CN103256299B - 一种变桨轴承结构参数的确定方法 - Google Patents
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Abstract
一种变桨轴承结构参数的确定方法，包括以下步骤：（1）、选择变桨轴承的外形尺寸，初步计算节圆直径、钢球直径和钢球个数，初步选择内外圈沟曲率半径系数、原始接触角和径向游隙；（2）、对步骤（1）中所述各参数进行优化；（3）、确定径向游隙，计算此时正常运转时的摩擦力矩 1；（4）、确定内外沟曲率半径系数；（5）、确定原始接触角；（6）、计算疲劳寿命和此时正常运转时的摩擦力矩2；（7）、检验寿命是否满足要求，且2＜1，否则重复步骤（1）到步骤（7），直到确定出需要的变桨轴承的结构参数。本发明，能够精确确定变桨轴承的内外沟曲率半径系数、径向游隙和原始接触角，并保证由此设计出的变桨轴承寿命提高，改变了变桨轴承结构参数无确定依据和科学确定方法的现状。
Description
技术领域
本发明涉及一种风力发电机轴承结构参数的确定方法，尤其是一种风力发电机变桨轴承结构参数的确定方法。
背景技术
风力发电机轴承包括变桨轴承、偏航轴承、主轴轴承和变速箱轴承，变桨轴承广泛采用特大型双列四点接触球轴承，安装在风力发电机每个叶片的根部与轮毂的连接部位。风力发电机组由于在野外高空运行，安装和维护非常不便，并且承受冲击载荷，因此要求变桨轴承要能够承受复杂的联合载荷，具有足够的强度和承载能力，同时还要求变桨轴承具有良好的密封性能和较高的可靠性以及20年的使用寿命，另外由于风力发电机在2~3级风时就要启动，因此还要求轴承具有小的启动力矩及高灵敏性。
变桨轴承的结构参数直接影响轴承的接触载荷分布、承载能力、使用寿命及摩擦力矩的大小，所以在变桨轴承的设计中结构参数的确定十分重要。目前，变桨轴承结构参数设确定方法如下:根据国家标准或者安装空间进行外形尺寸的选择后，按照外形尺寸来计算节圆直径 、钢球直径、球数，或者按照一定的优化方法对节圆直径、钢球直径、球数进行优化，然后根据经验确定内外沟曲率半径系数,、原始接触角、游隙。这种确定方法对于内外沟曲率半径系数,、原始接触角、游隙根据经验粗略取值，没有国家标准可以参照。这种确定方法因为缺乏科学性，没有理论支撑，无法保证确定出来的轴承满足使用要求。
发明内容
为了解决上述技术问题，本发明提供一种风力发电机变桨轴承的结构参数的确定方法。
本发明为解决上述技术问题所采用的技术方案是：一种变桨轴承结构参数的确定方法，包括以下步骤：
（1）、根据国家标准或者安装空间选择变桨轴承的外形尺寸，根据选择的变桨轴承的外形尺寸初步计算节圆直径、钢球直径和钢球个数，并根据经验初步选择内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数、原始接触角、径向游隙；
（2）、采用遗传算法或其它优化算法，以额定动负荷、额定静负荷及摩擦力矩为自变量建立目标函数，优化节圆直径、钢球直径、钢球个数、内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数；
（3）、根据空载启动摩擦力矩-游隙关系选择径向游隙，并计算此时正常运转时的摩擦力矩1，具体如下：
①、根据给定的轴承结构参数、自身重力以及设定的轴承径向游隙，求出空载下变桨轴承接触对k在不同位置角处钢球与滚道间的法向接触力；
②、应用公式 （10）计算出变桨轴承的空载启
动摩擦力矩，公式（10）中，正常运转时的摩擦力矩由公式：
（11）计算得出，
公式（10）中，为两接触材料之间的最大静摩擦系数；为两接触材料之间的滑动摩擦系数；公式（11）中，
ⅰ、为弹性滞后引起的摩擦力矩，由于变桨轴承材料存在弹性滞后的性质，所以钢球在滚道上滚动时会产生摩擦力矩，由公式
（13）
计算得出，其中，
（14）
（15）
（16）
（17）
（18）
（19）
