第5章_风电机组传动系统设计

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主传动链构件的支撑方式
采用独立轴承支撑的主轴
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图5-3 独立轴承支撑的主轴布局形式
三点支撑式主轴 近年设计的大型风电机 组，较多采用将主轴后轴承 集成于齿轮箱中的支撑形式 ，由主轴前轴承和位于齿轮 箱两侧的支撑形成三点支撑 形式(见图5-4)。 三点支撑布局形式的优 点，是使主轴支撑的结构趋 于紧凑，缩短载荷传递到机 架的距离，同时由于主轴前 后支撑距离增加，有利于降 低后支撑的载荷。
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按弯曲和扭转条件的主轴强度分析
实心轴：
10 M 2 + (α T ) 2 d ≥ [σ −1b ]
1
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1 3
安全系数法
静强度安全系数校核 轴的静强度是根据轴的短时最大载荷(包括动载荷和冲击载荷)来计 算的。校核的目的是保证轴对塑性变形的抵抗能力。 危险截面安全系数的校核计算公式为
S= S sσ S sτ S s2σ + Ss2 τ ≥ [Ss ]
M e = M 2 + (α T )2
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按弯曲和扭转条件的主轴强度分析
M = M K + GW l1
式中，α为应力修正系数，MK为风轮回转力矩，GW为风轮重力，l1为 风轮重心到轴计算截面距离。
图5-8 主轴弯曲和扭转分析
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按弯曲和扭转条件的主轴强度分析
根据弯矩和转矩图，可初步判断主轴的危险截面。采用第三强度 理论，得到危险截面的当量应力σe及其强度条件： 5-3 2 2
基于第3章有关 机组主传动链的讨论 ，图5-1所示为一种 目前风电机组较多采 用的设计形式，本章 内容主要围绕此类机 组，讨论风轮机械能 传递以及机组控制调 节(如偏航和变桨距 等)所需形式 1—主机架 2—偏航驱动机构 3—风轮轴 4—风轮叶 片 5—轮毂 6—变桨距机构 7—风轮主轴承 8—齿轮 箱 9—制动装置 10—高速轴 11—发电机 12—测风 装置 13—液压系统 14—电气控制系统
σ e = σ b + 4τ T ≤ [σ b ]
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按弯曲和扭转条件的主轴强度分析
将上两式带入式(5-3)，得到
1 M T σe = + 4 = W W 2W
2 2
M 2 + T 2 ≤ [σ b ]
5-4
式中，σb为危险截面上的弯曲应力(MPa)；[σb]为轴的许用弯曲应力 (MPa)。 对于实心轴结构，有
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主传动链构件的支撑方式
组成主传动链的风轮主轴、增速传动装置和其他轴系部件的形式 ，与风轮主轴的支撑密切相关。因此需要首先讨论主轴的支撑方式。
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采用独立轴承支撑的主轴
如图5-3所示的传动链布局，通过独立安装在主机架上的两个轴承 支撑主轴，其中靠近风轮的轴承承受轴向载荷，两轴承都承受径向载 荷，并将弯矩传递给机架和塔架。此种情况下，主轴只传递转矩到齿 轮箱。 此种独立轴承支撑主轴的布局轴向结构相对较长，制作成本较高 。但对于小批量生产而言，这种结构简单，便于采用标准齿轮箱和主 轴支撑构件，重量大带来的不利影响可能处于次要地位。
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空心轴：
10 M 2 + (α T ) 2 3 1 3 × d ≥ 1 − v4 [σ −1b ]
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根据上述分析，若初定的轴径不能满足强度条件，则需对轴结构 的设计作出修改，直至满足强度条件。同时，还应视情况作进一步的 强度校核(如安全系数法等)。
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齿轮箱集成主轴的传动链布局
图5-5 一种将主轴集成于齿轮箱的设计方案
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采用固定主轴支撑风轮的结构 由于作用在主轴上的载荷复杂，往往导致大型机组主轴成本较 高。为解决此问题，图5-6所示为一种采用固定轴支撑风轮的布局。 如图所示，该方案采用中空的固定轴，主要承担风轮的弯矩和剪切 载荷，固定轴支撑结构与主机架直接相连，风轮的转矩则通过轻质 柔性轴传递给齿轮箱。 这种传动链布局中的 主轴一般只承载弯曲载荷 ，不直接参与向齿轮箱传 递风轮转矩，对于无齿轮 箱传动系统的直驱式风电 机组也是一种可行的设计 形式。
