风电机增速器圆锥滚子轴承滑动副的设计方法.pdf

风电机增速器圆锥滚子轴承滑动副的设计方法，是将锥滚大端面和轴承内圈挡边内表面的空间形状分别制造成球面，锥滚大端面为球面上的圆形部分，而挡边内表面的空间形状为球环；使锥滚大端面的球半径小于挡边内表面球环的球半径，两个球面自接触点开始的两相对滑动表面间都会形成发散的空间楔形间隙，当指向接触点时，即是收敛的楔形间隙；选择锥滚大端面的球半径与挡边内表面球环的球半径，即合理的选择锥滚大端面球面与挡边内表面球环球面的间隙形状与大小；工作时，锥滚大端球面与挡边内表面的接触点为在锥滚的理论轴线与内套圈轴线所在的平面内，且为挡边内表面的上边缘与越程槽边缘之间的适宜点。本发明使圆锥滚子轴承可以理想地应用在风力发电机增速器及一切高速运转的设备上。

1、  风电机增速器圆锥滚子轴承滑动副的设计方法，其特征在于：
1)将锥滚大端面和轴承内圈挡边内表面的空间形状分别制造成球面，其锥滚大端面为球面上的圆形部分，而挡边内表面的空间形状为球环；
2)使锥滚大端面的球半径小于挡边内表面球环的球半径，上述两个球面自接触点开始的两相对滑动表面间都会形成发散的空间楔形间隙，当指向接触点时，即是收敛的楔形间隙；
3)按设计要求选择锥滚大端面的球半径与挡边内表面球环的球半径，即合理的选择锥滚大端面球面与挡边内表面球环球面的间隙形状与大小，以便于形成具有所要求承载能力的动压润滑油膜：
4)工作时，锥滚大端球面与挡边内表面的接触为一选定的点，这一点在锥滚的理论轴线与内套圈轴线所在的平面内，并在挡边内表面的上边缘与越程槽边缘之间的适宜点；
5)需要向轴承内不间断地供给充足的、具有合适黏度的润滑油；
6)在层流润滑条件下，可由雷诺方程：
∂∂x(h3η∂p∂x)+∂∂z(h3η∂p∂z)=6∂∂x(uh)+6∂∂z(wh)+12∂h∂t]]>
求得在所选定的最小油膜厚度下的动压润滑油膜的分布压力，进而求得锥滚大端面的轴向承载能力；这个承载能力要大于锥滚的实际轴向载荷，并选择适当的安全裕度；
式中：x——球面上速度u方向坐标；
z——球面上速度w方向坐标；x与z垂直；
h——分布的油膜厚度；
p——分布的油膜压力：
η——润滑油黏度；
u——切向相对滑动速度；
w——径向相对滑动速度；
t——时间。

风电机增速器圆锥滚子轴承滑动副的设计方法
技术领域
本发明的首选目标是风力发电机增速器中的高速圆锥滚子(含圆柱滚子)轴承，属于高速回转机械传动领域，涉及改变圆锥滚子(含圆柱滚子)轴承中主要滑动部分的摩擦状态，在相对滑动表面间形成一个完整的流体动压油膜，变边界摩擦为纯液体摩擦，解决圆锥滚子轴承因此摩擦、磨损、发热而不能高速工作运转的问题，满足风力发电机的长寿命(使用寿命20年)、高可靠性(无故障运行13万小时以上，可靠度95％以上)、高传动效率的要求；是洁净新能源设备研发的技术基础领域。
本发明适用于任何高速工况下圆锥滚子(含圆柱滚子)轴承的滑动副的摩擦学设计领域。
背景技术
随着传统能源的开发日趋枯竭、环境污染危害的日见严重、以及由于世界政治经济形势而带来的对进口能源的安全日感忧虑，加之储量与可开发性等多因素的综合，风能的开发利用已成为清洁、可再生能源的新宠而风靡世界，风电产业迅猛发展。中国可开发能源总量为10亿千瓦，截止2007年底，中国风电机组的装机容量为590.6万千瓦，仅占可开发能源总量的0.6％，风电产业开发潜力巨大。中国的风力发电机的设计制造技术及配套水平都有了长足进步，国内的装机水平已达兆瓦级。
