載荷、溫度和轉(zhuǎn)速對(duì)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(yùn)達(dá)風(fēng)電股份有限公司,浙江 杭州 310000;2.浙江省風(fēng)力發(fā)電技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州 310000)

0 引 言

當(dāng)前,作為清潔能源的風(fēng)能受到了社會(huì)各界越來(lái)越廣泛的關(guān)注。而作為風(fēng)力發(fā)電機(jī)的核心部件,主軸軸承也成為了業(yè)界關(guān)注和研究的焦點(diǎn)[1,2]。

在風(fēng)機(jī)主軸軸承的工作過(guò)程中,主軸承會(huì)出現(xiàn)軸承內(nèi)圈滾道剝落、軸承過(guò)溫等問(wèn)題[3]。由于主軸軸承的可靠性直接影響到整個(gè)風(fēng)機(jī)機(jī)組的整體可靠性,為了深入研究風(fēng)電主軸軸承的可靠性,需要對(duì)主軸軸承進(jìn)行疲勞測(cè)試。

李興林[4]、鄭春林[5]等人分別在國(guó)外滾動(dòng)軸承疲勞壽命試驗(yàn)現(xiàn)狀,以及滾動(dòng)軸承快速疲勞壽命試驗(yàn)的研究中,對(duì)國(guó)內(nèi)外軸承試驗(yàn)機(jī)及軸承疲勞試驗(yàn)方法進(jìn)行了詳細(xì)的論述。孫守林等人[6]對(duì)滾動(dòng)軸承疲勞壽命的強(qiáng)化試驗(yàn)進(jìn)行了研究。陸杭聰[7]對(duì)脂潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承壽命測(cè)試設(shè)備進(jìn)行了研究。以上的測(cè)試成果都是基于小尺寸的軸承,針對(duì)風(fēng)機(jī)機(jī)組使用的大尺寸軸承,沒(méi)有進(jìn)行充分測(cè)試,也無(wú)可采用的成果。

因主軸軸承具有尺寸大、承載能力強(qiáng)、壽命長(zhǎng)等特點(diǎn),需要設(shè)計(jì)高承載的測(cè)試設(shè)備,這就必然會(huì)導(dǎo)致其試驗(yàn)臺(tái)投資比較大、試驗(yàn)周期比較長(zhǎng)。目前,國(guó)內(nèi)外都還沒(méi)有對(duì)主軸軸承進(jìn)行過(guò)充分的試驗(yàn),也無(wú)可靠的測(cè)試成果用于指導(dǎo)主軸軸承的實(shí)際應(yīng)用。

目前,只能采用小尺寸軸承試驗(yàn)的理論成果,應(yīng)用于大尺寸軸承壽命的計(jì)算及應(yīng)用。因缺乏有效的試驗(yàn)設(shè)備及試驗(yàn)方法,行業(yè)內(nèi)依舊缺少針對(duì)大功率風(fēng)電機(jī)組主軸軸承的測(cè)試研究[8]。

在風(fēng)電機(jī)組的運(yùn)行過(guò)程中,主軸軸承一直處于高動(dòng)態(tài)載荷的工作環(huán)境,軸承轉(zhuǎn)速、溫度及載荷也處于動(dòng)態(tài)變化之中,軸承滾子與滾道面處于不同潤(rùn)滑狀態(tài),軸承的油膜厚度直接影響軸承滾子與滾道的接觸狀態(tài),以及軸承的使用壽命[9,10]。

筆者將研究軸承載荷、運(yùn)行溫度和運(yùn)行轉(zhuǎn)速對(duì)軸承油膜厚度、壽命的影響,具體通過(guò)仿真分析,優(yōu)化試驗(yàn)加載載荷及轉(zhuǎn)速,控制軸承運(yùn)行過(guò)程中的溫度,確保測(cè)試過(guò)程中,軸承滾子與軸承內(nèi)外圈可以形成足夠厚度的油膜,避免軸承測(cè)試過(guò)程中因載荷不當(dāng)導(dǎo)致滾子邊緣應(yīng)力集中,或者因軸承溫度過(guò)高導(dǎo)致軸承過(guò)早失效。

