CN111878507A - 风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承及其设计方法 - Google Patents

风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承及其设计方法 Download PDF

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CN111878507A CN202010876396.1A CN202010876396A CN111878507A CN 111878507 A CN111878507 A CN 111878507A CN 202010876396 A CN202010876396 A CN 202010876396A CN 111878507 A CN111878507 A CN 111878507A
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Abstract

本发明公开了一种风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承及其设计方法，风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承，所述双列圆锥滚子主轴承包括主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构，且所述主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构为非对称式，该主列圆锥滚子轴承结构的承载能力大于副列圆锥滚子轴承结构，两列圆锥滚子轴承结构共用一个外圈。本发明能够有效解决传统双列圆锥滚子主轴承副滚道承载能力远大于需求，造成承载能力及成本浪费的问题。

Description

风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承及其设计方法
技术领域
本发明涉及风力发电机组轴承的技术领域，尤其是指一种风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承及其设计方法。
背景技术
随着风电产业的不断扩张，风电机组的容量、叶轮直径在逐渐增加，这将需求更强承载能力的传动链，主轴承作为影响传动链承载能力及成本的重要因素之一，其研究具有重要意义。
目前风力发电机组采用的主轴承形式有单轴承形式如三排圆柱滚子轴承、对称双列圆锥滚子轴承，以及背对背或面对面安装成对单列圆锥滚子轴承。使用单主轴承可以缩短传动链尺寸，缩短或去除风力发电机主轴，降低主机重量。由于风机载荷特殊性，双列圆锥滚子主滚道侧所受极限载荷及疲劳载荷远远大于副滚道侧，传统对称双列圆锥滚子主轴承的主滚道和副滚道具有相同的承载能力，意味着主滚道满足承载能力需求时，副滚道出现承载能力浪费，进而造成成本的浪费。
发明内容
本发明的目的在于克服现有技术的不足，提供一种风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承及其设计方法，能够有效解决传统双列圆锥滚子主轴承副滚道承载能力远大于需求，造成承载能力及成本浪费的问题。
为实现上述目的，本发明所提供的技术方案为：风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承，所述双列圆锥滚子主轴承包括主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构，且所述主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构为非对称式，该主列圆锥滚子轴承结构的承载能力大于副列圆锥滚子轴承结构，两列圆锥滚子轴承结构共用一个外圈；其中，所述主列圆锥滚子轴承结构的主滚道内圈与外圈之间设有主滚道保持架，所述副列圆锥滚子轴承结构的副滚道内圈与外圈之间设有副滚道保持架，且所述主滚道保持架和副滚道保持架上分别设有主滚道滚子和副滚道滚子，且两个滚道内圈之间设有内圈隔片。
进一步，所述主列圆锥滚子轴承结构的滚子直径、滚子长度、接触角、滚子修型、滚子空心或实心参数中一项或多项不同于副列圆锥滚子轴承结构。
风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，包括静强度设计及疲劳寿命设计两部分；
首先以非对称双列圆锥滚子主轴承的中心为坐标原点建立一个载荷坐标系，假设该非对称双列圆锥滚子主轴承仅承受Fx力，则承受正向Fx力外部载荷的滚道为滚道A，另一列滚道为滚道B；
其中，所述静强度设计部分的具体步骤如下：
11)两列非对称滚道滚子受力计算：根据Hertz接触理论中接触变形与受力的关系，通过计算两列非对称滚道滚子变形从而得出两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力；
12)两列非对称滚道滚子Hertz接触中心应力计算：通过将两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力带入Hertz接触中心应力计算公式，分别得出两列非对称滚道的最大Hertz接触应力；
13)滚道静强度安全系数计算：将两列非对称滚道的最大Hertz接触应力与许用的Hertz接触应力做比较，得出滚道静强度安全系数；
所述疲劳寿命设计部分的具体步骤如下：
21)两列非对称滚道滚子及套圈当量动载荷计算：通过将两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力代入滚动体当量动载荷公式，得出两列滚动体的当量动载荷；进而根据两列滚动体的当量动载荷分别计算出对应的套圈的当量动载荷；
