風(fēng)機變槳軸承齒面磨損與齒輪可靠度分析

1、風(fēng)機變槳軸承齒面磨損與齒輪可靠度分析摘要:針對風(fēng)電機組變槳軸承內(nèi)齒面出現(xiàn)較大程度磨損的情況，基于齒輪嚙合原 理和Hertz接觸理論對齒面磨損進行分析，得到變槳軸承齒面接觸應(yīng)力和出現(xiàn)微 動磨損的角度范圍;根據(jù)齒輪承載能力分析，得到齒輪可靠度與磨損量的計算關(guān)系， 并通過某機型變槳軸承內(nèi)齒面磨損實例分析驗證該方法的可靠性。關(guān)鍵詞:變槳軸承;風(fēng)力發(fā)電機;齒輪;可靠度;磨損1風(fēng)機概述變槳軸承安裝于葉片與輪轂之間，通過變槳驅(qū)動齒輪與變槳軸承內(nèi)圈齒輪的 嚙合使葉片繞其軸線旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)槳距角的控制，達到變槳目的1。某1. 5MW機 組變槳軸承內(nèi)齒輪磨損，軸承齒面軸向和徑向均有磨損痕跡，且齒輪齒寬方向上 磨損量不

2、均勻，初始嚙合位置磨損比較明顯，由齒厚測量工具測得其最大磨損量 已達0. 4mm。變槳軸承內(nèi)圈齒輪磨損已成為行業(yè)普遍現(xiàn)象，且尚無很好的解決 方案。2齒面磨損分析2.1變槳軸承受載特性對于上風(fēng)向和非大風(fēng)速失速狀態(tài)的風(fēng)電機組，葉片根部所承受的載荷主要有 風(fēng)剪、偏航率等引起的氣動載荷和重力、慣性力、陀螺力矩等力學(xué)載荷，同時， 在變槳軸承工作期間，葉片還要承受來自陣風(fēng)以及控制機構(gòu)產(chǎn)生的啟動、停車、 緊急剎車、變矩和脫網(wǎng)等動作引起的載荷。變槳軸承承受徑向力、軸向力和傾覆 力矩的綜合作用。其中，MxB，MyB為變槳軸承承受的傾覆力矩;MzB為變槳軸承 承受的葉片沿中心線方向的扭矩，主要由驅(qū)動齒輪與變槳軸承

3、內(nèi)齒輪的嚙合力承 擔(dān)，其包含變槳軸承內(nèi)的摩擦力矩;FxB，F(xiàn)yB為變槳軸承承受的徑向力;FzB為變槳 軸承承受的軸向力，主要由葉片的重力和離心力產(chǎn)生。2.2齒面接觸應(yīng)力根據(jù)變槳軸承的承載情況可知，軸承輪齒接觸面內(nèi)存在法向力和切向力。由 于存在葉片重力及慣性力Fz，變槳軸承內(nèi)外圈產(chǎn)生相對位移，同時在嚙合齒面產(chǎn) 生相對往復(fù)滑移，在接觸區(qū)域產(chǎn)生的切應(yīng)力導(dǎo)致齒面齒寬方向上的磨損。此外， 由于變槳小齒輪的裝配類似于浮動軸裝配，軸承受傾覆力矩等載荷作用后，嚙合 齒輪產(chǎn)生相對位移、變形，使齒面接觸線上的載荷分布不均，在接觸線上的磨損 程度也不相同。根據(jù)Hertz接觸理論可知，在載荷作用下，嚙合齒之間的接觸面

4、 為寬度2a的矩形，矩形寬度與接觸應(yīng)力相關(guān)。當(dāng)不考慮切向力影響時，接觸面 半寬a和應(yīng)力p0分別為：圖1嚙合位置示意圖式中:P為接觸法向力;r2為軸承內(nèi)齒輪的節(jié)圓半徑;v1，v2為材料泊松比;E1， E2為材料彈性模量;B為軸承齒面齒寬;R1，R2為接觸面的曲率半徑。漸開線齒 廓的變槳齒輪嚙合位置示意圖如圖1所示。圖中:rb1，rb2分別為兩齒輪的基圓半 徑;Q為兩齒輪分度圓的交點;N1，N2分別為兩齒輪漸開線的發(fā)生線與基圓的切點。 由嚙合原理可知，對于內(nèi)嚙合齒輪，當(dāng)齒輪參數(shù)確定后，N1和N2是固定點，故兩齒面在嚙合點K處的曲率半徑分別為：(4)(5)式中:m為齒輪模數(shù);z1, z2分別為變槳驅(qū)

