脂中存在增稠劑,在脂潤滑軸承使用過程中,軸承的最小油膜厚度比油潤滑情況下厚[18];根據現場運用條件要求,軸承測試過程中,建議外圈溫度不大于65 ℃,且測試過程中須對軸承外圈溫度進行實時監測。

2.3 轉速對軸承壽命及油膜厚度的影響

在軸承運行過程中,主軸承的轉速將會出現波動,而軸承轉速的變化,會影響軸承的使用壽命。

接下來,筆者研究軸承轉速由10.5 r/min增加至30.6 r/min時,軸承轉速對軸承壽命的影響。

軸承運行轉速對軸承壽命及油膜厚度影響,如圖7所示。

由圖7(a)可知:隨著軸承轉速的增加,軸承壽命由10.6 r/min工況下的267 000 h降低為30.6 r/min 工況下的161 000 h,軸承的壽命降低了40%;

圖7 軸承運行轉速對軸承壽命及油膜厚度的影響

由圖7(b，c)可知:隨著軸承轉速的增加,軸承最小油膜厚度由10.6 r/min工況下的0.45 μm提升至30.6 r/min工況下的0.87 μm,軸承油膜厚度提升了188%;軸承油膜參數λ值也從4.1增加為7.8,增加了190%。

針對軸承滾動接觸疲勞測試要求,可提高測試轉速來提高接觸頻次,相應降低滾動接觸疲勞的驗證時間。因軸承轉速提升有利于滾子油膜的形成,可提升軸承疲勞壽命,在軸承疲勞試驗過程中應合理設置軸承的測試轉速[17]767-768。

3 仿真結果分析

通過以上仿真分析可知:

軸承壽命隨著軸承外載荷的增加而減少。針對240/800的球面滾子軸承,為避免軸承滾子出現應力集中導致軸承失效,需要控制軸承載荷,由分析結果可知軸承載荷需不高于8 822 kN;軸承運行溫度升高將影響軸承油膜厚度,最終影響軸承壽命。

在測試過程中,要避免軸承溫度高引起軸承油膜破裂導致的軸承失效,軸承外圈溫度不要超過65 ℃;為了縮短軸承試驗時間,要適當提高軸承的轉速。

軸承載荷、轉速會影響軸承的測試時間,其具體換算公式如下[19]:

(8)

式中:F1,2—軸承載荷;n1,2—軸承轉速;t1,2—持續時間;p—軸承指數,球軸承為3,滾子軸承為10/3。

筆者通過分析以上計算公式得出結論:

在軸承運行溫度為65 ℃的情況下,當軸承載荷提高至8 500 kN,軸承轉速提升至12 r/min時,軸承滾子接觸應力最大為2 433 MPa,且不會出現應力集中的情況,滿足軸承耐久測試過程中不出現塑性變形的要求[20];

軸承的測試時間縮短為2 984 h,軸承最小油膜厚度為0.230 2 μm,λ值為2.94,由此可見,軸承滾子的油膜厚度滿足潤滑要求。

4 結束語

由于缺乏有效的試驗設備及試驗方法,行業內缺少針對大功率風電機組主軸軸承的測試研究,為此,筆者研究了軸承載荷、運行溫度和運行轉速對軸承油膜厚度、壽命的影響。

根據主軸軸承的測試臺模型,筆者建立了主軸軸承的三維仿真模型,在考慮了主軸變形、軸承滾子尺寸參數、滾子修型、滾子和滾道粗糙度對軸承測試壽命影響的基礎上,研究了軸承的徑向力、轉速和軸承使用溫度對軸承油膜厚度和壽命的影響,得到了以下結論:

(1)軸承載荷、轉速和溫度對軸承壽命均有影響,但軸承載荷影響最大;為防止軸承出現滾子接觸應力集中現象,需要控制軸承載荷;

(2)軸承運行轉速、軸承溫度會影響軸承的油膜厚度,運行轉速的提升或溫度的下降會提高油膜厚度,防止油膜破裂造成軸承過早失效;

(3)提升軸承的載荷可降低軸承疲勞測試壽命時間,但在測試過程中,需要控制軸承的運行溫度。

以上的分析主要基于軸承擬靜力學模型,在軸承測試過程中需要考慮動載荷影響,并要做好試驗臺的冷卻工作,確保測試過程中,軸承溫度符合測試要求,降低軸承在測試過程中油膜破裂的風險。

在后續工作中,筆者將考慮結合軸承承載能力、軸承表面粗糙度、潤滑脂增稠劑以及軸承缺油現象,進一步研究軸承溫度及載荷對軸承油膜厚度及軸承壽命的影響。