CN113468691A - 风力发电机组的传动轴系的设计方法 - Google Patents

风力发电机组的传动轴系的设计方法 Download PDF

Info

Publication number
CN113468691A
CN113468691A CN202110801848.4A CN202110801848A CN113468691A CN 113468691 A CN113468691 A CN 113468691A CN 202110801848 A CN202110801848 A CN 202110801848A CN 113468691 A CN113468691 A CN 113468691A
Authority
CN
China
Prior art keywords
bearing
load
axial
current
static
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN202110801848.4A
Other languages
English (en)
Other versions
CN113468691B (zh
Inventor
李小伟
曹广启
孙振军
许梦华
李晓强
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Shanghai Electric Wind Power Group Co Ltd
Original Assignee
Shanghai Electric Wind Power Group Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Shanghai Electric Wind Power Group Co Ltd filed Critical Shanghai Electric Wind Power Group Co Ltd
Priority to CN202110801848.4A priority Critical patent/CN113468691B/zh
Publication of CN113468691A publication Critical patent/CN113468691A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN113468691B publication Critical patent/CN113468691B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/10—Geometric CAD
    • G06F30/17—Mechanical parametric or variational design
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/20—Design optimisation, verification or simulation
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2113/00—Details relating to the application field
    • G06F2113/06—Wind turbines or wind farms
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/14—Force analysis or force optimisation, e.g. static or dynamic forces
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E10/00—Energy generation through renewable energy sources
    • Y02E10/70—Wind energy
    • Y02E10/72—Wind turbines with rotation axis in wind direction

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Theoretical Computer Science (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Evolutionary Computation (AREA)
  • Computer Hardware Design (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Pure & Applied Mathematics (AREA)
  • Mathematical Optimization (AREA)
  • Mathematical Analysis (AREA)
  • Computational Mathematics (AREA)
  • Wind Motors (AREA)

Abstract

本申请提供一种风力发电机组的传动轴系的设计方法，包括：S51、建立传动轴系的计算模型，计算模型用于将风力发电机组在风轮中心处的第一载荷信息转换至风力发电机组分别在第一轴承的受载点及第二轴承的受载点处的第二载荷信息，第二载荷信息包括对应轴承的径向载荷和轴向载荷；S52、根据第二载荷信息，对第一轴承和第二轴承的静强度和/或疲劳寿命进行评估；S53、根据评估结果，调整第一轴承和/或第二轴承的设计参数大小，设计参数包括径向尺寸、宽度、公称接触角和安装于旋转轴的位置中的至少一个。本申请的风力发电机组的传动轴系的设计方法大大缩短了风力发电机组的开发周期，满足日益竞争激励的风电平价市场。

