CN101196211A - 高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承 - Google Patents
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Abstract
高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承。用于大容量风电变桨和偏航转盘轴承。本发明基于发明人计算、分析，用交叉滚柱替代现有双排球，大幅提高轴承承载能力及可靠性，免除了双排球沟形、沟位高精度加工的难度，确保低速、重载及超重载的使用要求，提高了主机的刚性及抗风暴的能力。计算表明；1.5MW风电机组上浆叶刹车时，其倾覆力矩由4511.6KN.M增大到8000KN.M，匹配的2.8KW伺服电机仍能带动交叉滚柱轴承及浆叶正常工作，由此证明这种替代是可行和适用的。本发明还采用发明人独创的转盘轴承极限设计专有技术对风电交叉滚柱转盘轴承进行设计，提供了四种规格在轴承外形尺寸不变时的优化结构要素和主参数值，又进一步提高承载能力，抗冲击性能，实现高可靠性运转。
Description
(一)技术领域：本发明涉及用于大容量风力发电设备变桨、偏航用的大型轴承。
(二)背景技术：
作为可再生能源的我国风能可开发储量超过10亿KW，从十一.五起，国家已将快速发展风力发电设备(以下简述为风力发电)列为国策。现有兆瓦级以上的风力发电轴承的风叶长30米以上，重6吨以上，叶片11(见图1)装在变浆轴承上，并根据风力大小，以改变浆叶的迎风面积，使主轴的转速保持相对稳定。偏航用转盘轴承则承载着几十吨至上百吨的发电装置缓慢转动，使桨叶一直处于与风成垂直的迎风状态，以获得最大的风力。
长期以来，现有的兆瓦级以上风力发电变浆，偏航轴承，都采用推力向心双排球转盘轴承结构，与普通转盘轴承结构不同其工作状态是双滚道同时受力，其原因是因为传统技术观念认为双排球转盘轴承的摩擦力矩小。见图4，双排球转盘轴承结构：具有一个外圈1n，一个内圈3n，在内圈内圆开有内直齿4n；在内圈和外圈上均开有轴向通孔6n和7n；在内圈和外圈间设有相同的双沟道5n；双沟道之间装有双列钢球2n；两列钢球处设保持架8n。
本发明在对风力发电变浆偏航轴承选型和研发时，发现推力向心双排球转盘轴承用于兆瓦级以上风力发电变浆、偏航轴承，存在如下问题：
1)因钢球2n与双沟道5n的接触面积小，计算所得额定静载荷不大。当风力超过风机要求刹车时，传递到轴承上的倾覆力矩及轴向、径向载荷比工作状况高出1～2倍，此时，当量载荷将超过一列钢球的额定静荷值，造成钢球及沟道发生永久变形的小平面和凹坑，轴承的摩擦系数及摩擦力矩成倍增加，使带动轴承转动的伺服电机不能转动，形成卡死。
2)为保证两沟道受力均匀，以提高轴承承载能力，轴承制造厂家不得不大幅度压缩沟形、沟位的形位误差，将本属P0级精度的轴承提高到P5级(有的甚至超过P5级)以上，大大增加了轴承的制造难度和成本。
3)即使保证了两列沟道能够同时受力，但因球轴承的承载能力储备有限(≤0.5)，耐冲击性能差，当风电场遭遇飓风袭击时，将出现相当部分轴承被卡死，其可靠性的储备不足。
4)因风电变浆轴承装在塔高70米以上高空，装拆很难，故提出20年不更换轴承的高可靠性要求。轴承一旦卡死，必须花费上百万费用，将几十、上百吨重船体吊下才能更换。由本发明研发结果认为大型风力发电机组(兆瓦级)所处的特殊环境，采用现有的推力向心双排球转盘轴承结构并不是理想选择，而是存在很大的缺陷和隐患，必须重新设计选择高可靠性轴承用于大型风力发电机组。
(三)发明内容：
本发明提出的高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承，就是解决传统大容量风力发电机组(兆瓦级)采用推力向心双排球转盘轴承结构易产生伺服电机和轴承被卡死，可靠性的储备不足、制造难度极大等问题。
本发明技术方案之一：确定的兆瓦级风力发电变桨，偏航轴承的型式和结构如下：