22)滚道基本额定寿命计算：根据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，采用额定滚动体负荷公式分别计算出两列非对称滚道的额定滚动体负荷，并结合当量动载荷根据基本额定寿命公式得出滚道的基本额定寿命；
23)两列非对称滚道滚子修正系数计算：根据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，采用两列非对称滚道每个切片滚子等效套圈的当量动载荷得出两列非对称滚道每个切片滚子的滚道寿命修正系数；
24)轴承的修正额定寿命计算：通过将滚道寿命修正系数与轴承的基本额定寿命根据修正额定寿命公式，计算出轴承的修正额定寿命。
进一步，在步骤11)中，所述的两列非对称滚道滚子受力计算具体如下，
首先根据Hertz接触理论的接触变形公式分别计算出两个滚道的滚动体与内外圈的总负荷变形常数，
Figure BDA0002652739090000031
Figure BDA0002652739090000032
其中,KA、KB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与内外圈的总负荷变形常数，KiA、KiB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与内圈滚道的负荷变形常数，KoA、KoB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与外圈滚道负荷变形常数，n为Palmgren指数，对于滚子轴承取值10/9；
然后根据两个滚道的滚动体与内外圈的总负荷变形常数KA和KB分别计算出滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与滚道的法向作用载荷，
QA＝KAδA n
QB＝KBδB n
QA、QB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与滚道的法向作用载荷；δA、δB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体和滚道总法向变形；
将滚道A和滚道B的单个滚动体沿滚子径向分别切为mA、mB片，则两个滚道每片滚动体的切片总负荷变形常数分别变为Kn,A＝KA/mA和Kn,B＝KB/mB；
在FEA软件中，两个滚道的每片滚子均由一个连接滚道内外圈的link单元代替，其刚度分别依据Kn,A、Kn,B进行设置，每个link单元的初始位移量需要考虑滚子修型曲线在对应切片滚子位置处的修形量，进而计算出每个切片滚子的法向力，分别为QA,j,k和QB,j,k，其中，QA,j,k表示滚道A第j个滚动体、第k片滚子的法向力，j＝[1，2，...ZA]，k＝[1，2，...mA]，ZA为滚道A的滚动体数量；QB,j,k表示滚道B第j个滚动体、第k片滚子的法向力，其中j＝[1，2，...ZB]，k＝[1，2，...mB]，ZB为滚道B的滚动体数量。
进一步，在步骤12)中，所述的两列非对称滚道滚子Hertz接触中心应力计算具体如下：
滚子轴承Hertz接触中心应力公式为：
Figure BDA0002652739090000041
Figure BDA0002652739090000042
其中，b为Hertz接触宽度的一半，即Hertz接触宽度为2b，Q为滚子与滚道的法向力，E1和E2分别为滚动体和滚道的弹性模量；ν1和ν2分别代表滚动体和滚道的泊松比；l表示与Q对应的接触滚子长度；R1和R2分别代表沿滚子滚动方向的滚动体和滚道的曲率半径，且曲率半径的符号凸面为正，凹面为负；σo代表Hertz接触中心最大应力；
将滚道A、滚道B每片滚动体法向力QA,j,k、QB,j,k分别代入上述Hertz接触中心应力公式中，分别求出滚道A、滚道B的最大Hertz接触应力σoA,max和σoB,max。
进一步，在步骤13)中，所述的滚道静强度安全系数计算具体如下：
将滚道A和滚道B的最大Hertz接触应力σoA,max和σoB,max分别代入以下公式，分别计算出两个滚道的静强度安全系数SA和SB，取较小值作为滚道静强度安全系数；
Figure BDA0002652739090000051
其中，HV为滚道表面维氏硬度，[σ]为静强度许用Hertz接触应力，σo为σoA,max或σoB,max。
进一步，在步骤21)中，所述的两列非对称滚道滚子的当量动载荷计算具体如下：
依据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，分别将滚道A和滚道B的第j个滚动体、第k片滚子的法向力QA,j,k和QB,j,k代入滚动体当量动载荷公式，得出滚道A、滚道B第k片滚子的滚动体当量动载荷，
Figure BDA0002652739090000052
Figure BDA0002652739090000053
其中，ZA、ZB分别为滚道A、滚道B滚动体数量；e为寿命指数，对于滚子轴承相对于负荷旋转的套圈为4，对于滚子轴承相对于负荷静止的套圈为4.5；
根据上述公式，区分相对负荷旋转和静止的套圈，分别计算出滚道A内圈第k片当量动载荷qAe,i,k、滚道A外圈第k片当量动载荷qAe,o,k、滚道B内圈第k片当量动载荷qBe,i,k、滚道B外圈第k片当量动载荷qBe,o,k,对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB]，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量；