Description

风力发电机组的传动轴系的设计方法
技术领域
本申请涉及风力发电机组领域，尤其涉及一种风力发电机组的传动轴系的设计方法。
背景技术
随着风电行业平价市场的到来，对风力发电机组的经济性、可靠性要求越来越高，风力发电机组的开发周期也被大大缩短。为了提升风力发电机组的经济性和竞争能力，风力发电机组的容量、叶轮直径逐渐增大，这必然使得风力发电机组的整机载荷也越来越大。风力发电机组的主轴承是载荷传递的重要部件，其承载能力、成本控制和开发周期对风力发电机组的整机开发设计起到了至关重要的作用。
目前，风力发电机组的传动轴系多选用双列球面滚子轴承，基于双列球面滚子轴承，传动轴系的支撑型式主要有两种，一种是三点支撑设计，一种是两点支撑设计。三点支撑采用一个双列球面滚子轴承支撑风轮旋转轴和齿轮箱扭力臂弹性支撑的设计方案，两点支撑采用一个球面滚子轴承和一个调心滚子轴承支撑风轮旋转轴，或是一个球面滚子轴承和一个圆柱滚子轴承支撑风轮旋转轴的设计方案。双列球面滚子轴承上没有预紧力，受载后单个滚子可能存在不转动的情况，从而导致滑动，这样会产生非常大的尖峰载荷，严重影响双列球面滚子轴承的寿命；在风轮轴向载荷较大的时候，双列球面滚子轴承易出现单列滚子受载现象，这使得受载列滚子的载荷大大增加。对于三点支撑设计，风轮中心的所有载荷分量均会传递至齿轮箱，提高了齿轮箱设计的难度和成本；对于两点支撑设计，整体刚度较小，结构变形较大，对风轮旋转轴及轴承支撑结构的要求较高。目前传动轴系的支撑设计已无法满足大兆瓦、重载荷风力发电机组对经济性的要求。
发明内容
本申请提供一种风力发电机组的传动轴系的设计方法。
具体地，本申请是通过如下技术方案实现的：
本申请实施例提供一种风力发电机组的传动轴系的设计方法，所述传动轴系包括：旋转轴，所述旋转轴的一端用于连接所述风力发电机组的风轮；第一轴承，套设于所述旋转轴靠近所述风轮的一端；第二轴承，套设于所述旋转轴远离所述风轮的一端，其中，所述第一轴承的受载点与所述第二轴承的受载点的距离大于所述第一轴承的中心与所述第二轴承的中心的距离；所述方法包括：
建立所述传动轴系的计算模型，所述计算模型用于将所述风力发电机组在风轮中心处的第一载荷信息转换至所述风力发电机组分别在所述第一轴承的受载点及所述第二轴承的受载点处的第二载荷信息，所述第二载荷信息包括对应轴承的径向载荷和轴向载荷；
根据所述第二载荷信息，对所述第一轴承和所述第二轴承的静强度和/或疲劳寿命进行评估；
根据评估结果，调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，所述设计参数包括径向尺寸、宽度、公称接触角和安装于所述旋转轴的位置中的至少一个。
可选地，所述建立所述传动轴系的计算模型，包括：
确定旋转轴的质量、所述旋转轴相对水平面的仰角、所述第一轴承的中心至所述风力中心的第一距离，所述第一轴承的中心至所述第二轴承的中心的第二距离、所述第一轴承的受载点至所述第一轴承的中心的第三距离、所述第一轴承的中心至所述旋转轴的重心的第四距离及所述第二轴承的中心至所述第二轴承的受载点的第五距离；
根据所述第一载荷信息、所述质量、所述仰角、所述第一距离、所述第二距离、所述第三距离、所述第四距离和所述第五距离，建立所述传动轴系的计算模型。
可选地，所述第一轴承和所述第二轴承的静强度的评估过程分别包括：
根据当前轴承的第一尺寸参数，确定所述当前轴承的基本额定静载荷，所述第一尺寸参数包括：所述当前轴承的滚子直径、滚子长度、公称接触角、滚子个数以及滚子组的节圆直径；
根据所述当前轴承的径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量静载荷；
根据所述基本额定静载荷和所述当量静载荷，确定所述当前轴承的静强度安全系数。
可选地，所述根据所述当前轴承的径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量静载荷：
确定所述当前轴承的静载荷系数，所述静载荷系数包括轴向静载荷系数和径向静载荷系数，其中所述当前轴承的径向静载荷系数为根据所述当前轴承的公称接触角确定；
根据所述当前轴承的径向载荷和径向静载荷系数，确定所述当前轴承的派生轴向力；
根据所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向静载荷；
根据所述当前轴承的轴向静载荷系数、径向静载荷系数、径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量静载荷。
可选地，所述根据所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向静载荷，包括：
比较所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承的派生轴向力之和相对所述第一轴承的派生轴向力的大小；
当所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承的派生轴向力之和大于或等于所述第一轴承的派生轴向力时，所述第一轴承的轴向静载荷的大小等于所述第二轴承的轴向静载荷与所述第一载荷信息中的轴向载荷之和，所述第二轴承的轴向静载荷的大小等于所述第二轴承的派生轴向力大小；
当所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承的派生轴向力之和小于所述第一轴承的派生轴向力时，所述第一轴承的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承的派生轴向力大小，所述第二轴承的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承的轴向静载荷减去所述第一载荷信息中的轴向载荷获得的差值大小。
可选地，所述当前轴承的静强度安全系数大小等于所述当前轴承的基本额定静载荷与当量静载荷的比值大小。
可选地，所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命的评估过程分别包括：
根据当前轴承的第二尺寸参数，确定所述当前轴承的基本额定动载荷，所述第二尺寸参数包括：所述当前轴承的滚子直径、滚子长度、公称接触角和滚子个数；
根据所述当前轴承的径向动载荷和轴向动载荷，确定所述当前轴承的当量动载荷，所述径向动载荷和轴向动载荷分别为所述当前轴承在不同时刻的径向载荷和轴向载荷；
根据所述当量动载荷及风轮在不同时刻的转速，确定所述当前轴承的平均当量动载荷和平均当量转速；
根据所述当前轴承的基本额定动载荷、平均当量动载荷和平均当量转速，确定所述当前轴承的基本额定寿命。
可选地，所述根据所述当前轴承在不同时刻的径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量动载荷，包括：
根据所述当前轴承的径向动载荷及预设径向动载荷系数，确定所述当前轴承在不同时刻的派生轴向力，其中所述预设径向动载荷系数为根据所述当前轴承的公称接触角确定；
根据不同时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向动载荷；
根据所述当前轴承的径向动载荷、轴向动载荷与公称接触角，确定所述当前轴承的动载荷系数，所述动载荷系数包括轴向动载荷系数和径向动载荷系数；
根据所述当前轴承的轴向动载荷系数、径向动载荷系数、径向动载荷和轴向动载荷，确定所述当前轴承的当量动载荷。
可选地，所述根据不同时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向动载荷，包括：
比较各时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承在对应时刻的派生轴向力之和相对所述第一轴承在对应时刻的派生轴向力大小；