高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承，其特征是
A.设有一个外圈1和一个内圈3，在内圈3内圆开有内直齿4；在内圈和外圈内各有一组紧固用轴向通孔6和7；在轴承两端装密封件8；B.在外圈和内圈间设置周向均布的圆柱滚子2、2′，周向相邻两圆柱滚子2和2′轴线交叉布置；外圈和内圈上开有与圆柱滚子外圆周相配合的滚道5和5′，滚道内表面与圆柱滚子外径圆柱面接触，滚子长度L2数值比滚子直径D2数值小0.2～1.0mm。
本发明技术方案之二：对兆瓦级风力发电变桨，偏航轴承选择的交叉滚柱轴承，用本专利发明人独创的转盘轴承极限设计专有技术对风电变桨，偏航交叉滚柱重新设计，在不改变轴承外形尺寸的前提下，所获得的优化的主参数的风电轴承如下：
高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承，其特征是
A.设有一个外圈1和一个内圈3，在内圈3内圆开有内直齿4；在内圈和外圈内各有一组紧固用轴向通孔6和7；在轴承两端装密封件8；
B.在外圈和内圈间设置周向均布的圆柱滚子2、2′，周向相邻两圆柱滚子2、2′轴线交叉布置；外圈和内圈上开有与圆柱滚子外圆周相配合的滚道5和5′，滚道内表面与圆柱滚子外径圆柱面接触，滚子长度L2数值比滚子直径D2数值小0.2～1.0mm。
C.四种输出功率风力发电轴承的轴承外径D、轴承内径d、轴承高度H、外圈高度C和内圈高度B分别为表1中序号1-4的数值，对应的轴承结构要素：圆柱滚子直径D2、滚子在周向设置数量Z、滚子长度L2取值范围分别为表1中序号1-4中的一组，即取值为序号1或2或3或4的数值范围；表1
| 序号 | 风电输出功率MW | 轴承外形尺寸(毫米) | 轴承结构要素取值范围(毫米) | ||||||
| 轴承外径D | 轴承内径d | 轴承高度H | 外圈高度C | 内圈高度B | 圆柱滚子直径D2 | 圆柱滚子周向数量Z | 圆柱滚子长度L2 | ||
| 1 | 1.5 | 2025 | 1657.3 | 142 | 132 | 132 | 38.1±0.01 | 156 | 37.6±0.01 |
| 2 | 1.25 | 1870 | 1520 | 140 | 134 | 132 | 38.04±0.01 | 140 | 37.5±0.01 |
| 3 | 1.5 | 2080 | 1657.3 | 170 | 159 | 159 | 38.1±0.01 | 156 | 37.6±0.01 |
| 4 | 2.0 | 2392 | 1956 | 181 | 171 | 171 | 37.5±0.01 | 184 | 37±0.01 |
对应上述四种交叉滚柱轴承的主参数额定静载荷Amax、最大倾覆力矩Mmax和接触角α，见表2。表2
| 序号 | 风电输出功率MW | 轴承外形尺寸(毫米) | 交叉滚柱轴承主参数 | ||||||
| 轴承外径D | 轴承内径d | 轴承高度H | 外圈高度C | 内圈高度B | 额定静载荷Amax KN | 最大倾覆力矩Mmax KN.M | 接触角α° | ||
| 1 | 1.5 | 2025 | 1657.3 | 142 | 132 | 132 | 29850 | 13900 | 45 |
| 2 | 1.25 | 1870 | 1520 | 140 | 134 | 132 | 26630 | 11120 | 45 |
| 3 | 1.5 | 2080 | 1657.2 | 170 | 159 | 159 | 29850 | 13900 | 45 |
| 4 | 2.0 | 2392 | 1956 | 181 | 171 | 171 | 34140 | 18450 | 45 |
本发明有益效果：
i.本发明对大型风力发电机组轴承结构型式的选择作了充分的可行性研究(见下述摩擦力矩分析)，经选型和研发的结果是选用单列交叉滚柱轴承替代原有的双排球转盘球轴承是可行的、适用的，大大提高机组抗风暴能力，同时解决了双排球转盘轴承制造难度极大的问题，由此克服传统上认为大型风力发电机组轴承只能用双排球转盘轴承的技术偏见。