（20）
上述公式中，为第一类椭圆积分；为第二类椭圆积分；为接触椭圆长半轴；为接触椭圆短半轴；为两接触曲面曲率和；为综合弹性模量；为轴承钢球弹性模量；为轴承内外圈弹性模量；为钢球泊松比；为内外圈泊松比；为弹性滞后系数，对轴承取 ，以上变量的下标i、e分别表示内圈和外圈。
ⅱ、为差动滑动引起的摩擦力矩，由于变桨轴承运转时钢球与内外滚道接触椭圆面上各点的线速度不同，由此产生的微观滑动称为差动滑动，差动滑动引起的摩擦力矩由公式
（21）
计算得出，其中，
（22）
（23）
（24）
为滑动摩擦系数；
ⅲ、为自旋滑动引起的摩擦力矩；变桨轴承转动时，钢球与套圈滚道接触点处要产生自旋滑动，由此产生滑动摩擦力及滑动摩擦力矩：自旋滑动引起的摩擦力矩由公式
（25）
计算得出，
公式中，为实际工作接触角；
ⅳ、为润滑剂的黏性摩擦力矩，其由公式
（26
计算得出，
公式中，为润滑剂封入形态决定的常数，这里取c=0.88；Z为轴承钢球总数；为自轴承中心到球与内圈接触点的距离；
（27）
为内圈滚道底部半径；为内圈沟曲率半径；为1个球与润滑剂间绕轴承轴线旋转的摩擦力；
（28）
公式中，为绕流阻力系数；为润滑剂密度；为钢球的公转速度。
ⅴ、为保持架与滚动体接触产生的摩擦力矩；其由公式
（29）
计算得出，
公式中，为保持架重量；
ⅵ、为保持架与引导面接触产生的摩擦力矩；保持架由内圈或外圈挡边引导时，保持架和引导面之间存在滑动摩擦。
（30）
公式中，为引导面相对保持架的转速；为保持架中心对轴承中心的偏心量；为引导套圈挡边直径；
ⅶ、为密封圈与套圈之间的摩擦力矩；其由公式（31）
计算得出，
公式中，为密封圈与套圈之间的摩擦系数；为密封圈与套圈之间的压力。
③、根据不同径向游隙取值下空载启动摩擦力矩的值拟合出径向游隙与空载启动摩擦力矩之间的关系式，具体如下：
i、在-0.05mm~0mm之间，选取至少五个轴向游隙的值，每取一个值，采用步骤①和步骤 ②，计算出不同径向游隙取值下变桨轴承的空载启动摩擦力矩；
ii、根据步骤i计算出的径向游隙不同取值下，变桨轴承的空载启动摩擦力矩的变化趋势，变桨轴承的径向游隙与空载启动摩擦力矩之间的关系可用函数近似表达，其中，A、t和为待拟合系数，可由最小二乘法计算得到待拟合系数A、t和的值；
iii、将求出的系数A、t和的值代入公式，就得到了径向游隙与空载启动摩擦力矩之间的关系式；
④、将给定变桨轴承空载启动摩擦力矩的值，代入步骤iii中公式，确定出变桨轴承的径向游隙；
⑤、根据优化出的节圆直径、钢球直径、钢球个数、内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数、径向游隙，计算此时正常运转时的摩擦力矩1；
（4）、检验变桨轴承在极限载荷下对应的承载曲线坐标平面内的坐标点是否在内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数分别为0.51~0.55时对应的承载曲线范围之内，若不在返回第（1）步重新设计，若在，则根据承载曲线设计变桨轴承的内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数，具体如下：
①、建立静承载曲线
变桨轴承最大接触应力与最大接触载荷的关系为：
（12）
公式中各项参数符号表示含义如下：、为与接触点主曲率差函数有关的系数；为接触点主曲率和；为两物体的综合弹性常数，，为轴承钢球弹性模量，为轴承内外圈弹性模量，为钢球泊松比，为内外圈泊松比；变桨轴承的安全系数，其中为轴承的许用接触应力，轴承安全运转的条件为；变桨轴承静承载曲线上的点为轴承的静态临界失效点，令的点作为变桨轴承静载荷曲线上的一个点，来绘制静载荷曲线，具体方法如下：
i、令径向载荷F r 的值等于变桨轴承极限工况下所受的径向载荷，对轴向载荷和倾覆力矩进行连续取值，对应每一组取值，根据变桨轴承静力学平衡方程计算出轴承所承受的最大接触载荷，然后根据公式(12)求出变桨轴承所承受的最大接触应力；