Sσ = σ −1 Kσ σ + ϕσ σ m βε σ ε
Sτ = τ −1 Kτ τ ε + ϕτ τ m βετ
式中， σ-1、τ-1对称循环应力下的材料弯曲和扭转疲劳极限(MPa) ； Kσ、Kτ弯曲和扭转时的有效应力集中系数；β表面质量系数；ϕσ 、ϕτ材 料拉伸和扭转的平均应力折算系数；σε、σm弯曲应力的应力幅和平均 应力；τε、τm扭转应力的应力幅和平均应力。
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一般要求
在通用的轴承设计标准(如ISO 281—2007)中，对于轴承额定寿命 的计算一般有较多条件假设，例如，采用优质的钢材和合适的热处理 方法；轴承运转时径向内部间隙为零；无显著错位量；仅承受径向载 荷，若承受轴向载荷，转化为等效载荷(当量载荷)计算；沿滚子的应 力分配均匀；良好的润滑及合适的运行速度等。但对于风电机组使用 的大型轴承而言，设计中需要考虑标准的适用条件。例如，滚动表面 粗糙部分的接触可能导致该处的接触压力值显著增加，特别是在润滑 不足、油膜不够的情况下，高载和低载产生的粗糙接触所导致的塑性 变形是轴承的失效源之一。 低速重载工况下运行的轴承，若油膜厚度很小，容易导致很高的 应力值，使轴承产生疲劳失效。此外，金属颗粒的污染物也容易引起 轴承失效，金属颗粒引起的压痕导致了局部高接触应力，损伤的轴承 滚道由于压力分布以及变形后的几何形状将导致该处成为失效点。
σb = M M M = ≈ W πd 3 0.1d 3 32
τT =
T T = W p 2W
一般主轴承受的弯曲应力σb为对称循环应力，而扭剪应力τT的循 环特性则与转矩T的性质有关。由于两者的循环特性不同，考虑主轴转 矩脉动变化，引入校正系数α，一般按脉动循环处理，则式(5-3)描述的 主轴危险截面当量应力σe及其强度条件为 5-5 Me 1 2 2
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主传动链的主要部件
主轴 主轴(见图5-7)是传动链中的重要部件之一，以下简要讨论相关的 设计问题。
图5-6 一种采用固定轴支撑风轮的布局
图5-7 一种三点支撑形式的主轴
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主轴设计要求与一般步骤 主轴设计的内容大致为根据传动链的技术方案，以载 荷分析为依据，进行主轴的初步设计(初定轴结构和尺寸) ，并在此基础上，通过进一步的强度，刚度和稳定性分析 ，确定主轴的结构。 制造主轴的材料 主轴材料一般选择碳素合金钢，毛坯通常采用锻造工 艺。由于合金钢对应力集中的敏感性较高，轴的结构设计 中注意减小应力集中，并对表面质量提出要求。
第5章 风电机组传动系统设计
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主传动链设计概述
主传动链的方案设计 典型风电机组的主传 动链一般包括风轮主轴系 统、增速传动机构(齿轮 箱)，以及轴系的支撑与 连接(如轴承、联轴器)和 制动装置等，如图5-2所 示。 主传动链中的主轴 (也称低速轴)连接风轮和 齿轮箱的输入端，高速轴 连接齿轮箱输出端与发电 机。
式中，Ssσ只考虑弯曲时的安全系数； Ssτ只考虑扭转时的安全系数； [Ss]静屈服强度的许用安全系数；
S sσ = σs M max W
Ssτ = τs Tmax Wp
式中，σs、τs材料的拉伸和扭转屈服极限(MPa)；Mmax、Tmax轴危险截 面上的最大弯矩和最大转矩(N·mm)；
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安全系数法
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一般要求
表5-1 传动链中一些轴承的最大接触应力
轴承位置 最大接触 应力 /MPa 备注 高速轴 1300 高速中间 轴 1650 低 速中间 轴 1650 行 星轮 1450
本 表推荐 值适用于设计 寿命为 20年的风电机组
轴承设计过程，需要根据最大运行载荷和极限载荷的作用，分别 选择静态安全系数。静态安全系数的选择若缺乏相关依据，可参考 GB/T 4662—2003或ISO 76—2006标准给出的C0 / P0值进行计算(其中 C0为额定静载荷，P0为当量静载荷，P0 = X 0 ⋅ Fr + Y0 ⋅ Fa ， C0 / P0≥4)。 当轴承绕其中心旋转时，滚动元将进出承载区域，使该区域载荷 呈现周期性变化，亦即滚道表面将受循环应力作用，会导致轴承由于 滚动表面的疲劳而失效。因此，合理的寿命分析与计算是传动系统轴 承设计的关键环节。
图5-4 三点支撑式主轴
