馬艷青　孫黎

　　關鍵詞：風電齒輪箱；行星輪軸承；滑移臨界力矩

　　1.引言

　　軸承是重要的傳動部件，風電齒輪箱正常工作的行星輪軸承在低載荷工況下經常會出現滑移情況。齒輪箱行星輪軸承通常都具有很好的剛性，行星輪孔內表面與軸承外圈互相接觸且具有相反的運動方向，因此兩者之間存在相對滑移的可能性。

　　滑移本身并不一定會造成軸承的損壞，但在潤滑不充分的情況下，即潤滑油膜不能夠防止金屬的直接接觸時，滑移會產生滑動摩擦，引起黏著磨損。在潤滑充分的條件下，滑移雖不會立即導致失效，但是也會對軸承材料性能、接觸幾何形狀以及應力分布等造成影響，隨之發生點蝕，Z終導致軸承早期失效。因此，研究行星輪與軸承過盈配合表面滑移具有重要的理論指導意義和實用價值。

　　2.過盈配合力學分析

　　過盈聯接裝配后，由于行星輪與軸承的徑向變形，使配合面間產生很大的工作壓力。工作時就依靠配合面間的摩擦力來傳遞載荷，過盈量越大，連接的強度越大，所能傳遞的載荷也越大。

　　為了保證過盈連接的工作能力，計算包括兩個方面的內容：一方面是已知載荷的情況下，計算配合面所需的壓力和產生這個壓力所需的Z小過盈量，也就是連接的強度計算；另一方面，在選定的標準過盈配合下，校核連接的各個零件的Z大過盈量時的強度，也就是連接件本身的強度計算。本文中，為了研究不同過盈量與滑移臨界力矩的關系，我們已知過盈量的值，計算風電齒輪箱行星輪孔內表面與軸承外表面發生相對位移所需Z小力矩，即滑移臨界力矩。

　　根據行星輪系的尺寸結構形式以及彈性力學理論，計算出過盈配合表面產生相對位移所需要的滑移臨界力矩。計算過程詳述如下。

　　圖1給出了行星輪輪轂與軸承外圈過盈配合示意圖。其中，d為過盈配合面直徑，d1為軸承外圈內徑，d2為行星輪輪轂外徑。

　　根據行星輪系的尺寸結構形式以及彈性力學理論，可得行星輪與軸承過盈配合表面Z大應變（單位MPa）：

　　其中：

 　　式中：e—過盈量(mm)；E1—被包容件材料的彈性模量(MPa)；E2—包容件材料的彈性模量(MPa)；µ1—被包容件材料的泊松比；µ2—包容件材料的泊松比；C1—被包容件的剛度系數；C2—包容件的剛度系數；d1—被包容件的內徑(mm)；d2—包容件的外徑(mm)；d—配合面外徑(mm)。

　　根據壓力的計算公式，可得配合表面Z大應力（單位N）：

　　式中：S—行星輪與軸承過盈配合表面面積；d—配合面的公稱直徑；l—配合面長度(mm)。

　　設行星輪與軸承過盈配合表面靜摩擦系數為f，得配合面上所能產生的軸向摩擦阻力（單位N）：

　　配合尺寸同前，可得滑移臨界力矩（單位kNm）：

　　在實際設計中，當行星輪與軸承過盈配合表面傳遞轉矩T時，則應保證在此轉矩作用下不產生切向滑移。亦在轉矩T的作用下，轉矩T應小于或者等于配合表面間所產生的滑移臨界力矩Mf。

　　3.不同過盈量與滑移臨界力矩的關系

　　不同過盈量下的行星輪與軸承的滑移力矩臨界值如表1所示。

　　通過表1可知，行星輪與軸承過盈配合表面需要的滑移臨界力矩隨著過盈量的增加而增加，以齒輪箱行星輪系為例，當過盈量為15µm時，通過過盈可傳遞的摩擦扭矩很小，在摩擦系數µ=0.05時，一級行星輪上只需要有7.69kNm的轉矩即可導致行星輪孔內表面與軸承外表面發生全面滑移。

　　表1過盈產生的Z大正應變為理論值，在輸入載荷的作用下，行星輪內表面與軸承外表面之間的應變有一定的變化。在不同過盈量的條件下，行星輪孔內表面與軸承外表面之間的應變的分布趨勢如圖2所示。其中行星輪與軸承外徑之間的摩擦系數均按0.15進行計算。

　　通過圖2可知，在額定載荷作用下，盡管行星輪內表面與軸承外表面之間的應變有一定的變化，但由于受載接觸區域變化等問題，行星輪內表面與軸承外表面之間有近一半區域的應變幾乎為零。根據圖2中的應變分布云圖，取其均值來分析，在15µm的過盈下，一級行星輪上也只需要27.06Nm的轉矩即可導致行星輪孔內表面與軸承外表面發生全面滑移。

　　4.結論

　　通過上述分析可知，風電行星輪系在較小的過盈量和摩擦系數條件下只需要較小的轉矩即可導致行星輪內表面與軸承外表面發生全面滑移。因此，根據目前兆瓦級風電齒輪箱載荷等級判斷，行星輪孔內表面與軸承外表面之間的打滑不可避免。

　　結合過盈量、摩擦系數對滑移臨界力矩的影響，綜合考慮齒輪箱內部結構，建議通過以下措施改進滑移帶來的損害：1）適當增加過盈量；2）增大行星輪輪緣壁厚；3）根據國內Z新標準，對行星輪內孔做硬化處理；4）涂抹抗滑移潤滑脂；5）行星輪軸承采用無外圈結構或滑動軸承。

　　作者簡介：　

　　馬艷青　男　華北電力大學碩士研究生

　　孫黎企業導師

（文章來源：“新能源人才與市場”）