ii、比较与的值，若，为偏差值，提取出轴向载荷和倾覆力矩作为构成承载曲线上的一个点；
iii、将得到的所有点连接起来就得到变桨轴承的静承载曲线；
②、改变沟曲率半径系数值，绘制出不同沟曲率半径系数下变桨轴承静承载曲线；
③、检验变桨轴承在极限载荷下对应的承载曲线坐标平面内的坐标点是否在沟曲率半径系数为0.51～0.55对应的承载曲线范围之内，若不在返回第（1）步重新设计，若在，则根据承载曲线确定变桨轴承的内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数，确定方法如下：
根据极限工况条件中的轴向载荷和倾覆力矩的值，在承载曲线图中找到坐标点G(,)；
G点的情况有三种：
i、G点落到沟曲率为0.55承载曲线内并远离曲线时，则说明所设计结构尺寸、重量过大，造成材料浪费，需要重新设计变桨轴承结构参数，然后返回步骤（1）重新设计；若G点落在沟曲率半径系数为0.55的承载曲线上或紧邻内侧，则取变桨轴承的沟曲率半径系数为0.55；
ii、G点落在沟曲率为0.51～0.55承载曲线之间，则变桨轴承沟曲率半径系数取离G点外侧最近的曲线所对应的沟曲率半径系数；
iii、若G点落在沟曲率半径系数为0.51曲线外侧，则所设计的变桨轴承结构参数不合理，不能满足变桨轴承承载能力，需要重新设计变桨轴承结构参数，然后返回步骤（1）重新设计；否则进行下一步；
（5）、确定原始接触角，方法如下：
①、绘制出不同原始接触角下变桨轴承的静承载曲线；
②、检验变桨轴承在极限载荷下对应的承载曲线坐标平面内的坐标点是否在原始接触角为30o~60o对应的承载曲线范围之内，若不在返回步骤（1）重新确定，若在，则根据承载曲线确定变桨轴承的原始接触角，确定方法如下：
根据极限工况条件中的轴向载荷和倾覆力矩的值，在承载曲线图中找到坐标点GG(,)；
i、GG点位于原始接触角为30o和60o的承载曲线之间，离GG点外侧最近曲线对应的接触角为；
ii、如果GG点位于原始接触角为30o的承载曲线内侧或者位于原始接触角为60o的承载曲线外侧，则需要重新设计变桨轴承结构参数，然后返回步骤（1）重新设计；
（6）、按照上述步骤（1）到步骤（5）设计出的变桨轴承的结构参数节圆直径、钢球直径、钢球个数、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数、径向游隙和原始接触角，来计算轴承疲劳寿命，及此时正常运转时的摩擦力矩2；
（7）、检验寿命是否满足风电变桨轴承20年的使用要求，且2＜1，若不满足则返回第（1）步重新设计，直到设计出满足寿命要求，且摩擦力矩较小的变桨轴承的结构参数。
所述步骤（3）,第①步中，法向接触力的计算过程具体如下：
a、由内外圈沟曲率中心距公式
(i)
计算出不同径向游隙设定值时内外圈沟曲率中心距，当径向游隙值设定为零时，内外圈沟曲率中心距A0由公式
(ii)
计算得出
b、由公式
(iii)
计算出变桨轴承不受外部载荷的作用，只承受自身重力作用时，接触对k的值分别为1,2,3,4时在位置角处内外圈沟曲率中心距,
上述公式中：为内圈承受自身重力作用下，内圈的轴向位移；
内圈发生位移后，接触对k在位置角处的接触角分别为：
(iv)
内圈在重力和所有滚动体接触载荷的作用下处于平衡状态，由于轴承没有受到外载荷的作用，则轴承所受轴向力为轴承自身重力即：则内圈的力学平衡方程为：
(v)
上述公式中：为接触对k在位置角处的法向接触载荷， G为内圈的重量；
c、由公式(vii)
求出任意位置角处，沿接触对的方向，钢球与滚道总的弹性接触变形
d、根据Hertz接触理论，按照下列公式，
(vi)
求出；为滚动体与内外圈总的负荷变形常数。将求出的带入方程 (v)进行检验，如果方程误差超出精度范围，则对重新赋值，重复步骤a-d，直到得到符合要求的。