1 主軸軸承仿真模型

目前,風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的主軸軸承主要采用雙列球面滾子軸承。

筆者按照某項(xiàng)目中使用的雙列球面滾子軸承(具體軸承型號(hào)為240/800),并根據(jù)主軸軸承試驗(yàn)臺(tái)的布局尺寸,建立了軸承試驗(yàn)臺(tái)受力模型。

其中,軸承內(nèi)圈安裝在主軸上,主軸與電機(jī)相連,電機(jī)拖動(dòng)主軸轉(zhuǎn)動(dòng);軸承外圈安裝于軸承座上,外部加載機(jī)構(gòu)通過(guò)軸承座對(duì)軸承進(jìn)行加載,實(shí)現(xiàn)軸承的疲勞壽命測(cè)試;主軸軸承試驗(yàn)臺(tái)的跨距為2 240 mm,主軸軸承(試驗(yàn)軸承)安裝于中間。

主軸軸承三維試驗(yàn)臺(tái)受力仿真模型如圖1所示。

圖1 軸承三維試驗(yàn)臺(tái)受力仿真模型

主軸承具體參數(shù)如表1所示。

表1 240/800主軸軸承參數(shù)

根據(jù)GL2012規(guī)范可知,主軸承在等效動(dòng)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(yīng)力不得高于1 650 MPa。

根據(jù)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(guò)建立主軸承試驗(yàn)臺(tái)的仿真模型,研究軸承轉(zhuǎn)速、載荷和溫度對(duì)軸承壽命、軸承滾子油膜厚度和軸承接觸應(yīng)力的影響。

為了驗(yàn)證240/800能夠滿足175 000 h的設(shè)計(jì)要求,需要對(duì)軸承進(jìn)行強(qiáng)化試驗(yàn),通過(guò)提升軸承載荷來(lái)縮短軸承的試驗(yàn)時(shí)間,完成軸承疲勞壽命的測(cè)試。

2 軸承測(cè)試壽命仿真

根據(jù)GL2012規(guī)范要求,軸承接觸應(yīng)力不高于1 650 MPa,且需要滿足設(shè)計(jì)175 000 h的要求。

根據(jù)以上條件,筆者計(jì)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(yīng)力為1 647 MPa;軸承額定轉(zhuǎn)速在10.6 r/min情況下,軸承壽命為267 000 h,滿足主軸承設(shè)計(jì)175 000 h的要求。

軸承不同滾子、不同位置處與內(nèi)、外圈的最大接觸應(yīng)力,如圖2所示。

圖2 軸承滾子不同位置處最大接觸應(yīng)力

軸承滾子的最大接觸應(yīng)力及接觸區(qū)域如圖3所示。

圖3 軸承滾子接觸應(yīng)力

軸承最大滾子接觸應(yīng)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(yīng)力圖

2.1 徑向力對(duì)軸承壽命、接觸應(yīng)力的影響

為了縮短軸承疲勞測(cè)試的時(shí)間,需要根據(jù)GL2012規(guī)范中的有關(guān)壽命要求,研究軸承載荷對(duì)軸承疲勞壽命的影響。

這里筆者以GL2012規(guī)范情況下,軸承接觸應(yīng)力1 650 MPa、主軸軸承徑向力2 600 kN為基準(zhǔn),研究軸承載荷由2 600 kN提升至10 400 kN過(guò)程中,軸承徑向力對(duì)軸承壽命的影響;這里選取軸承L10 rm壽命作為比較值進(jìn)行分析[12,13]。

徑向力對(duì)軸承壽命、接觸應(yīng)力的影響如圖5所示。

圖5 徑向力對(duì)軸承壽命、接觸應(yīng)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(yīng)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(yīng)力增加了2 340 MPa;尤其當(dāng)軸承徑向載荷超出8 822 kN以后,軸承滾子的接觸應(yīng)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(xiàn)了應(yīng)力集中的情況,導(dǎo)致軸承滾子與滾道接觸應(yīng)力上升較快。

在試驗(yàn)測(cè)試過(guò)程中,為了避免因軸承設(shè)計(jì)能力不足導(dǎo)致軸承過(guò)早損壞,需要控制軸承徑向力的大小。從上述分析結(jié)果可知,在試驗(yàn)過(guò)程中,可以適當(dāng)提升軸承的載荷,縮短測(cè)試的時(shí)間。

