大型雙排圓錐滾子風(fēng)電機組主軸承接觸載荷分布研究

大型雙排圓錐滾子風(fēng)電機組主軸承接觸載荷分布研究

0旋轉(zhuǎn)接頭軸承承載能力分析大型兆源風(fēng)力裝置的主軸承不僅承受軸向力fa和徑向力fr，而且承受傾斜力m。此外，m對軸承的負荷影響遠遠超過fa和fr。針對該工況,主軸支承設(shè)計通常有兩種方案:一種是雙支承方案,即用兩套軸承(通常為雙排調(diào)心軸承)配合使用,兩套軸承徑向力產(chǎn)生力偶抵消M對軸承的影響;另一種方案是單支承方案,僅用一套軸承(三列圓柱或雙列圓錐軸承)承受主軸的所有載荷。第一種方案軸承設(shè)計技術(shù)相對較成熟,但是整機傳動鏈較長;第二種方案整機結(jié)構(gòu)緊湊,但是軸承設(shè)計技術(shù)有待成熟。本論文以第二種方案的雙列圓錐主軸承為研究對象,軸承結(jié)構(gòu)如圖1所示。目前工程中應(yīng)用的軸承設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)都只考慮了常規(guī)軸承載荷(Fa、Fr),并未考慮M對軸承承載能力的影響。本案中主軸承受載工況更接近于回轉(zhuǎn)支承,每個滾動體對滾道的接觸載荷為軸承承載能力分析、優(yōu)化設(shè)計、可靠性評估的提供了豐富的必要信息。對于風(fēng)電機組雙列圓錐主軸承,由于內(nèi)外圈與滾動體的接觸角并不相等、擋邊對滾子載荷作用等影響,每個滾子對軸承內(nèi)外圈載荷并不完全相同,因此大型回轉(zhuǎn)支承滾道接觸載荷分布規(guī)律的推導(dǎo)方法不能完全套用于本文討論的風(fēng)電機組主軸承。1外滾道接觸區(qū)域的劃分和錐圓軸向非均勻軸承的確定分析軸承結(jié)構(gòu)時發(fā)現(xiàn)軸承內(nèi)圈通過滾道和擋邊對滾子發(fā)生產(chǎn)生接觸載荷,而外圈只有滾道對滾子發(fā)生接觸載荷,如圖2所示。圖中Q表示接觸載荷,α表示接觸壓力角,下標(biāo)L代表左側(cè)滾道,R代表右側(cè)滾道,O代表外滾道,i代表內(nèi)滾道,f代表擋邊,r代表接觸載荷徑向分力,a代表接觸載荷軸向分力。從圖2可以看出,軸承內(nèi)部滾動體受載情況復(fù)雜,如果要同時分析內(nèi)滾道、外滾道、擋邊、滾動體的受載情況,須建立相當(dāng)復(fù)雜的計算模型。為簡化模型,對軸承做如圖3所示簡化,將軸承看作是兩個零件In_Roller和Out的組合,滾動體和內(nèi)圈看作一個整體零件,命名為In_Roller,這樣對于零件In_Roller而言,滾子與內(nèi)滾道和擋邊的載荷可以看作為零件內(nèi)力,在分析外滾道接觸載荷分布時暫不考慮,外圈命名為Out。零件In_Roller與外圈Out僅在圖3所示的接觸區(qū)域發(fā)生相互作用,接觸區(qū)域的數(shù)目分別和左側(cè)、右側(cè)滾子的數(shù)目相等,接觸區(qū)域的載荷——變形屬性和滾子/外滾道的載荷——變形屬性相同。如圖4所示,In_Roller在外載荷M、Fa、Fr作用下發(fā)生傾覆偏移θ、軸向偏移δa、徑向偏移δr。假設(shè)每個滾子(即接觸區(qū)域)圓周方向位置角度為φk,左側(cè)滾子位置角為φLk,右側(cè)滾子位置角為φRk。