所述步骤（２）中，以额定动负荷、额定静负荷及摩擦力矩作为优化设计模型的目标建立的目标函数为
（1）
其中，额定动负荷用公式：
（2）
计算得出，
公式中，分别为变桨轴承的修正系数，，，
额定静负荷用公式：
（3）
计算得出，
公式中，，g为轴向沟心距，
摩擦力矩用公式：
（4）
计算得出，
公式中，f 0 为与变桨轴承类型和润滑方式有关的系数；f 1为与变桨轴承类型和所受载荷有关的系数：，其中为变桨轴承当量静载荷；p 1为确定变桨轴承摩擦力矩的计算载荷，目标函数
（1）
的设计变量可以表示为：
X=[Z，D W，，f i，f e]（5）
其中，
①、钢球个数Z约束
设保持架在中心圆处的兜孔直径为，设保持架隔离块宽为b，根据设计经验，，即
（6）
②、钢球组节圆直径约束
钢球组节圆直径受下式约束，其中d i，d e分别为内圈和外圈直径，
（7）
③、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数约束
（8）
④、钢球直径D W的约束
（9）
其中：KD min=0.45，KD max=0.65，
按照公式（1）所建立的目标函数及公式（6）-（9）所述的约束条件，采用遗传优化算法对变桨轴承结构参数包括节圆直径、钢球直径 、钢球个数Z、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数进行优化。
有益效果：本发明提供的一种变桨轴承的结构参数的确定方法，能够精确确定变桨轴承的内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数、原始接触角、径向游隙，保证最终设计出的轴承寿命的提高以及摩擦的减小，并改变变桨轴承结构参数无确定依据和科学确定方法的现状。
附图说明
图1为本发明具体实施例中，空载启动摩擦力矩-径向游隙关系曲线。
图2为本发明具体实施例中，不同内沟曲率半径系数下变桨轴承的静承载曲线图。
图3为本发明具体实施例利用图2确定出的变桨轴承内沟曲率半径系数的示意图。
图4为本发明具体实施例中，不同原始接触角下变桨轴承的静承载曲线图。
图5为本发明具体实施例利用图4确定出的变桨轴承原始接触角的示意图。
具体实施方式
下面结合附图和具体实施例对本发明作进一步详细的说明。
（1）、根据外部载荷及安装空间初步选择节圆直径、钢球直径和钢球个数，并根据经验初步选择内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数、原始接触角、径向游隙；
已知变桨轴承外径D为2400mm，根据变桨轴承安装空间，初选变桨轴承结构参数为：节圆直径，钢球直径，，，，，为了便于加工，在设计中，总是让内圈沟曲率半径系数、与外圈沟曲率半径系数、相等。
（2）、采用遗传算法或其它优化算法，以额定动负荷 、额定静负荷及摩擦力矩为自变量建立目标函数，优化节圆直径、钢球直径、钢球个数、内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数。
按照公式（1）所建立的目标函数及公式（6）-（9）所述的约束条件，使用遗传优化算法对轴承结构参数包括节圆直径、钢球直径、钢球个数Z、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数进行优化。优化后的变桨轴承结构参数为：，，，。
（3）、根据空载启动摩擦力矩-径向游隙的关系，确定径向游隙，并计算此时正常运转时的摩擦力矩1。
某公司要求此类变桨轴承的空载启动摩擦力矩为2500000N·mm，轴承空载只受到自身的重力作用，根据轴承结构参数及套圈密度，计算可得到轴承内圈重量为8030N，则轴承只承受轴向载荷，其值为：。
利用空载启动摩擦力矩来确定轴承径向游隙值，具体的方法如下：
①、根据优化后的轴承结构参数 ，，,及轴承内圈重量8030N，在-0.05mm—0.0mm之间取一个径向游隙值，计算各个钢球在各个位置角处的接触力。