摩擦力矩分析如下：
1)传递到轴承的转动力矩：由于位处高空的风力发电装置，轻量化、小型化是其设计的基本要求。国内引进的1.5MW’风力发电’的变浆电机为2.8KW伺服电机9，根据变浆速度9°/秒，主动齿轮齿数为Z主＝21(由伺服电机驱动的小齿轮10)，被动齿轮齿数Z被＝139(本专利内圈3内圆的内直齿4，见图1)，模数m＝12的传动系统，不计传动损失时，轴承齿轮获得的传动力矩M为17.825KN.M。传动损失5％时，轴承齿轮获得的传动力矩M1为16.933KN.M。2)双排球结构及交叉滚柱轴承结构的摩擦力矩
按参考资料提供的帕姆格林有关轴承摩擦力矩较准确的计算公式为：
M＝M0+M1(1)
M0＝160×10-7f0Dp3×10-6 KN.M(2)
M1＝f1P1Dp×10-6 KN.M(3)
式中：M0：润滑剂的流体动力损耗。M1：轴承摩擦力矩。
f0：与轴承类型和润滑方式有关的系数，在脂润滑时，推力球轴承f0＝1.5～3；推力圆柱滚子f0＝2.5 Dp：轴承中心直径mm
f1：与轴承类型及载荷有关的系数，脂润滑推力球轴承f1＝0.0012(P0/C0)0.33；
P0、C0：是轴承的当量静载荷及额定静载荷，N。推力圆柱轴承f1＝0.0018
P1：确定轴承摩擦力矩计算载荷，对本文的两种轴承P1＝Pa，Pa是轴承的轴向载荷N。
现将国内制造厂家提供的受力载荷数据，并将各数据代入(1)(2)(3)式算得的
M、M0，M1值列于表3。表3单位：P为KN，M为KN.M 表3
3)从表3数据可看出：A.双排球轴承与交叉滚柱轴承比较，摩擦力矩M较小，运行时仅为32.1％(1.371/4.27)，刹车时为39.34％(3.767/9.576)。这可能是风电变浆轴承至今只选用双排球转盘轴承的主要原因。
B.比较M倾与M许数据，在运行状态，双排球M许是M倾覆的3.73倍(6363/1703.1)，即使只有一列球受力也是很安全的。但在刹车时，却只有1.41倍(6363/4511.6)，如两列钢球受力不均或者遭遇暴风时，则会造成永久的塑性压坑，使摩擦力矩急剧增加，形成卡死现象。
C.交叉滚柱轴承的可行及适用性：由表3数据可见，交叉滚柱轴承的摩擦力矩M，在运行时是双排球的3.11倍(4.27/1.371)，在刹车时是双排球的2.54倍(9.576/3.767)。但从2.8KW伺服电机传到轴承的转动力矩为16.933KN.M看，刹车时交叉滚柱的摩擦力矩为9.576KN.M，仅为传动力矩的56.55％，具有较大的动力储备。计算表明，即使遭遇暴风，使刹车时的M值达到8000KN.M，Pa达到612.3KN，其摩擦力矩仍在16.933KN.M的转动力矩范围内，且仍在M许＝10860KN.M的安全值之内，而此时早已超出了双排球所能承受的许可力矩M许＝6363KN.M的范围，双排球轴承必然造成卡死。
由上述数据比较分析，可得出的结论是：尽管交叉滚柱轴承的摩擦力矩较双排球大1.5～2.1倍，但其高的承受能力则避免了双排球因受力不均或遭遇风暴时产生压坑的可能，且1.5MW风电变浆轴承匹配的2.8KW伺服电机完全有能力带动交叉滚柱轴承正常工作。也说明了交叉滚柱轴承替代双排球轴承是可行和适用的。
ii.以一排交叉滚柱替代双排钢球，大幅度降低了套圈加工的制造难度，并确保低速、重载及可能发生的超重载的使用要求。
iii.以滚子轴承替代球轴承，增强了主机的刚性和抗冲击的能力。
iv.以发明人独创的转盘轴承极限设计专有技术及集成创新的长寿命技术对风电变桨双排球转盘轴承和交叉滚柱转盘轴承，两种结构轴承重新设计，在不改变轴承外形尺寸的前提下，保持轴承套圈和隔离器有足够的强度要求条件下，尽最大可能挖掘滚子占据的有效空间，提高了轴承的承载能力，抗冲击性能，满足使用的高可靠性要求。
现将设计的额定轴向静载荷Coa(亦为最大轴向载荷Amax)、可承受的最大倾覆力矩(Mmax)在双排球额定静载荷下，两种轴承将产生的永久塑性变形值列于表4
表4
表4数据表明：
A.在不改变轴承外形(安装)尺寸的条件下，以交叉滚柱轴承替代原用的双排球轴承，其额定静载Coa提高了45.5％～73.8％；能承受的最大倾覆力矩Mmax提高了56.2％～863％，大幅度提高了轴承的承载能力和使用中的高可靠性能。
B.即使出现超过原用双排球轴承额定静载荷的40％的外载荷，交叉滚子轴承也不会产生滚子及圈套的永久塑性变形，保证零件间处于正常的滚动摩擦状态，确保轴承在飓风袭击后，仍能发挥其变桨功能，免除了变桨电机带不动的卡死状况。
C.数据对比印证了交叉滚柱轴承的技术优势，大承载能力，高可靠性能，高刚性和高抗冲击能力。
v.大幅度提高的额定静载荷，为风力发电主机升级换代时，选用尺寸小，重量轻的轴承打下了良好的基础。
(四)附图说明：
图1本发明高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承结构图
图2圆柱滚子2剖视图(包括滚道5、滚子2轴线O1O2等)
图3周向相邻的圆柱滚子2′剖视图(包括滚道5′、滚子2′轴线O1′O2′等)
图4现有的双排球转盘轴承结构图
(五)具体实施方式：
实施例1：
见图1，本发明高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承有如下结构：设有一个外圈1和一个内圈3；在内圈内圆开有内直齿4，它的齿敉Z被＝139的被动齿轮(模数m＝12)，主动齿轮齿数Z主＝21，为小齿轮10，由伺服电机9驱动。在内圈3上开有一组轴向通孔6，此通孔6用于穿过连接件12将旋桨叶片11固定在内圈3上。外圈1内有一组轴向通孔7，用于将外圈1固定在风力发电机座上。在轴承两端面处均装有冲压密封件8密封。见图2～图3，在外圈1和内圈3间设置周向均布的圆柱滚子2、2′，周向相邻两圆柱滚子为2和2′。见图2，外圈1和内圈3上开有滚道5，滚道5内表面与圆柱滚子2外圆表面接触传力，圆柱滚子2轴线为O1O2，滚道5的相平行的两滚道母线5.1、5.3与水平面WW1夹角接触角α为45°。见图3，外圈1和内圈3上开有滚道5′，滚道5′内表面与圆柱滚子2′外圆表面接触传力，圆柱滚子2′轴线为O1′O2′，滚道5′的相平行的两滚道母线5.2、5.4与水平面WW1夹角接触角α为45°。见图2和图3，圆柱滚子2和2′的滚子长度L2比直径D2数值小0.2～1mm，由此确保圆柱滚子外圆周受力而滚子端面不承受载荷，避免产生载荷下的滑动摩擦。见图2和图3，相邻两圆柱滚子2和2′的轴线O1，O2和O1′O2′在空间两平面内90°交叉布置。周向相邻两滚子滚道5和5′间可不设隔离器。
实施例2：见图1、见表2序号1
本实施例2具有实施例1全部结构并增加用极限设计专有技术及集成创新的长寿命技术研制的风电变桨交叉滚柱转盘轴承结构要素和主参数数值(以下称为‘新轴承结构要素和主参数数值’)。表2序号1表示的轴承对应的风力发电的容量为1.5MW。此型号的轴承外形尺寸，与原风电变桨用双排球转盘轴承相同：轴承外径D为2025mm、轴承内径d为1657.3mm、轴承高度H为142mm、外圈高度C为132mm和内圈高度B为132mm；新轴承结构要素数值如下：圆柱滚子直径D2为38.1mm，滚子在周向设置数量Z为156，滚子长度L2为37.6mm，接触角α为45°；新轴承主参数数值额定静载荷Amax为29850KN和最大倾覆力矩Mmax为13900KN.M；而现有双排球轴承，额定静载荷Amax为18291KN和最大倾覆力矩Mmax为7954KN.M由此可以得出，兆瓦级风力发电变桨，偏航轴承采用本发明提出的交叉滚柱轴承和由极限设计技术确定的，静载荷Amax提高为1.632倍，最大倾覆力矩Mmax提高为1.747倍。
实施例3：见图1、见表2中序号2。