兆瓦级的风力发电机属于特大型风力发电机，有三种类型：双馈式、直驱式和混合式。双馈式是当前的主导机型，它采用双馈式异步发电机，但异步发电机的额定转速一般在1000-1500rpm，甚至更高(可达1800-2000rpm)，可是风力机的风轮转速范围一般在8.5-20rpm，这样，在风力机与异步发电机之间就要用增速器把它们联结起来。增速器一般设计成一级行星齿轮与两级平行轴齿轮或两级行星齿轮与一级平行轴齿轮组合，速比范围一般在60-120甚至更高些。增速器在轴承的选用上，一般在各级齿轮轴的固定端都用圆锥滚子轴承。增速器输出轴的转速就是异步发电机的额定转速，所以增速器的输出轴和中间轴的转速都该算是高转速了。
圆锥滚子轴承，由于它可以承受很大的径向和轴向联合载荷，因而被广泛地应用在各类设备上。但圆锥滚子在工作时将产生轴向力，诸如：由于轴承内外圈滚道的接触角不同以致使轴承的径向载荷所引起的；由滚子离心力所引起的；由行星轮轴承绕偏心轴线旋转所引起的；由轴承的轴向载荷所引起的；由滚子歪斜所引起的等。这个轴向力，将圆锥滚子的大端面紧紧地压在套圈的引导挡边上；轴承工作时，在圆锥滚子的大端面与套圈引导挡边的接触点上产生滑动摩擦，而这种摩擦基本上属于边界摩擦，这个摩擦是轴承中存在的唯一由工作载荷所致的滑动摩擦，且无可替代；业内一向认为：“圆锥滚子大端面与套圈引导挡边的滑动摩擦导致接触表面的擦伤、磨损，显著地影响整个轴承的摩擦力、发热和轴承特性，如果不采用特殊的冷却和润滑方法，圆锥滚子轴承不宜高速运转。”
关于圆锥滚子大端面与套圈引导挡边的设计与研究近况，以下引用被当今世界公认的由Tedric A.Harris所著的《滚动轴承分析》(洛阳轴承研究所译，内部资料)中的论述：“滚子端面与挡边接触的摩擦特性和承载能力明显地取决于接触体的几何形状。大部分的设计采用斜挡边与平端面滚子(带圆弧倒角)或球端面滚子。挡边后仰角θ_f，也可以为零。”在应用流体润滑理论进行滚子与平面接触的油膜厚度计算之后，得出结论“遗憾的是，尽管以上分析非常复杂，但所得的油膜厚度结果远小于滚动轴承所达到的表面粗糙度值。”“Dowson等人研究了油膜压力分布对次表面最大剪切力的影响。”“Grubin提出了线接触弹流润滑的最小油膜厚度的计算公式。”足见，当前对滚动轴承的理论研究，只是针对圆锥滚子轴承的结构现状，对滚子与滚道线接触的弹流问题进行了分析与计算，尚未开展对圆锥滚子大端面与套圈引导挡边的滑动摩擦问题进行深入研究与改进设计。
发明内容
本发明的目的，是针对现有技术中存在的问题，而提供一种风电机增速器圆锥滚子轴承滑动副的设计方法，应用摩擦学理论对滚子端面与挡边内表面这一滑动摩擦副进行流体润滑设计，使相对滑动的两个金属表面被一层完整的动压润滑油膜分开，使之成为润滑油膜层间的纯液体摩擦，显著地降低整个轴承的摩擦力、消除发热、提高轴承性能；由于采用这种摩擦学流体动压润滑理论的设计方法，使圆锥滚子轴承适宜高速运转，解决兆瓦级的风力发电机增速器上圆锥滚子轴承一大关键问题。
采用的技术方案是：
(1)将锥滚大端面和轴承内圈挡边内表面的空间形状分别制造成球面，其锥滚大端面为球面上的圆形部分，而挡边内表面的空间形状为球环；
(2)使锥滚大端面的球半径小于挡边内表面球环的球半径，其两个球面自接触点开始的两相对滑动表面间都会形成发散的空间楔形间隙(当指向接触点时，即是收敛的楔形间隙)；
(3)合理的选择锥滚大端面的球半径与挡边内表面球环的球半径，即合理的选择锥滚大端面球面与挡边内表面球环球面的间隙形状与大小，以便于形成具有所要求承载能力的动压润滑油膜：
(4)工作时，锥滚大端球面与挡边内表面的接触为一选定的点(经理论与实践证明，点接触为最佳接触形式)，这一点在锥滚的理论轴线(未发生歪斜)与内套圈轴线所在的平面内，并在挡边内表面的上边缘与越程槽边缘之间的最适宜点(避开与边缘接触，且动压效应好)；
(5)需要向轴承内不间断地供给充足的、具有合适黏度的润滑油；
(6)在层流润滑条件下，可由雷诺方程求得在所选定的最小油膜厚度下的动压润滑油膜的分布压力，进而求得锥滚大端面的轴向承载能力；这个承载能力要大于锥滚的实际轴向载荷，并选择适当的安全裕度。
