马艳青　孙黎

　　关键词：风电齿轮箱；行星轮轴承；滑移临界力矩

　　1.引言

　　轴承是重要的传动部件，风电齿轮箱正常工作的行星轮轴承在低载荷工况下经常会出现滑移情况。齿轮箱行星轮轴承通常都具有很好的刚性，行星轮孔内表面与轴承外圈互相接触且具有相反的运动方向，因此两者之间存在相对滑移的可能性。

　　滑移本身并不一定会造成轴承的损坏，但在润滑不充分的情况下，即润滑油膜不能够防止金属的直接接触时，滑移会产生滑动摩擦，引起黏着磨损。在润滑充分的条件下，滑移虽不会立即导致失效，但是也会对轴承材料性能、接触几何形状以及应力分布等造成影响，随之发生点蚀，Z终导致轴承早期失效。因此，研究行星轮与轴承过盈配合表面滑移具有重要的理论指导意义和实用价值。

　　2.过盈配合力学分析

　　过盈联接装配后，由于行星轮与轴承的径向变形，使配合面间产生很大的工作压力。工作时就依靠配合面间的摩擦力来传递载荷，过盈量越大，连接的强度越大，所能传递的载荷也越大。

　　为了保证过盈连接的工作能力，计算包括两个方面的内容：一方面是已知载荷的情况下，计算配合面所需的压力和产生这个压力所需的Z小过盈量，也就是连接的强度计算；另一方面，在选定的标准过盈配合下，校核连接的各个零件的Z大过盈量时的强度，也就是连接件本身的强度计算。本文中，为了研究不同过盈量与滑移临界力矩的关系，我们已知过盈量的值，计算风电齿轮箱行星轮孔内表面与轴承外表面发生相对位移所需Z小力矩，即滑移临界力矩。

　　根据行星轮系的尺寸结构形式以及弹性力学理论，计算出过盈配合表面产生相对位移所需要的滑移临界力矩。计算过程详述如下。

　　图1给出了行星轮轮毂与轴承外圈过盈配合示意图。其中，d为过盈配合面直径，d1为轴承外圈内径，d2为行星轮轮毂外径。

　　根据行星轮系的尺寸结构形式以及弹性力学理论，可得行星轮与轴承过盈配合表面Z大应变（单位MPa）：

　　其中：

 　　式中：e—过盈量(mm)；E1—被包容件材料的弹性模量(MPa)；E2—包容件材料的弹性模量(MPa)；µ1—被包容件材料的泊松比；µ2—包容件材料的泊松比；C1—被包容件的刚度系数；C2—包容件的刚度系数；d1—被包容件的内径(mm)；d2—包容件的外径(mm)；d—配合面外径(mm)。

　　根据压力的计算公式，可得配合表面Z大应力（单位N）：

　　式中：S—行星轮与轴承过盈配合表面面积；d—配合面的公称直径；l—配合面长度(mm)。

　　设行星轮与轴承过盈配合表面静摩擦系数为f，得配合面上所能产生的轴向摩擦阻力（单位N）：

　　配合尺寸同前，可得滑移临界力矩（单位kNm）：

　　在实际设计中，当行星轮与轴承过盈配合表面传递转矩T时，则应保证在此转矩作用下不产生切向滑移。亦在转矩T的作用下，转矩T应小于或者等于配合表面间所产生的滑移临界力矩Mf。

　　3.不同过盈量与滑移临界力矩的关系

　　不同过盈量下的行星轮与轴承的滑移力矩临界值如表1所示。

　　通过表1可知，行星轮与轴承过盈配合表面需要的滑移临界力矩随着过盈量的增加而增加，以齿轮箱行星轮系为例，当过盈量为15µm时，通过过盈可传递的摩擦扭矩很小，在摩擦系数µ=0.05时，一级行星轮上只需要有7.69kNm的转矩即可导致行星轮孔内表面与轴承外表面发生全面滑移。

　　表1过盈产生的Z大正应变为理论值，在输入载荷的作用下，行星轮内表面与轴承外表面之间的应变有一定的变化。在不同过盈量的条件下，行星轮孔内表面与轴承外表面之间的应变的分布趋势如图2所示。其中行星轮与轴承外径之间的摩擦系数均按0.15进行计算。

　　通过图2可知，在额定载荷作用下，尽管行星轮内表面与轴承外表面之间的应变有一定的变化，但由于受载接触区域变化等问题，行星轮内表面与轴承外表面之间有近一半区域的应变几乎为零。根据图2中的应变分布云图，取其均值来分析，在15µm的过盈下，一级行星轮上也只需要27.06Nm的转矩即可导致行星轮孔内表面与轴承外表面发生全面滑移。

　　4.结论

　　通过上述分析可知，风电行星轮系在较小的过盈量和摩擦系数条件下只需要较小的转矩即可导致行星轮内表面与轴承外表面发生全面滑移。因此，根据目前兆瓦级风电齿轮箱载荷等级判断，行星轮孔内表面与轴承外表面之间的打滑不可避免。

　　结合过盈量、摩擦系数对滑移临界力矩的影响，综合考虑齿轮箱内部结构，建议通过以下措施改进滑移带来的损害：1）适当增加过盈量；2）增大行星轮轮缘壁厚；3）根据国内Z新标准，对行星轮内孔做硬化处理；4）涂抹抗滑移润滑脂；5）行星轮轴承采用无外圈结构或滑动轴承。

　　作者简介：　

　　马艳青　男　华北电力大学硕士研究生

　　孙黎企业导师

（文章来源：“新能源人才与市场”）