如圖5所示,假設(shè)左側(cè)每個接觸位置的軸向和徑向偏移分別為δLak、δLrk,右側(cè)每個接觸位置的軸向和徑向偏移分別為δRak、δRrk,參照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn),錐軸承在工程計算中以滾子/滾道接觸線中點位置的幾何參數(shù)帶入計算,對于徑向尺寸遠大于軸向尺寸的雙列圓錐軸承,可得到式(1)—式(4),以軸承最上端為圓周方向起始位置。忽略摩擦力作用,每個接觸位置的作用力QLok、QRok都作用于外圈滾道的法線方向,即每個接觸位置滾道法線方向上的偏移分量引起接觸載荷,如圖6所示,每個接觸位置滾道法向相對偏移量如式(5)—式(8)。根據(jù)相關(guān)文獻,每個接觸位置的偏移量和接觸載荷之間存在如式(9)-式(10)關(guān)系,式中KL、KR分別為軸承外圈左側(cè)滾道與滾動體接觸剛度、外圈右側(cè)滾道與滾動體接觸剛度,可分別按式(11)-式(12)計算得到,lL、lR分別為左側(cè)滾道和右側(cè)滾道有效接觸長度。軸承承受的所有外載荷都轉(zhuǎn)化為接觸位置的接觸載荷,因此所有接觸位置對應(yīng)方向接觸載荷分量總和與外載荷達成受力平衡條件,建立如式(13)-式(15)所示方程組。該方程組可用Newton-Raphson迭代求解,得到In_Roller的整體偏移分量θ、δa、δr,進而求解出每個接觸位置的接觸載荷,即每個滾動體與外圈滾道間的接觸載荷。2滾道與擋邊接觸載荷求解通過前述方法,可以得到每一個滾子對外滾道的接觸載荷,根據(jù)圖2所示,建立每個滾子的受力平衡方程,并求解每個滾子與內(nèi)滾道和擋邊的接觸載荷,如式(16)—式(23)所示,式中QLik、QLFk為左側(cè)滾道每個滾子與滾道和擋邊的接觸載荷,QRik、QRFk為右側(cè)滾道每個滾子與滾道和擋邊的接觸載荷。3極限工況下載荷為了方便工程上的應(yīng)用,將上述方法編制成簡短的計算程序,可以大大提高設(shè)計效率,程序輸入?yún)?shù)為軸承幾何參數(shù)和載荷,輸出參數(shù)為每個滾子與外、內(nèi)滾道及擋邊的接觸載荷,計算程序執(zhí)行流程如圖7所示。設(shè)計某如圖1所示結(jié)構(gòu)的主軸承,主要結(jié)構(gòu)參數(shù)列出如下,其中dR、dL分別為右側(cè)、左側(cè)滾子中徑,zR、zL分別為右側(cè)、左側(cè)滾子數(shù)目。極限工況下的載荷參數(shù):M=7849kNm,Fa=228kN,Fr=772kN。設(shè)計要求檢驗上述設(shè)計軸承能否滿足極限工況下靜承載能力。應(yīng)用前述開發(fā)的計算程序,計算得到In_Roller相對于外圈的偏移量分別為θ=0.0614,δa=0.0222mm,δr=0.0341mm,外滾道、內(nèi)滾道、擋邊的接觸載荷分布分別如圖8—圖10所示,其中外滾道、內(nèi)滾道的最大接觸載荷分別為1.99e5N、1.99e5N。參照軸承滾子/滾道接觸壓力計算方法,帶入本案例軸承載荷幾何參數(shù),得到外滾道最大接觸壓力為1617.6MPa,內(nèi)滾道最大接觸壓力為1618.3MPa。通常圓錐滾子軸承靜承載能力設(shè)計時滾道許用接觸壓力為4000MPa,則外滾道、內(nèi)滾道靜承載能力安全系數(shù)分別為6.11、6.11。4軸承幾何參數(shù)優(yōu)化設(shè)計的應(yīng)用本文推導(dǎo)出了雙排圓錐滾子風(fēng)電機組主軸承的接觸載荷分布求解方程組,借此可以求解每個滾子對外滾道、內(nèi)滾道、擋邊的接觸載荷。為了方便本文討論的方法用于工程實踐,論文建立簡便的