当当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承在所述当前时刻的派生轴向力之和大于或等于所述第一轴承在所述当前时刻的派生轴向力时，所述第一轴承在所述当前时刻的轴向动载荷的大小等于所述第二轴承在所述当前时刻的轴向动载荷与所述当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷之和，所述第二轴承在所述当前时刻的轴向动载荷的大小等于所述当前时刻的所述第二轴承的派生轴向力大小；
当当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承在所述当前时刻的派生轴向力之和小于所述第一轴承在所述当前时刻的派生轴向力时，所述第一轴承在所述当前时刻的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承在所述当前时刻的派生轴向力大小，所述第二轴承在所述当前时刻的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承在所述当前时刻的轴向静载荷减去所述当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷获得的差值大小。
可选地，所述根据所述当前轴承的径向动载荷、轴向动载荷与公称接触角，确定所述当前轴承的动载荷系数，包括：
比所述当前轴承在当前时刻的轴向动载荷与径向动载荷的比值相对所述当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍的大小；
当所述当前轴承的轴向动载荷与径向动载荷的比值大于所述当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍时，所述当前轴承在所述当前时刻的径向动载荷系数的大小等于0.4，所述当前轴承在所述当前时刻的轴向动载荷系数的大小等于所述当前轴承的公称接触角的余切的0.4倍；
当所述当前轴承的轴向动载荷与径向动载荷的比值大于所述当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍时，所述当前轴承在所述当前时刻的径向动载荷系数的大小等于1，所述当前轴承在所述当前时刻的轴向动载荷系数的大小等于0。
可选地，所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命的评估过程还分别包括：
对所述当前轴承的基本额定寿命进行修正，获得修正额定寿命。
可选地，所述根据评估结果，调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，包括：
判断所述第一轴承和所述第二轴承的静强度是否在期望静强度范围内和/或所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命是否在期望寿命范围内；
当所述第一轴承和/或所述第二轴承的静强度在所述期望静强度范围之外和/或所述第一轴承和/或所述第二轴承的疲劳寿命在期望寿命范围之外时，调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，并在参数调整后，重新评估所述第一轴承和所述第二轴承的静强度和/或疲劳寿命，直至所述述第一轴承和所述第二轴承的静强度均在所述期望静强度范围内和/或所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命均在期望寿命范围内。
可选地，所述调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，包括：
先调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的径向尺寸、宽度、公称接触角中的至少一个，再调整所述第一轴承和/或所述第二轴承安装于所述旋转轴的位置；
所述方法还包括：
在每次参数调整后，重新评估所述第一轴承和所述第二轴承的静强度和/或疲劳寿命。
根据本申请实施例提供的技术方案，通过建立传动轴系的计算模型，将风力发电机组在风轮中心处的第一载荷信息转换至风力发电机组分别在第一轴承的受载点及第二轴承的受载点处的第二载荷信息，相比现有的有限元分析，有利于快速实现传动轴系的布置方案、轴承选型及成本控制的寻优，并大大缩短了风力发电机组的开发周期，满足日益竞争激励的风电平价市场。
应当理解的是，以上的一般描述和后文的细节描述仅是示例性和解释性的，并不能限制本申请。
附图说明
此处的附图被并入说明书中并构成本说明书的一部分，示出了符合本申请的实施例，并与说明书一起用于解释本申请的原理。
图1是本申请一示例性实施例示出的一种风力发电机组的传动轴系的结构示意图；
图2是本申请一示例性实施例示出的一种单列圆锥滚子轴承的结构示意图；
图3是本申请一示例性实施例示出的一种单列圆锥滚子轴承的公称接触角及单列圆锥滚子轴承的受力分析示意图；
图4是本申请一示例性实施例示出的一种第一轴承和第二轴承的位置关系示意图；
图5是本申请一示例性实施例示出的一种传动轴系的设计方法的流程示意图；
图6是本申请一示例性实施例示出的一种传动轴系的力学模型的示意图。
附图标记：
1、旋转轴；2、第一轴承；3、第二轴承；4、第一支撑；5、第二支撑。
具体实施方式
这里将详细地对示例性实施例进行说明，其示例表示在附图中。下面的描述涉及附图时，除非另有表示，不同附图中的相同数字表示相同或相似的要素。以下示例性实施例中所描述的实施方式并不代表与本申请相一致的所有实施方式。相反，它们仅是与如所附权利要求书中所详述的、本申请的一些方面相一致的装置和方法的例子。
在本申请使用的术语是仅仅出于描述特定实施例的目的，而非旨在限制本申请。在本申请和所附权利要求书中所使用的单数形式的“一种”、“所述”和“该”也旨在包括多数形式，除非上下文清楚地表示其他含义。还应当理解，本文中使用的术语“和/或”是指并包含一个或多个相关联的列出项目的任何或所有可能组合。
应当理解，尽管在本申请可能采用术语第一、第二、第三等来描述各种信息，但这些信息不应限于这些术语。这些术语仅用来将同一类型的信息彼此区分开。例如，在不脱离本申请范围的情况下，第一信息也可以被称为第二信息，类似地，第二信息也可以被称为第一信息。取决于语境，如在此所使用的词语“如果”可以被解释成为“在……时”或“当……时”或“响应于确定”。
下面结合附图，对本申请的风力发电机组的传动轴系的设计方法进行详细说明。在不冲突的情况下，下述的实施例及实施方式中的特征可以相互组合。
本申请实施例的风力发电机组可包括风轮及传动轴系。
风力发电机组还可包括机舱、设于机舱内的齿轮箱以及设于机舱内的发电机。
图1是本申请一示例性实施例示出的一种风力发电机组的传动轴系的结构示意图。参见图1，本申请实施例的传动轴系可包括旋转轴1、第一轴承2和第二轴承3，其中，旋转轴1的一端用于连接风力发电机组的风轮。第一轴承2套设于旋转轴1靠近风轮的一端，第二轴承3套设于旋转轴1远离风轮的一端。本申请实施例中，第一轴承2的受载点与第二轴承3的受载点的距离大于第一轴承2的中心与第二轴承3的中心的距离。这也就是说，第一轴承2和第二轴承3的受载力臂变长，第一轴承2和第二轴承3在各自的受载点处的径向载荷与轴向载荷变小，从而可降低第一轴承2和第二轴承3尺寸，实现部件成本的降低。
本申请实施例中，第一轴承2与第二轴承3共同支撑旋转轴1绕该旋转轴1的中心轴旋转，且第一轴承2和第二轴承3均为单列圆锥滚子轴承。本申请实施例的传动轴系，采用两个单列圆锥滚子轴承支撑旋转轴1绕其自身的中心轴旋转，单列圆锥滚子轴承可承受以径向为主的径、轴向联合载荷，确保齿轮箱仅受纯扭矩作用，提升了齿轮箱的寿命和可靠性；同时，单列圆锥滚子轴承具有预紧力，不但提升了传动轴系的承载能力，而且大大提升了传动轴系整体的刚度，结构变形较小，降低了第一轴承2和第二轴承3对旋转轴1的刚度要求，有利于风力发电机组成本的降低。