②、计算变桨轴承的空载启动摩擦力矩。根据公式（11）计算出变桨轴承正常运行时变桨轴承的摩擦力矩，然后将结果带入公式（10）计算出变桨轴承空载启动摩擦力矩。
③、以-0.05mm的间隔，改变变桨轴承径向游隙值，采用步骤①和②，根据计算出的不同径向游隙下值下空载启动摩擦力矩的值，画出空载启动摩擦力矩-径向游隙关系曲线，如图1所示。根据用户提出的空载启动摩擦力矩的要求值2500000N·mm和空载启动摩擦力矩-径向游隙关系曲线图1，确定符合要求的径向游隙，则变桨轴承游隙值为 。
④、根据优化出的节圆直径、钢球直径、钢球个数Z、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数和径向游隙，计算此时变桨轴承的正常运转时的摩擦力矩1。
变桨轴承工作时一般承受联合载荷，当变桨轴承承受轴向载荷，径向力 ，倾覆力矩时，将变桨轴承载荷及变桨轴承结构参数代入公式（11），求出变桨轴承此时正常运转时的摩擦力矩1=3021.4Nm。
（4）、检验变桨轴承在极限载荷下对应的承载曲线坐标平面内的坐标点是否在沟曲率为0.51~0.55对应的承载曲线范围之内，若不在返回步骤（1）重新设计；若在，则根据承载曲线设计变桨轴承的内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数。
风力发电机变桨系统用特大型双排四点接触球轴承，其极限工况为：轴向载荷，倾覆力矩，F r=0kN。
①、由公式(12)求出轴承最大接触应力；比较与的值，若，为偏差值，这里取，提取出轴向载荷和倾覆力矩作为构成承载曲线上的一个点；将得到的所有点连接起来就得到变桨轴承的静承载曲线；
②、改变轴承沟曲率半径系数的值，一般变桨轴承所用的四点接触转盘球轴承的沟曲率半径系数为0.51~0.55，重复变桨轴承静载荷曲线的绘制方法，得到不同沟曲率半径系数下变桨轴承的静承载曲线，图2所示为不同内沟曲率半径系数下变桨轴承的静承载曲线图。将内沟曲率半径系数变换为外沟曲率半径系数，即可得到不同外沟曲率半径系数下变桨轴承的静承载曲线图。
③、根据极限工况条件中的轴向载荷和倾覆力矩的值，在静承载曲线图中找到坐标点G(16000,9000)，如图3所示。极限载荷在沟曲率半径系数0.51~0.55对应的承载曲线范围之内。然后从图中找到G点外侧的曲线，其对应的沟曲率半径系数为0.525。则此类轴承的沟曲率半径系数为0.525。
（5）、采用承载曲线判定法选择满足承载能力要求的最佳内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数、原始接触角、径向游隙。
①、改变变桨轴承原始接触角的值，一般变桨轴承用四点接触转盘球轴承的原始接触角为30°~60°，重复轴承静载荷曲线的绘制方法，得到不同原始接触角值下变桨轴承的静承载曲线，如图4所示。
②、根据极限工况条件中的轴向载荷和倾覆力矩的值，在静承载曲线图中找到坐标点G(16000,9000)，如图5所示。然后从图中找到G点外侧的曲线，其对应的原始接触角为50°。则此类轴承的原始接触角为50°。
（6）、精确计算变桨轴承疲劳寿命，及变桨轴承的摩擦力矩。
若变桨轴承承受载荷为轴向力，径向力，倾覆力矩 时，将确定的变桨轴承结构参数，求出变桨轴承的疲劳寿命，按照步骤（3）所述计算摩擦力矩的方法计算出此时正常运转时的摩擦力矩2=2711.4Nm。
（7）、检验寿命是否满足风电轴承20年的使用要求，且2＜1,变桨轴承寿命计算结果为233882小时，大于175200小时,即大于20年，故满足风电变桨轴承20年使用要求，在联合载荷轴向力，径向力，倾覆力矩下，变桨轴承摩擦力矩2＜1。故此类变桨轴承的结构参数为：，，，，，，，至此，变桨轴承结构参数的确定完毕。
Claims (2)
1.一种变桨轴承结构参数的确定方法，其特征在于：包括以下步骤：
