專利名稱：：高可靠性的兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承的制作方法
技術領域：
：本發明涉及用于大容量風力發電設備變槳、偏航用的大型軸承。(二)
背景技術：
：作為可再生能源的我國風能可開發儲量超過10億KW，從十一.五起，國家已將快速發展風力發電設備(以下簡述為風力發電)列為國策。現有兆瓦級以上的風力發電軸承的風葉長30米以上，重6噸以上，葉片ll(見圖l)裝在變漿軸承上，并根據風力大小，以改變漿葉的迎風面積，使主軸的轉速保持相對穩定。偏航用轉盤軸承則承載著幾十噸至上百噸的發電裝置緩慢轉動，使槳葉一直處于與風成垂直的迎風狀態，以獲得最大的風力。長期以來,現有的兆瓦級以上風力發電變漿，偏航軸承，都采用推力向心雙排球轉盤軸承結構，與普通轉盤軸承結構不同其工作狀態是雙滾道同時受力，其原因是因為傳統技術觀念認為雙排球轉盤軸承的摩擦力矩小。見圖4，雙排球轉盤軸承結構具有一個外圈ln，一個內圈3n，在內圈內圓開有內直齒4n;在內圈和外圈上均開有軸向通孔6n和7n;在內圈和外圈間設有相同的雙溝道5n;雙溝道之間裝有雙列鋼球2n;兩列鋼球處設保持架8n。本發明在對風力發電變漿偏航軸承選型和研發時，發現推力向心雙排球轉盤軸承用于兆瓦級以上風力發電變漿、偏航軸承，存在如下問題1)因鋼球2n與雙溝道5n的接觸面積小，計算所得額定靜載荷不大。當風力超過風機要求剎車時，傳遞到軸承上的傾覆力矩及軸向、徑向載荷比工作狀況高出1~2倍，此時，當量載荷將超過一列鋼球的額定靜荷值，造成鋼球及溝道發生永久變形的小平面和凹坑，軸承的摩擦系數及摩擦力矩成倍增加，使帶動軸承轉動的伺服電機不能轉動，形成卡死。2)為保證兩溝道受力均勻，以提高軸承承載能力，軸承制造廠家不得不大幅度壓縮溝形、溝位的形位誤差，將本屬P0級精度的軸承提高到P5級(有的甚至超過P5級)以上，大大增加了軸承的制造難度和成本。3)即使保證了兩列溝道能夠同時受力，但因球軸承的承載能力儲備有限(《0.5)，耐沖擊性能差，當風電場遭遇颶風襲擊時，將出現相當部分軸承被卡死，其可靠性的儲備不足。4)因風電變漿軸承裝在塔高70米以上高空，裝拆很難，故提出20年不更換軸承的高可靠性要求。軸承一旦卡死，必須花費上百萬費用，將幾十、上百噸重船體吊下才能更換。由本發明研發結果認為大型風力發電機組(兆瓦級)所處的特殊環境，采用現有的推力向心雙排球轉盤軸承結構并不是理想選擇，而是存在很大的缺陷和隱患，必須重新設計選擇高可靠性軸承用于大型風力發電機組。(三)
發明內容本發明提出的高可靠性的兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承，就是解決傳統大容量風力發電機組(兆瓦級)采用推力向心雙排球轉盤軸承結構易產生伺服電機和軸承被卡死，可靠性的儲備不足、制造難度極大等問題。本發明技術方案之一確定的兆瓦級風力發電變槳，偏航軸承的型式和結構如下-高可靠性的兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承，其特征是A.設有一個外圈1和一個內圈3,在內圈3內圓開有內直齒4;在內圈和外圈內各有一組緊固用軸向通孔6和7;在軸承兩端裝密封件8;B.在外圈和內圈間設置周向均布的圓柱滾子2、2'，周向相鄰兩圓柱滾子2和2'軸線交叉布置；外圈和內圈上開有與圓柱滾子外圓周相配合的滾道5和5'，滾道內表面與畫柱滾子外徑圓柱面接觸，滾子長度L2數值比滾子直徑D2數值小0.2~1.0mm。本發明技術方案之二對兆瓦級風力發電變槳，偏航軸承選擇的交叉滾柱軸承，用本專利發明人獨創的轉盤軸承極限設計專有技術對風電變槳，偏航交叉滾柱重新設計，在不改變軸承外形尺寸的前提下，所獲得的優化的主參數的風電軸承如下高可靠性的兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承，其特征是A.