计算套圈当量动载荷：
当α>45°
Figure BDA0002652739090000061
Figure BDA0002652739090000062
当α≤45°
Figure BDA0002652739090000063
Figure BDA0002652739090000064
其中PA,k、PB,k分别为滚道A、滚道B第k片滚子等效的套圈当量动载荷。
进一步，在步骤22)中，所述的滚道基本额定寿命计算具体如下：
依据适用于内圈的额定滚动体负荷公式和适用于外圈的额定滚动体负荷分别求解出滚道A内圈额定切片滚动体动负荷qAc,i、滚道A外圈额定切片滚动体动负荷qAc,o、滚道B内圈额定切片滚动体动负荷qBc,i和滚道B外圈额定切片滚动体动负荷qBc,o，
额定滚动体负荷公式为：
Figure BDA0002652739090000065
Figure BDA0002652739090000066
其中，qAc为滚道A的内圈或外圈滚动体切片额定动载荷，即上面的符号适用于内圈，下面的符号适用于外圈；qBc为滚道B的内圈或外圈滚动体切片额定动载荷，即上面的符号适用于内圈，下面的符号适用于外圈；γA为滚道A无量纲参数，
Figure BDA0002652739090000071
γB为滚道B无量纲参数，
Figure BDA0002652739090000072
bm,A为滚道A额定动负荷材料和工艺修正系数，当αA≤45°时，bm,A＝1.3，当45＜αA≤90°时，bm,A＝1；bm,B为滚道B额定动负荷材料和工艺修正系数，当αB≤45°时，bm,B＝1.3，当45＜αB≤90°时，bm,B＝1；λA、ηA为滚道A额定动负荷结构、接触方式、引导方式的修正系数，当αA≤45°时，λA＝0.83，ηA＝1；当45＜αA≤90°时，λA＝0.73，
Figure BDA0002652739090000073
λB、ηB为滚道A额定动负荷结构、接触方式、引导方式的修正系数，当αB≤45°时，λB＝0.83，ηB＝1；当45＜αB≤90°时，λB＝0.73，
Figure BDA0002652739090000074
Dw,A、Dw,B分别为滚道A、滚道B的滚子直径；dwp,A、dwp,B分别为滚道A、滚道B的滚子分布圆直径；Lwe,A、Lwe,B分别为滚道A、滚道B的滚子有效长度；若充分考虑或验证了滚动体的受力，λA、λB可放大，最大为1；
通过滚道A内圈额定切片滚动体动负荷qAc,i、滚道A外圈额定切片滚动体动负荷qAc,o、滚道B内圈额定切片滚动体动负荷qBc,i和滚道B外圈额定切片滚动体动负荷qBc,o结合滚道A内圈第k片当量动载荷qAe,i,k、滚道A外圈第k片当量动载荷qAe,o,k、滚道B内圈第k片当量动载荷qBe,i,k和滚道B外圈第k片当量动载荷qBe,o,k代入滚道基本额定寿命公式计算出滚道基本额定寿命L10：
Figure BDA0002652739090000075
其中，对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB]，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
进一步，在步骤23)中，所述的两列非对称滚道滚子修正系数计算具体如下：
依据ISO281和ISO/TS 16281标准定义中滚道寿命修正系数公式：
当α≤45°时
Figure BDA0002652739090000081
0.1≤κ＜0.4时
Figure BDA0002652739090000082
0.4≤κ＜1时
Figure BDA0002652739090000083
1≤κ＜4时
当45＜α≤90°时
Figure BDA0002652739090000084
0.1≤κ＜0.4时
Figure BDA0002652739090000085
0.4≤κ＜1时
Figure BDA0002652739090000086
1≤κ＜4时
其中，aiso为修正系数，κ为润滑剂粘度比，ec为润滑剂污染因子，Cu为疲劳载荷寿命，P为套圈当量动载荷；
将滚道A、滚道B第k片滚子等效的套圈当量动载荷PA,k、PB,k分别替代公式中的套圈当量动载荷P，分别得到滚道A第k片滚动体寿命修正系数aisoA,k、滚道B第k片滚动体寿命修正系数aisoB,k，对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB],mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
进一步，在步骤24)中，所述的轴承的修正额定寿命计算具体如下：
结合两列非对称滚道滚子的修正系数和滚道基本额定寿命，并根据修正额定寿命公式得出轴承的修正额定寿命L10r,
Figure BDA0002652739090000091
其中,aisoA,k为滚道A第k片滚动体寿命修正系数，aisoB,k为滚道B第k片滚动体寿命修正系数，qAc,i为滚道A内圈额定切片滚动体动负荷,qAc,o为滚道A外圈额定切片滚动体动负荷,qBc,i为滚道B内圈额定切片滚动体动负荷,qBc,o为滚道B外圈额定切片滚动体动负荷,qAe,i,k为滚道A内圈第k片当量动载荷,qAe,o,k为滚道A外圈第k片当量动载荷,qBe,i,k为滚道B内圈第k片当量动载荷,qBe,o,k为滚道B外圈第k片当量动载荷，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
本发明与现有技术相比，具有如下优点与有益效果：
1、本发明的非对称双列圆锥滚子主轴承能够有效提高轴承承载能力的利用率，同时在满足承载能力设计需求的前提下，同比可降低主轴承用料成本10～20％，且功率越大、叶轮越大的风机其成本降低越显著，
