CN112329305A - 一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法 - Google Patents

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Abstract

一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，设置变桨轴承连接系统的有限元模型，根据模型计算得出不同极限载荷下变桨轴承的变形量、以及不同疲劳载荷下变桨轴承的变形量，最后根据上述两组变形量确定软带位置以及打磨量。本发明通过建立变桨轴承连接系统的有限元模型来计算得出极限载荷下轴承的变形量和疲劳载荷下轴承的变形量，结合考虑两种不同载荷下的变形量来确定软带的放置位置和软带的打磨量，这样得出的结果更加合理。

Description

一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法
技术领域
本发明涉及风电机组设计的领域，具体涉及一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法。
背景技术
近年来，随着风电机组功率的增大及叶片长度的增加，变桨轴承故障问题一直层出不穷，因此，对于变桨轴承的深入研究就显得尤为紧迫，但是目前行业内对于变桨轴承的研究主要还是集中在轴承本身的强度、滚道接触角、轴承螺栓孔强度、螺栓强度等方面，如申请号CN201720513839.4，名称为“增加风电机组变桨轴承与轮毂侧连接螺栓强度的加强法兰”的实用新型专利申请，申请号CN201811458049.6，名称为“低风速风电机组螺栓智能布局设计方法、装置及风电机组”的发明专利申请都是考虑变桨结构中螺栓的设计，而对于变桨轴承软带位置的放置、软带打磨量的设计研究还不够。按照理论设计，软带位置滚珠与滚道之间是不接触的，但是如果将软带放置在载荷较大区域，或者软带打磨的深度不能满足该处的变形量要求，软带区域就会与滚珠接触，产生压力。由于滚道软带位置没有经过热处理，强度和硬度都比滚珠要低很多，接触次数多了就会导致轴承滚道首先在软带位置出现破坏，进而导致整个轴承滚道的损坏，后果极其严重。因此研究变桨轴承软带的放置区域，软带位置的打磨量对于变桨轴承的设计、使用甚至风电机组的安全运行都有极其重要的价值。而现有技术中，风电机组变桨轴承软带的放置位置通常都是基于极限载荷状态下变形最小的区域而定，软带位置的打磨量也是依据各个厂家的经验数据，并没有理论计算的支撑。但是在变桨轴承的实际运行过程中受力非常复杂，不止变桨轴承在旋转，风轮也在转动，风轮每转一圈，变桨轴承就要承受一个周期的交变载荷，而且极限载荷最大的位置和疲劳交变载荷的最大位置并不在同一个区域，因此，只单纯考虑极限载荷去定软带位置是不合理的，软带打磨量基于经验数据确定也是不合理的，因为，不同的叶片和风场载荷都不同，相应的变桨轴承变形量也不同，对软带打磨量的要求也不同。所以需要一种既考虑极限载荷又考虑疲劳载荷的方法来确定软带的放置位置及打磨量。
发明内容
本发明针对当前风电机组变桨轴承设计中仅根据极限载荷来确定软带的放置位置及凭经验确定软带打磨量的问题，提出了一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，结合考虑变桨轴承的极限载荷和疲劳载荷来确定软带的放置位置及打磨量，提高变桨轴承的使用寿命。
本发明为解决上述问题所采用的技术手段为：一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，设置变桨轴承连接系统的有限元模型，根据模型计算得出不同极限载荷下变桨轴承的变形量、以及不同疲劳载荷下变桨轴承的变形量，最后根据上述两组变形量确定软带位置以及打磨量。
进一步地，根据模型计算变形量时，分别计算出不同角度时的变桨轴承的极限载荷对应的变形量，得到极限载荷工况下轴承的最大变形量和最小变形量，及其对应的角度位置。
进一步地，根据模型计算变形量时，分别计算出不同角度时的变桨轴承的疲劳载荷对应的变形量，得到疲劳载荷工况下轴承的最大变形量和最小变形量，及其对应的角度位置。
进一步地，将不同极限载荷工况时的变形量与不同疲劳载荷工况时的变形量放在同一条件下对比，得到极限载荷和疲劳载荷变形量都小的区域，作为软带的放置角度位置。
进一步地，将轴承最大的变形量作为软带的最小打磨量。
进一步地，采用非线性弹簧单元来模拟轴承滚珠与滚道的载荷-变形量关系，以滚珠四个接触点在滚道内的运动模拟计算一定载荷下轴承的变形量。
进一步地，根据公式
Figure BDA0002762268730000021
计算出一定载荷下轴承的变形量，其中δ为变形量，Q为载荷，vⅠ和vⅡ均为泊松比，E为弹性模量，δ*是基于Hertz接触计算理论的F(ρ)的函数，F(ρ)为曲率差，∑ρ为曲率和。
进一步地，∑ρ＝ρI1+ρI2+ρⅡ1+ρⅡ2，
Figure BDA0002762268730000022
其中ρI1、ρI2、ρⅡ1、ρⅡ2分别为滚珠四个接触点处的滚道曲率。
进一步地，采用Bladed仿真软件仿真各类工况得到各个角度下的载荷。
进一步地，根据Q＝Mx×cosα+My×cos(90-α)，其中Mx为与风轮转轴平行方向的载荷，My为与Mx方向垂直的载荷，α为与风轮转轴平行的方向的夹角。
本发明的有益效果是：
1.本发明通过建立变桨轴承连接系统的有限元模型来计算得出极限载荷下轴承的变形量和疲劳载荷下轴承的变形量，结合考虑两种不同载荷下的变形量来确定软带的放置位置和软带的打磨量，这样得出的结果更加合理。
2.本发明计算的不同角度的极限载荷和疲劳载荷以及不同载荷下的轴承变形量结果更准确，对于风电机组变桨轴承的生产及使用具有重大价值。
附图说明
图1为实施例一非线性弹簧单元模拟载荷-变形量示意图；
图2为实施例一轴承载荷-变形量关系曲线图；
图3为实施例一X、Y、Z轴方向设定示意图；
图4为实施例一为变桨轴承极限载荷下角度与轴承变形量之间的关系曲线图；
图5为实施例一为变桨轴承疲劳载荷下角度与轴承变形量之间的关系曲线图；
图6为图4和图5的对比示意图。
具体实施方式
下面结合附图对本发明进一步说明。其中，附图仅用于示例性说明，表示的仅是示意图，而非实物图，不能理解为对本专利的限制；为了更好地说明本发明的实施例，附图某些部件会有省略、放大或缩小，并不代表实际产品的尺寸；对本领域技术人员来说，附图中某些公知结构及其说明可能省略是可以理解的。
实施例一
一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，利用叶片、轮毂和变桨轴承通过螺栓连接成一个变桨轴承连接系统的有限元模型，叶根中心与叶片假体上端面绑定，叶根载荷施加在叶根中心，约束主轴端面和叶跟中心点z向自由度，同时采用旋转对称约束轮毂体的1/3端面。
利用变桨轴承连接系统的有限元模型分析计算得出轴承在各载荷情况下轴承的变形量，本实施例中，采用非线性弹簧单元来模拟轴承滚珠与滚道的载荷-变形量关系，如图1所示，以滚珠与滚道接触的四个点O1、O2、O3、O4在滚道内的运动模拟计算一定载荷下轴承的变形量，根据公式
Figure BDA0002762268730000031
计算出一定载荷下轴承的变形量，其中δ为变形量，Q为载荷，vⅠ和vⅡ均为泊松比，E为弹性模量，δ*是基于Hertz接触计算理论的F(ρ)的函数，F(ρ)为曲率差，
Figure BDA0002762268730000032
∑ρ为曲率和，∑ρ＝ρI1+ρI2+ρⅡ1+ρⅡ2，其中ρI1、ρI2、ρⅡ1、ρⅡ2分别为滚珠四个接触点O1、O3、O2、O4处的滚道曲率，如图2所示，得到一组载荷与轴承变形量之间的关系曲线图。
由于不同角度时极限载荷和疲劳载荷的不同，如图3所示，设定叶根节圆中心即叶片与变桨轴承的交叉点作为原点，与风轮转轴平行的方向为X方向，与X轴垂直、沿叶片轴向指向一个叶片叶尖处的方向为Y方向，与X轴垂直、与X和Z形成右手坐标系的方向为Y方向，与X轴方向的夹角为α，选定Mx方向为X轴方向所承受的载荷，My方向为Y轴方向所承受的载荷，根据Bladed仿真软件得到各角度下的载荷：Q＝Mx×cosα+My×cos(90-α)，然后通过极限载荷与等效疲劳载荷统计得到各个角度下的载荷值，再从图2中找出各载荷下对应的轴承变形量，如图4所示，得到一组极限载荷下角度与轴承变形量之间的关系曲线图，如本实施例中，在极限载荷工况下，当轴承处于70°角度时，轴承的变形量达到最大，为0.336mm，当处于170°角度时，轴承的变形量为最小，为0.1871mm；以及如图5所示，得到一组疲劳载荷下角度与轴承变形量之间的关系曲线图，在本实施例中的疲劳载荷工况下，当处于20°角度时，轴承的变形量达到最大，为0.2619mm，当处于110°角度时，轴承的变形量为最小，为0.1518mm。如图4所示，将上述图4和图5两组曲线放到同一条件下对比，，如图6所示，得到极限载荷工况和疲劳载荷工况下变形量都比较小的区域以及变形量的最大值，分别作为变桨轴承软带位置的放置区域以及软带打磨量的最小值，如本实施例中，当轴承位置在20°角度位置和152°角度位置时，两条曲线相交，而在152°角度位置时，极限载荷工况下和疲劳载荷工况下对应的变形量都较小，故将软带放置在152°角度位置是比较合理的。另外，两条曲线对应的最大变形量为0.336mm，即将此值作为软带的最小打磨量。
以上实施例仅供说明本发明之用，而非对本发明的限制，有关技术领域的技术人员在不脱离本发明的精神和范围的情况下，还可以做出各种变化或变换，因此所有等同的技术方案也应该属于本发明的保护范围，本发明的保护范围应该由各权利要求限定。

Claims (10)

1.一种风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：设置变桨轴承连接系统的有限元模型，根据模型计算得出不同极限载荷下变桨轴承的变形量、以及不同疲劳载荷下变桨轴承的变形量，最后根据上述两组变形量确定软带位置以及打磨量。
2.如权利要求1所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：根据模型计算变形量时，分别计算出不同角度时的变桨轴承的极限载荷对应的变形量，得到极限载荷工况下轴承的最大变形量和最小变形量，及其对应的角度位置。
3.如权利要求2所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：根据模型计算变形量时，分别计算出不同角度时的变桨轴承的疲劳载荷对应的变形量，得到疲劳载荷工况下轴承的最大变形量和最小变形量，及其对应的角度位置。
4.如权利要求3所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：将不同极限载荷工况时的变形量与不同疲劳载荷工况时的变形量放在同一条件下对比，得到极限载荷和疲劳载荷变形量都小的区域，作为软带的放置角度位置。
5.如权利要求4所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：将轴承最大的变形量作为软带的最小打磨量。
6.如权利要求3所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：采用非线性弹簧单元来模拟轴承滚珠与滚道的载荷-变形量关系，以四个滚珠在滚道内的运动模拟计算一定载荷下轴承的变形量。
7.如权利要求6所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：根据公式
Figure FDA0002762268720000011
计算出一定载荷下轴承的变形量，其中δ为变形量，Q为载荷，vⅠ和vⅡ均为泊松比，E为弹性模量，δ*是基于Hertz接触计算理论的F(ρ)的函数，F(ρ)为曲率差，∑ρ为曲率和。
8.如权利要求3所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：∑ρ＝ρI1+ρI2+ρⅡ1+ρⅡ2，
Figure FDA0002762268720000012
其中ρI1、ρI2、ρⅡ1、ρⅡ2分别为滚珠四个接触点处的滚道曲率。
9.如权利要求8所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：采用Bladed仿真软件仿真各类工况得到各个角度下的载荷。
10.如权利要求9所述的风电机组变桨轴承软带位置及打磨量的确定方法，其特征在于：根据Q＝Mx×cosα+My×cos(90-α)，其中Mx为与风轮转轴平行方向的载荷，My为与Mx方向垂直的载荷，α为与风轮转轴平行的方向的夹角。
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