設有一個外圈1和一個內圈3，在內圈3內圓開有內直齒4;在內圈和外圈內各有一組緊固用軸向通孔6和7;在軸承兩端裝密封件8;B.在外圈和內圈間設置周向均布的圓柱滾子2、2'，周向相鄰兩圓柱滾子2、2'軸線交叉布置；外圈和內圈上開有與圓柱滾子外圓周相配合的滾道5和5'，滾道內表面與圓柱滾子外徑圓柱面接觸，滾子長度L2數值比滾子直徑D2數值小0.21.0mm。C.四種輸出功率風力發電軸承的軸承外徑D、軸承內徑d、軸承高度H、外圈高度C和內圈高度B分別為表1中序號l-4的數值，對應的軸承結構要素圓柱滾子直徑D2、滾子在周向設置數量Z、滾子長度L2取值范圍分別為表1中序號1-4中的一組，即取值為序號1或2或3或4的數值范圍；表1<table>complextableseeoriginaldocumentpage4</column></row><table>37±0.01對應上述四種交叉滾柱軸承的主參數額定靜載荷Amax、最大傾覆力矩Mmax和接觸角a,見表2。表2<table>complextableseeoriginaldocumentpage4</column></row><table><table>complextableseeoriginaldocumentpage5</column></row><table>本發明有益效果i.本發明對大型風力發電機組軸承結構型式的選擇作了充分的可行性研究(見下述摩擦力矩分析)，經選型和研發的結果是選用單列交叉滾柱軸承替代原有的雙排球轉盤球軸承是可行的、適用的，大大提高機組抗風暴能力，同時解決了雙排球轉盤軸承制造難度極大的問題，由此克服傳統上認為大型風力發電機組軸承只能用雙排球轉盤軸承的技術偏見。摩擦力矩分析如下1)傳遞到軸承的轉動力矩由于位處高空的風力發電裝置，輕量化、小型化是其設計的基本要求。國內引進的1.5MW'風力發電'的變漿電機為2.8KW伺服電機9，根據變漿速度9。/秒，主動齒輪齒數為Z±=21(由伺服電機驅動的小齒輪10)，被動齒輪齒數Z被=139(本專利內圈3內圓的內直齒4，見圖1)，模數m=12的傳動系統，不計傳動損失時,軸承齒輪獲得的傳動力矩M為17.825KN.M。傳動損失5%時,軸承齒輪獲得的傳動力矩M,為16.933KN.M。2)雙排球結構及交叉滾柱軸承結構的摩擦力矩按參考資料提供的帕姆格林有關軸承摩擦力矩較準確的計算公式為-M,+I^C1)Mo:160Xl(T7fi)Dp3X10—6KN.M(2)M產fiPiDpXl(TKN.M(3)式中Mo:潤滑劑的流體動力損耗。M1:軸承摩擦力矩。與軸承類型和潤滑方式有關的系數，在脂潤滑時，推力球軸承fipl.53;推力圓柱滾子5>=2.5Dp:軸承中心直徑mmf1:與軸承類型及載荷有關的系數，脂潤滑推力球軸承f產0.0012(Pc/Co)Q33;Po、Q:是軸承的當量靜載荷及額定靜載荷，N。推力圓柱軸承f產0.0018P1:確定軸承摩擦力矩計算載荷，對本文的兩種軸承P嚴PAPa是軸承的軸向載荷N。現將國內制造廠家提供的受力載荷數據，并將各數據代入(1)(2)(3)式算得的M、Mo，]V^值列于表3。表3單位P為KN，M為KN.M表3<table>complextableseeoriginaldocumentpage5</column></row><table>3)從表3數據可看出A.雙排球軸承與交叉滾柱軸承比較，摩擦力矩M較小，運行時僅為32.1%(1.371/4.27)，剎車時為39.34%(3.767/9.576)。這可能是風電變漿軸承至今只選用雙排球轉盤軸承的主要原因。B.