本发明直接导入产品设计制造的技术方案，实现圆锥滚子轴承可以理想地应用在风力发电机增速器及一切高速运转的设备上。
附图说明
图1、图2和图3是圆锥滚子端面与挡边内表面接触的三种形式：
图1所示为：当圆锥滚子端面为球面、挡边内表面为圆锥体的一部分时，其二耦合面接触区形状为线接触；
图2所示为：当圆锥滚子端面为球面、挡边内表面亦为球面(球环)、且挡边内表面的球半径等于圆锥滚子球端面的球半径时，其二耦合面接触区形状为完全面接触；
图3所示为：当圆锥滚子端面为球面、挡边内表面亦为球面(球环)、且挡边内表面的球半径大于圆锥滚子球端面的球半径时，其二耦合面接触区形状为点接触。
图4为圆锥滚子球端面与挡边内表面的设计间隙示意图。
标号1为图4中的圆锥滚子；标号2为图4中的内套圈；标号3为图4中的外套圈。
图5是图4中的I部放大示意图。
标号4为图5中的挡边球面；标号5为图5中的锥滚球端面；标号6为图5中的设计间隙；标号7为图5中的内套圈越程槽。
在圆锥滚子球端面与挡边内表面的设计间隙简图里显示出接触点的可选位置及间隙的基本形状。
具体实施方式
1、计算出锥滚所承受的轴向载荷：首先计算由径向载荷(因轴承内外圈滚道的接触角不同)所引起的轴向载荷；其次是计算由轴承的轴向载荷分配到挡边承担的力(轴承的轴向载荷由滚子-滚道接触面和滚子-挡边共同承担)；再次是由滚子的离心力及行星轮轴承绕偏心轴线旋转所引起的附加轴向载荷；
2、设计时选定滚子-挡边耦合间隙中适宜的接触点的位置：
3、确定润滑油的黏度；
4、选定滚子端球面与挡边内球面的球半径；
5、在接触点处，按大于两表面粗糙度之和的3-5倍的原则来确定两表面间的距离，即最小油膜厚度；
6、应用稳态(二维)雷诺方程进行数值计算。
瞬态(三维)雷诺方程表示为：
∂∂x(h3η∂p∂x)+∂∂z(h3η∂p∂z)=6∂∂x(uh)+6∂∂z(wh)+12∂h∂t]]>
式中：x——球面上速度u方向坐标；
z——球面上速度w方向坐标；x与z垂直；
h——分布的油膜厚度；
p——分布的油膜压力：
η——润滑油黏度；
u——切向相对滑动速度；
w——径向相对滑动速度；
t——时间；
在稳态情况下，上式便成为：
∂∂x(h3η∂p∂x)+∂∂z(h3η∂p∂z)=6u∂h∂x]]>
式中：符号意义同上
这个方程，已经把各相关参数的相互关系及相关度用数学语言表述清楚了。从数学意义讲，稳态雷诺方程，是一个两阶、两维、变系数、非齐次、椭圆型微分方程，至今尚未求得解析解：它需要用数值计算方法求出分布的油膜压力p，再求出圆锥滚子的轴向总承载能力p，并大于工作时所承受的最大载荷；其分布的油膜厚度h为所研究的两个滑动表面间的完整动压油膜的分布厚度，最小厚度也要大于两表面粗糙度之和的3-5倍，这就从根本上保证了完全分离两个相对滑动的金属表面，实现纯液体摩擦。
本发明摈弃传统的滚动轴承的脂润滑，而采用优质的润滑油润滑。所述的润滑油是根据锥滚的轴向载荷、锥滚的大端面和内圈挡边内表面的相对间隙、相对滑动速度等参数来选择的。如果，轴承润滑油为单独供给，其黏度可选范围为ISO VG 100，150，220，320，460：如果，轴承共用主传动摩擦副的润滑油(比如在齿轮箱内，则可共用齿轮油)，但要有专线管路单独供油，特别是高速轴上的轴承尤其要如此。风力发电机增速器中的轴承在齿轮箱内，即可与传动齿轮同用齿轮油润滑；中负荷工业齿轮油(GB5903-86)，其黏度可选范围为ISOVG 100，150，220，320，460，黏度指数≥90；若采用重负荷工业齿轮油(Q/SH018.3215-90)，其黏度可选范围为ISO VG 150，220，320，460，黏度指数≥95；恰好吻合；当然，采用重负荷工业齿轮油会更好些。当在先选定齿轮油的情况下，作轴承设计时，润滑油黏度即为已定参数。