（1）、根据国家标准或者安装空间选择变桨轴承的外形尺寸，根据选择的变桨轴承的外形尺寸初步计算节圆直径 、钢球直径和钢球个数，并根据经验初步选择内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数、原始接触角、径向游隙；
（2）、采用遗传算法或其它优化算法，以额定动负荷、额定静负荷及摩擦力矩为自变量建立目标函数，优化节圆直径、钢球直径、钢球个数、内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数；
（3）、根据空载启动摩擦力矩-游隙关系确定径向游隙，并计算此时正常运转时的摩擦力矩1，具体如下：
①、根据给定的轴承结构参数、自身重力以及设定的轴承径向游隙，求出空载下变桨轴承接触对k在不同位置角处钢球与滚道间的法向接触力；
②、应用公式（10）计算出变桨轴承的空载启
动摩擦力矩，公式（10）中，正常运转时的摩擦力矩由公式：
（11）
计算得出，公式（10）中，为两接触材料之间的最大静摩擦系数；为两接触材料之间的滑动摩擦系数；公式（11）中为弹性滞后引起的摩擦力矩；为差动滑动引起的摩擦力矩；为自旋滑动引起的摩擦力矩；为润滑剂的黏性摩擦力矩；为保持架与滚动体接触产生的摩擦力矩；为保持架与引导面接触产生的摩擦力矩； 为密封圈与套圈之间的摩擦力矩；
③、根据不同径向游隙取值下空载启动摩擦力矩的值拟合出径向游隙与空载启动摩擦力矩之间的关系式，具体如下：
i、在-0.05mm~0mm之间，选取至少五个轴向游隙的值，每取一个值，采用步骤①和步骤②，计算出不同径向游隙取值下变桨轴承的空载启动摩擦力矩；
ii、根据步骤i计算出的径向游隙不同取值下，变桨轴承的空载启动摩擦力矩的变化趋势，变桨轴承的径向游隙与空载启动摩擦力矩之间的关系可用函数近似表达，其中，A、t和为待拟合系数，可由最小二乘法计算得到待拟合系数A、t和的值；
iii、将求出的系数A、t和的值代入公式，就得到了径向游隙与空载启动摩擦力矩之间的关系式；
④、将给定变桨轴承空载启动摩擦力矩的值，代入步骤（３）中公式，设计出变桨轴承的径向游隙；
⑤、根据优化出的节圆直径、钢球直径、钢球个数、内圈沟曲率半径系数、外圈沟曲率半径系数、径向游隙，计算变桨轴承此时正常运转时的摩擦力矩1；
（4）、检验变桨轴承在极限载荷下对应的承载曲线坐标平面内的坐标点是否在内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数分别为0.51~0.55时对应的承载曲线范围之内，若不在，则返回步骤（1）重新设计，若在，则根据承载曲线确定变桨轴承的内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数，具体如下：
①、建立静承载曲线
变桨轴承最大接触应力与最大接触载荷的关系为：
（12）
公式中各项参数符号表示含义如下：、为与接触点主曲率差函数有关的系数；为接触点主曲率和；为两物体的综合弹性常数，，为轴承钢球弹性模量，为轴承内外圈弹性模量，为钢球泊松比，为内外圈泊松比；变桨轴承的安全系数，其中为轴承的许用接触应力，轴承安全运转的条件为；变桨轴承静承载曲线上的点为轴承的静态临界失效点，令的点作为变桨轴承静载荷曲线上的一个点，来绘制静载荷曲线，具体方法如下：
i、令径向载荷F r的值等于变桨轴承极限工况下所受的径向载荷，对轴向载荷 和倾覆力矩进行连续取值，对应每一组取值，根据变桨轴承静力学平衡方程计算出轴承所承受的最大接触载荷，然后根据公式（12）求出变桨轴承所承受的最大接触应力；
ii、比较与的值，若，为偏差值，提取出轴向载荷和倾覆力矩作为构成承载曲线上的一个点；
iii、将得到的所有点连接起来就得到轴承的静承载曲线；
②、改变沟曲率半径系数值，绘制出不同沟曲率半径系数下轴承静承载曲线；