比較M傾與M許數據，在運行狀態，雙排球M許是M傾覆的3.73倍(6363/1703.1)，即使只有一列球受力也是很安全的。但在剎車時，卻只有1.41倍(6363/4511.6),如兩列鋼球受力不均或者遭遇暴風時，則會造成永久的塑性壓坑，使摩擦力矩急劇增加，形成卡死現象。C.交叉滾柱軸承的可行及適用性由表3數據可見，交叉滾柱軸承的摩擦力矩M，在運行時是雙排球的3.11倍(4.27/1.371)，在剎車時是雙排球的2.54倍(9.576/3.767)。但從2.8KW伺服電機傳到軸承的轉動力矩為16.933KN.M看，剎車時交叉滾柱的摩擦力矩為9.576KN.M,僅為傳動力矩的56.55%,具有較大的動力儲備。計算表明，即使遭遇暴風，使剎車時的M值達到8000KN.M，Pa達到612.3KN，其摩擦力矩仍在16.933KN.M的轉動力矩范圍內，且仍在Mi產10860KN.M的安全值之內，而此時早己超出了雙排球所能承受的許可力矩MW=6363KN.M的范圍，雙排球軸承必然造成卡死。由上述數據比較分析，可得出的結論是盡管交叉滾柱軸承的摩擦力矩較雙排球大1.5~2.1倍，但其高的承受能力則避免了雙排球因受力不均或遭遇風暴時產生壓坑的可能，且1.5MW風電變漿軸承匹配的2.8KW伺服電機完全有能力帶動交叉滾柱軸承正常工作。也說明了交叉滾柱軸承替代雙排球軸承是可行和適用的。ii.以一排交叉滾柱替代雙排鋼球，大幅度降低了套圈加工的制造難度，并確保低速、重載及可能發生的超重載的使用要求。iii.以滾子軸承替代球軸承，增強了主機的剛性和抗沖擊的能力。iv.以發明人獨創的轉盤軸承極限設計專有技術及集成創新的長壽命技術對風電變槳雙排球轉盤軸承和交叉滾柱轉盤軸承，兩種結構軸承重新設計，在不改變軸承外形尺寸的前提下，保持軸承套圈和隔離器有足夠的強度要求條件下，盡最大可能挖掘滾子占據的有效空間，提高了軸承的承載能力，抗沖擊性能，滿足使用的高可靠性要求。現將設計的額定軸向靜載荷Coa(亦為最大軸向載荷Amax)、可承受的最大傾覆力矩(Mmax)在雙排球額定靜載荷下，兩種軸承將產生的永久塑性變形值列于表4表4<table>complextableseeoriginaldocumentpage6</column></row><table>表4數據表明:i在不改變軸承外形(安裝)尺寸的條件下，以交叉滾柱軸承替代原甩的雙排球軸承，其額定靜載Coa提髙了45.5%~73.8%;能承受的最大傾,矩Mmax提高了56.2%~863%，大幅度提高了軸承的承載能力和i!M中的高可靠性能。B.即使出mM過原用雙排球軸承額定靜載荷的40%的外載荷，交叉滾子軸承也不會產生滾子及圈套的永久塑性變形，保證零件間處于正常的滾動摩擦狀態，確保軸承在颶風襲擊后，仍能發揮其變槳功能，免除了變槳電機帶不動的卡死狀況。C.繊對比印證了^XM^fi^優勢，^3^3,駒靠騰翻勝和TO4^能力。v.大幅度提高的額定靜載荷，為風力發電主機升級換代時，選用尺寸小，重量輕的軸承打下了良好的基礎。(四)圖1本發明高可靠性的兆瓦級風力發電甩交叉滾柱轉盤軸承結構圖圖2圓柱滾子2剖視圖(包括滾道5、滾子2軸線0102等)圖3周向相鄰的圓柱滾子2'剖視圖(包括滾道5'、滾子2'軸線Ol'02'等)圖4現有的雙排球轉盤軸承結構圖具體實施方式-實施例1:見圖1，本發明高可靠性的兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承有如下結構設有一個外圈l和一個內圈3;在內圈內圓開有內直齒4，它的齒敉Z^-139的被動齒輪(模數m-12),主動齒輪齒數2±=21，為小齒輪10，由伺服電機9驅動。在內圈3上開有一組軸向通孔6，此通孔6用于穿過連接件12將旋槳葉片11固定在內圈3上。