5、動齒輪和軸承內(nèi)齒輪的齒數(shù);a為兩 齒輪分度圓的壓力角。某1. 5MW機組變槳嚙合齒輪的參數(shù)見表1。將表中參數(shù) 代入(4)式、(5)式可得曲率半徑在嚙合過程中的變化規(guī)律。表1齒輪副參數(shù)隨著齒 輪的轉(zhuǎn)動，當(dāng)驅(qū)動齒輪由初始嚙合位置向變槳軸承內(nèi)齒輪齒根方向逐漸嚙合時， 兩齒輪的曲率半徑不斷增大，導(dǎo)致綜合曲率半徑不斷增大。由于軸承內(nèi)齒輪初始 嚙入位置綜合曲率半徑較小，所以接觸面半寬a較小，接觸應(yīng)力p0較大，該位 置齒面更容易產(chǎn)生磨損。表1齒輪副參數(shù)2.3齒面微動磨損變槳軸承齒面的微動磨損不僅與齒輪嚙合受力有關(guān)，還會受到齒輪安裝，齒面潤滑， 變槳系統(tǒng)控制等因素影響2。在裝備系統(tǒng)中，只要接觸件做微幅相對運動

6、，就會 出現(xiàn)微動磨損。風(fēng)電機組在變槳減速器設(shè)計制造中，為確保減速器輸出小齒輪與 變槳軸承內(nèi)齒輪間的合理齒隙，降低變槳軸承齒圈與輪轂上減速器安裝中心之間 的制造難度，通常需要將減速器輸出齒輪的中心與安裝止口的中心做成偏心的形 式。在風(fēng)機工作期間，變槳軸承受到葉片傳遞的交變力或振動作用，若將驅(qū)動齒 輪視為靜止，由于風(fēng)力的持續(xù)作用和齒嚙合側(cè)隙的存在，兩齒面之間將發(fā)生切向 和徑向微動組合而成的復(fù)合微動3。同時，在微動作用下，齒面接觸處的潤滑脂 被擠出接觸區(qū)，導(dǎo)致齒面接觸區(qū)的金屬直接接觸而產(chǎn)生微動損傷，在輪齒上彎曲 應(yīng)力作用下萌生疲勞裂紋并擴展，進而使輪齒產(chǎn)生疲勞斷裂。從控制策略角度分 析，為更好地控制

7、風(fēng)電機組發(fā)電功率，經(jīng)常需要進行微動變槳，初始位置的輪齒 需要頻繁嚙合。嚙合初始位置槳距角小幅抖動，引起輪齒微動磨損。而功率管理 系統(tǒng)(EMS )引起額定風(fēng)速以下變槳，增加了變槳次數(shù)。根據(jù)相關(guān)文獻可知，當(dāng)齒面 存在往復(fù)滾動，滾動距離L大于接觸面半寬a的1. 306倍時，將不會發(fā)生微滑 摩擦。由此可見，往復(fù)滾動頻率對微動磨損影響較大。3磨損量與可靠度分析在開式齒輪傳動中，對工作能力和抗彎能力構(gòu)成影響的主要參數(shù)為齒厚。變 槳齒輪副是典型的開式齒輪傳動，隨著運行時間的增加，齒輪齒厚磨損到達某一 極限后，會導(dǎo)致齒隙過大，運動性能降低，從而喪失工作能力或在外載荷作用下 發(fā)生斷齒失效4。因此，在齒輪設(shè)計過程

8、中應(yīng)具有一定的齒厚裕度，以保證齒輪 傳動的可靠性。表1中1. 5MW變槳軸承的齒模數(shù)為12mm。變槳軸承齒面磨損 的主要現(xiàn)象是齒面?zhèn)认蹲兇?，從而引起變槳換向時的振動及噪聲，硬齒面低速齒 輪磨損量允許達到模數(shù)的1/3,即極限磨損量可取值為AS=13m=4mm。齒輪的初 始厚度為：假設(shè)齒輪的單邊磨損量為1mm，極限磨損量變?yōu)?mm，齒厚變?yōu)?1. 21mm。 代入式可得 n=1. 219。取 os=420MPa，os=13. 33MPa，ol=16. 1MPa，代入(8) 式可得可靠度系數(shù)為z=3. 61，將其代入(10)式可得變槳軸承內(nèi)齒的可靠度為R =0. 9994?？煽慷入S齒面磨損量的增加而

9、降低，當(dāng)單邊磨損量超過1. 5mm時， 可靠度急劇降低。當(dāng)輪齒齒厚最大允許磨損量4mm完全耗盡時，安全系數(shù)降為1， 可靠度為0. 5。若變槳軸承繼續(xù)運轉(zhuǎn)，過大齒隙會導(dǎo)致齒輪振動及噪聲，加速齒 面磨損，并增加變槳系統(tǒng)失效的可能性。結(jié)束語：風(fēng)電機組變槳軸承內(nèi)齒面初始嚙合位置磨損嚴重與接觸應(yīng)力較大有關(guān)，齒輪 浮動裝配形式導(dǎo)致齒面沿中心線方向磨損不均勻，而變槳控制中的往復(fù)變槳導(dǎo)致 齒面微滑磨損加劇。基于齒輪承載力分析得到了齒輪副可靠度與輪齒單邊磨損量 的計算關(guān)系，結(jié)合實際計算案例驗證了該計算方法得可靠性，為變槳系統(tǒng)的磨損 監(jiān)測、維護和可靠性判定提供了參考。參考文獻：梁培沛，孫玉彬，陳鐵，周雪琴,岳俊紅.風(fēng)電機組齒輪箱油液監(jiān)測典型案例分析 J.潤滑與密封,2016,41(04):141-145.咬登尚，蘇小春,謝建