2、本发明的非对称双列圆锥滚子主轴承，其上风向风机效果比下风向更显著。
附图说明
图1为本发明的非对称双列圆锥滚子主轴承的剖面图。
图2为本发明的非对称双列圆锥滚子主轴承的载荷坐标系。
具体实施方式
下面结合具体实施例对本发明作进一步说明。
如图1所示，本实施例所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承，所述双列圆锥滚子主轴承包括主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构，且所述主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构为非对称式，即所述主列圆锥滚子轴承结构的滚子直径、滚子长度、接触角、滚子修型、滚子空心或实心参数中一项或多项不同于副列圆锥滚子轴承结构，并保证主列圆锥滚子轴承结构的承载能力大于副列圆锥滚子轴承结构，两列圆锥滚子轴承结构共用一个外圈3；其中，所述主列圆锥滚子轴承结构的主滚道内圈101与外圈3之间设有主滚道保持架102，所述副列圆锥滚子轴承结构的副滚道内圈201与外圈3之间设有副滚道保持架202，且所述主滚道保持架102和副滚道保持架202上分别设有主滚道滚子103和副滚道滚子203，且两个滚道内圈之间设有内圈隔片4。
另外，主列圆锥滚子轴承结构的安装方向与风力发电机组的型式有关，设主列圆锥滚子轴承结构为滚道A，副列圆锥滚子轴承结构为滚道B，当机组的叶轮安装在内圈上时，滚道A位于来风方向；当叶轮安装在外圈上时，滚道B位于来风方向。
以下为本实施例上述风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，包括静强度设计及疲劳寿命设计两部分。
如图2所示，首先以非对称双列圆锥滚子主轴承的中心为坐标原点建立一个载荷坐标系，假设该非对称双列圆锥滚子主轴承仅承受Fx力，则承受正向Fx力外部载荷的滚道为滚道A，另一列滚道为滚道B。
所述静强度设计部分的具体步骤如下：
11)两列非对称滚道滚子受力计算：根据Hertz接触理论中接触变形与受力的关系，通过计算两列非对称滚道滚子变形从而得出两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力；
计算过程如下：
首先根据Hertz接触理论的接触变形公式分别计算出两个滚道的滚动体与内外圈的总负荷变形常数，
Figure BDA0002652739090000111
Figure BDA0002652739090000112
其中,KA、KB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与内外圈的总负荷变形常数，KiA、KiB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与内圈滚道的负荷变形常数，KoA、KoB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与外圈滚道负荷变形常数，n为Palmgren指数，对于滚子轴承取值10/9；
然后根据两个滚道的滚动体与内外圈的总负荷变形常数KA和KB分别计算出滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与滚道的法向作用载荷，
QA＝KAδA n
QB＝KBδB n
QA、QB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与滚道的法向作用载荷；δA、δB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体和滚道总法向变形；
将滚道A和滚道B的单个滚动体沿滚子径向分别切为mA、mB片，则两个滚道每片滚动体的切片总负荷变形常数分别变为Kn,A＝KA/mA和Kn,B＝KB/mB；
在FEA软件中，两个滚道的每片滚子均由一个连接滚道内外圈的link单元代替，其刚度分别依据Kn,A、Kn,B进行设置，每个link单元的初始位移量需要考虑滚子修型曲线在对应切片滚子位置处的修形量，进而计算出每个切片滚子的法向力，分别为QA,j,k和QB,j,k，其中，QA,j,k表示滚道A第j个滚动体、第k片滚子的法向力，j＝[1，2，...ZA]，k＝[1，2，...mA]，ZA为滚道A的滚动体数量；QB,j,k表示滚道B第j个滚动体、第k片滚子的法向力，其中j＝[1，2，...ZB]，k＝[1，2，...mB]，ZB为滚道B的滚动体数量。
12)两列非对称滚道滚子Hertz接触中心应力计算：通过将两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力带入Hertz接触中心应力计算公式，分别得出两列非对称滚道的最大Hertz接触应力；
计算过程如下：
滚子轴承Hertz接触中心应力公式为：
Figure BDA0002652739090000121
Figure BDA0002652739090000122
其中，b为Hertz接触宽度的一半，即Hertz接触宽度为2b，Q为滚子与滚道的法向力，E1和E2分别为滚动体和滚道的弹性模量；ν1和ν2分别代表滚动体和滚道的泊松比；l表示与Q对应的接触滚子长度；R1和R2分别代表沿滚子滚动方向的滚动体和滚道的曲率半径，且曲率半径的符号凸面为正，凹面为负；σo代表Hertz接触中心最大应力；
将滚道A、滚道B每片滚动体法向力QA,j,k、QB,j,k分别代入上述Hertz接触中心应力公式中，分别求出滚道A、滚道B的最大Hertz接触应力σoA,max和σoB,max。
13)滚道静强度安全系数计算：将两列非对称滚道的最大Hertz接触应力与许用的Hertz接触应力做比较，得出滚道静强度安全系数；