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齿轮箱集成主轴的传动链布局 齿轮箱集成风轮主轴结构是一种紧凑的传动链形式 (见图5-5)。此种传动链的主要问题，是由于集成主轴难以 直接选用标准齿轮箱，因而在生产批量较小时，可能导致 成本的增加。 齿轮箱集成主轴结构布局的主要优点，是风轮部件直 接与齿轮箱的集成主轴连接，可以降低传动链的装配难度 以及对主机架的设计要求。 但应注意，与三点支撑式主轴的结构比较，齿轮箱集 成主轴的结构可能对疲劳循环应力比较敏感，同时还应考 虑维修等方面的问题。
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按弯曲和扭转条件的主轴强度分析
实际上，风轮主轴承受弯曲和扭转的综合作用。因此，根据初步 结构设计，确定轴的支点位置及轴载荷的大小、方向和作用位置，还 要通过对主轴的受力分析，绘制弯矩图和转矩图，按弯曲和扭转合成 强度条件计算轴径。一般计算步骤为： a. 建立主轴受力分析简图(见图5-8a)，求出轴支撑反力FrA、FrB。 b. 作风轮主轴弯矩图(见图5-8b)。 c. 绘制主轴转矩图(见图5-8c)。 d. 根据公式，求出当量弯矩并绘图(见图5-8d)。
图5-2 一种三点支撑型主传动链
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传动链形式设计的要求 传动链的形式往往对传动系统设计有很大影响，对于 风电机组主传动链的设计，首先需要研究可靠的主轴及其 支撑系统形式，并提供合理的轴系传动形式与连接方案。 风轮主轴及其支撑系统形式应基于机组的布局设计方 案，需要考虑的主要问题是如何使风轮载荷以最短路径传 递到塔架。因此，其系统结构应尽可能紧凑，适当考虑传 动链的构件与承载轴承的集成问题。但应注意，部件的集 成固然可以方便安装，但可能与零(部)件标准化和可维修 性的要求矛盾，在其形式设计中应综合各方面的因素确定 合理的方案。
主轴初步结构设计 主轴的初步结构设计过程中，轴支撑和其他零件的位置、作用载 荷等需要设计确定，首先可根据主轴传递扭矩初定出最小轴径，再以 此为基础进行结构设计和强度校核。 考虑圆截面轴的抗扭强度条件：
τT = 9.55 ×106 P T = ≤ [τ T ] Wp Wp n
5-1 式中，τT为轴的扭剪应力(MPa)；T为主轴传递的转矩(N·mm)； P为 主轴传递功率(kW)；n为主轴转速(r/min)；[τT]为主轴材料的许用剪 应力(MPa)；WP为轴抗扭截面系数(mm3)，对于实心圆截面主轴有 WP=πd3/16≈0.2d3。 由式(5-1)，仅考虑主轴传递扭矩所需的最小轴直径为 13 13 13 13 9.55 ×106 P 1 3 5-2 d P 1 P d ≥ C ×C v= 0 d ≥ ≥C 4 d n 1− v ， 实心轴： n 空心轴： 0.2 [τ T ] n 式中，C是与主轴轴向载荷有关的系数，其具体数值可査阅机械设计 手册。
疲劳强度安全系数校核 危险截面安全系数的校核计算公式为
S= Sσ Sτ
2 + Sτ2 Sσ
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轴承 轴承是传动链设计 需要重点考虑的问题。如 主轴的前轴承需要承受风 轮产生的弯矩和推力，通 常采用双列滚动轴承作为 径向与轴向支撑，典型结 构如图5-9所示。
图5-9 主轴、主轴承及轴承座
≥ [S ]
式中，Sσ只考虑弯曲时的安全系数； Sτ只考虑扭转时的安全系数；[S] 按疲劳强度计算的许用安全系数；
σe = W = 0.1d 3 M + (α T ) ≤ [σ −1b ]
式中，W、WP分别为轴的抗弯和抗扭截面系数；M为危险截面(主轴 前轴承处)的弯矩。
式中，Me为当量弯矩(N·mm)；α为应力校正系数，α=[σ-1b]/[σ0b] ≈0.7、 [σ-1b]、[σ0b]、[σ+1b]分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用 弯曲应力。
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一般要求
风电机组主传动链中，较多采用了圆柱滚子轴承、调心滚子轴承 或深沟球轴承。国内外有关标准(如美国标准ANSI / AGMA / AWEA 6006—03、中国JB10705Y2007)规定了此类轴承的设计规范，可供轴 承的设计和选型参考。相关标准对风电机组齿轮箱轴承的一般规定为 行星架应采用深沟球轴承或圆柱滚子轴承，速度较低的中间轴可选用 深沟球轴承、球面滚子推力轴承或圆柱滚子轴承，高速的中间轴则应 选择四点接触球轴承或圆柱滚子轴承，高速输出轴和行星轮采用圆柱 滚子轴承等，具体可结合设计需要查阅。 轴承的设计计算内容主要包括静态和动态额定值、轴承寿命分析 等。静态额定值是轴承设计的基本依据之一。风电齿轮箱轴承的承载 压力往往很大，如有些推力球轴承的球与滚道间最大接触压力可达 1.66GPa。表5-1给出了传动链中一些轴承的最大接触应力。