风力发电机齿轮箱在瞬态事件期间
轴承负荷的动态建模
T.布鲁斯，H.朗*，R. S.德怀尔 - 乔伊斯
莱昂纳多摩擦学中心，英国谢菲尔德大学机械工程系
摘要：由于风力涡轮机齿轮箱轴承（WTGB）故障率高，每次故障时间长，因此其是风力涡轮机齿轮箱（WTG）中最可靠的关键部件，。目前的设计方法通过疲劳寿命模型预测轴承失效。 然而，许多其他模式已经观察到过早的WTGB故障。这项研究介绍了多体动力齿轮箱模型的发展，该模型用于确定在正常运行和关闭条件下来自实验室测得的轴扭矩数据的最大轴承接触应力。该模型通过将其结果与Gearbox Reliability Collaborative（GRC）的750 kW国家可再生能源实验室（NREL）试验驱动系统的其他模型进行比较来验证。在正常运行期间，行星级轴承经受的最大接触应力超过推荐水平降低1％，停机时降低15％。高速轴承在关机时也超过了推荐水平18％。
关键词：风力发电机齿轮箱，轴承故障，多体动力学模型，过载，白色蚀刻裂纹。
一.简介
尽管遵循最佳实践制造方法，大约三分之二的风力发电机故障发生在轴承中[1]。一个典型的陆上故障需要大约250个小时才能修复，风力涡轮机（WT）整个使用寿命停机时间的20％可能是由变速箱故障造成的[3]，这一比例在海上应用中大大增加。目前的标准解释了通过滚动接触疲劳的轴承故障[4]，但没有解释缩短的寿命。很明显，轴承故障有其他根源[3,5]。
随着WT尺寸的增加，失效的数量会增加，这是由于较大的零部件偏转和
错位[5,6]; 尽管NREL发现尺寸不会影响失败模式[7]。预计到2020年，欧洲海上风电装机容量将增加约30-40倍于2011年的水平[8]，其中海上风电机组的维修费用高于陆上维修费用。
在本研究中开发的模型的目的是确定在正常运行和手动关闭条件下最大轴承接触压力是否超过推荐水平。使用里卡多PLC的VALDYN软件创建了NREL双速失速调节750 kW动力传动系的动态变速箱模型。该模型随后通过NREL GRC循环项目独立创建的相同变速箱的型号进行验证。给出了轴承动载荷的仿真结果，并计算了最大赫兹接触应力。
二.近年来研究现状
2.1 风力涡轮机齿轮箱轴承过早失效的原因
当轴承滚道与滚动体之间的接触压力高于材料的屈服强度时，过载可能是过早失效的原因[9]。过载是由短期冲击载荷引起的，这可能是由于：风力载荷波动，叶片间距（对于带有叶片的机器）不同步，突然制动，突然电网下降，发电机/电网接合[9]，延长周期由于齿轮箱部件的挠曲，变速箱轴承的椭圆形压缩，由于变速箱支撑结构的变形，叶片变桨轴承的椭圆形压缩导致由于延迟的叶片变桨[10]，非扭转载荷[11] ]，由于紧配合而预加载，在锥形座椅上过度驱动，导致扭矩反转（例如紧急关闭）的极端事件或者在装配期间的冲击[12,13]。当滚动元件处于卸载区时，它们可以在载荷曲线中的一个或两个接触点[9]上以不对齐的状态瞬间加载超出材料的屈服强度。这些重的动态加载时间可能导致超过3.1GPa的通道应力[10]。
可能的破坏模式可能包括由于局部绝热加热造成的次表面损伤[14]，或者如果冲击载荷足够高导致低周疲劳，则可能在相对较少的载荷周期内发生故障[15]。 超载可能会导致硬，脆，白蚀刻裂纹（WECs）[9,13]的发展。在扭矩反转期间可能会发生重复冲击载荷（锤击冲击），导致短时间内出现很多过载周期。如果WECs传播到滚道表面，它们可能通过剥落[9]或轴向开裂[16]来引发失效; 一种可能的损害模式导致轴承失效在L10设计寿命的1-20％内[17]。这些观察结果表明，在短时间内过载是轴承过早失效的一个潜在原因，验证了在瞬态加载过程中模拟WTG的必要性。
2.2动态系统建模
Peeters等人[18]比较了三种类型的风力发电机组模型。
1：扭转多体模型，用1自由度（DOF）建模;
2：带分立柔性元件的六自由度刚体多体模型;
3：完全灵活的多体模型。