计算过程如下：
将滚道A和滚道B的最大Hertz接触应力σoA,max和σoB,max分别代入以下公式，分别计算出两个滚道的静强度安全系数SA和SB，取较小值作为滚道静强度安全系数；
Figure BDA0002652739090000131
其中，HV为滚道表面维氏硬度，[σ]为静强度许用Hertz接触应力，σo为σoA,max或σoB,max。
所述疲劳寿命设计部分的具体步骤如下：
21)两列非对称滚道滚子及套圈当量动载荷计算：通过将两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力代入滚动体当量动载荷公式，得出两列滚动体的当量动载荷；进而根据两列滚动体的当量动载荷分别计算出对应的套圈的当量动载荷；
计算过程如下：
依据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，分别将滚道A和滚道B的第j个滚动体、第k片滚子的法向力QA,j,k和QB,j,k代入滚动体当量动载荷公式，得出滚道A、滚道B第k片滚子的滚动体当量动载荷，
Figure BDA0002652739090000132
Figure BDA0002652739090000133
其中，ZA、ZB分别为滚道A、滚道B滚动体数量；e为寿命指数，对于滚子轴承相对于负荷旋转的套圈为4，对于滚子轴承相对于负荷静止的套圈为4.5；
根据上述公式，区分相对负荷旋转和静止的套圈，分别计算出滚道A内圈第k片当量动载荷qAe,i,k、滚道A外圈第k片当量动载荷qAe,o,k、滚道B内圈第k片当量动载荷qBe,i,k、滚道B外圈第k片当量动载荷qBe,o,k,对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB]，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量；
计算套圈当量动载荷：
当α>45°
Figure BDA0002652739090000141
Figure BDA0002652739090000142
当α≤45°
Figure BDA0002652739090000143
Figure BDA0002652739090000144
其中PA,k、PB,k分别为滚道A、滚道B第k片滚子等效的套圈当量动载荷。
22)滚道基本额定寿命计算：根据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，采用额定滚动体负荷公式分别计算出两列非对称滚道的额定滚动体负荷，并结合当量动载荷根据基本额定寿命公式得出滚道的基本额定寿命；
计算过程如下：
依据适用于内圈的额定滚动体负荷公式和适用于外圈的额定滚动体负荷分别求解出滚道A内圈额定切片滚动体动负荷qAc,i、滚道A外圈额定切片滚动体动负荷qAc,o、滚道B内圈额定切片滚动体动负荷qBc,i和滚道B外圈额定切片滚动体动负荷qBc,o，
额定滚动体负荷公式为：
Figure BDA0002652739090000151
Figure BDA0002652739090000152
其中，qAc为滚道A的内圈或外圈滚动体切片额定动载荷，即上面的符号适用于内圈，下面的符号适用于外圈；qBc为滚道B的内圈或外圈滚动体切片额定动载荷，即上面的符号适用于内圈，下面的符号适用于外圈；γA为滚道A无量纲参数，
Figure BDA0002652739090000153
γB为滚道B无量纲参数，
Figure BDA0002652739090000154
bm,A为滚道A额定动负荷材料和工艺修正系数，当αA≤45°时，bm,A＝1.3，当45＜αA≤90°时，bm,A＝1；bm,B为滚道B额定动负荷材料和工艺修正系数，当αB≤45°时，bm,B＝1.3，当45＜αB≤90°时，bm,B＝1；λA、ηA为滚道A额定动负荷结构、接触方式、引导方式的修正系数，当αA≤45°时，λA＝0.83，ηA＝1；当45＜αA≤90°时，λA＝0.73，
Figure BDA0002652739090000155
λB、ηB为滚道A额定动负荷结构、接触方式、引导方式的修正系数，当αB≤45°时，λB＝0.83，ηB＝1；当45＜αB≤90°时，λB＝0.73，
Figure BDA0002652739090000156
Dw,A、Dw,B分别为滚道A、滚道B的滚子直径；dwp,A、dwp,B分别为滚道A、滚道B的滚子分布圆直径；Lwe,A、Lwe,B分别为滚道A、滚道B的滚子有效长度；若充分考虑或验证了滚动体的受力，λA、λB可放大，最大为1；
通过滚道A内圈额定切片滚动体动负荷qAc,i、滚道A外圈额定切片滚动体动负荷qAc,o、滚道B内圈额定切片滚动体动负荷qBc,i和滚道B外圈额定切片滚动体动负荷qBc,o结合滚道A内圈第k片当量动载荷qAe,i,k、滚道A外圈第k片当量动载荷qAe,o,k、滚道B内圈第k片当量动载荷qBe,i,k和滚道B外圈第k片当量动载荷qBe,o,k代入滚道基本额定寿命公式计算出滚道基本额定寿命L10：
Figure BDA0002652739090000161
其中，对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB]，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
23)两列非对称滚道滚子修正系数计算：根据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，采用两列非对称滚道每个切片滚子等效套圈的当量动载荷得出两列非对称滚道每个切片滚子的滚道寿命修正系数；
计算过程如下：