本申请实施例的旋转轴1远离风轮的一端用于连接齿轮箱。
需要说明的是，第一轴承2和第二轴承3除旋转轴1绕该旋转轴1的中心轴旋转，还约束旋转轴1的其他运动。
其中，在某些实施例中，旋转轴1为风轮的旋转轴；在某些实施例中，旋转轴1独立于风轮，风轮转动，带动旋转轴1转动。
本申请实施例的传动轴系还可包括第一支撑4和第二支撑5，其中，第一支撑4套设于第一轴承2，第二支撑5套设于第二轴承3。
可选地，第一轴承2与旋转轴1、第一支撑4分别过盈配合，第二轴承3与旋转轴1、第二支撑5分别过盈配合，这样，第一轴承2和第二轴承3在运行的过程中始终处于预紧状态，提升了传动轴系的整体刚度，在较大的动态载荷作用下，传动轴系的结构变形相对较小。应当理解的是，在其他实施例中，第一轴承2与旋转轴1、第一支撑4分别紧配合，第二轴承3与旋转轴1、第二支撑5分别紧配合，只需传动轴系的整体刚度及结构强度满足需求。
参见图2，第一轴承2和第二轴承3分别包括内圈、外圈、设置于内圈和外圈之间的保持架以及设置于保持架且沿同一周向间隔排布的多个滚子，本实施例中，第一轴承2的外圈、第二轴承3的外圈、第一支撑4及第二支撑5保持静止不动，第一轴承2及第二轴承3的内圈与旋转轴1保持相对静止，随旋转轴1一起绕旋转轴1的中心轴转动，
为达到第一轴承2与旋转轴1、第一支撑4分别过盈配合的目的，可采用如下方式安装第一轴承2：
(1)、将第一轴承2的内圈和外圈分离，此时，第一轴承2的保持架和多个滚子与内圈未分离；
(2)、加热第一轴承2的内圈，这样，第一轴承2的内圈受热膨胀，在第一轴承2的内圈处于膨胀状态下，将第一轴承2的内圈套设于旋转轴1，冷却后，第一轴承2的内圈收缩变小，达到第一轴承2的内圈与旋转轴1过盈配合的目的；
(3)、加热第一支撑4上对应安装第一轴承2的外圈的位置，使得第一支撑4的对应位置受热膨胀，此时，将第一轴承2的外圈安装至第一支撑4的对应位置，冷却后，第一支撑4的对应位置收缩变小，达到第一轴承2的外圈与第一支撑4过盈配合的目的；
(4)、安装第一支撑4至旋转轴1，使得第一轴承2的外圈套设于第一轴承2的滚子组(第一轴承2的多个滚子组成滚子组)。
第二轴承3与旋转轴1、第二支撑5分别过盈配合的实现过程类似于第一轴承2与旋转轴1、第一支撑4分别过盈配合的实现过程，不再赘述。
可选地，第一轴承2的多个滚子形成的空间的径向尺寸由靠近风轮的一侧至远离风轮的一侧逐渐减小，第二轴承3的多个滚子形成的空间的径向尺寸由靠近风轮的一侧至远离风轮的一侧逐渐增大，即第一轴承2和第二轴承3采用“背靠背”布置型式，使得第一轴承2的受载点与第二轴承3的受载点的距离大于第一轴承2的中心与第二轴承3的中心的距离。
参见图3，单列圆锥滚子轴承受力时，图3中的圆圈为该单列圆锥滚子轴承的受载点。进一步参见图4，图4中，第一轴承2和第二轴承3采用“背靠背”布置型式，第一轴承2的中心为21，受载点为22，第二轴承3的中心为31，受载点为32，第一轴承2的受载点与第二轴承3的受载点的距离为(L2+Lr+Lf)，第一轴承2的中心与第二轴承3的中心的距离为L2，(L2+Lr+Lf)>L2。
需要说明的是，也可采用其他结构布局方式来实现第一轴承2的受载点与第二轴承3的受载点的距离大于第一轴承2的中心与第二轴承3的中心的距离，不限于上述第一轴承2和第二轴承3采用“背靠背”布置型式的布局方式。
第一轴承2的承载能力大于第二轴承3的承载能力，如此设计，使得传动轴系靠近风轮一端能够承载更大载荷，满足实际的受力需求。本实施例中，承载能力包括轴向承载能力和径向承载能力，则第一轴承2的径向承载能力大于第二轴承3的径向承载能力，第一轴承2的轴向承载能力大于第二轴承3的轴向承载能力。
其中，承载能力表示能够承受的力(包括径向承载力和轴向承载力)的大小，如图3，单列圆锥滚子轴承受力时，径向承载力为Fr，轴向承载力为Fa(考虑外部轴向载荷和派生轴向力)。
第一轴承2的承载能力由第一轴承2的公称接触角、宽度和径向尺寸等参数决定，第二轴承3的承载能力由第二轴承3的公称接触角、宽度和径向尺寸等参数决定，因此，可通过设计第一轴承2和第二轴承3的公称接触角、宽度和径向尺寸中的至少一个来设计第一轴承2的承载能力和/或第二轴承3的承载能力大小，使得第一轴承2的承载能力大于第二轴承3的承载能力。
为使得第一轴承2的承载能力大于第二轴承3的承载能力，可选地，第一轴承2的公称接触角大于第二轴承3的公称接触角，和/或第一轴承2的宽度大于第二轴承3的宽度，和/或第一轴承2的径向尺寸大于第二轴承3的径向尺寸。需要说明的是，宽度是指平行于传动轴系的轴向的宽度，径向尺寸包括内圈直径和外圈直径。
如图3，单列圆锥滚子轴承的公称接触角为α。第一轴承2和第二轴承3承受轴向载荷能力由各自的公称接触角决定，公称接触角越大，轴向承载能力就越大，因此可通过调整公称接触角来平衡轴向载荷和径向载荷，满足重载风力发电机组的设计要求。
可选地，第一轴承2、第二轴承3的公称接触角均大于或等于10°，并小于或等于20°，示例性的，第一轴承2的公称接触角为15°，第二轴承3的公称接触角为10°；又如，第一轴承2的公称接触角为20°，第二轴承3的公称接触角为15°，从而在满足装配需求的前提下，确保第一轴承2的承载能力高于所述第二轴承3的承载能力。本实施例根据风力发电机组的载荷水平，通过第一轴承2和第二轴承3的公称接触角的大小进行设计，寻求第一轴承2、第二轴承3的径向承载能力和轴向承载能力的最优，深度挖掘第一轴承2和第二轴承3的承载能力，降低第一轴承2和第二轴承3的尺寸，减少第一轴承2和第二轴承3的成本。
可选地，第一轴承2与第二轴承3的轴向距离可调节，可通过调整第一轴承2的安装位置和/或第二轴承3的安装位置来实现第一轴承2与第二轴承3的轴向距离可调节，寻求传动轴系的承载能力、外形尺寸和成本的最优，满足对大容量、重载荷及成本控制的要求。
第一支撑4、第二支撑5可以为轴承座，也可以为机舱架。
在某些实施例中，在靠近第一轴承2的位置处，旋转轴1的外侧壁设有第一限位部，第一支撑4的内侧壁设有第二限位部，第一轴承2的一端端面抵接于第一限位部，另一端端面抵接于第二限位部。第一限位部和第二限位部的设计，确保第一轴承2在轴向不存在位移，具有较好的轴向定位性。同时，第一限位部一体成型于旋转轴1，第二限位部一体成型于第一支撑4，也避免设计独立的轴向定位结构，降低了传动轴系的结构设计成本。
在某些实施例中，在靠近第二轴承3的位置处，旋转轴1的外侧壁设有第三限位部，第二支撑5的内侧壁设有第四限位部，第二轴承3的一端端面抵接于第三限位部，另一端端面抵接于第四限位部。第三限位部和第四限位部的设计，确保第二轴承3在轴向不存在位移，具有较好的轴向定位性。同时，第三限位部一体成型于旋转轴1，第四限位部一体成型于第二支撑5，也避免设计独立的轴向定位结构，降低了传动轴系的结构设计成本。
在某些实施例中，在靠近第一轴承2的位置处，旋转轴1的外侧壁设有第一限位部，第一支撑4的内侧壁设有第二限位部，第一轴承2的一端端面抵接于第一限位部，另一端端面抵接于第二限位部。并且，在靠近第二轴承3的位置处，旋转轴1的外侧壁设有第三限位部，第二支撑5的内侧壁设有第四限位部，第二轴承3的一端端面抵接于第三限位部，另一端端面抵接于第四限位部。
第一限位部、第二限位部、第三限位部及第四限位部可以为凸起，也可以为其他限位结构。
另外，本申请实施例还提供一种风力发电机组的传动轴系的设计方法，通过建立传动轴系的计算模型，将风力发电机组在风轮中心处的第一载荷信息转换至风力发电机组分别在第一轴承2的受载点及第二轴承3的受载点处的第二载荷信息，相比现有的有限元分析，有利于快速实现传动轴系的布置方案、轴承选型及成本控制的寻优，并大大缩短了风力发电机组的开发周期，满足日益竞争激励的风电平价市场。
图5是本申请一示例性实施例示出的一种传动轴系的设计方法的流程示意图；本申请实施例的传动轴系的设计方法用于设计上述实施例中的传动轴系。参见图5，本申请实施例的传动轴系的设计方法可包括步骤S51～S53。