外圈1內有一組軸向通孔7，用于將外圈1固定在風力發電機座上。在軸承兩端面處均裝有沖壓密封件8密封。見圖2~圖3，在外圈1和內圈3間設置周向均布的圓柱滾子2、2'，周向相鄰兩圓柱滾子為2和2'。見圖2,外圈1和內圈3上開有滾道5,滾道5內表面與圓柱滾子2外圓表面接觸傳力，圓柱滾子2軸線為0102，滾道5的相平行的兩滾道母線5.1、5.3與水平面WWl夾魚接觸角a為45。。見屈3，外圈1和內圈3上開有滾道5'，滾道5'內表面與圓柱滾子2'外圓表面接觸傳力，圓柱滾子2'軸線為Ol'02'，滾道5'的相平行的兩滾道母線5.2、5.4與水平面WWl夾角接觸龜a為45°。見圖2和圖3，圓柱滾子2和2'的滾子長度L2比直徑D2數值小0.2lrnnv由此確保圓柱滾子外圓周受力而滾子端面不承受載荷,避免產生載荷下的滑動摩擦。見圖2和圖3,相鄰兩圓柱滾子2和2'的軸線Ol,02和Q1'02'在空間兩平面內卯°交叉布置。周向枏鄰兩滾子滾道5和5'間可不設隔離器。實施例2:見圖l、見表2序號l本實施例2具有實施例1全部結構并增加用極限設計專有技術及集成創新的長壽命技術研制的風電變槳交叉滾柱轉盤軸承結構要素和主參數數傻(以下稱為'新軸承結構要素和主參數數值')。表2序號1表示的軸承對應的風力發電的容量為1.5MW。此型號的軸承外形尺寸，與原風電變槳用雙排球轉盤軸承相同軸承外徑D為2025mm、軸承內徑d為1657.3mm、軸承高度H為142mm、外圈高度C為132mm和內圈高度B為132mm;新軸承結構要素數值如下圓柱滾子直徑D2為38.1mm，滾子在周向設置數量Z為156，滾子長度L2為37.6mm^接觸角a為45°;新軸承主參數數值額定靜載荷Amax為29850KN和最大傾覆力矩Mmax為13900KN.M;而現有雙排球軸承，額定靜載荷Amax為18291KN和最大傾覆力矩Mmax為7954KN.M由此可以得出，兆瓦級風力發電變槳，偏航軸承釆用本發明提出的交叉滾柱軸承和由極限設計技術確定的，靜載荷Amax提高為1.632倍，最大傾覆力矩Mmax提高為1.747倍。實施例3:見圖l、見表2中序號2。本實施例3除軸承外形尺寸、新軸承結構要素和主參數數值以外，其余與實施例2全部相同。表2序號1表示的軸承對應的風力發電的容量為1.25MW。軸承外徑D為1870mm、軸承內徑d為1520mm、軸承高度H為140mm、外圈高度C為134mm和內圈高度B為132mm;新軸承結構要素數值如下圓柱滾子直徑D2為38.04mm，滾子在周向設置數量Z為140，滾子長度L2為37.5,接觸角a為45°;新軸承主參數額定靜載荷Amax為26630KN和最大傾覆力矩Mmax為11120KN.M。而現有雙排球軸承，額定靜載荷Amax為15300KN和最大傾覆力矩Mraax為5950KN.M，由此可以得出，兆瓦級風力發電變槳，偏航軸承采用本專利提出的交叉滾柱轉盤軸承和由極限設計技術確定的，靜載荷Amax提高為1.74倍，最大傾覆力矩Mmax提高為1.8689倍。實施例4:見圖l、見表2中序號3。本實施例4除軸承外形尺寸、新軸承結構要素和主參數數值以外，其余與實施例2全部相同。表2序號3表示的軸承對應的風力發電的容量為1.5MW。軸承外徑D為2080mm、軸承內徑d為1657.2mm、軸承高度H為170mm、外圈高度C為159mm和內圏高度B為159mm;新軸承結構要素數值如下圓柱滾子直徑D2為38.1mm，滾子在周向設置數量Z為156,滾子長度L2為37.6,接觸角ot為45。；新軸承主參數額定靜載荷Amax為29850KN和最大傾覆力矩Mmax為13900KN.M。而現有雙排球軸承，額定靜載荷Amax為18290KN和最大傾覆力矩Mmax為7954KN.M，由此可以得出，兆瓦級風力發電變槳偏航軸承采用本發明提出的交叉滾柱軸承和由極限設計技術確定的，靜載荷Amax提高為L632倍，最大傾覆力矩Mmax提高為1.747倍。