依据ISO281和ISO/TS 16281标准定义中滚道寿命修正系数公式：
当α≤45°时
Figure BDA0002652739090000162
0.1≤κ＜0.4时
Figure BDA0002652739090000163
0.4≤κ＜1时
Figure BDA0002652739090000164
1≤κ＜4时
当45＜α≤90°时
Figure BDA0002652739090000165
0.1≤κ＜0.4时
Figure BDA0002652739090000166
0.4≤κ＜1时
Figure BDA0002652739090000167
1≤κ＜4时
其中，aiso为修正系数，κ为润滑剂粘度比，ec为润滑剂污染因子，Cu为疲劳载荷寿命，P为套圈当量动载荷；
将滚道A、滚道B第k片滚子等效的套圈当量动载荷PA,k、PB,k分别替代公式中的套圈当量动载荷P，分别得到滚道A第k片滚动体寿命修正系数aisoA,k、滚道B第k片滚动体寿命修正系数aisoB,k，对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB],mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
24)轴承的修正额定寿命计算：通过将滚道寿命修正系数与轴承的基本额定寿命根据修正额定寿命公式，计算出轴承的修正额定寿命。
计算过程如下：
结合两列非对称滚道滚子的修正系数和滚道基本额定寿命，并根据修正额定寿命公式得出轴承的修正额定寿命L10r,
Figure BDA0002652739090000171
其中,aisoA,k为滚道A第k片滚动体寿命修正系数，aisoB,k为滚道B第k片滚动体寿命修正系数，qAc,i为滚道A内圈额定切片滚动体动负荷,qAc,o为滚道A外圈额定切片滚动体动负荷,qBc,i为滚道B内圈额定切片滚动体动负荷,qBc,o为滚道B外圈额定切片滚动体动负荷,qAe,i,k为滚道A内圈第k片当量动载荷,qAe,o,k为滚道A外圈第k片当量动载荷,qBe,i,k为滚道B内圈第k片当量动载荷,qBe,o,k为滚道B外圈第k片当量动载荷，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
以上所述之实施例子只为本发明之较佳实施例，并非以此限制本发明的实施范围，故凡依本发明之形状、原理所作的变化，均应涵盖在本发明的保护范围内。

Claims (10)

1.风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承，其特征在于：所述双列圆锥滚子主轴承包括主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构，且所述主列圆锥滚子轴承结构和副列圆锥滚子轴承结构为非对称式，该主列圆锥滚子轴承结构的承载能力大于副列圆锥滚子轴承结构，两列圆锥滚子轴承结构共用一个外圈；其中，所述主列圆锥滚子轴承结构的主滚道内圈与外圈之间设有主滚道保持架，所述副列圆锥滚子轴承结构的副滚道内圈与外圈之间设有副滚道保持架，且所述主滚道保持架和副滚道保持架上分别设有主滚道滚子和副滚道滚子，且两个滚道内圈之间设有内圈隔片。
2.根据权利要求1所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承，其特征在于：所述主列圆锥滚子轴承结构的滚子直径、滚子长度、接触角、滚子修型、滚子空心或实心参数中一项或多项不同于副列圆锥滚子轴承结构。
3.根据权利要求1或2所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：包括静强度设计及疲劳寿命设计两部分；
首先以非对称双列圆锥滚子主轴承的中心为坐标原点建立一个载荷坐标系，假设该非对称双列圆锥滚子主轴承仅承受Fx力，则承受正向Fx力外部载荷的滚道为滚道A，另一列滚道为滚道B；
所述静强度设计部分的具体步骤如下：
11)两列非对称滚道滚子受力计算：根据Hertz接触理论中接触变形与受力的关系，通过计算两列非对称滚道滚子变形从而得出两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力；
12)两列非对称滚道滚子Hertz接触中心应力计算：通过将两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力带入Hertz接触中心应力计算公式，分别得出两列非对称滚道的最大Hertz接触应力；
13)滚道静强度安全系数计算：将两列非对称滚道的最大Hertz接触应力与许用的Hertz接触应力做比较，得出滚道静强度安全系数；
所述疲劳寿命设计部分的具体步骤如下：
21)两列非对称滚道滚子及套圈当量动载荷计算：通过将两列非对称滚道滚子每个切片滚子的法向力代入滚动体当量动载荷公式，得出两列滚动体的当量动载荷；进而根据两列滚动体的当量动载荷分别计算出对应的套圈的当量动载荷；
22)滚道基本额定寿命计算：根据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，采用额定滚动体负荷公式分别计算出两列非对称滚道的额定滚动体负荷，并结合当量动载荷根据基本额定寿命公式得出滚道的基本额定寿命；
23)两列非对称滚道滚子修正系数计算：根据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，采用两列非对称滚道每个切片滚子等效套圈的当量动载荷得出两列非对称滚道每个切片滚子的滚道寿命修正系数；
24)轴承的修正额定寿命计算：通过将滚道寿命修正系数与轴承的基本额定寿命根据修正额定寿命公式，计算出轴承的修正额定寿命。