其中，在S51中，建立传动轴系的计算模型，计算模型用于将风力发电机组在风轮中心处的第一载荷信息转换至风力发电机组分别在第一轴承2的受载点及第二轴承3的受载点处的第二载荷信息，第二载荷信息包括对应轴承的径向载荷和轴向载荷。
可选地，第一载荷信息为轮毂坐标系下，风力发电机组在风轮中心处的载荷信息，其中，轮毂坐标系oxyz中，o为原点，ox平行于旋转轴1的中心轴，oz与ox向上垂直，oy垂直于旋转轴1的中心轴且使ox、oy、oz顺时针旋转。
参见图6，风力发电机组在风轮中心100处的第一载荷信息可包括如下分量：Fx，Fy、Fz、Mx、My和Mz，其中，F为载荷分量，M为扭矩分量。
风轮中心的Fx，Fy、Fz、My和Mz经旋转轴1、第一轴承2和第二轴承3，传递至第一支撑4和第二支撑5，再经风力发电机组的机架传至塔筒，风轮中心的Mx则经过风轮旋转轴1，传递至齿轮箱，这样的设计，确保齿轮箱仅受轴向扭矩的作用，提升了齿轮箱的寿命及可靠性。
又参见图6，第一轴承的第二载荷信息包括Fx1、Fy1、Fz1，结合图3，第一轴承的第二载荷信息还包括Fr1(径向载荷)和Fa1(轴向载荷)；第二轴承的第二载荷信息包括Fx2、Fy2、Fz2、Fr2(径向载荷)和Fa2(轴向载荷)。
具体地，根据图1所示的传动轴系的力学模型(力学模型如图6所示)，建立传动轴系的计算模型。其中，建立传动轴系的计算模型的过程可包括但不限于如下步骤：
(1)、确定旋转轴1的质量、旋转轴1相对水平面的仰角、第一轴承2的中心至风力中心的第一距离，第一轴承2的中心至第二轴承3的中心的第二距离、第一轴承2的受载点至第一轴承2的中心的第三距离、第一轴承2的中心至旋转轴1的重心的第四距离及第二轴承3的中心至第二轴承3的受载点的第五距离；
需要说明的是，第一轴承2的中心、第二轴承3的中心是指对应轴承的几何中心。
参见图6，旋转轴1的质量为Ms，旋转轴1相对水平面的仰角为
Figure BDA0003164884160000143
，第一轴承2的中心31至风轮中心100的第一距离为L1，第一轴承2的中心31至第二轴承3的中心41的第二距离为L2、第一轴承2的受载点32至第一轴承2的中心31的第三距离为Lf、第一轴承2的中心31至旋转轴1的重心200的第四距离为L3，第二轴承3的中心41至第二轴承3的受载点42的第五距离为Lr。
(2)、根据第一载荷信息、质量、仰角、第一距离、第二距离、第三距离、第四距离和第五距离，建立传动轴系的计算模型。
具体地，在xz平面内：
Figure BDA0003164884160000141
Figure BDA0003164884160000142
其中，Fy1、Fz1是第一轴承2的受载点处的y方向、z方向的载荷分量，Fy2、Fz2是第二轴承3的受载点处的y方向、z方向的载荷分量。
第一轴承2的受载点处的径向载荷Fr1、第二轴承3的受载点处的径向载荷Fr2分别为：
Figure BDA0003164884160000151
在S52中，根据第二载荷信息，对第一轴承2和第二轴承3的静强度和/或疲劳寿命进行评估。
在一些实施例中，根据第二载荷信息，对当前轴承(当前轴承包括第一轴承2和第二轴承3)的静强度和疲劳寿命中的一个进行评估；在一些实施例中，根据第二载荷信息，对当前轴承的静强度和疲劳寿命进行评估。
静强度、疲劳寿命的评估方式可选择模型法，也可选择其他方式。
示例性地，第一轴承2和第二轴承3的静强度的评估过程分别包括但不限于如下步骤：
(1)、根据当前轴承的第一尺寸参数，确定当前轴承的基本额定静载荷，第一尺寸参数包括：当前轴承的滚子直径、滚子长度、公称接触角、滚子个数以及滚子组的节圆直径；
可选地，第一轴承2的基本额定静载荷C01、第二轴承3的基本额定静载荷C02的计算公式如下：
Figure BDA0003164884160000152
其中，Dwe1、Dwe2分别是第一轴承2和第二轴承3的滚子直径，Lwe1、Lwe2分别是第一轴承2和第二轴承3的滚子长度，α1、α2分别是第一轴承2和第二轴承3的公称接触角，Z1、Z2分别是第一轴承2和第二轴承3的滚子个数，Dpw1、Dpw2分别是第一轴承2和第二轴承3的滚子组的节圆直径。
应当理解的是，第一轴承2的基本额定静载荷C01、第二轴承3的基本额定静载荷C02的计算方式不限于公式(4)，例如，还可以对公式(4)的计算结果进行修正，第一轴承2的基本额定静载荷C01、第二轴承3的基本额定静载荷C02为修正值。
(2)、根据当前轴承的径向载荷和轴向载荷，确定当前轴承的当量静载荷；
一种根据当前轴承的径向载荷和轴向载荷，确定当前轴承的当量静载荷的实现过程可包括如下步骤：
I、确定当前轴承的静载荷系数，静载荷系数包括轴向静载荷系数和径向静载荷系数，其中当前轴承的径向静载荷系数为根据当前轴承的公称接触角确定；
II、根据当前轴承的径向载荷和径向静载荷系数，确定当前轴承的派生轴向力；
具体地，比较第一载荷信息中的轴向载荷(即Fx)与第二轴承3的派生轴向力之和相对第一轴承2的派生轴向力的大小；当第一载荷信息中的轴向载荷与第二轴承3的派生轴向力之和大于或等于第一轴承2的派生轴向力时，第一轴承2的轴向静载荷的大小等于第二轴承3的轴向静载荷与第一载荷信息中的轴向载荷之和，第二轴承3的轴向静载荷的大小等于第二轴承3的派生轴向力大小；当第一载荷信息中的轴向载荷与第二轴承3的派生轴向力之和小于第一轴承2的派生轴向力时，第一轴承2的轴向静载荷的大小等于第一轴承2的派生轴向力大小，第二轴承3的轴向静载荷的大小等于第一轴承2的轴向静载荷减去第一载荷信息中的轴向载荷获得的差值大小。
III、根据第一载荷信息中的轴向载荷、第一轴承2的派生轴向力以及第二轴承3的派生轴向力，确定当前轴承的轴向静载荷；
IV、根据当前轴承的轴向静载荷系数、径向静载荷系数、径向载荷和轴向载荷，确定当前轴承的当量静载荷。
第一轴承2的轴向静载荷系数X01和径向静载荷系数Y01分别为：
Figure BDA0003164884160000161
第二轴承3的轴向静载荷系数X02和径向静载荷系数Y02分别为：
Figure BDA0003164884160000171
第一轴承2的派生轴向力F′0a1、第二轴承3的派生轴向力F′0a2分别为：
Figure BDA0003164884160000172
其中，F0r1、F0r2分别为第一轴承2、第二轴承3的径向静载荷，也即第一轴承2、第二轴承3的径向载荷。
当Fx+F′0a2≥F′0a1时，第一轴承2被压紧，第二轴承3被放松，则：
Figure BDA0003164884160000173
其中，F0a1、F0a2分别为第一轴承2和第二轴承3的轴向静载荷。
当Fx+F′0a2＜F′0a1时，第一轴承2被放松，第二轴承3被压紧，则：
Figure BDA0003164884160000174
第一轴承2的当量静载荷P01、第二轴承3的当量静载荷P02分别为：
Figure BDA0003164884160000175
(3)、根据基本额定静载荷和当量静载荷，确定当前轴承的静强度安全系数。
可选地，当前轴承的静强度安全系数大小等于当前轴承的基本额定静载荷与当量静载荷的比值大小。
第一轴承2的静强度安全系数S01、第二轴承3的静强度安全系数S02分别为：
Figure BDA0003164884160000176
第一轴承2和第二轴承3的疲劳寿命的评估过程分别包括但不限于如下步骤：
(1)、根据当前轴承的第二尺寸参数，确定当前轴承的基本额定动载荷，第二尺寸参数包括：当前轴承的滚子直径、滚子长度、公称接触角和滚子个数；
可选地，第一轴承2的基本额定动载荷C1、第二轴承3的基本额定动载荷C2的计算公式如下：
Figure BDA0003164884160000181
其中，fc1、fc2分别是第一轴承2和第二轴承3与几何形状、制造精度及材料有关的系数，bm为当代常用优质淬硬轴承钢和良好加工方法的额定系数，该值随轴承类型和设计不同而异。
应当理解的是，第一轴承2的基本额定动载荷C1、第二轴承3的基本额定动载荷C2的计算方式不限于公式(12)，例如，还可以对公式(12)的计算结果进行修正，第一轴承2的基本额定动载荷C1、第二轴承3的基本额定动载荷C2为修正值。