类型1模型在早期设计阶段对建模传动系统非常有用，适用于研究动态扭矩水平，但不适用于建模轴承反作用力[19]。对用于模拟正常运行和紧急停止条件的1型变速箱模型的研究发现，大多数离轴风力载荷在进入变速箱之前被主转子轴轴承吸收[1]，这一发现得到了NREL的支持[20]。疲劳失效分析[4]被用来得出结论，第一阶段行星轴承表现出最大量的疲劳损伤，这在可接受的限度内。 正常停止不会造成额外伤害，但紧急停止导致更高的伤害等级，特别是在电网丢失后立即停止。该模型没有预测HSS（高速轴）上的任何超载[1]。
类型2模型可以用来研究轴承刚度对传动系统动力学的影响[18]，并对行星齿轮和平行齿轮以及整个齿轮箱进行建模[19]。将“切片”模型用于齿轮齿接触[21]是有用的，将其分为许多“弹簧阻尼器”力元素。由于行星齿轮上的感应力矩导致轴弯曲和不对中，这对通过斜齿轮引入的轴向力可以很好地用这种方法建模很重要。35片接触模型被确定为精度和计算之间的最佳折中成本[21]。
类型3模型能够计算内部部件的应力和应变，但是计算费用很高[18,19]。 通过开发一个变速箱模型，最初作为一个两个质量系统（转子和发电机），逐步增加其复杂性，对每个模型类型的计算成本进行了调查[20,21]，验证每个阶段对测试的制动事件。类型2模型成本比类型1高400％，类型3比类型2高26％。发现类型1模型是时间有效的，并且使用类型2进行准确建模是可能的，而不使用有限元分析。本研究使用软件包“VALDYN”开发了一种新的多体动力学建模方法，可有效计算轴承载荷。
三. 使用VALDYN开发动态WTG模型
3.1变速箱组件的质量和惯性
下面的质量矩阵描述了每个组件的质量和惯性，其中M是它的质量，IX,、IY,和IZ,分别是其在X，，Y，和Z，方向的惯性。在可能的情况下从组件数据表中找到质量和惯量，或者使用CAD模型。
3.2轴承
轴承刚度通过下面的矩阵[22]来描述，其中KZ,Z,的值为零，因为这是表示围绕轴的旋转的自由度（轴向摩擦被认为是后面的）。常数对角项（以粗体显示 ）假定轴承位移时的刚度线性变化[18]。本研究中的修正模型根据输入的轴承几何形状计算了不同的刚度项，考虑了连接6个自由度的非对角线项。VALDYN能够以这种方式模拟圆柱滚子轴承（CRB）和圆锥滚子轴承（TRB），使用在[23]中提出的理论。
在每个时间步长计算轴承载荷Fx，Fy和Fz以及倾斜力矩Mx和My，作为外滚道和内滚道的相对位移x，y，z，x，，y，。 初始位移必须为零。 oi和oj是初始的轴向内外偏移量; 从外圈和内圈的公共质心在z方向的距离[24]：
使用这些位移结果计算每个时间步的加速度和速度.VALDYN然后分别计算X和Y方向上的力Fx和Fy，以及RI，即力作用的半径。作用在每个滚道上的载荷F和力矩M按照以下形式计算[24]：
轴承摩擦产生的轴向力矩计算如下，考虑旋转摩擦系数mu;。 对于CRB和TRB，假设值分别为0.0011和0.0018 [25]。
模型中阻尼设置至关重要。一种方法是将轴承阻尼视为其临界阻尼的一部分; 使用公式14计算，其中k是轴承刚度，I是滚动元件的惯量[11]。
引入临界阻尼的比率允许设定阻尼水平。
使用额定转矩时的轴承刚度值计算五个受限DOF中的恒定阻尼系数。 需要三个阻尼系数; 轴向Ca，径向Cr和倾斜Ct。 使用轴向刚度来计算轴向阻尼; 径向阻尼，使用x和y方向的平均径向刚度; 和倾斜阻尼，使用X,和Y,方向上的平均倾斜刚度。 结合在方程（16-18）中使用的这些阻尼值创建阻尼矩阵（19）。
3.3齿轮
如前所述，使用“切片”齿轮齿接触模型。切片数越高，结果越准确，但是在计算成本上。之前的一项研究发现，切片的最佳数量是35 [22]。这项研究发现这个数字是计算成本和精确度之间的一个很好的折中。
假定齿接触刚度是因为当使用标准渐开线齿廓时，一对正齿轮的有效齿刚度与齿和齿轮尺寸相对独立[26]。对于正齿轮，c， = 14 N /（mm.mu;m），对于斜齿轮（螺旋角，beta;= 20°），c， = 13.1N /（mm.mu;m）。 针对不同的螺旋角度适当调整这些值。