4.根据权利要求3所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：在步骤11)中，所述的两列非对称滚道滚子受力计算具体如下，
首先根据Hertz接触理论的接触变形公式分别计算出两个滚道的滚动体与内外圈的总负荷变形常数，
Figure FDA0002652739080000021
Figure FDA0002652739080000022
其中,KA、KB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与内外圈的总负荷变形常数，KiA、KiB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与相应内圈滚道的负荷变形常数，KoA、KoB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与外圈滚道负荷变形常数，n为Palmgren指数，对于滚子轴承取值10/9；
然后根据两个滚道的滚动体与内外圈的总负荷变形常数KA和KB分别计算出滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与滚道的法向作用载荷，
QA＝KAδA n
QB＝KBδB n
QA、QB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体与滚道的法向作用载荷；δA、δB分别为滚道A的滚动体、滚道B的滚动体和滚道总法向变形；
将滚道A和滚道B的单个滚动体沿滚子径向分别切为mA、mB片，则两个滚道每片滚动体的切片总负荷变形常数分别变为Kn,A＝KA/mA和Kn,B＝KB/mB；
在FEA软件中，两个滚道的每片滚子均由一个连接滚道内外圈的link单元代替，其刚度分别依据Kn,A、Kn,B进行设置，每个link单元的初始位移量需要考虑滚子修型曲线在对应切片滚子位置处的修形量，进而计算出每个切片滚子的法向力，分别为QA,j,k和QB,j,k，其中，QA,j,k表示滚道A第j个滚动体、第k片滚子的法向力，j＝[1，2，...ZA]，k＝[1，2，...mA]，ZA为滚道A的滚动体数量；QB,j,k表示滚道B第j个滚动体、第k片滚子的法向力，其中j＝[1，2，...ZB]，k＝[1，2，...mB]，ZB为滚道B的滚动体数量。
5.根据权利要求3所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：在步骤12)中，所述的两列非对称滚道滚子Hertz接触中心应力计算具体如下：
滚子轴承Hertz接触中心应力公式为：
Figure FDA0002652739080000041
Figure FDA0002652739080000042
其中，b为Hertz接触宽度的一半，即Hertz接触宽度为2b，Q为滚子与滚道的法向力，E1和E2分别为滚动体和滚道的弹性模量；ν1和ν2分别代表滚动体和滚道的泊松比；l表示与Q对应的接触滚子长度；R1和R2分别代表沿滚子滚动方向的滚动体和滚道的曲率半径，且曲率半径的符号凸面为正，凹面为负；σo代表Hertz接触中心最大应力；
将滚道A、滚道B每片滚动体法向力QA,j,k、QB,j,k分别代入上述Hertz接触中心应力公式中，分别求出滚道A、滚道B的最大Hertz接触应力σoA,max和σoB,max。
6.根据权利要求3所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：在步骤13)中，所述的滚道静强度安全系数计算具体如下：
将滚道A和滚道B的最大Hertz接触应力σoA,max和σoB,max分别代入以下公式，分别计算出两个滚道的静强度安全系数SA和SB，取较小值作为滚道静强度安全系数；
Figure FDA0002652739080000043
其中，HV为滚道表面维氏硬度，[σ]为静强度许用Hertz接触应力，σo为σoA,max或σoB,max。
7.根据权利要求3所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：在步骤21)中，所述的两列非对称滚道滚子的当量动载荷计算具体如下：
依据ISO281和ISO/TS 16281标准定义，分别将滚道A和滚道B的第j个滚动体、第k片滚子的法向力QA,j,k和QB,j,k代入滚动体当量动载荷公式，得出滚道A、滚道B第k片滚子的滚动体当量动载荷，
Figure FDA0002652739080000051
Figure FDA0002652739080000052
其中，ZA、ZB分别为滚道A、滚道B滚动体数量；e为寿命指数，对于滚子轴承相对于负荷旋转的套圈为4，对于滚子轴承相对于负荷静止的套圈为4.5；
根据上述公式，区分相对负荷旋转和静止的套圈，分别计算出滚道A内圈第k片当量动载荷qAe,i,k、滚道A外圈第k片当量动载荷qAe,o,k、滚道B内圈第k片当量动载荷qBe,i,k、滚道B外圈第k片当量动载荷qBe,o,k,对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB]，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量；
计算套圈当量动载荷：
当α>45°
Figure FDA0002652739080000053
Figure FDA0002652739080000054
当α≤45°
Figure FDA0002652739080000055
Figure FDA0002652739080000056
其中PA,k、PB,k分别为滚道A、滚道B第k片滚子等效的套圈当量动载荷。