本实施例3除轴承外形尺寸、新轴承结构要素和主参数数值以外，其余与实施例2全部相同。表2序号1表示的轴承对应的风力发电的容量为1.25MW。轴承外径D为1870mm、轴承内径d为1520mm、轴承高度H为140mm、外圈高度C为134mm和内圈高度B为132mm；新轴承结构要素数值如下：圆柱滚子直径D2为38.04mm，滚子在周向设置数量Z为140，滚子长度L2为37.5mm，接触角α为45°；新轴承主参数额定静载荷Amax为26630KN和最大倾覆力矩Mmax为11120KN.M。而现有双排球轴承，额定静载荷Amax为15300KN和最大倾覆力矩Mmax为5950KN.M，由此可以得出，兆瓦级风力发电变桨，偏航轴承采用本专利提出的交叉滚柱转盘轴承和由极限设计技术确定的，静载荷Amax提高为1.74倍，最大倾覆力矩Mmax提高为1.8689倍。
实施例4：见图1、见表2中序号3。
本实施例4除轴承外形尺寸、新轴承结构要素和主参数数值以外，其余与实施例2全部相同。表2序号3表示的轴承对应的风力发电的容量为1.5MW。轴承外径D为2080mm、轴承内径d为1657.2mm、轴承高度H为170mm、外圈高度C为159mm和内圈高度B为159mm；新轴承结构要素数值如下：圆柱滚子直径D2为38.1mm，滚子在周向设置数量Z为156，滚子长度L2为37.6mm，接触角α为45°；新轴承主参数额定静载荷Amax为29850KN和最大倾覆力矩Mmax为13900KN.M。而现有双排球轴承，额定静载荷Amax为18290KN和最大倾覆力矩Mmax为7954KN.M，由此可以得出，兆瓦级风力发电变桨偏航轴承采用本发明提出的交叉滚柱轴承和由极限设计技术确定的，静载荷Amax提高为1.632倍，最大倾覆力矩Mmax提高为1.747倍。
实施例5：见图1、见表2中序号4。
本实施例5除轴承外形尺寸、新轴承结构要素和主参数数值以外，其余与实施例2全部相同。表2序号3表示的轴承对应的风力发电的容量为2.0MW。轴承外径D为2392mm、轴承内径d为1956mm、轴承高度H为181mm、外圈高度C为171mm和内圈高度B为171mm；新轴承结构要素数值如下：圆柱滚子直径D2为37.5mm，滚子在周向设置数量Z为184，滚子长度L2为37mm，接触角α为45°。新轴承主参数额定静载荷Amax为34140KN和最大倾覆力矩Mmax为18450KN.M，而现有双排球轴承，额定静载荷Amax为23120KN和最大倾覆力矩Mmax为11660KN.M，由此可以得出，兆瓦级风力发电变桨，偏航轴承采用本专利提出的交叉滚柱轴承和由极限设计技术确定的，静载荷Amax提高为1.476倍，最大倾覆力矩Mmax提高为1.582倍。
Claims (3)
1.高可靠性的兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承，其特征是
A.设有一个外圈(1)和一个内圈(3)，在内圈(3)内圆开有内直齿(4)；在内圈和外圈内各有一组紧固用轴向通孔(6)和(7)；在轴承两端装密封件(8)；
B、在外圈和内圈间设置周向均布的圆柱滚子(2、2′)，周向相邻两圆柱滚子(2)和(2′)轴线互成90°交叉布置；外圈和内圈上开有与圆柱滚子外圆周相配合的滚道(5、5′)，滚道内表面与圆柱滚子外径圆柱面接触，滚子长度L2数值比滚子直径D2数值小0.2～1.0mm。
2.按权利要求1所述兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承，其特征是
四种输出功率风力发电机组的轴承外径D、轴承内径d、轴承高度H、外圈高度C和内圈高度B分别为表1中序号1-4的数值，对应的轴承结构要素：圆柱滚子直径D2、滚子在周向设置数量Z、滚子长度L2取值范围分别为表1中序号1-4中的一组，即取值为序号1或2或3或4的数值范围；
表1
3.按权利要求2所述兆瓦级风力发电用交叉滚柱转盘轴承，其特征是四种输出功率风力发电轴承的主参数额定静载荷Amax、最大倾覆力矩Mmax和接触角α°，见表2
表2
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