2.2 溫度對(duì)軸承壽命及油膜厚度的影響

風(fēng)電機(jī)組在運(yùn)行過(guò)程中,主軸承的使用溫度將影響軸承潤(rùn)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(zhuǎn)速不變的情況下,軸承運(yùn)行溫度對(duì)軸承最小油膜厚度和軸承壽命的影響。

筆者根據(jù)實(shí)際風(fēng)場(chǎng)中軸承的使用溫度,研究軸承運(yùn)行溫度40 ℃到85 ℃過(guò)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(zhuǎn)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(guān)。

軸承最小油膜厚度計(jì)算如下[15,16]:

(1)

式中:Hmin—無(wú)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(dòng)體潤(rùn)滑油進(jìn)口流速,由軸承轉(zhuǎn)速?zèng)Q定,mm/s;η0—常壓情況下潤(rùn)滑油動(dòng)力黏度,mm2/s。

(4)

式中:q—單位長(zhǎng)度滾子載荷,N/mm;α1—黏壓系數(shù),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(jié)圓直徑比值。

表面粗糙度將影響軸承油膜的形成能力,當(dāng)潤(rùn)滑油油膜較薄時(shí),粗糙表面的凸峰可能會(huì)刺穿油膜,導(dǎo)致金屬直接接觸,引起軸承膠合。

通常引入軸承油膜參數(shù)λ,軸承油膜參數(shù)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(jì)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(yùn)行溫度對(duì)軸承壽命及油膜厚度影響如圖6所示。

圖6 軸承運(yùn)行溫度對(duì)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(shù)λ系數(shù)較大,αiso修正系數(shù)超出3.8時(shí),采用3.8作為軸承最終壽命的修正計(jì)算[11]419。

因此,當(dāng)軸承溫度低于50 ℃時(shí),軸承壽命不變;當(dāng)軸承溫度繼續(xù)提升時(shí),軸承壽命隨著溫度升高而降低;

由圖6(b)可知:隨著軸承運(yùn)行溫度的升高,軸承最小油膜厚度由40 ℃時(shí)的0.670 μm降低為85 ℃時(shí)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(yùn)行溫度的升高,軸承油膜參數(shù)λ值也由40 ℃時(shí)的6.00降低為85 ℃時(shí)的1.62。

在試驗(yàn)過(guò)程中,為了避免軸承油膜破裂,造成軸承的失效,根據(jù)彈性流體潤(rùn)滑理論可知,在油潤(rùn)滑使用環(huán)境下,軸承運(yùn)行過(guò)程完全處于彈流潤(rùn)滑狀態(tài)時(shí),軸承油膜參數(shù)λ值不小于3.0[17]448-449。

因潤(rùn)滑脂中存在增稠劑,在脂潤(rùn)滑軸承使用過(guò)程中,軸承的最小油膜厚度比油潤(rùn)滑情況下厚[18];根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)運(yùn)用條件要求,軸承測(cè)試過(guò)程中,建議外圈溫度不大于65 ℃,且測(cè)試過(guò)程中須對(duì)軸承外圈溫度進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)。

2.3 轉(zhuǎn)速對(duì)軸承壽命及油膜厚度的影響

在軸承運(yùn)行過(guò)程中,主軸承的轉(zhuǎn)速將會(huì)出現(xiàn)波動(dòng),而軸承轉(zhuǎn)速的變化,會(huì)影響軸承的使用壽命。

接下來(lái),筆者研究軸承轉(zhuǎn)速由10.5 r/min增加至30.6 r/min時(shí),軸承轉(zhuǎn)速對(duì)軸承壽命的影響。

軸承運(yùn)行轉(zhuǎn)速對(duì)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(zhuǎn)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(yùn)行轉(zhuǎn)速對(duì)軸承壽命及油膜厚度的影響

由圖7(b，c)可知:隨著軸承轉(zhuǎn)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(shù)λ值也從4.1增加為7.8,增加了190%。