(2)、根据当前轴承的径向动载荷和轴向动载荷，确定当前轴承的当量动载荷，径向动载荷和轴向动载荷分别为当前轴承在不同时刻的径向载荷和轴向载荷；
一种根据当前轴承在不同时刻的径向载荷和轴向载荷，确定当前轴承的当量动载荷可包括如下步骤：
I、根据当前轴承的径向动载荷及预设径向动载荷系数，确定当前轴承在不同时刻的派生轴向力，其中预设径向动载荷系数为根据当前轴承的公称接触角确定；
II、根据不同时刻的第一载荷信息中的轴向载荷、第一轴承2的派生轴向力以及第二轴承3的派生轴向力，确定当前轴承的轴向动载荷；
具体地，比较各时刻的第一载荷信息中的轴向载荷与第二轴承3在对应时刻的派生轴向力之和相对第一轴承2在对应时刻的派生轴向力大小；当当前时刻的第一载荷信息中的轴向载荷与第二轴承3在当前时刻的派生轴向力之和大于或等于第一轴承2在当前时刻的派生轴向力时，第一轴承2在当前时刻的轴向动载荷的大小等于第二轴承3在当前时刻的轴向动载荷与当前时刻的第一载荷信息中的轴向载荷之和，第二轴承3在当前时刻的轴向动载荷的大小等于当前时刻的第二轴承3的派生轴向力大小；当当前时刻的第一载荷信息中的轴向载荷与第二轴承3在当前时刻的派生轴向力之和小于第一轴承2在当前时刻的派生轴向力时，第一轴承2在当前时刻的轴向静载荷的大小等于第一轴承2在当前时刻的派生轴向力大小，第二轴承3在当前时刻的轴向静载荷的大小等于第一轴承2在当前时刻的轴向静载荷减去当前时刻的第一载荷信息中的轴向载荷获得的差值大小。
III、根据当前轴承的径向动载荷、轴向动载荷与公称接触角，确定当前轴承的动载荷系数，动载荷系数包括轴向动载荷系数和径向动载荷系数；
具体地，比当前轴承在当前时刻的轴向动载荷与径向动载荷的比值相对当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍的大小；当当前轴承的轴向动载荷与径向动载荷的比值大于当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍时，当前轴承在当前时刻的径向动载荷系数的大小等于0.4，当前轴承在当前时刻的轴向动载荷系数的大小等于当前轴承的公称接触角的余切的0.4倍；当当前轴承的轴向动载荷与径向动载荷的比值大于当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍时，当前轴承在当前时刻的径向动载荷系数的大小等于1，当前轴承在当前时刻的轴向动载荷系数的大小等于0。
IV、根据当前轴承的轴向动载荷系数、径向动载荷系数、径向动载荷和轴向动载荷，确定当前轴承的当量动载荷。
示例性的，第一轴承2的在不同时刻的派生轴向力F′a1(t)、第二轴承3的在不同时刻的派生轴向力F′a2(t)分别为：
Figure BDA0003164884160000201
其中，Fr1(t)、Fr2(t)别为第一轴承2和第二轴承3的径向动载荷，Y1、Y2分别为第一轴承2和第二轴承3的预设径向动载荷系数，Y1＝0.4×cotα1、Y2＝0.4×cotα2。
当Fx(t)+F′a2(t)≥F′a1(t)时，第一轴承2被压紧，第二轴承3被放松，则：
Figure BDA0003164884160000202
其中，Fx(t)为不同时刻的第一载荷信息中的轴向载荷，Fa1(t)、Fa2(t)分别为第一轴承2和第二轴承3的轴向动载荷。
当Fx(t)+F′a2(t)＜F′a1(t)时，第一轴承2被放松，第二轴承3被压紧，则：
Figure BDA0003164884160000203
第一轴承2的轴向动载荷系数X1(t)和径向动载荷系数Y1(t)、第二轴承3的轴向动载荷系数X2(t)和径向动载荷系数Y2(t)分别为：
当
Figure BDA0003164884160000204
时，则
Figure BDA0003164884160000205
当
Figure BDA0003164884160000206
时，则
Figure BDA0003164884160000207
第一轴承2的当量动载荷P1(t)、第二轴承3的当量动载荷P2(t)分别为：
Figure BDA0003164884160000208
(3)、根据当量动载荷及风轮在不同时刻的转速，确定当前轴承的平均当量动载荷和平均当量转速；
第一轴承2的平均当量动载荷Pm1、第二轴承3的平均当量动载荷Pm2分别为：
Figure BDA0003164884160000211
其中，ε是轴承寿命指数，可选地，
Figure BDA0003164884160000212
t是风力发电机组的运行时刻，i为各运行时刻的序号。
风轮的平均当量转速、第一轴承2的平均当量转速和第二轴承3的平均当量转速大小相等，风轮的平均当量转速nm为：
nm＝n1t1+n2t2+...+niti (18)。
(4)、根据当前轴承的基本额定动载荷、平均当量动载荷和平均当量转速，确定当前轴承的基本额定寿命。
示例性的，第一轴承2的基本额定寿命为：
Figure BDA0003164884160000213
其中，L10的单位是百万转，L10h的单位是小时。
第二轴承3的基本额定寿命为：
Figure BDA0003164884160000214
可选地，在一些实施例中，第一轴承2和第二轴承3的基本额定寿命分别通过公式(19)、(20)计算获得。
在一些实施例中，第一轴承2和第二轴承3的疲劳寿命的评估过程还分别包括：对当前轴承的基本额定寿命进行修正，获得修正额定寿命，提高疲劳寿命计算的精确度。
可选地，第一轴承2的修正额定寿命为：
Figure BDA0003164884160000221
第二轴承3的修正额定寿命为：
Figure BDA0003164884160000222
其中，aISO为寿命修正系数，aISO与轴承的润滑条件、污染程度及疲劳载荷极限等有关，可选地，aISO的大小为3.8。
在S53中，根据评估结果，调整第一轴承2和/或第二轴承3的设计参数大小，设计参数包括径向尺寸、宽度、公称接触角和安装于旋转轴1的位置中的至少一个。
一种根据评估结果，调整第一轴承2和/或第二轴承3的设计参数大小的实现过程可包括但不限于如下步骤：判断第一轴承2和第二轴承3的静强度是否在期望静强度范围内和/或第一轴承2和第二轴承3的疲劳寿命是否在期望寿命范围内；当第一轴承2和/或第二轴承3的静强度在期望静强度范围之外和/或第一轴承2和/或第二轴承3的疲劳寿命在期望寿命范围之外时，调整第一轴承2和/或第二轴承3的设计参数大小，并在参数调整后，重新评估第一轴承2和第二轴承3的静强度和/或疲劳寿命，直至述第一轴承2和第二轴承3的静强度均在期望静强度范围内和/或第一轴承2和第二轴承3的疲劳寿命均在期望寿命范围内。应当理解的是，第一轴承2和第二轴承3的静强度均在期望静强度范围内和/或第一轴承2和第二轴承3的疲劳寿命均在期望寿命范围内，说明第一轴承2和第二轴承3的设计参数满足要求；第一轴承2和/或第二轴承3的静强度在期望静强度范围之外和/或第一轴承2和/或第二轴承3疲劳寿命在期望寿命范围之外，说明第一轴承2和/或第二轴承3的设计参数不满足要求，需重新调整第一轴承2和/或第二轴承3的设计参数。
其中，在调整第一轴承2和/或第二轴承3的设计参数大小时，先调整第一轴承2和/或第二轴承3的径向尺寸、宽度、公称接触角中的至少一个，再调整第一轴承2和/或第二轴承3安装于旋转轴1的位置。本申请实施例的传动轴系的设计方法还可包括：在每次参数调整后，重新评估第一轴承2和第二轴承3的静强度和/或疲劳寿命。采用本实施例的设计参数调整顺序，可大大缩短风力发电机组的开发周期。当然，设计参数调整顺序不限于此，还可设为其他设计参数调整顺序。
以上所述仅为本申请的较佳实施例而已，并不用以限制本申请，凡在本申请的精神和原则之内，所做的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本申请保护的范围之内。