③、检验变桨轴承在极限载荷下对应的承载曲线坐标平面内的坐标点是否在沟曲率半径系数为0.51～0.55对应的承载曲线范围之内，若不在，则返回步骤（1）重新设计，若在，则根据承载曲线设计变桨轴承的内沟曲率半径系数和外沟曲率半径系数，设计方法如下：
根据极限工况条件中的轴向载荷和倾覆力矩的值，在承载曲线图中找到坐标点G(,)；
G点的情况有三种：
i、G点落到沟曲率为0.55承载曲线内并远离曲线时，则说明所设计结构尺寸、重量过大，造成材料浪费，需要重新设计变桨轴承结构参数，然后返回步骤（1）重新设计；若G点落在沟曲率半径系数为0.55的承载曲线上或紧邻内侧，则取变桨轴承的沟曲率半径系数为0.55；
ii、G点落在沟曲率为0.51～0.55承载曲线之间，则变桨轴承沟曲率半径系数取离G点外侧最近的曲线所对应的沟曲率半径系数；
iii、若G点落在沟曲率半径系数为0.51曲线外侧，则所设计的变桨轴承结构参数不合理，不能满足变桨轴承承载能力，需要重新设计变桨轴承结构参数，然后返回步骤（1）重新设计；否则进行下一步；
（5）、确定原始接触角，方法如下：
①、绘制出不同原始接触角下变桨轴承的静承载曲线；
②、检验变桨轴承在极限载荷下对应的承载曲线坐标平面内的坐标点是否在原始接触角为30o~60o对应的承载曲线范围之内，若不在，则返回步骤（1）重新设计，若在，则根据承载曲线设计变桨轴承的原始接触角，设计方法如下：
根据极限工况条件中的轴向力和力矩的值，在承载曲线图中找到坐标点GG(,)；
i、GG点位于原始接触角为30o和60o的承载曲线之间，离GG点外侧最近曲线对应的接触角为；
ii、如果GG点位于原始接触角为30o的承载曲线内侧或者位于原始接触角为60o的承载曲线外侧，则需要重新设计变桨轴承结构参数，然后返回步骤（1）重新设计；
（6）、按照上述步骤（1）到步骤（5）确定出的变桨轴承的结构参数节圆直径、钢球直径、钢球个数、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数、径向游隙和原始接触角，来计算轴承疲劳寿命，及变桨轴承此时正常运转时的摩擦力矩2；
（7）、检验寿命是否满足风电轴承20年的使用要求，且2＜1，若不满足则返回步骤（1）重新设计，直到设计出满足寿命要求，且摩擦力矩较小的变桨轴承的结构参数。
2.根据权利要求1所述的一种变桨轴承结构参数的确定方法，其特征在于：步骤（２）中，以额定动负荷、额定静负荷及摩擦力矩作为优化设计模型的目标建立的目标函数为
（1）
其中，额定动负荷用公式：
（2）
计算得出，
公式中， 表示内沟曲率半径系数 或者外沟曲率半径系数，当计算内圈上的额定动负荷时使用，当计算外圈上的额定动负荷时使用，本解释也适应于下面的公式（3）；分别为变桨轴承的修正系数，，，
额定静负荷用公式：
（3）
计算得出，公式中，，g为轴向沟心距，
摩擦力矩用公式：
（4）
计算得出，
公式中，f 0 为与变桨轴承类型和润滑方式有关的系数；f 1为与变桨轴承类型和所受载荷有关的系数：，其中为变桨轴承当量静载荷；p 1为确定变桨轴承摩擦力矩的计算载荷，目标函数
（1）
的设计变量可以表示为：
X=[Z，D W，，f i，f e]（5），
①、钢球个数Z约束
设保持架在中心圆处的兜孔直径为，设保持架隔离块宽为b，根据设计经验，，即
（6）
②、钢球组节圆直径约束
钢球组节圆直径受下式约束，其中d i，d e分别为内圈和外圈直径，
（7）
③、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数约束
（8）
④、钢球直径D W的约束
（9）
其中：KD min=0.45，KD max=0.65，
按照公式（1）所建立的目标函数及公式（6）-公式（9）所述的约束条件，采用遗传优化算法对变桨轴承结构参数包括节圆直径、钢球直径 、钢球个数Z、内沟曲率半径系数、外沟曲率半径系数进行确定。
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