針對(duì)軸承滾動(dòng)接觸疲勞測(cè)試要求,可提高測(cè)試轉(zhuǎn)速來(lái)提高接觸頻次,相應(yīng)降低滾動(dòng)接觸疲勞的驗(yàn)證時(shí)間。因軸承轉(zhuǎn)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(yàn)過(guò)程中應(yīng)合理設(shè)置軸承的測(cè)試轉(zhuǎn)速[17]767-768。

3 仿真結(jié)果分析

通過(guò)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(duì)240/800的球面滾子軸承,為避免軸承滾子出現(xiàn)應(yīng)力集中導(dǎo)致軸承失效,需要控制軸承載荷,由分析結(jié)果可知軸承載荷需不高于8 822 kN;軸承運(yùn)行溫度升高將影響軸承油膜厚度,最終影響軸承壽命。

在測(cè)試過(guò)程中,要避免軸承溫度高引起軸承油膜破裂導(dǎo)致的軸承失效,軸承外圈溫度不要超過(guò)65 ℃;為了縮短軸承試驗(yàn)時(shí)間,要適當(dāng)提高軸承的轉(zhuǎn)速。

軸承載荷、轉(zhuǎn)速會(huì)影響軸承的測(cè)試時(shí)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(zhuǎn)速;t1,2—持續(xù)時(shí)間;p—軸承指數(shù),球軸承為3,滾子軸承為10/3。

筆者通過(guò)分析以上計(jì)算公式得出結(jié)論:

在軸承運(yùn)行溫度為65 ℃的情況下,當(dāng)軸承載荷提高至8 500 kN,軸承轉(zhuǎn)速提升至12 r/min時(shí),軸承滾子接觸應(yīng)力最大為2 433 MPa,且不會(huì)出現(xiàn)應(yīng)力集中的情況,滿足軸承耐久測(cè)試過(guò)程中不出現(xiàn)塑性變形的要求[20];

軸承的測(cè)試時(shí)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(jiàn),軸承滾子的油膜厚度滿足潤(rùn)滑要求。

4 結(jié)束語(yǔ)

由于缺乏有效的試驗(yàn)設(shè)備及試驗(yàn)方法,行業(yè)內(nèi)缺少針對(duì)大功率風(fēng)電機(jī)組主軸軸承的測(cè)試研究,為此,筆者研究了軸承載荷、運(yùn)行溫度和運(yùn)行轉(zhuǎn)速對(duì)軸承油膜厚度、壽命的影響。

根據(jù)主軸軸承的測(cè)試臺(tái)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(shù)、滾子修型、滾子和滾道粗糙度對(duì)軸承測(cè)試壽命影響的基礎(chǔ)上,研究了軸承的徑向力、轉(zhuǎn)速和軸承使用溫度對(duì)軸承油膜厚度和壽命的影響,得到了以下結(jié)論:

(1)軸承載荷、轉(zhuǎn)速和溫度對(duì)軸承壽命均有影響,但軸承載荷影響最大;為防止軸承出現(xiàn)滾子接觸應(yīng)力集中現(xiàn)象,需要控制軸承載荷;

(2)軸承運(yùn)行轉(zhuǎn)速、軸承溫度會(huì)影響軸承的油膜厚度,運(yùn)行轉(zhuǎn)速的提升或溫度的下降會(huì)提高油膜厚度,防止油膜破裂造成軸承過(guò)早失效;

(3)提升軸承的載荷可降低軸承疲勞測(cè)試壽命時(shí)間,但在測(cè)試過(guò)程中,需要控制軸承的運(yùn)行溫度。

以上的分析主要基于軸承擬靜力學(xué)模型,在軸承測(cè)試過(guò)程中需要考慮動(dòng)載荷影響,并要做好試驗(yàn)臺(tái)的冷卻工作,確保測(cè)試過(guò)程中,軸承溫度符合測(cè)試要求,降低軸承在測(cè)試過(guò)程中油膜破裂的風(fēng)險(xiǎn)。

在后續(xù)工作中,筆者將考慮結(jié)合軸承承載能力、軸承表面粗糙度、潤(rùn)滑脂增稠劑以及軸承缺油現(xiàn)象,進(jìn)一步研究軸承溫度及載荷對(duì)軸承油膜厚度及軸承壽命的影響。