以与3.2节相同的方式使用适当的临界阻尼比来近似阻尼。假定齿轮接触摩擦为零，因为预计它对轴承负载影响很小。
3.4轴
通过指定连接质量和惯量以及轴尺寸，质量矩阵和弯曲以及扭转阻尼来模拟非刚性轴。由于轴的阻尼值是未知的，所以它们被近似，再次通过使用用于临界阻尼比的适当值。
3.5行星载体
由于使用有限元模型的计算成本太高，行星架被假定为刚体。假设不需要在逆风和顺风行星轴承之间建立不等的载荷分配模型，这个假设是有效的。每个行星齿轮的迎风和顺风轴承反作用力的总和的大小将是正确的。之后计算的不均衡负荷分配比例因子后来被引入以接近最大负荷量。
3.6花键太阳轴连接
许多WT变速箱使用花键轴连接，以允许行星级太阳轮“浮动”。 浮动太阳齿轮集中在行星内部，促进负载分配。 花键连接在X，Y，Z和Z#39;自由度中作为刚性连接建模，而X，和Y，自由度则不受限制，允许太阳轮上下移动。由于太阳齿轮的位置受到三个行星的限制，所以在这些方向上的位移很小，并且假设是有效的。
3.7变速箱壳体和弹性体支撑
变速箱壳体在假设刚性的情况下进行建模，在每个轴承位置使用一系列零质量的“连接点”，这些连接点与位于质心处的质量相关联。壳体的运动不受限制，并由两个橡胶衬套支撑。假设这些橡胶支座的刚度和阻尼值是恒定的，这是一个可接受的假设，因为套管位移很小[21]。
3.9盘式制动
通过对制动盘施加不同的接触负载（模拟制动盘），利用VALDYN中的制动元件创建了一个反复试验过程，该制动元件对制动盘施加摩擦减速力。改变接触载荷，直到转子从10转/分钟停止所需的时间与由NREL测量的测试事件所需的时间相同。
3.10最大赫兹接触应力计算
计算轴承动载荷后，计算每个轴承内滚道的最大接触应力。首先，使用公式（21）[27]近似计算重负荷最大的滚子滚道接触Qmax所承受的最大载荷，其中Pmax是垂直于滚子/滚道接触的最大载荷，z是滚动体的数量。计算假设：轴承的内部游隙大于零，滚动体的弹性变形从不为负，轴承滚子为完美的圆柱体。这些假设会导致保守的轴承接触应力估算，因为它们没有考虑到 考虑边缘荷载和滚筒剖面造成的荷载应力集中。用线接触载荷的标准Hertzian计算（22）计算最大接触压力P0，其中a是接触面积[28]。
四. 应用于NREL750千瓦风力发电机
NREL 750 kW变速箱在本研究中建模，这是一个传统的三级设计，具有低速，三档行星级，其次是两级平行级。传动比为1：81.49，行星级比为1：5.71，两个平行比分别为1：3.57和1：4.00。太阳齿轮通过花键连接的轴连接到中间级齿轮。 WT能够以两种额定速度发电，使用四个或六个发电机极。
如前所述，已经发现小型WT（500-1000kW）经历的WTGB故障也在现代大型风力涡轮机中发现。这证实了基于750千瓦测试涡轮机的研究结果可以外推到更大的风力发电机组[7]，尽管它们尺寸更大，更新了设计标准和不同的控制系统。这是非常有利的，因为与较小的涡轮机测试设施一起工作降低了成本并增加了实验研究的可用性。现场和实验室测量可广泛用于较旧的涡轮机，而许多现代设计仍受工业保护。
4.1模型验证
该模型经过验证，以评估其开发过程中所做的假设，并与可供比较的结果进行比较。第一步是比较整个变速箱的扭矩分布与参与循环项目的匿名GRC贡献者所获得的扭矩分布[20]。每个合作伙伴使用的建模方法涉及不同的软件
全文共7848字，剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
英语原文共 27 页，剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
资料编号：[13848]，资料为PDF文档或Word文档，PDF文档可免费转换为Word
以上是毕业论文外文翻译，课题毕业论文、任务书、文献综述、开题报告、程序设计、图纸设计等资料可联系客服协助查找。