Claims (13)

1.一种风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述传动轴系包括：旋转轴，所述旋转轴的一端用于连接所述风力发电机组的风轮；第一轴承，套设于所述旋转轴靠近所述风轮的一端；第二轴承，套设于所述旋转轴远离所述风轮的一端，其中，所述第一轴承的受载点与所述第二轴承的受载点的距离大于所述第一轴承的中心与所述第二轴承的中心的距离；所述方法包括：
建立所述传动轴系的计算模型，所述计算模型用于将所述风力发电机组在风轮中心处的第一载荷信息转换至所述风力发电机组分别在所述第一轴承的受载点及所述第二轴承的受载点处的第二载荷信息，所述第二载荷信息包括对应轴承的径向载荷和轴向载荷；
根据所述第二载荷信息，对所述第一轴承和所述第二轴承的静强度和/或疲劳寿命进行评估；
根据评估结果，调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，所述设计参数包括径向尺寸、宽度、公称接触角和安装于所述旋转轴的位置中的至少一个。
2.根据权利要求1所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述建立所述传动轴系的计算模型，包括：
确定旋转轴的质量、所述旋转轴相对水平面的仰角、所述第一轴承的中心至所述风力中心的第一距离，所述第一轴承的中心至所述第二轴承的中心的第二距离、所述第一轴承的受载点至所述第一轴承的中心的第三距离、所述第一轴承的中心至所述旋转轴的重心的第四距离及所述第二轴承的中心至所述第二轴承的受载点的第五距离；
根据所述第一载荷信息、所述质量、所述仰角、所述第一距离、所述第二距离、所述第三距离、所述第四距离和所述第五距离，建立所述传动轴系的计算模型。
3.根据权利要求1所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述第一轴承和所述第二轴承的静强度的评估过程分别包括：
根据当前轴承的第一尺寸参数，确定所述当前轴承的基本额定静载荷，所述第一尺寸参数包括：所述当前轴承的滚子直径、滚子长度、公称接触角、滚子个数以及滚子组的节圆直径；
根据所述当前轴承的径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量静载荷；
根据所述基本额定静载荷和所述当量静载荷，确定所述当前轴承的静强度安全系数。
4.根据权利要求3所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述根据所述当前轴承的径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量静载荷：
确定所述当前轴承的静载荷系数，所述静载荷系数包括轴向静载荷系数和径向静载荷系数，其中所述当前轴承的径向静载荷系数为根据所述当前轴承的公称接触角确定；
根据所述当前轴承的径向载荷和径向静载荷系数，确定所述当前轴承的派生轴向力；
根据所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向静载荷；
根据所述当前轴承的轴向静载荷系数、径向静载荷系数、径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量静载荷。
5.根据权利要求4所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述根据所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向静载荷，包括：
比较所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承的派生轴向力之和相对所述第一轴承的派生轴向力的大小；
当所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承的派生轴向力之和大于或等于所述第一轴承的派生轴向力时，所述第一轴承的轴向静载荷的大小等于所述第二轴承的轴向静载荷与所述第一载荷信息中的轴向载荷之和，所述第二轴承的轴向静载荷的大小等于所述第二轴承的派生轴向力大小；
当所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承的派生轴向力之和小于所述第一轴承的派生轴向力时，所述第一轴承的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承的派生轴向力大小，所述第二轴承的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承的轴向静载荷减去所述第一载荷信息中的轴向载荷获得的差值大小。
6.根据权利要求3所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述当前轴承的静强度安全系数大小等于所述当前轴承的基本额定静载荷与当量静载荷的比值大小。
7.根据权利要求1所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命的评估过程分别包括：
根据当前轴承的第二尺寸参数，确定所述当前轴承的基本额定动载荷，所述第二尺寸参数包括：所述当前轴承的滚子直径、滚子长度、公称接触角和滚子个数；
根据所述当前轴承的径向动载荷和轴向动载荷，确定所述当前轴承的当量动载荷，所述径向动载荷和轴向动载荷分别为所述当前轴承在不同时刻的径向载荷和轴向载荷；
根据所述当量动载荷及风轮在不同时刻的转速，确定所述当前轴承的平均当量动载荷和平均当量转速；
根据所述当前轴承的基本额定动载荷、平均当量动载荷和平均当量转速，确定所述当前轴承的基本额定寿命。
8.根据权利要求7所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述根据所述当前轴承在不同时刻的径向载荷和轴向载荷，确定所述当前轴承的当量动载荷，包括：
根据所述当前轴承的径向动载荷及预设径向动载荷系数，确定所述当前轴承在不同时刻的派生轴向力，其中所述预设径向动载荷系数为根据所述当前轴承的公称接触角确定；
根据不同时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向动载荷；
根据所述当前轴承的径向动载荷、轴向动载荷与公称接触角，确定所述当前轴承的动载荷系数，所述动载荷系数包括轴向动载荷系数和径向动载荷系数；
根据所述当前轴承的轴向动载荷系数、径向动载荷系数、径向动载荷和轴向动载荷，确定所述当前轴承的当量动载荷。
9.根据权利要求8所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述根据不同时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷、所述第一轴承的派生轴向力以及所述第二轴承的派生轴向力，确定所述当前轴承的轴向动载荷，包括：
比较各时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承在对应时刻的派生轴向力之和相对所述第一轴承在对应时刻的派生轴向力大小；
当当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承在所述当前时刻的派生轴向力之和大于或等于所述第一轴承在所述当前时刻的派生轴向力时，所述第一轴承在所述当前时刻的轴向动载荷的大小等于所述第二轴承在所述当前时刻的轴向动载荷与所述当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷之和，所述第二轴承在所述当前时刻的轴向动载荷的大小等于所述当前时刻的所述第二轴承的派生轴向力大小；
当当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷与所述第二轴承在所述当前时刻的派生轴向力之和小于所述第一轴承在所述当前时刻的派生轴向力时，所述第一轴承在所述当前时刻的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承在所述当前时刻的派生轴向力大小，所述第二轴承在所述当前时刻的轴向静载荷的大小等于所述第一轴承在所述当前时刻的轴向静载荷减去所述当前时刻的所述第一载荷信息中的轴向载荷获得的差值大小。
10.根据权利要求8所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述根据所述当前轴承的径向动载荷、轴向动载荷与公称接触角，确定所述当前轴承的动载荷系数，包括：
比所述当前轴承在当前时刻的轴向动载荷与径向动载荷的比值相对所述当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍的大小；
当所述当前轴承的轴向动载荷与径向动载荷的比值大于所述当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍时，所述当前轴承在所述当前时刻的径向动载荷系数的大小等于0.4，所述当前轴承在所述当前时刻的轴向动载荷系数的大小等于所述当前轴承的公称接触角的余切的0.4倍；
当所述当前轴承的轴向动载荷与径向动载荷的比值大于所述当前轴承的公称接触角的正切大小的1.5倍时，所述当前轴承在所述当前时刻的径向动载荷系数的大小等于1，所述当前轴承在所述当前时刻的轴向动载荷系数的大小等于0。
11.根据权利要求7所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命的评估过程还分别包括：
对所述当前轴承的基本额定寿命进行修正，获得修正额定寿命。
12.根据权利要求1所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述根据评估结果，调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，包括：
判断所述第一轴承和所述第二轴承的静强度是否在期望静强度范围内和/或所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命是否在期望寿命范围内；
当所述第一轴承和/或所述第二轴承的静强度在所述期望静强度范围之外和/或所述第一轴承和/或所述第二轴承的疲劳寿命在期望寿命范围之外时，调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，并在参数调整后，重新评估所述第一轴承和所述第二轴承的静强度和/或疲劳寿命，直至所述述第一轴承和所述第二轴承的静强度均在所述期望静强度范围内和/或所述第一轴承和所述第二轴承的疲劳寿命均在期望寿命范围内。
13.根据权利要求1或12所述的风力发电机组的传动轴系的设计方法，其特征在于，所述调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的设计参数大小，包括：
先调整所述第一轴承和/或所述第二轴承的径向尺寸、宽度、公称接触角中的至少一个，再调整所述第一轴承和/或所述第二轴承安装于所述旋转轴的位置；
所述方法还包括：
在每次参数调整后，重新评估所述第一轴承和所述第二轴承的静强度和/或疲劳寿命。
CN202110801848.4A 2021-07-15 2021-07-15 风力发电机组的传动轴系的设计方法 Active CN113468691B (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202110801848.4A CN113468691B (zh) 2021-07-15 2021-07-15 风力发电机组的传动轴系的设计方法