8.根据权利要求3所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：在步骤22)中，所述的滚道基本额定寿命计算具体如下：
依据适用于内圈的额定滚动体负荷公式和适用于外圈的额定滚动体负荷分别求解出滚道A内圈额定切片滚动体动负荷qAc,i、滚道A外圈额定切片滚动体动负荷qAc,o、滚道B内圈额定切片滚动体动负荷qBc,i和滚道B外圈额定切片滚动体动负荷qBc,o，
额定滚动体负荷公式为：
Figure FDA0002652739080000061
Figure FDA0002652739080000062
其中，qAc为滚道A的内圈或外圈滚动体切片额定动载荷，即上面的符号适用于内圈，下面的符号适用于外圈；qBc为滚道B的内圈或外圈滚动体切片额定动载荷，即上面的符号适用于内圈，下面的符号适用于外圈；γA为滚道A无量纲参数，
Figure FDA0002652739080000063
γB为滚道B无量纲参数，
Figure FDA0002652739080000064
bm,A为滚道A额定动负荷材料和工艺修正系数，当αA≤45°时，bm,A＝1.3，当45＜αA≤90°时，bm,A＝1；bm,B为滚道B额定动负荷材料和工艺修正系数，当αB≤45°时，bm,B＝1.3，当45＜αB≤90°时，bm,B＝1；λA、ηA为滚道A额定动负荷结构、接触方式、引导方式的修正系数，当αA≤45°时，λA＝0.83，ηA＝1；当45＜αA≤90°时，λA＝0.73，
Figure FDA0002652739080000065
λB、ηB为滚道A额定动负荷结构、接触方式、引导方式的修正系数，当αB≤45°时，λB＝0.83，ηB＝1；当45＜αB≤90°时，λB＝0.73，
Figure FDA0002652739080000066
Dw,A、Dw,B分别为滚道A、滚道B的滚子直径；dwp,A、dwp,B分别为滚道A、滚道B的滚子分布圆直径；Lwe,A、Lwe,B分别为滚道A、滚道B的滚子有效长度；若充分考虑或验证了滚动体的受力，λA、λB可放大，最大为1；
通过滚道A内圈额定切片滚动体动负荷qAc,i、滚道A外圈额定切片滚动体动负荷qAc,o、滚道B内圈额定切片滚动体动负荷qBc,i和滚道B外圈额定切片滚动体动负荷qBc,o结合滚道A内圈第k片当量动载荷qAe,i,k、滚道A外圈第k片当量动载荷qAe,o,k、滚道B内圈第k片当量动载荷qBe,i,k和滚道B外圈第k片当量动载荷qBe,o,k代入滚道基本额定寿命公式计算出滚道基本额定寿命L10：
Figure FDA0002652739080000071
其中，对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB]，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
9.根据权利要求3所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：在步骤23)中，所述的两列非对称滚道滚子修正系数计算具体如下：
依据ISO281和ISO/TS 16281标准定义中滚道寿命修正系数公式：
当α≤45°时
Figure FDA0002652739080000072
Figure FDA0002652739080000073
Figure FDA0002652739080000074
当45＜α≤90°时
Figure FDA0002652739080000081
Figure FDA0002652739080000082
Figure FDA0002652739080000083
其中，aiso为修正系数，κ为润滑剂粘度比，ec为润滑剂污染因子，Cu为疲劳载荷寿命，P为套圈当量动载荷；
将滚道A、滚道B第k片滚子等效的套圈当量动载荷PA,k、PB,k分别替代公式中的套圈当量动载荷P，分别得到滚道A第k片滚动体寿命修正系数aisoA,k、滚道B第k片滚动体寿命修正系数aisoB,k，对于滚道A，k＝[1，2，...mA]，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，对于滚道B，k＝[1，2，...mB],mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
10.根据权利要求3所述的风电机组非对称双列圆锥滚子主轴承的设计方法，其特征在于：在步骤24)中，所述的轴承的修正额定寿命计算具体如下：
结合两列非对称滚道滚子的修正系数和滚道基本额定寿命，并根据修正额定寿命公式得出轴承的修正额定寿命L10r,
Figure FDA0002652739080000084
其中,aisoA,k为滚道A第k片滚动体寿命修正系数，aisoB,k为滚道B第k片滚动体寿命修正系数，qAc,i为滚道A内圈额定切片滚动体动负荷,qAc,o为滚道A外圈额定切片滚动体动负荷,qBc,i为滚道B内圈额定切片滚动体动负荷,qBc,o为滚道B外圈额定切片滚动体动负荷,qAe,i,k为滚道A内圈第k片当量动载荷,qAe,o,k为滚道A外圈第k片当量动载荷,qBe,i,k为滚道B内圈第k片当量动载荷,qBe,o,k为滚道B外圈第k片当量动载荷，mA为滚道A滚动体沿滚子径向切片数量，mB为滚道B滚动体沿滚子径向切片数量。
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CN112253619A (zh) * 2020-11-25 2021-01-22 瓦房店轴承集团国家轴承工程技术研究中心有限公司 风电主轴用大锥角双列圆锥滚子轴承

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