實施例5:見圖l、見表2中序號4。本實施例5除軸承外形尺寸、新軸承結構要素和主參數數值以外，其余與實施例2全部相同。表2序號3表示的軸承對應的風力發電的容量為2.0MW。軸承外徑D為2392mm、軸承內徑d為1956mm、軸承高度H為181mm、外圈高度C為171mm和內圈高度B為171mm;新軸承結構要素數值如下圓柱滾子直徑D2為37.5mm，滾子在周向設置數量Z為184，滾子長度L2為37mm^接觸角a為45。。新軸承主參數額定靜載荷Amax為34140KN和最大傾覆力矩Mmax為18450KN.M，而現有雙排球軸承，額定靜載荷Amax為23120KN和最大傾覆力矩Mmax為11660KN.M，由此可以得出，兆瓦級風力發電變槳，偏航軸承采用本專利提出的交叉滾柱軸承和由極限設計技術確定的，靜載荷Amax提高為1.476倍，最大傾覆力矩Mmax提高為1.582倍。權利要求1.高可靠性的兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承，其特征是A.設有一個外圈(1)和一個內圈(3)，在內圈(3)內圓開有內直齒(4)；在內圈和外圈內各有一組緊固用軸向通孔(6)和(7)；在軸承兩端裝密封件(8)；B、在外圈和內圈間設置周向均布的圓柱滾子(2、2′)，周向相鄰兩圓柱滾子(2)和(2′)軸線互成90°交叉布置；外圈和內圈上開有與圓柱滾子外圓周相配合的滾道(5、5′)，滾道內表面與圓柱滾子外徑圓柱面接觸，滾子長度L2數值比滾子直徑D2數值小0.2～1.0mm。2.按權利要求l所述兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承，其特征是四種輸出功率風力發電機組的軸承外徑D、軸承內徑d、軸承高度H、外圈高度C和內圈高度B分別為表1中序號1-4的數值，對應的軸承結構要素圓柱滾子直徑D2、滾子在周向設置數量Z、滾子長度L2取值范圍分別為表1屮序號1-4中的一組，即取值為序號1或2或3或4的數值范圍；表l<table>complextableseeoriginaldocumentpage2</column></row><table>3.按權利要求2所述兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承，其特征是四種輸出功率風力發電軸承的主參數額定靜載荷Amax、最大傾覆力矩Mmax和接觸角。。，見表2表2<table>complextableseeoriginaldocumentpage2</column></row><table>全文摘要高可靠性的兆瓦級風力發電用交叉滾柱轉盤軸承。用于大容量風電變槳和偏航轉盤軸承。本發明基于發明人計算、分析，用交叉滾柱替代現有雙排球，大幅提高軸承承載能力及可靠性，免除了雙排球溝形、溝位高精度加工的難度，確保低速、重載及超重載的使用要求，提高了主機的剛性及抗風暴的能力。計算表明；1.5MW風電機組上漿葉剎車時，其傾覆力矩由4511.6KN.M增大到8000KN.M，匹配的2.8KW伺服電機仍能帶動交叉滾柱軸承及漿葉正常工作，由此證明這種替代是可行和適用的。本發明還采用發明人獨創的轉盤軸承極限設計專有技術對風電交叉滾柱轉盤軸承進行設計，提供了四種規格在軸承外形尺寸不變時的優化結構要素和主參數值，又進一步提高承載能力，抗沖擊性能，實現高可靠性運轉。文檔編號F16C19/50GK101196211SQ20081004510公開日2008年6月11日申請日期2008年1月2日優先權日2008年1月2日發明者文鑒恒申請人:文鑒恒