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202110801848.4A CN113468691B (zh) 2021-07-15 2021-07-15 风力发电机组的传动轴系的设计方法

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN113468691A true CN113468691A (zh) 2021-10-01
CN113468691B CN113468691B (zh) 2023-04-25

Family

ID=77880675

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN202110801848.4A Active CN113468691B (zh) 2021-07-15 2021-07-15 风力发电机组的传动轴系的设计方法

Country Status (1)

Country Link
CN (1) CN113468691B (zh)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113883022A (zh) * 2021-10-29 2022-01-04 新疆金风科技股份有限公司 风力发电机组轴系和风力发电机组

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011069681A (ja) * 2009-09-25 2011-04-07 Ntn Corp 転がり軸受の余寿命推定方法および推定装置
CN204419878U (zh) * 2014-12-23 2015-06-24 东方电气集团东方汽轮机有限公司 大型风力发电机组的主轴支承结构
CN105550403A (zh) * 2015-12-04 2016-05-04 广东明阳风电产业集团有限公司 一种风机外购件强度校核工具
CN107688716A (zh) * 2017-09-12 2018-02-13 大连交通大学 基于载荷分布和疲劳寿命的空心圆柱滚子轴承参数优化方法
CN107729597A (zh) * 2017-08-29 2018-02-23 明阳智慧能源集团股份公司 一种主轴轴承滚道校核工具

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011069681A (ja) * 2009-09-25 2011-04-07 Ntn Corp 転がり軸受の余寿命推定方法および推定装置
CN204419878U (zh) * 2014-12-23 2015-06-24 东方电气集团东方汽轮机有限公司 大型风力发电机组的主轴支承结构
CN105550403A (zh) * 2015-12-04 2016-05-04 广东明阳风电产业集团有限公司 一种风机外购件强度校核工具
CN107729597A (zh) * 2017-08-29 2018-02-23 明阳智慧能源集团股份公司 一种主轴轴承滚道校核工具
CN107688716A (zh) * 2017-09-12 2018-02-13 大连交通大学 基于载荷分布和疲劳寿命的空心圆柱滚子轴承参数优化方法

Non-Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
MENGYAO WU 等: ""Parameter Design of Six-Pole Hybrid Magnetic Bearing Considering Variable Stiffness"", 《IEEE TRANSACTIONS ON APPLIED SUPERCONDUCTIVITY》 *
伊廷美: ""滚动轴承数据库及其CAD系统的研究与设计"", 《中国优秀硕士学位论文全文数据库（工程科技Ⅱ辑）》 *
张玲玲: ""基于 Romax 计算的滚动轴承设计"", 《南方农机》 *
郑林征: ""风电主轴轴承接触分析及优化设计"", 《中国优秀硕士学位论文全文数据库（工程科技Ⅱ辑）》 *

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113883022A (zh) * 2021-10-29 2022-01-04 新疆金风科技股份有限公司 风力发电机组轴系和风力发电机组

Also Published As

Publication number Publication date
CN113468691B (zh) 2023-04-25

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US10859113B2 (en) Bearing arrangement for fluid machinery application
KR100967640B1 (ko) 풍력 터빈용 선회 베어링 구조체 및 풍력 발전 장치
US10788018B2 (en) Wind turbine rotor shaft arrangement
US9181982B2 (en) Blade bearing with support structure having non-uniform stiffness and method manufacture
CN102207056B (zh) 风轮机和风轮机的变桨轴承
CN101194103A (zh) 风力设备纵向延伸转子叶片的轴承单元、装备这种转子叶片轴承结构的风力设备以及用于操作这种风力设备的方法
EP2789865B1 (en) Bearing for vertical axis wind turbine and vertical axis wind power generation device
CN104632879B (zh) 用于流体机械应用的轴承单元
CN113446173A (zh) 风力发电机组及其传动轴系
CN108662023B (zh) 轴承单元
CN113468691B (zh) 风力发电机组的传动轴系的设计方法
US20160258482A1 (en) Bearing arrangement
WO2013047617A1 (ja) 風車用旋回輪軸受構造及び風車用旋回輪軸受構造の交換方法
EP3577360B1 (en) Method of finishing a bearing ring
WO2021073369A1 (zh) 一种用于改变变桨轴承的受力部件的负载的方法
CN114502851A (zh) 一种非对称结构的调心滚子轴承
JP2007132418A (ja) 風力発電機主軸支持構造
WO2015057126A1 (en) Wind turbine rotor bearing arrangement
WO2013088201A1 (en) Bearing, wind energy converter and method of manufacturing a bearing
CN203272441U (zh) 一种机舱底架和主轴的连接结构
Zheng et al. Study on the Key Design Parameters of Pitch Bearing of Wind Turbine
CN116877570A (zh) 一种球-圆柱滚子组合的风电机组变桨轴承及其装配方法
CN101761459B (zh) 一种直驱风力发电机心轴

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant