База ГОСТовallgosts.ru » 27. ЭНЕРГЕТИКА И ТЕПЛОТЕХНИКА » 27.180. Энергетические системы ветровых турбин

ГОСТ Р 54418.4-2013 Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика. Установки ветроэнергетические. Часть 4. Проектирование трансмиссий ветроустановок. Технические требования

Обозначение: ГОСТ Р 54418.4-2013
Наименование: Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика. Установки ветроэнергетические. Часть 4. Проектирование трансмиссий ветроустановок. Технические требования
Статус: Действует

Дата введения: 07/01/2015
Дата отмены: -
Заменен на: -
Код ОКС: 27.180
Скачать PDF: ГОСТ Р 54418.4-2013 Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика. Установки ветроэнергетические. Часть 4. Проектирование трансмиссий ветроустановок. Технические требования.pdf
Скачать Word:ГОСТ Р 54418.4-2013 Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика. Установки ветроэнергетические. Часть 4. Проектирование трансмиссий ветроустановок. Технические требования.doc


Текст ГОСТ Р 54418.4-2013 Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика. Установки ветроэнергетические. Часть 4. Проектирование трансмиссий ветроустановок. Технические требования



ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО

ПО ТЕХНИЧЕСКОМУ РЕГУЛИРОВАНИЮ И МЕТРОЛОГИИ


ГОСТ Р

54418.4—

2013


НАЦИОНАЛЬНЫЙ

СТАНДАРТ

РОССИЙСКОЙ

ФЕДЕРАЦИИ

Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика УСТАНОВКИ ВЕТРОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ

Часть 4

Проектирование трансмиссий ветроустановок. Технические требования

Издание официальное

Олиютпшферн

2014

Предисловие

1    РАЗРАБОТАН Открытым акционерным обществом « Научно-исследовательский институт энергетических сооружений* (ОАО «НИИЭС»)

2    ВНЕСЕН Техническим комитетом по стандартизации ТК 330 «Процессы, оборудование и энергетические системы на основе возобновляемых источников энергии»

3    УТВЕРЖДЕН И ВВЕДЕН В ДЕЙСТВИЕ Приказом Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии от 6 сентября 2013 г. № 1050-ст

4    ВВЕДЕН ВПЕРВЫЕ

Правила применения настоящего стандарта установлены в ГОСТ Р 1.0—2012 (раздел 8}. Информация об изменениях к настоящему стандарту публикуется е ежегодном (по состоянию на 1 января текущего года) информационном указателе «Национальные стандарты». а официальный текст изменений и поправок — в ежемесячном информационном указателе «Национальные стандарты». В случае пересмотра (замены) или отмены настоящего стандарта соответствующее уведомление будет опубликовано в ближайшем выпуске ежемесячного информационного указателя «Национальные стандарты». Соответствующая информация, уведомление и тексты размещаются также в информационной системе общего пользования — на официальном сайте Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии в сети Интернет (gost.ru)

©Стандарттформ, 2014

Настоящий стандарт не может быть полностью или частично воспроизведен, тиражирован и распространен в качестве официального издания без разрешения Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии

Содержание

Введение

Настоящий стандарт разработан с учетом положений проекта международного стандарта МЭК 61400-4 Ed. 1.0 «Турбины ветровые. Часть 4. Требования к проектированию трансмиссий ветровых турбин» (IEC 614004 Ed. 1.0 Wind turbines — Part 4: Oesign requirements for wind turbine gearboxes).

Настоящий стандарт определяет минимальные требования к спецификации, проектированию и контролю редукторов ветровых турбин. Он не предназначен для использования в качестве полной спецификации конструкции или инструкции для полномасштабного проектирования трансмиссий ветроустаноеок. не предназначен для обеспечения производительности комплексных передаточных систем. Настоящий стандарт не рекомендуется для использования опытными проектировщиками шестерен, способных выбирать корректные значения для различных коэффициентов, основываясь на опыте выполнения аналогичных проектов и их влияния на такие факторы, как смазка, деформация, допустимые погрешности при производстве. металлургия, остаточное напряжение и динамика системы. Он не предназначен для использования общими проектировщиками.

Некоторые требования этого стандарта могут быть изменены, если не будут согласованы безопасность и надежность передаточной системы. Принятие этого стандарта не освобождает от необходимости соблюдения других применимых соглашений.

Настоящий стандарт является руководством по анализу нагрузок ветроэнергетических установок (ВЭУ) применитегъно к расчету зубчатых передач и элементов редукторов.

Настоящий стандарт рассматривает такие передаточные элементы, как зубчатые передачи, косоэу-бая или цилиндрическая шестерни и их комбинации в параллельных и эпициклических расположениях в основной оси действия мощности. Этот стандарт не применим к валам отбора мощности (BOM (РТО)).

Также в настоящий стандарт включено руководство по проектированию валов, интерфейсов втулок, подшипников и передающих конструкций для разработки полностью интегрированной конструкции, которая строго соответствует эксплуатационным требованиям.

Требования к смазке трансмиссии установлены на основе проведенных испытаний прототипов и готовой продукции. Настоящий стандарт ориентирован на эксплуатацию и обслуживание редуктора.

НАЦИОНАЛЬНЫЙ СТАНДАРТ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика УСТАНОВКИ ВЕТРОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ Часть 4

Проектирование трансмиссий аетроустаиовок.

Технические требования

Renewable power engineering. Wind power engneering. Wind turbnes. Part 4.

Wind turtxne gearboxes designing. Technical requirements

Дата введения — 2015 — 07 — 01

1 Область применения

Настоящий стандарт определяет минимальные требования к спецификации, проектированию и контролю редукторов ветровых турбин. Он не предназначен для использования в качестве полной специфика-ции конструкции или инструкции для полномасштабного проектирования трансмиссий аетроустаноаок. не предназначен для обеспечения производительности комплексных передаточных систем. Настоящий стандарт не рекомендуется для использования опытными проектировщиками шестерен, способных выбирать корректные значения для различных коэффициентов, основываясь на опыте выполнения аналогичных проектов и их влияния на такие факторы, как смазка, деформация, допустимые погрешности при производстве. металлургия, остаточное напряжение и динамика системы. Он не предназначен для использования общими проектировщиками.

Настоящий стандарт применяется к мультипликаторам е трансмиссиях ветровых турбин с горизонтальной осью вращения с номинальной мощностью более 500 кВт берегового и прибрежного (оффшорного) размещения.

Настоящий стандарт разработан на основе конструкций редукторов, использующих роликовые подшипники. Он может бьггь применим и к подшипникам качения, но их использование и оценка в нестоящем стандарте не приведены.

2 Нормативные ссылки

В настоящем стандарте использованы нормативные ссылки на следующие стандарты;

ГОСТ Р 50891 —96 Редукторы общемашиностроитепьного применения. Общие технические условия ГОСТ Р 50968—96 Мотор-редукторы. Общие технические условия

ГОСТ Р 51991—2002 Нетрадиционная энергетика. Ветроэнергетика. Установки ветроэнергетические. Общие технические требования

ГОСТ Р 52895—2007 (ИСО 8579-Т.2002) Шум машин. Приемочные испытания зубчатых редукторов на

шум

ГОСТ Р 53708—2009 Нефтепродукты. Жидкости прозрачные и непрозрачные. Определение кинематической вязкости и расчет динамической вязкости

ГОСТ Р 54281—2010 Нефтепродукты, смазочные масла и присадки. Метод определения веды купо-нометрическим титрованием по Карлу Фишеру

ГОСТ Р 54418.1—2012 (МЭК 61400-1—2005) Возобновляемая энергетика. Ветроэнергетика. Установки ветроэнергетические. Часть 1. Технические требования

ГОСТ Р ИСО 5725*2—2002 Точность (правильность и прецизионность) методов и результатов измерений. Часть 2. Основной метод определения повторяемости и воспроизводимости стандартного метода измерений

Издание официальное

ГОСТ Р ИС016889—2011 Гидропривод объемный. Фильтры. Метод многократного пропуасания жидкости через фильгроэлемент для определения характеристик фильтрования

ГОСТ 18854—94 Подшипники качения. Статическая грузоподъемность

ГОСТ 18555—94 (ИСО 281—59) Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность)

ГОСТ 21130—75 Изделия электротехнические. Зажимы заэе мл тощие и знаки заземления. Конструкция и размеры

ГОСТ 21354—87 Передачи зубчатые цилиндрические эеольеентные внешнего зацепления. Расчет на прочность

ГОСТ 25301—95 Редукторы цилиндрические. Параметры

ГОСТ 27701 —88 Редукторы червячные цилиндрические. Основные ла раметры

ГОСТ 29285—92 Редукторы и мотор-редукторы. Общие требования к методам испытаний

ГОСТ ИСО 8579-2—2002 Вибрация. Контроль вибрационного состояния зубчатых механизмов при приемке

ГОСТ ИСО/МЭК17025—2009 Общие требования к компетентности испытательных и калибровочных лабораторий

Примечание — При погьэоеании настоящим стандартом целесообразно проверить действие ссылочных стандартов в кыформашюнной системе общего пользования — на официальном сайте Федерального агентстве по техническому регулированию и метрологии в сети Интернет или по ежегодному информационному указателю «Национальные стандарты», который опубликован по состоят» на 1 января текущего года, и по выпускам ежемесячного информационного указателя «Национальные стандарты» за текуиа«й гад. Если заменен ссылочный стандарт, на который дана недатированная ссыгжа. то рекомендуется испогъэовать действующую верен» этого стандарта с учетом асах внесенных е данную версию изменений. Если заменен ссылочный стандарт, на который дана датированная ссылка, то рекомендуется использовать евро» этого стандарта с указанным выше гадом утверждения (принятия). Если после утверждения настоящего стандарта а ссылочный стандарт, на который дана датированная ссыпка, внесено изменение, затрагивающее положение, на которое дана ссылка, то это положение рекомендуется применять без учета изменения. Если ссылочный стандарт отменен без замены, то положение, в котором дана ссылка на него, рекомендуется применять в «ести. не затрагивавшей эту ссылку.

3 Термины и определения

В настоящем стандарте применены следующие термины с соответствующими определениями:

3.1    владелец ветроэнергетической установки (wind turbine owner): Лицо, купившее ветроэнергетическую установку и обеспечивающее ее эксплуатацию. Владелец может заключать контракт с различными юридическими лицами для управления, ремонта и обслуживания ветроэнергетических установок, однако эта особенность не учитывается в настоящем стандарте.

3.2    временные последовательности (time series): Набор ряда временных нагрузок, описывающих различные эксплуатационные режимы ВЭУ. Эти временные последовательности вместе с их соответствующими вероятностями появления определяют историю нагружения ВЭУ во весь период расчетного срока службы, см. 5.1.

3.3    гондола (nacelle): Помещение, расположенное на верху башни горизонтально-осевой ветровой установки, в котором находится различные элементы, например, трансмиссия.

3.4    двойной подшипник (paired bearings): Два подшипника одного типа в одном месте расположения. При этом их способность выдерживать радиальные нагрузки удваивается, а способность выдерживать осевую нагрузку уменьшается вдвое.

3.5    двухрядный подшипник (double-row bearing): Подшипнике двумя рядами тел качения.

3.6    интерфейс (interface): Границы редуктора, определенные его физическим креплением к другой детали ВЭУ. обменом контрольными сигналами, циркуляцией тормозной жидкости или смазкой.

3.7    коэффициент запаса прочности (LRF) (load reserve factor): Отношение допустимой нагрузки к расчетной для определенной детали. LRF может быть определен расчетным путем по пределу прочности и пределу усталости.

3.8    локальная неисправность (local failure): Неисправность, вызванная превышением максимально допустимой деформации в критической точке.

3.9    максимальная эксплуатационная нагрузка (maximum operating load): Максимальная нагрузка. определенная вариантами проектных нагрузок при анализе усталостного напряжения (см. ГОСТ Р 54418.1).

3.10    максимум (ultimate): Ограничение числа передач, которое обычно связано с максимумом нагрузочной способности, как определено в ГОСТ Р 54418.1. пункт 3.52.

3.11    маркировка расположения подшипника (bearing position designations): Следующие аббревиатуры могут быть использованы для определения расположения подшипника (расположение вала определено в пункте 3.22):

RS: размещенные на стороне ротора (обычно наветренная сторона):

GS: размешенные на стороне генератора (обычно подветренная сторона).

В случае сдвоенных подшипников могут быть применены следующие аббревиатуры:

IB: расположенные внутри (контактное крепление внутри по отношению к валу):

ОВ: расположенные снаружи (контактное крепление снаружи по отношению к валу).

3.12    матрицы дождевого потока (rainflow matrices): Матрицы дождевого потока, в которых усталостные нагрузки представлены при помощи двух пространственных матриц, содержащих количество циклов событий с поддиапазонами средних значений и амплитуд за цикл (см. А.4.1).

3.13    метод локального напряжения (local stress method): В методе локального напряжения уровни напряжения определяются анализом секции или детали в критической точке неисправности.

3.14    нагрузочная способность (характеристика) редуктора (characteristic load): Допустимая нагрузка на входном или выходном валах.

3.15    неупорный подшипник (non-k>cating bearing): Подшипник, фиксирующий только радиальную нагрузку («плавающий подшипник»),

3.16    поставщик смазки (lubricant suppler): Юридическое лицо, поставляющее производителям редукторов. производителям и владельцам (пользователям) ветроэнергетических установок смазку для редукторов ветроэнергетических установок. Поставив* смазки отвечает за ее качество и особенности сопряжения смежных поверхностей, но не обязательно производит все составляющие смазки или готовый продукт.

3.17    предельная нагрузка (extreme toad): Расчетная нагрузка любого происхождения (эксплуатационного или не эксплуатационного), имеющая наибольшее абсолютное значение соответствующей составляющей нагрузки. Может являться составляющей силы, составляющей момента, моментом или результирующей силой.

3.18    производитель ветроэнергетических установок (wind turbine manufacturer): Юридическое лицо, осуществляющее проектирование, производство и реализацию ветроэнергетических установок, и ответственное за обеспечение соответствия редукторов требованиям настоящего стандарта.

3.19    производитель подшипника (bearing manufacturer): Юридическое лицо, производящее (а также, как правило, поставляющее) подшипники для редукторов ветроэнергетических установок, и ответственное за конструкцию и эксплуатационные характеристики подшипника.

3.20    производитель редуктора (gearbox manufacturer); Юридическое лицо, осуществляющее проектирование. производство редуктора и его деталей. В проектирование, производство редуктора и его деталей могут быть вовлечены несколько юридических лиц, однако эта особенность не учитывается в настоящем стандарте.

3.21    расчетный срок службы редуктора (gearbox design lifetime): Промежуток времени, в течение которого должен соблюдаться критерий не превышения предела прочюсти для материала деталей редух-тора. Некоторые подлежащие ремонту и быстроизнашиваемые детали могут иметь меньший расчетный срок службы, чем срок службы, установленный для редуктора в целом.

3.22    расчетная нагрузка редуктора (gearbox design load): Нагрузка, при которой не нарушается предел прочности любой детали редуктора. Она равна нагрузочной способности, умноженной на частный коэффициент безопасности нагрузки (см. пункт 6).

3.23    орган по сертификации (certification body): Сертификационная организация, которая проводит оценку (подтверждение) соответствия редукторов ветроэнергетических установок требованиям стандартов.

3.24    упорный подшипник (locating bearing). Подшипник, поддерживающий осевые силы в обоих направлениях («фиксирующий подшипник»).

3.25    эквивалентная нагрузка (equivalent load). Условная переменная нагрузка, которая при определенном числе циклов вызывает такое же разрушение, какое может быть при колеблющихся значениях фактической нагрузки при определенном показателе срока службы.

з

4 Обозначения и сокращения

4.1 Обозначения и единицы измерения

8 настоящем стандарте используются уравнения и соотношения из нескольких инженерных специальностей. поэтому в некоторых случаях определения некоторых символов пересекаются. Тем не менее все обозначения, используемые в настоящем стандарте, перечислены в настоящем разделе. Дополю»-тельные определения (в случае возможной неопределенности) представлены в пунктах, где обозначения используются в уравнениях, графиках или тексте.


Обозначение

а

а

а,

4j

4s

Ь

с

с

С

СЦ

C(s)

Со

C,(s)

С» *(«)

$>.*<«)

Сг

d

D

О,

D.

е


Наимемовате величины


Единица


ускорение

большая полуось контактного эллипса Hertzian

коэффициент регулирования срока службы в надежности

предельная деформация

предельная деформация

малая полуось контактного эллипса Hertzian

коэффициент упругости

удельное напряжете

стандартная номинальная динамическая нагрузка подшипника приведенный показатель срока службы при ьм уровне нагрузки удельное упругое напряжение в точке s упругая постоянная подшипника

стандартная номюшльная статическая нагрузка подшипника тензор эластичных напряжений для удельной одноосной нагрузки в точке

тензор эластичных напряжений для удельной нагрузки к в точке s среднее значение тензора эластию»ых напряжений в точке s коэффициент контактного округления прирост торможения


[mWc2]

[мм]

[*]
1%]

[мм]

[Н/мм. Н м/рад] [МПа/Н. МПа/(Нм)] (Н]

(%]

[МПа/Н. МПа/(Нм)] IH]

[МПа/Н. МЛа/(Нм)]

[МПа/Н. МПа/(Нм)] [МПа/Н. МПа/(Н м)]


е.


,{а.О

(s)


в *    (S)

в4.«в' '


М)


Е

F


гк

fH8 fma


диаметр элемента качения в подшипнике    [мм]

диаметр зачатого шкива в роликовом подшипнике    [мм]

к радиальным нагрузкам.Г,/Яг

тензор эластичного напряжения в точке s и момент времени t    [МПа]

тензор локальной амплитуды напряжения    [МПа]

тензор эквивалентных амплитуд напряжения    [МПа]

тензор среднего локального напряжения    [МПа]

модуль упругости (модуль Юнга)    [МПа]

сила    [Н]

допустимый наклон    [мм]

итоговая разрегулировка зацепления, вызванная отклонениями цен-    [мм]

троехи вала относительно идеальной оси. зафиксированной в ширину зубчатого венца

ассиметриююеотхлонеюе    [мм]

осевая нагрузка подшипника    [Н]

винтовое отклонете ската шестерни    [мм]

разрегулировка зацепления шестерни, вызванная погрешностями    [мм]


F,

<3,

J


производства

радиальная нагрузка подшипника    [Н]

радиальный эксплуатационный зазор подшипника    [мм]

момент инерции, индексированный соответствующими осями х. у. z    [кг м2]


ГОСТ Р 54418.4—2013

к

показатель степени наклона синтезированной зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения

к

коэффициент распределенной нагрузки для наиболее нагруженного ролика

К,

коэффициент нагрузки зацепления

К",

коэффициент поперечной нагрузки (напряжение изгиба)

коэффициент загрузки стороны (напряжения изгиба)

*НШ

коэффициент поперечной нагрузки (контактное напряжение)

Кн,

коэффициент загрузки стороны (контактное напряжение)

отношение максимального контактного давления к линейному контактному давлению без смещения

К*

отношение максимального контактного давления со смещением к максимальному контактному давлению без смещения

к.

динамичеоом коэффициент

L

величина нагрузки

(Н или Н м]

приведенный эталонный номинальный срок службы при уровне нагрузки /с 10% вероятностью неисправности, в 10е

L,

амплитуда нагрузки

(Н или Н м]

<-«ы

эквивалентная амплитуда нагрузки

(Н или Н м]

предел упругой нагрузки

(Н или Н м]

^■МО

базовый срок службы

М

МО

временная зависимость нагрузки элемента к

(Н или Н м]

и

средняя нагрузка в ячейке

(Н или Н м]

м

приведенный эталонный номинальный срок службы при вероятности неисправности л. в 106

Ivr

показатель расчетного срока службы при вероятности неисправности л. в 10е

ц

предел полной текучести или предел пластической текучести

(Н или Н м]

LRF,

коэффициент резерва нагрузки при усталости

LRFa

коэффициент резерва нагрузки при предельной нагрузке

L..

эффективная длина ролика

(мм]

т

масса

(кг]

т

число ячеек в спектре нагрузки

и

момент

[Нм]

та

нормальный модуль зубца

[ММ]

п

вероятность неисправности

(%]

п

вращательная скорость

[мин'1]

л*с/

эквивалентная скорость е>й ячейке спектра нагрузки

[мин'1]

л, или л,

число циклов в f-м или /-м уровне нагрузки

N

число циклов в зависимости напряжение—срок службы

ч

число циклов на изгибе зависимости напряжение — срок службы в образцах для испытаний, из испытажй с постоянными амплитудами переменных

N,

приемлемое число циклов на /-м уровне нагрузки, полученное с синтезированной зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения

N,

количество раз. когда цикл нм совершается в течение всего расчетного срока службы

ч

показатегъ числа циклов

npLO,GF

коэффициент секции для обшей неисправности, локального напряжения по отношению к Rp

Лр1«1*

коэффициент секции для локальной неисправности, локального напряжения по отношению к А»

П*е

показатель числа циклов

Р

показатель степе»ы в уравнении расчета срока службы подшипника

Р

динамическая эквивалентная нагрузка подшипника

[Н]

уровень нагрузки в #-й и/-й ячейках спектра нагрузки контактное давление подшипника в точке контакта статическая эквивалентная нагрузка подшипника электрическая мощность генератора

P^i А Ро Ры

Рхп»

Pmii

О

я.

Q*,

R

Па

Па

R.

**

Ъ

s

S

5 So SЬ Sh

t

VI

v,

X0

Xo

Уыт

Уs* 2

Дг

a

«5

Y/

Y*

6

в1

к

M

v

V

Vi

V«0

ptt

P.2


(Н]

(МПа]

IH]

(кВт]

[МПа]

[МПа]

(Н]


(л]

(мм]

(мм]

(нм]

[МПа]

[МПа]

(нм]

[мм]


[С]

(м/с]


[мм]

[%)

Г дуговых мин]


(mm*/c]


приближенное значение контактного давления подшипника при линейном контакте

приближенное значение максимального контактного давления при линейном контакте

максимальная нагрузка единичного ролика в подшипнике с диаметральным зазором

доля времени, циклов или оборотов в ш уровне нагрузки объем масла

коэффициент асимметрии цикла напряжений радиус элемента качения в плоскости вращения оси радиус дорожки качения в кольце подшипника перпендикулярно к разборному желобку среднеарифметическая шероховатость предел прочности или прочность на сжатие предел текучести (точка текучести или условная точка текучести составляет 02 % предела пластической деформации) средняя высота неровностей шероховатости движение

переменная расположения (позиции) контактное соприкосновение коэффициент статической безопасности подшипника коэффициент безопасности при износе коэффициент безопасности при поломке зубца коэффициент безопасности при выкрашивании переменная времени индекс вязкости окружная скорость

постоятая подшипника, коэффициент статической радиальной нагрузки

постоянная подшипника, коэффициент статической осевой нагрузки коэффициент срока службы для шестерен с пазами на гребне коэффициент коррекции напряжения для шестерен с пазами на гребне

общее число элементов качения в ряде подшипника коэффициент срока службы для контактного напряжения при рекомендованных условиях испытания угол вращения

номинальный контактный угол подшипника составляющая коэффициента безопасности для нагрузки составляющая коэффициента безопасности для материала составляющая коэффициента безопасности для последствия неисправности деформация

предел упругой пластичности при деформации паза угол наклона разрегулировки вахта подшипника относительная вязкость вспомогательный коэффициент Hertzian вспомогательный коэффициент Hertzian реальная кинематическая вязкость рекомендованная кинематическая вязкость кинематическая вязкость при 40 °С коэффициент кривизны коэффициент кривизны

Р* Р22 а


я


U.R



Со Я


■-v

<Ve

Ol

б|И

6|H4i

Ьш»

£рроп


коэффициент кривизны    —

коэффициент кривизны    —

напряжение (действительное напряжение)    [МПа]

амплитуда периода действующего напряжения    [МПа]

расчетная усталостная прочность элемента при N0 циклах    [МПа]

значение ал при циклах напряжений с минимальным/максимальным    [МПа]

отношением R

Значение ал, относящееся к циклам нагружения с минимальным/ [МПа] максимагьным отношением R

характеристика усталостной прочности образца испытаний при N0    [МПа]

цжпах

Значение aD в испытаниях с минимальным/максимальным отноше-    [МПа]

нием R

линейное упругое напряжение    [МПа]

допустимая величина напряжения (при изгибе)    [МПа]

допустимая величина напряжения (при контактном напряжении)    [МПа]

максимальное теоретическое напряжение    [МПа]

минимальное теоретическое напряжение    [МПа]

тензор локальных предварительных нагрузок е точке а    [МПа]

предельное напряжение упругой деформации    [МПа]

максимальное напряжение упругой деформации    [МПа]

максимальное теоретическое напряжение упругой деформации    [МПа]


4.2 Сокращения

АСВВ    радиально-упорный шариковый подшипник

AGMA    американская ассоциация производства шестерен

ANSI    американский национальный институт стандартов

ASTM    американское сообщество испытаний и материалов

СЕС    комиссия европейского сообщества

CRB    цилиндрический роликовый подшипник

CRTВ    цилиндрический роликовый упорный подшипник

DGBB    шариковый подшипнике глубоким пазом

DM    германский институт стандартизации

DLC    варианты расчетной нагрузки при использовании ГОСТ Р 54418.1

DR АСВ8 двухрядный радиально-упорный шариковый подшипник

DR CRB двухрядный цилиндрический шариковый подшипник

DR FCCRB двухрядный комплектный цилиндрический шариковый подшипник

DRTRB двухрядный радиально-упорный роликовый подшипник

EHL    эластогид родинам ичесхая смазка

FCCRB комплектный цилиндрический роликовый подшипник

FEA    метод конечных элементов

FMEA    анализ типа отказа и его последствий

FPCBB    четырехконтактный шариковый подшипник

FZG    исследовательский центр шестерен и редукторостроения. Мюнхен

GS    генераторная сторона (обычно подветренная)

HS-IS    высокоскоростной промежуточный вал

HSS    высокоскоростной вал

IEC    международная электротехническая комиссия

ISO    международная организация по стандартизации

IS-SUN центральная (солнечная) шестерня (вал) промежуточной скорости

LDD    распределение длительности нагрузки (график)

LRD    распределение нагрузки вращения (график)

LS4S    низкоскоростной промежуточный вал

LS-PS    иизкосжоростной планетарный вал (или ось)

LSS    низкоскоростной вал

LS-SUN центральная (солнечная) шестерня (вал) низкой скорости NPT    государственный стандарт резьбы на трубах

PAG    «лоли-алкалим*гликоль» или «полигликоль» или синтетическая смазка

РАО    «поли-альфаопефин». полностью парафшированная саытетическая смазка. осноеа»ыая на а**-

тезированных углеводородах PS    планетарный вал (или ось)

РТО    вал отбора мощности, дополнительные выходные валы, приводящие в движение вспомога

тельное оборудование, такое как масляные насосы RFC    счетчик дождевого потока

RMS    среднеквадратичное значение

RS    роторная сторона (обычо наветренная)

SRB    сферический роликовый подшипник

SRTB    сферический роликовый упоршй подшипник

ТСТ    метод температуры полного контакта (метод Blok's)

TFF    усталостное разрушение внутренней стороны зуба

TORB    тороидальный подшипник

TRB    конический роликовый подшипник

VG    шкала вязкости

WTG    ветротурбинная установка (система)

5 Проектирование трансмиссии

5.1 Типичные конструкции редукторов ветроустаиовок

На рисунке 1 показаны обозначения валов втрехступеичатом редукторе с параллельными валами. В четырехступенчатых редукторах промежуточ»ме валы называются «низкоскоростной промежуточный вал», «средиесхоростной промежуточный вал» и «высокоскоростной промежуточный! вал».

1    — (HSS) высокоскоростной вал.

2    — (MS-ISJ высокоскоростной промежуточной вал.

2 — (LS-IS) низкоскоростной промежуточный мл.

4    — |PS> планетарный вал:

5    — (LSS) нижоооростжоя вал.

Рт — входная мощность:

Р. . — выходная мощность

Рисунок 2 — Обоэечения валов в грехстулетатом редукторе с одной планетарном ступето

На рисунке 3 показаны обозначения валов е трехступетатых гибридных планвтарккеликоидальмых редукторах с двумя планетарными ступенями.

t — (HSS) высокоскоростной мл:

2    — (HS-tS) высокоекоростио* промежуточный мл.

3    — (IS-PS) планетарный ваг промежуточной скорости;

* — (ISS) вал промежуточной скоростм.

5 — (LS-PS) иизкосжоростмон планетартшй вал: в — (LSS) ниэкосаоростной вал.

Р^, ~ входная u out «ость:

Р — выходная иошность

Рисунок 3 — Обозначения валов в трехступенчатом редукторе с двумя планетарныам ступенями

5.2 Расчет срока службы и надежности

Цель проектирования трансмиссии (коробки передач) ветровых турбин заключается е достижении высокой работоспособности и надежности системы, то есть достаточного ограничения затрат на техническое обслуживание и ремонты на всем протяжении расчетного срока службы. Расчетный срок службы ветровых турбин определен в ГОСТ Р 54418.1 как минимум в 20 лет для ветровых турбин классов I — III.

ГОСТ Р 54418.1 определяет группы составных элементов как функцию потеядиальных последствий от неисправностей (у„). Коробка передач—это составной элемент второго класса, который является небезопасным составным элементом, неисправность в котором может привести к неисправности основной части ветровой турбины. Коробка передач ветровой турбины состоит из передающих крутящий момент деталей (шестерни, вал и соединительные муфты), механических деталей (подшипники), несущих деталей конструкции (стопорные кронштейны (тормоза) или корпуса) и болтовых соединений.

При проектировании различных деталей коробки передач ветровой турбины следует соблюдать требования стандартов, в том числе ПОСТ 18854 и ГОСТ 18855 для роликовых шарикоподшипников или (6) для зубчатых передач. Эти стандарты решают различные задачи и не оговаривают особые коэффициенты безопасности. необходимые для решения конкретных задач. В стандартах использование различных измерений надежности для различных деталей создает трудности для определения общего уровня надежности системы, такой как коробка передач ветровой турбины.

При сравнении различных проектов в идентичных условиях окружающей среды на надежность системы коробки передач влияет множество параметров, таких как:

•    число деталей;

. заданная расчетная надежность каждой отдельной детали;

•    неопределенность свойств материалов при заданном диапазоне размеров и надежности:

•    возможность основных отклонений материалов, например, трещины, пустоты и примеси:

•    возможность нанятых компаний производственного процесса создавать детали, совместимые со спецификациями:

•    надежность проекта к изменениям условий окружающей среды или совместимость проекта и способность адаптировать его к таким изменениям:

•    надежность проекта к изменениям в материалах и производстве.

Оценка надежности системы трансмиссии ВЭУ требует рассмотрения модели функции плотности {распределения вероятности) и отношения рассчитанного к расчетному (проектному) сроку службы. Во многих примерах надежность системы может быть приближенно выражена надежностью детали с минимальным расчетным (проектным) сроком службы. Эти параметры не зависят друг от друга. Например, вероятность отклонений материалов и производства возрастает с размерами. Для редукторов с распределенным потоком мощности, таких как планетарная передача, обычно используют меньшие по размерам детали, а надежность отдельных деталей возрастает. В то же время эти трансмиссии содержат большее число деталей. которые могут создавать негативное влияние на надежность системы. При выборе прототипа трансмиссии и выборе минимальных коэффициентов безопасности или расчетного срока службы каждой детали должны быть учтены все эти аспекты. Накопленный опыт может быть важным фактором для выбора различных деталей такой надежности, чтобы была достигнута требуемая надежность системы.

Для увеличения работоспособности или надежности коробки передач могут быть применены плановое техническое обслуживание или плановая замена деталей. Детали с расчетным сроком службы меньшим. чем установленный срок службы для всей коробки передач, должны быть ремонтопригодными и заменяемыми. Ожидаемый расчетный срок службы этих деталей должен быть заданным как часть эксплуатационной документации и документации для технического обслуживания. Системы мониторинга состояния коробки передач могут увеличивать работоспособность системы, так как они могут обнаруживать неисправности во время работы для планирования ремонта.

5.3 Процесс разработки

Проектирование трансмиссии ветровой турбины — это итерационный процесс, который связывает исходные данные от ключевых поставщиков, таких как производитель ветровой турбины, производитель корооки передач, производитель подшипника и поставщик смазки. Для достижения наилучшего качества проекта все основные участники разработки должны быть вовлечены в процесс проектирования системы как можно раньше. Принцигмальная схема процесса проектирования трансмиссии ветровой турбины показана на рисунке 4.

В ходе процесса разработки каждая группа должна провести критический системный анализ (например. анализ типа отказа и его последствий. FMEA) для определения допущений, которые сильно повлияют на корректность проектирования, производства и эксплуатации коробки передач. Документированный процесс. согласованный производителем коробки передач и производителем ветровой турбины, должен быть применен для определения и оценки таких показателей, как риски или надежность. При изменены проекта должны быть указаны только заменяемые детали и их влияние на систему. Системный анализ должен включать:

•    варианты расчетной нагрузки;

•    архитектуру системы:

•    интерфейсы:

-    требования интерфейса:

•    функциональные требования каждого элемента;

•    потенциалымевиды отказов:

•    потенциальные последствия неисправностей:

•    ограничения на срок службы деталей.

-    виды смазки и охлаждения;

•    требования качества производства;

•    сервис и техническое обслуживание:

•контроль:

•    доставку:

•    установку:

•    пусхоналадочиые работы.

Первый этап процесса разработки ветровой турбины включает выбор конструкции ротора, конфигурацию трансмиссии, методику ограничения крутящего момента и мощности и архитектуру системы управления. Ротор преобразует энергию ветра в момент и другие нагрузки, а такие проектные нюансы могут существенно определять первоначальную концептуальную конструкцию. Задание первоначальной конструкции ротора, определение моментов и усилий, расчет системы автоматического регулирования позволяют сделать первую итерацию концептуализации коробки передач, расчетная рабочая зона (характеристика) и эксплуатационные характеристики которой определяются на основе определенных нагрузок.

Концепция коробки передач образует базис для соэдажя модели трансмиссии, включая интерфейсы и допущения в интерфейсах, что отмечено в 6.1.1. На основании этого описания варианты расчетной нагрузки (DLC) могут быть определены в соответствии с ГОСТ Р 54418.1. а более детализированные расчеты нагрузок будут произведены для определения расчетных нагрузок при уже определенном интерфейсе (см. 6.2.2). На нагружение ветровой турбины значительно влияют система управления и вид регулирования. поэтому в дальнейших расчетах следует учитывать их влияние на нагрузку. Окончательное определение расчетной нагрузки обычно делается по результатам испытаний динамических характеристик для различных условий эксплуатации. Результаты испытаний динамических характеристик должны быть обработаны и представлены в виде эпюр усталости, матриц дождевого потока или гистограмм длительности нагрузки и других описаний и эксплуатационных характеристик.

Первоначальный расчет коробки передач может быть произведен при определении и спецификации нагрузок и эксплуатационных характеристик, так как конструкция коробки передач существенно влияет на динамику турбины. В результате этого расчета должен быть определен один или несколько прототипов коробок передач, которые должны быть исследованы на заводском испытательном стенде производителя коробок передач (см. 8.2).

Программа испытаний должна подтвердить расчетные нагрузки и правильность конструкции коробки пеоедач с учетом неполной согласованности решений производителей ветровой турбины, трансмиссии и подшипника. Результаты испытания заводского прототипа должны быть запротоколированы. Если испытания элементов или подсистем важны (для обоснования подшипника, систем смазки и т. д.). они могут быть проведены параллельно с процессом разработки.

После испытаний проводится экспертиза проекта, в ходе которой может быть проведен повторный анализ результатов испытаю**.

После положительного заключения экспертизы должны быть проведены полевые испытания ветровой турбины для уточнения параметров коробки передач. В ходе этих испытаний могут быть уточнены те вопросы. которые не могли быть выявлены при заводских испытаниях.

Еоы результаты и заводского, и полевого испытаний удовлетворительны, то может быть определена программа испытаний стандартной серийной продукции — коробок передач. Программа испытаний должна соответствовать требованиям к испытаниям серийной продукции (см. 8.4).

5.4    Документация

Все этапы программы испытаний, процесса разработки и экспертизы должны быть документально оформлены соответствующим образом. Общий перечень документации приведен в приложении Е.

5.5    План обеспечения качества

Методы и процессы, используемые е производстве деталей коробок передач, должны быть документально оформлены как часть плана обеспечения качества.

Рисунок 4 — Схема производственного процесса

6 Условия работы и нагрузки трансмиссии

6.1    Описание трансмиссии

При проектировании и утверждении трансмиссии ВЭУ в первую очередь необходимо детальное описание взаимодействия между коробкой передач и ветровой турбиной (см. 6.1.1). Производитель ветровой турбины должен описать нагрузки, движения и процессы на выходе ветровой турбины (см. 6.1.2). Должен быть проееден сводный расчет нагрузок этих взаимодействий (см. 6.3).

6.1.1    Описание взаимодействий (интерфейсов)

Все взаимшействия должны быть точно определены и описаны. Условия взаимодействия должны быть документально оформлены.

Трансмиссия в соответствии с настоящим стандартом физически присоединена к следующим дета* лям ветровой турбины:

•    основному валу ветровой турбины на низкоскоростном вале коробки передач:

•    генератору на высокоскоростном вале, обычно посредством муфты станине гондолы через стопор* ный кронштейн (тормоз):

•    механизму передачи управления лопастями (например, контактные кольца, привод, гидравлика и

т. д.):

•    механическому тормозу, обычно подсоединенному к высокоскоростному валу.

Эти детали ветровой турбины должны точно совпадать, поддерживать и передавать силы и моменты через границы сопряженных механизмов. Информация, требуемая для тщательной проработки проекта редуктора, меняется е зависимости от конфигурации ветровых турбин.

в дополнение, некоторые системы редуктора нуждаются в обратной связи через другие типы взаимодействий. включая.

•    детали внешней системы смазки, такие как баки, насосы, радиаторы, фильтры и т. д.,

•    системы наблюдения, включая датчики температуры, состояния масла, вибрации и т. д.;

•    действия управления, такие как нагрев.

Должны быть определены физические позиции этих взаимодействий внутри структуры трансмиссии (см. приложение А), например:

•    низкоскоростной вал редуктора:

•    высокоскоростной вал редуктора:

•    крепление редуктора:

•    поверхность крепления тормоза:

•    другие приводы, вмонтированные в редуктор:

•    отверстия для систем смазки и охлаждения:

•датчики.

Информация должна быть приведена для точного описания геометрии интерфейсов (как часть опре* деления интерфейса), например:

•    пространственная оболочка проекта редуктора:

•    расположение деталей трансмиссии.

•    геометрия и размеры подходящих деталей, таких как муфты, крепления, валы, соединительные интерфейсы, системы смазки и т. д.

Определение рекомендуемых интерфейсов для общих конфигураций ветровых турбин приведено в приложении А.

6.1.2    Установлены* требования для интерфейсов

Для выбранной конфигурации редуктора должны быть документально оформлены данные о:

•    силе и моментах.

•    частоте вращения:

•    деижении/усхорении:

•    деформации:

•    температуре:

•    течении смазки, распределении температуры и давлемм:

•    допусках разрегулировки или регулировки (по отношению к креплению и т. д.).

Часть этой информации будет определена только после завершения проектирования ветровой турбины. включая редуктор. Поэтому для предварительных проектных расчетов редуктора необходимо сделать разумные допущения, например, на основе предыдущих проекте». Допущения должны быть документально оформлены как исходная информация для итоговой проверки системы. Для лучшего понимания возможных последствий принятия неверных допущений может оказаться полезным проведение в начале процесса разработки исследования чувствительности модели к влияющим факторам.

6.2    Производимые трансмиссией нагрузки

6.2.1 Имитационная модель нагрузок ветровой турбины

Для выбра>еюй конфигурации трансмиссии должно быть документально оформлено:

- описание модели трансмиссии, используемой в расчетах общих нагрузок ветровой турбины:

•    допущения, сделанные для установления предварительных расчетных параметров, которые используются для имитации деталей коробки передач, например:

•    передаточное число;

•    масса;

•    центр тяжести:

•    момент инерции;

•    коэффициент упругости;

•    демпфирующее свойство;

•    система координат и точка отсчета, используемые для меняющейся информации интерфейса (см. приложение А):

•    информация, необходимая для описания применимых эксплуатационных реакций и действий каждого из этих интерфейсов (см. А.4 приложения А), например:

•    силы:

•    моменты;

•    частоты вращения.

•    движения;

-    сдвиги;

-    цен трое ка/рэсцентровка;

•    деформации.

•    ускорение;

•    температура:

-    течение смазки, распределение температуры и давлений.

6.2.2    Расчеты нагрузок ветровой турбины

Применимые для каждого из принятых интерфейсов эксплуатационные нагрузки должны быть определены в соответствии с ГОСТ Р 54418.1.

ГОСТ Р 54418.1 устанавливает минимальный набор вариантов расчетной нагрузки (DLC). который должен быть рассмотрен при проектировании ветровой турбины. Расчетную нагрузку при проектировании редуктора и его деталей нужно учитывать в случаях

•    приводящих к осевому движению при низких нагрузках

•    включающих команды переключения генератора (например, для двухскоростных генераторов):

•    приводящих к инверсии крутящего момента:

•    приводящих к ускорению или торможению трансмиссии, включая их вызывание на стороне высокоскоростного вала (например, вызванные случаем торможения, отключением от сети или колебаниями частоты в сети):

•    при пониженной номинальной мощности, которая может случиться в результате инвером крутящего момента (например, из-за включение шумоподавления, операций управление узла);

•    коша скорость ветра ниже пусковой скорости (например, при зафиксированных лопастях):

. вызванные асимметричными нагрузками от механического тормоза (нормальное торможение или торможение при неисправности);

•    получившихся в результате действий планового технического обслуживания (например, испытание системы аварийной остановки):

•    представляющих переменность нагрузки при различных событиях в сети (например, колебания напряжения в сети до низкого напряжения);

•    приводящих к высокой частоте вращения генераторного вала или высокой скорости муфты (например. короткое замыкание, пробуксовка сцепления или повторное включение).

Осуществление комплексного динамического анализа трансмиссии может быть более необходимым, чем доступные методы анализа в аэро упругом проектировании ветровой турбины, используемые для точного определения некоторых из вышеперечисленных случаев (см. 6.5).

Приложение А содержит больше информации при рассмотрении специфичных случаев нагрузки редуктора. Это приложение также обеспечивает руководством по специальным требованиям для имитационных моделей. необходимых для получения реалистичных допущений ветровых турбин.

6.2.3    Надежность допущений в нагрузке

Зависимость усталости и предельной нагрузки для заданных деталей должны быть сравнены с зависимыми функциями сопротивления, как описано а ГОСТ Р 54418.1 (или [1]). с учетом особых частных коэффициентов безопасности для нагрузок, материалов и с учетом последствий от неисправностей.

Нагружение должно быть проверено с помощью измерений нагрузки на ветровой турбине, как описано е 8.3 (или {2]).

6.3 Результаты расчетов нагрузок ветровых турбин

Должны быть определены результаты расчета нагрузки, которые должны, как минимум, включают в

себя:

•    описание DLC. характерного для текущего проекта трансмиссии.

•    длительность события;

•    информацию о модели расчета нагрузки, включая описание модели трансмиссии, применимой в имитации нагрузки.

8 документацию по расчетам нагрузок ветровой турбины должны быть включены временные после* довательности, а также пострасчетные результаты, как описано ниже. Примеры документации расчетов нагрузки приведены в приложении А.

6.3.1    Временные последовательности

После расчетов нагрузок ветровой турбины должны быть подготовлены важные для проектирования редукторов времемые последовательности.

Такие временные последовательности получаются из численного моделирования. Они представляют собой нагрузки, характеризуемые ветровыми турбинами при рекомендуемых условиях местности, определенных в ГОСТ Р54418.1 или [1]. Неопределенности отображаются частными коэффициентами безопасности для нагрузок. определяемых в ГОСТ Р 54418.1 или [1].

Усталостные нагрузки, получаемые из этих временных последовательностей, являются характерными для обычной эксплуатации. Изолирование отдельных событий или особых последовательностей, однако. может быть только показательным для реальных режимов работы. Поэтому рекомендуется, чтобы различные оценки игы посграсчеты временных последовательностей были согласованы между производителями ветровой турбины, редуктора и подшипника (там. где это возможно).

Экстремальные значения нагрузки ветровой турбины, полученные в расчетах, в течение нормальной эксплуатации будут в некоторых случаях определены методами экстраполяции, применяемыми для расчетов усталостной нагрузки, как описано в ГОСТ Р 54418.1 или [1]. Поэтому временные последовательности будут недоступны для этих экстраполяций, кроме экстремального значения.

6.3.2    Усталостная нагрузка

Усталостное нагружение редуктора ветровой турбины в случаях нагрузки, таких как случаи нагружения при производстве энергии, операции включения и выключения ит. д. описано в ГОСТ Р 54418.1 или [1]. Частота возникновения каждого случая нагружения должна быть тщательно проверена (см. 6.2.2). Если амплитуда, длительность и частота возникновения случаев предельной расчетной нагрузки могут вызвать разрушение пластической усталости, то они также будут включены как часть спектра усталостной нагрузки и установлены как временные последовательности.

6.3.2.1 Счетчик дождевого потока

Счетчик дождевого потока (RFC) является установленным для использования обычно допустимых методологий (см. (3]. [4], (5J). Пример представления таблиц счетчика дождевого потока приведен в приложении А.4.3.

Документация о RFC должна определять;

•    какой DLC был рассмотрен в вычислениях.

•    частоту возникновения различного DLC;

•    диапазон (полные колебания) или полудиапаэон (одна амплитуда) который используется при определении амплитуд цикла.

6.3.22 Распределение длительности нагрузки (LOO, LRD)

Распределение длительности нагрузки будет определено из имитированных временных последовательностей. Подходящие для этого методы описаны в [5]. Распределения нагрузки могут быть выражены в характеристиках время-на-ллоскости (LDD) или обороты-на-ллосхости (LRD). Для турбны с переменной скоростью ротора LDO или LRD должны включать и третью координату скорости вала. Примеры для представления LDD или LRD приведены в приложении А.

Определенный уровень нагрузки каждой ячейки будет представлять самый высокий уровень появления нагрузки в этой ячейке. Унификация ширины ячейки не требуется. Некоторые ячейки могут иметь отрицательную нагрузку. Спектр нагрузки будет также включать нагружение от времени работы при простое или приостановке.

Длительности спектра нагрузки могут не увеличивать расчетные сроки службы, даже когда в них включены простои. Некоторые OLC и случайные экстремальные события могут даже вызывать полное время имитации для достижения расчетного срока службы. Также необязательным является то. что имитационный срок службы соответствует расчетному сроку службы, а эквивалентные нагрузки могут быть экстраполированы с соответственной синтезированной зависимостью амплитуды напряжения от числа циклов напряжения.

При уменьшении числа ячеек для особых расчетов деталей (см. 7.3.2.7 для подшипников) используемая методология будет нейтральна или традициониа для усталостного разрушения.

Документация об LDD должна определять:

•    какой DLC был рассмотрен в вычислениях;

•    частоту возникновения раагмчного DLC.

Производитель ветровой турбины может устанавливать значения для номинальных крутящего момента и вращательной скорости. Для турбин с переменной скоростью эти параметры выбираются произвольно. что может подходить для рекомендаций, но не подходит для других проектных расчетов.

6.3.3 Предельные нагрузки

Должно быть установлено, при каких условиях возникают предельные нагрузки (например, ситуации вращения или нет. производства энергии, экстраполяции и т. д.). Предельные нагрузки должны быть установлены в таблицах (см. приложение А). Эти нагрузки могут быть силами, моментами и крутящими моментами.

Максимальные нагрузки торможения или ускорения должны быть включены в статистику результатов и должны быть определены отдельно с учетом временных последовательностей там. где это возможно.

Частные коэффициенты надежности должны быть включены согласно с ГОСТ Р 54418.1 или [1] и установлены в разных спецификациях нагрузки (см. приложение А для гримера).

6.4    Эксплуатационные условия

6.4.1    Основные требования

Эксплуатационные требоеаьыя заданы в спецификации требований для редуктора и должны быть рассчитаны на весь срок службы изделия, включая сборку, транспортировку, монтаж, пусконаладочные работы, обслуживание и т. д. (см. ГОСТ Р 54418.1 или (1)).

6.4.2    Условия окружающей среды

Производите/*» ветровой турбины должен указать, в каких условиях окружающей среды предполагается эксплуатация редуктора, и. как минимум, должен указать.

. диапазон температур;

•    относительную влажность;

•    загрязнение такими веществами, как соль, пыль и т. д.;

•    если теплообменники сделаны не производителем ВЭУ. то:

-    температуру окружающей среды снаружи гондолы;

-    температуру при наличии радиатора;

•    качество воздуха для радиатора;

•    поток воздуха вокруг коробки передач для охлаждения:

•температуру окружающей среды внутри гондолы е течение эксплуатации и простоя (включая

температуру сохранения работоспособности):

•    плотность воздуха.

Для предельных условий окружающей среды должны быть установлены частота возникновения и их длительность.

6.4.3    Методики эксплуатации

Методики эксплуатации, которые влияют на условия эксплуатации редуктора, должны быть задокументировав. включая:

•    условия включения, соответствующие нагрузки и скорости для реальных условий климата:

•    контроль, предупредительные уставки, пределы предупредительных сигналов и ручное управление предупредительными сигналами:

- температуру внутри гондолы.

6.5    Подробное изучение трансмиссий

Подробное изучение трансмиссий должно быть выполнено, как минимум, для проверки упрощенной аэро упругой модели представления коробки передач WTG (для подтверждения значения жесткости при кручении трансмиссии, поставляемой производителю WTG производителем коробки передач), для проверки особых нагрузок деталей коробки передач в течение динамических усилий в коробке передач и для разрешения влияния условий (см. 6.1.1) границ (интерфейса) на внутреннее нагружение коробки передач.

Потенциальные динамические ускорения при резонансах могут быть определены модальным анализом, расчетами временных интервалов, расчетам* интервалов частоты или другими эквивалентными методам*. Анализ должен также включать фундаментальные силы и собственные частоты трансмиссии как части ветровой турбины в дополнение к другим частотам, таким как частоты зацепления шестерен, вращатель* ные частоты валов коробки передач и их гармоиичесхие составляющие.

Документация подробного исследования трансмиссий должна, как минимум, включать.

•    значение жесткости при кручении трансмиссии:

•    собственные частоты трансмиссии как части ветровой турбины:

•    доступные частоты возбуждения ветровых систем, частоты зацепления шестерен, частоты вала и гармонические составляющие;

•    значения жесткости, массы, инерции и затухания (торможения) важных внутренних деталей, таких как шестерни, валы и подшипники, используемые в изучении:

•    диаграмму Campbel. включающую основное возбуждение в системе и важные собственные частоты трансмюсии.

Динамическая модель имитации временнбго интервала трансмиссии полезна при анализе переходных динамических нагрузок, возникающих в коробке передач. Информация, необходимая для создания динамической модели трансмиссии должна быть распространена производителям коробки передач и ветровой турбины для обеспечения точного представления трансмиссии. Также полезно применять подобранные аэроупругие модели временных рядов для разрешения динамических моделей трансмиссии влияния условий (см. 6.1.1) границ (интерфейса) при нагружении трансмиссии. Разные динамические имитационные модели должны быть адекватно проверены для обеспечения представительного поведения заводской трансмиссии.

7 Требования проектирования, номинальные характеристики и
производство редукторов

7.1    Анализ проектирования редуктора

7.1.1    Тепловые потери в коробке передач

Требуемая мощность системы охлаждения должна быть задокументирована. Соответствующая мощность системы охлаждения должна быть обеспечена для компенсации произведенного в коробке передач тепла при эксплуатационных условиях, описанных в 6.4. Мощность системы охлаждения должна быть подтверждена е соответствии с 8.2.3.

7 3 Шйстйрми

7.2.1    Анализ надежности шестерни

Допустимые нагрузки шестерен (согласно [6]) рассчитываются с использованием допустимых количеств нагружения, некоторые из которых были получены из испытаний шестерен на конвеерных испытательных стендах (прочность поверхности), а некоторые — из испытаний на вибраторных испытаниях (прочность основания зубца). Информация о некоторых особых испытаниях шестерен приведена в (6).

Источники влияния нагрузок не рассматриваются рекомендуемыми тестами, принимая во внимание влияющие факторы, которые обычно бывают основаны на выборочных испытаниях или опыте с различными макро- и микрогеометрическими параметрами шестерни, смазки и т. д. Эти источники влияния описаны в [6).

Допустимое количество нагружений приведено е [6] и основано на 99 % вероятности безотказной работы в испытании шестерни. Надежность шестерни не только зависит от допустимых нагружений, но также зависит и от таких факторов, как:

•    условия эксплуатации:

•    процесс производства:

•    контроль качества:

•    эффективность режима работы смазки (распределение масла, чистота масла, охлаждения):

•    свойства материала.

Эти факторы влияют друг на друга в разной степени, и особые значения надежности шестерен не определяются при использовании (6). Минимальные требуемые коэффициенты безопасности по настоящему стандарту предназначены для принятия во внимание этих неясностей. Эти значения получены из опыта в коробках передач ветровых турбин.

7.2.2 Номинальные параметры шестерни

7.2.2.1 Стойкость выкрашиванию и прочность на изгиб

Номинальные параметры шестерни должны соответствовать [6]. Правило МпеГа должно быть применено согласно [6] для расчета коэффициентов безопасности с использованием спектра нагрузки, поставляемого производителем ветровой турбины. Коэффициенты срока службы Z^r и YHT при рекомендованном числе циклов NL должны быть определены с использованием кривой (кривых) пересечения при 0.85 10’° циклов, используя билогарифмичесхую зависимость. Сроки стойкости выкрашиванию и усталостная прочность при работе на изгиб должны быть минимальным числом часов, установленным производителем ветровой турбины, но не меньше, чем установленный проектный срок службы.

На стадии предварительного проектирования допускается расчет шестерни с использованием эквивалентного крутящего момента. Для дополнительной информации также см. (6J.

Все внешние зубцы шестерни должны быть установлены только на боковой поверхности. Шлифовка паэов на боковой поверхности зубца или переходной поверхности (между пазом и зубцом) может уменьшить прочность на изгиб зубцов. Шлифовка пазов — вид неоднородности, производимый шлифовальным устройством между началом активного профиля зубца и его основанием, который увеличивает напряжение у основатя зуба. При точном расчете режущих инструментов, термообработки и процессов шлифовки можно избежать шлифовки пазов (см. 7.2.7.1).

Минимальный коэффициент безопасности для сопротивления выкрашиванию SH должен быть равен 12S. Минимальный коэффициент безопасности прочности на изгиб S, должен быть равен 1.56.

7.2.22 Износ

Расчеты износа основываются на двух разных методах — методе «Полная контактная температура Btok'a» (температура вспышки) и методе «Суммарной температуры» (средняя объемная температура).

Метод «Полная контактная температура» описан в [7] и [8]. Расчеты износа в соответствии с (7) и [8] приводят к схожим результатам, хотя метод, описанный в [7] учитывает коэффициент безопасности, а метод. описанный в [8] — учитывает процент риска. Метод «Суммарная температура» описан в [9]. а в [10] описаны оба метода.

При оценке износа предпочтительно использовать методы, описанные в [7] или [8] и [9]. Метод, описанный в [10]. может быть использован как альтернативный. Должен быть использован случай с маихудши-ьы результатами из методов «Полная контактная температура» и «Суммарная температура». Минимальное значение риска износа для [8] составляет 5 %. Минимальный коэффициент безопасности SB для [7] или [9] и [10] равен 1.3.

Расчетные параметры износа должны быть произведены при максимальной эксплуатационной нагрузке и номинальной скорости. Среднеобъемная температура и температура зацепления шестерни должны быть рассчитаны при номинальной нагрузке и номинальной скорости и при максимальной эксплуатационной температуре коробки передач, при которых контроллер турбкыы уменьшает производство энергии или выключает турбину.

Временные ряды из DLC для анализа предельных нагрузок должны быть изучены для последовательностей. где крутящий момент превышает максимальную эксплуатационную нагрузку в течение времени. которое могло бы быть достаточным для вызова износа. Если это происходит, такой уровень нагрузки должен быть использован в расчетах номинальных параметров износа.

Примечание — Эксперименталыше резугьтаты в FZG испытаниях по [11] подразумевают, что для вызова износа требуется ымммальная длительность, равная 0.3 секунды.

Способность к износу масла должна быть определена испытаниями износа FZGA/8.3/90 согласно [11]. Если температура износа определена из испытаний FZG. то для исследований износа должна быть использована температура, на одну стадию ниже, чем температура стадии сброса нагрузки. Если износ не возникает на нагрузке 12 стадии, то 12 класс может быть использован в анализах износа.

7222 Точечное выкрашивание

Точечное выкрашивание возникает из-за таких факторов, как толщина пленки смазки, материалы и микроструктура, шероховатость поверхности и текстура, геометрия соприкосновения, распределение нагрузки и условия эксплуатации. Влияющие параметры смазки — это вязкость смазки, химические и физические свойства базового масла и добавок. Метод определения рисха точечного выкрашивания определен в [12]. но стандартизованного метода расчета риска возникновения износа не существует. Поэтому рекомендуется обзор влилощих параметров на точечное выкрашивание.

7.2.2.4 Прочность при статической нагрузке

Прочность при статической нагрузке должна быть рассчитана согласно с [в] при предельной нагрузке. используя коэффициенты срока службы Z*r и Умг- Минимальный коэффициент безопасности прочности на изгиб Sf должен быть больше 1.4. а минимальный коэффициент безопасности для сопротивления коррозии SH должен быть больше 1.0 для прочности поверхности. Необходимо допогъытельно рассмотреть внутренние трещины зубцов и возможности деформации зубцов шестерни.

7.2.3 Коэффициенты безопасности

Коэффициенты нагрузки для расчетов стойкости к выкрашиванию и прочности на изгиб, согласно 7.2.2.1. должны быть определены в соответствии с [6]. Следующие пункты описывают правила применения настоящего стандарта.

72.3.1 Динамический коэффициент К,

Динамический коэффициент. К,., значительно влияет на номинальные параметры шестерен. К, должен быть рассчитан в соответствии с [6]. Если согласно расчетам значение К, менее 1.05. то должно использоваться значение К, = 1.05. пока оно не подтвердится измерениями. Результаты измерений должны быть соответствующе экстраполированы для подтверждения параметров установленных производственных допусков {см. 8.2).

72.32 Коэффициент нагрузки зацеллежя К.

Коэффициент нагрузки зацепления К, вычисляется для погрешностей в расщеплении (распределения) нагрузки, например, в корпусе редуктора с двойными или сложными путями нагрузки или с планетарными ступенями. Для планетарных ступеней стандартные значения приведены в таблице 1 с выборкой (для степеней точности зубчатых колес соответственно в таблице 2 или лучшей) в зависимости от числа планетарных ступеней.

Таблица 1 — Значения коэффициента нагрузки зацепления К, для резного числа планетарных ступеней

Число планетарных ступенек

3

4

5

в

7

Коэффициент нагрузки зацепления К.

1.10

1.25

1.35

1.44

1.47

Значения, меньшие, чем приведенные в таблице 1. должны быть проверены моделированием и расчетами. как это описано в 82.2.

72.3.3 Коэффициенты распределения нагрузки

72.32.1 Коэффициент распределения нагрузки Кнр

Коэффициент распределения нагрузки Км р должен быть определен численным анализом согласно

[6]. Влияние отклонений продукции на параллельность вала и зубных рядов шестерней и шестерен должно быть включено в значение разрегулировки зацепления. Для расчетов усталостных напряжений разрегулировку зацепления рассчитывают согласно формуле (1). Предельное значение разрегулировки зацепления рассчитывают по формуле (2).

(•м * $н$I +    + 'iT -    (1)

= + + ■ (2)

гдefna — разрегулировка зацепления шестерни, установленной в корпус;

/нр, — винтовое отклонение ската шестерни; fHf2 — винтовое отклонение ската шестерни;

/£у — резувдирующее значение разрегулировки зацепления, выэванноеотклоиениямиврегулировке вала по отношению к идеальной оси. заданной в ширине зубчатого венца.

Примечание — Этот метод определения fmt не согласуется с [в].

Результирующая разрегулировка зацепления, вызванная разрегулировкой вала по отношению к идеальной оси. flv содержит асе производственные вариации, влияющие на важный параллелизм вала, который. в свою очередь, влияет на разрегулировку зацепления зубчатой пары. Как минимум следующие влияющие факторы должны быть рассмотрены (и отдельно задокументированы) при расчете fzr

• боковые отклонения. /1(|| опоры корпуса или планетарной шестерни (по (13)). включая влияние втулок или вкладышей подшипника в корпусе (где применимо):

• плоскостные отклонения,    опоры корпуса или планетарной шестерни (по (13]). включая влияние втулок или вкладышей подшипника в корпусе (где применимо):

•    влияние допуска на совмещение опоры планетарной шестерни, включая колебания в зазорах и деформациях опор планетарных подшипников, вариации в зазоре и деформациях подшипников под на* грузкой;

. вариации в деформации корпуса и опор планетарной шестерни под нагрузкой.

Там. ще не доступна статистическая информация, результирующее значение /г, может быть определено как RMS этих отдельных воздействий, внимание следует обратить на независимость граничных значений и учитывать их в ftt корректирующей меткой.

72.3.3.2    Численный контактный анализ

Процесс разработки шестерни ветровой турбины должен использовать численный анализ распределения нагрузки винтового направления (см. 72.3.4.2)и направления профиля (см. 72.3.4.1)одновременио. обеспечивая полной информацией о местных нагрузках на всей контактной зоне. Такой численный контактный анализ распределения нагрузки должен вычислять, как минимум:

•    распределение нагрузки в направлениях винта и профиля;

•    влияние смежных зацеплений:

- влияние местных нарушений однородности жесткости в границе контактной зоны.

Дополнительно значения максимальных эксплуатационных нагрузок, предельных нагрузок и допустимых комбинаций, рассчитанные по формуле (2). должны быть проверены с их итоговыми контактными напряжениями. Особо следует избегать мест концентрации напряжений в границе контактной зоны.

Если контактный анализ дает значение < 1.15. то значение К* в -1.15 должно быть использовано в расчетах номинальных параметров. Итог расчетной модели для распределения нагрузки должен быть проверен испытаниями, как это описано в 8.2.

7.2.3.3.3 Коэффициенты поперечной нагрузки Кш и К*,

Коэффициенты поперечной нагрузки Кми и К,, должны быть приняты во внимание влиянием при неравномерном распределении нагрузки по нескольким парам зубов, зацвлллощихся одновременно. Если шестерни имеют точность зуба, как установлено в таблице 2. то значение, равное 1,0. может быть использовано для коэффициентов поперечной нагрузки    и

7.2.3.4    Изменение зуба

Изменение профиля и винта должно быть использовано для уменьшения пагубного влияния на колебания зуба, изгибающих и скручивающих деформаций зубов, еалое. подшипников, корпуса, производственного допуска и допуска на сборку. Точный профиль и изменение винта увеличивают допустимую нагрузку и снижают шум. Расчетная нагрузка для изменения профиля и винта должна быть нагрузкой уровня, который болов всего способствует поверхностной усталости.

7.2.3.4.1 Изменение профиля

Расчетная точка изменения профиля должна быть выбрана точно, так как эти изменения могут быть рассчитаны только с одной нагрузкой и за чертой пагубности изменений. Это частично критично, так как нагрузки шестерни ветровой турбины переменны. Расчетное изменение должно рассчитывать влияния для всех нагрузок, рисх износа, изменения производственного процесса, шум и передаточное отношение для слабых и переменных нагрузок.

72.3.4.2    Изменение винта

Так как нагрузки шестерен ветровой турбины переменны, расчетная точка изменения винта должна быть выбрана точно, потому что изменения винта могут быть рассчитаны только с одной нагрузкой и за чертой пагубности изменений. Расчетное изменение должно рассчитывать влияния для всех нагрузок, изменения производственного процесса и эксплуатации, распределение нагрузки в направлении винта и шума.

72.4    Материалы шестерен

Все материалы шестерен и их обработка должны, как минимум, соответствовать требованиям [6]. Допустимые значения напряжений <тн|(т ио,с дотоы быть выбраны для выбранного класса точности согласно [б].

Эффективная глубина цементации должна быть спроектирована согласно (6]. Значения, меньшие, чем рекомендовать* для избегания случаев выступания (при измерении вкладыша подшилнюа скольжения), согласно [6]. можно использовать, если они проверены расчетами и измерениями. Деформация термическим воздействием и конечте колебания при глубине цементации от шлифовки должны быть оценены для закаленных шестерен и шестерен со шлифованными зубьями.

Поверхность закаленных шестерен с внутренними зубьями должна иметь лучшие свойства, чем у шестерен со сквозной закалкой.

7.2.5    Подповерхностная вызванная усталость

В дополнение к неисправностям, вызванным выкрашиванием (см. 7.2.2.1). зубы шестерни могут повреждаться вследствие подповерхностной вызванной усталостью. Происхождение этих неисправностей может происходить на поверхности или между поверхностью и центром (сравнение повреждений поверхности приведено в [14]).

Подповерхностное разрушение может также происходить как внутренний усталостный излом зуба (TIFF), причем усталостная неисправность, вызванная контактным напряжением, приведет к полному или частичному излому зуба, где происхождение раскола располагается ниже слоя закалки и переходной зоны. Расположение источника излома в средней части боковой поверхности шестерни близко к расчетной линии (зубчатой передачи), где возникает максимальное контактное давление.

Не существует стандартизированного метода оценки для определения риска таких неисправностей. Однако метод для оценки подповерхностного напряжение приведен в (15).

7.2.6    Точность шестерен

Геометрическая точность элементов шестерен должна быть установлена в соответствии с [16]. Максимальная используемая степень точности указана в таблице 2. Темность шестерен может изменяться, когда колесо шестерни присоединяется к его валу. Тем не менее спецификация вышеупомянутой точности должна быть применена к собранным шестерням. Там. где требуется максимальная точность, может быть обоснована шлифовка после сборки с валом.

Таблица 2 — Требуемая точность шестерен

Тип итестерии

Ыаксииехыиая степень точности (по (16))

Шестерня с внеихим зацеплением

6

Шестерня с внутренним зацеплением

7’1

Восьмая степень точности применяется для отклонений шага зубьев при бие*ми и накопленной погрешности шага в азотированных шестернях с внутренним зацепло1мом в течение промесса ограничения возможностей.

7.2.7 Производство шестерен

Должны быть установлены методы производства и обработки элементов шестерен.

7.2.7.1 Методы производства

Все зубцы шестерен с внешним зацеплением должны быть укорочены для обеспечения адекватного подреза для избегания от шлифовки пазов. В местах выступов испогьзувмый резец должен иметь минимальный радиус режущей кромки 0.25-тП. Конечный результат геометрии основания зуба должен быть использован в расчетах напряжений.

Все зубы шестерни должны иметь радиусы или фаски продольной кромки зуба и превышать полный контур грани зубов. Параметры фасок или радиусов должны быть установлены на чертежах.

Если шлифовка лазов влияет на зуб. то должна быть оценена прочность на изгиб. Предпочитаемый метод оценки — анализ наихудших лазов, используемый FEA. или другие методы для определения снижения прочности на изгиб зуба, учитывая самые требовательные комбинации расположения лазов, глубины и радиуса. Если методы FEA или другие подобные методы недоступны, то влияние на лаз в наихудшем случае должно быть оценено с использованием коэффициента    по [6].

В течение процесса разработки граничные условия для максимально срезанного материала, форма и расположение должны быть документально оформлены е целях того, чтобы требуемый срок службы оставался достижимым. После процесса производства все шестерни должны быть проверены на расчетные граничные условия и результаты должны быть записаны в паспорта качества. Если результаты оказались вне граничных условий и снижение коэффициента безопасности при изгибе ниже ограничений, установленных в 122. то шестерня должна остаться бракованной.

72.72    Шероховатость поверхности зуба шестерни

Для гаранту» адекватной допустимой нагрузки необходима гладкая поверхность зуба шестерни ветровой турбины. Гладкая поверхность особенно важна по отношению к воздействию точечного выкрашивания. Для шестерен с внешмш зацеплением максимальная шероховатость боновой поверхности R, должна быть равна 0.8 нм. Максимальная шероховатость боковой поверхности шестерен с внутренним зацеплением Ra должна быть равна 1.6 нм. Приложение Б.2.6 включает рекомендованные ограничения для шероховатости поверхности зуба шестерни для снижения риска точечного выкрашивания.

Активная боковая поверхность зубов шестерни не должна быть упрочнена ударами как конечной операцией обработки.

Примечание — На шлифованных поверхностях энзчвмю Ra составляет примерно 1/6 от эечения R^. Поэтому вышеупомянутые требования могут быть рассмотрев так. что R, < 4.8 нм для шестерен с внешним зацеплен мои эубое и R, < 9.6 нм для шестерен с внутрешим зацеплением зубов.

72.72    Проверка степени твердости поверхности после шлифовки

Степень твердости поверхности должна контролироваться. Проверка степени твердости после шлифовки должна быть установлена планом выборочного контроля. Частота выборки должна основываться на эффективности процесса контроля и проценте брака похожих деталей.

Планы выборочного контроля менее чем 100 % должны быть утверждены. Задокументированный процесс анализа пригодности детали должен показывать, что специфичные процессы и процедуры шлифовального аппарата при производстве деталей без дот дефектной степени твердости при шлифовке используются квалифицированно.

Надежным методом проверки степени твердости поверхности является травление (см., например. (17]). ведущие боковые поверхности должны соответствовать или превышать уровень В1. Неведущие боковые поверхности должны соответствовать уровню 62. Все другие методы проверки должны быть согласованы между производителями ветровой турбины и редуктора.

7.3 Подшипники

Примечание — Дантй раздел действителен для ролисоеых шэржоподшипников. Если будут использоваться подшипники схольжения. то методы расчета и т ре бродил должны быть согласовав между производителями ветровой турбины, подиждмка и редуктора.

7.3.1    Рассмотрение надежности подшипника

Требования к расчетам статической безопасности и номинального срока службы установлены в ГОСТ 18854 и ГОСТ 18855.

Номинальный срок службы подшипника рассчитан на основании испытаний большого количества относительно маленьких подшипников, эксплуатируемых в очень точно определенных условиях. Характерная прочностная усталость определяется как 90 % вероятность безотказной работы. Для подшипников большего размера существует ограниченное количество испытаний. Размеры подшипников учитываются посредством статистического рассмотрения, что связано с увеличением в напряженном объеме. Полученные методы основаны на расширенном испытании для учета таких условий смазки, как толщина пленки смазки, добавки и загрязнение.

Расширенные методы расчета доступны для учета распределения давления, а также деформаций и допусков валов и корпусов. Применение этих методов дает более правдивое прогнозирование реального срока службы подшипника. В зависимости от эксплуатационных условий это может привести и к увеличению. и к уменьшению расчетного срока службы подшипника.

Требования к номинальному сроку службы подшипника, как установлено в этом стандарте, установлены для учета неопределенностей при рассмотрении коробок передач ветровых турбин.

Срок службы подшит»»ка может быть ограничен несколькими видами отказа, из которых только некоторые учитывают при расчетах. Так как некоторые из видов отказа являются наиболее критичными, например. увеличение размеров (например, размывание), подшипники должны быть излишне завышенных габаритов. а размер подшипника и расположение должны быть тщательно выбраны для реального применения.

7.3.2    Требования качества стали подшипника

Особые требования качества стали подшипника для удовлетворения номинальных параметров подшипника в ГОСТ 18854 и ГОСТ 18855 не установлены. Качество стали подшипника для коробок передач ветровой турбины должны соответствовать требованиям [18]. Важные аспекты качества стали это:

- химический состав:

-чистота;

•    процесс производства;

•    термообработка и микроструктура.

7.3.3 Рассмотрение общей конструкции

Роликовые подшипники обычно выбираются для применения в расчетах номинагьмого срока службы для подповерхностной усталости и статической безопасности для пластической деформации при предельных нагрузках. Методы расчета этих критериев широко доступны. Однако в редукторах ветровых турбин наблюдаются другие виды отказов, которые не рассмотрены в этих выбранных критериях.

Для минимизации риска в таких видах отказов необходимо поддерживать точный выбор подшипников и хорошее выполнение расчетов. Некоторые основы конструирования конфликтуют, например, увеличенный диаметр элемента качения будет увеличивать статическую прочность и уменьшать рисх пластической деформации. но может увеличить и рисх скольжения и изнашивания при заедании.

Рисунок 5 показывает, как на выбор подшипника влияют различные критерии расчета. Сектор, ограл»* ченный кривым* законов, показывает безопасную зону для типичного критерия. Должно быть отмечено, что рисунок S не предназначен для расчетных целей. Соответствующие позиции разных ограничивающих кривых могут сильно отличаться для различных проектов подшипников.

Нагруыа

Рисунок э — Примеры критериев выбора подшипника

В дополнение к требованиям номинального срока службы при выборе подшипника должны быть рассмотрены другие аспекты, такие как:

•    сборка вала:

•    пригодность выбранного типа подшипника для реальной позиции подшипника:

•    разрегулировка;

•    условия при низкой нагрузке:

•    центробеж>ме силы.

•вибрация:

•    сопротивление к расколу;

•    тепловое расширение.

•    система подачи масла и условия отверстия слива масла;

•    собственные частоты;

•    распределение нагрузки.

Необходимо также рассмотреть взаимодействия между различными подшипниками, так как это ели* яет на динамику полностью скомпонованного вала.

В процессе выбора подшипника должны быть рассмотрены полный спектр нагрузки и временные ряды. Для особых конструкций должен быть рассмотрен способ получения информации и должны быть документально оформлены различные виды отказов.

При применении проектировался должны быть рассмотрены и исключены потенциагъное воздействие от протекания электрического тока, попадание воды/морской воды и т. д.

В приложении В приведено руководство по выбору подходящих типов подшипников и расположение для коробки передач ветровой турбины. Эти рекомендации основаны на опыте. Руководство не заменяет детальный анализ каждого подшитыка и его расположение в процессе проектирования. Особое внимание перед использованием стоит уделить типам или расположению подшипников, не показанных или описан* ных как «ограниченный опыт».

Рекомендации по выбору подшипников обоснованы при условии, что:

•    подшипник имеет точ«ый размера в соответствии с настоящим стандартом и рекомендациями про* изводителя подшипников:

•    спектр нагрузки подшипника включает все внешние и внутренние нагрузки:

. подшипник качественно смазан в соответствии с настоящим стандартом и рекомендациями производителя подшипников;

•    расчет смежных деталей соответствует настоящему стандарту и рекомендациями производителя подшипников.

Общий обзор видов отказов подшипников, многие из которых были ранее рассмотрены в описании редукторов ветровой турбины, приведен в (19). Разрушение подшипника может произойти в комбинации ниже перечислен»*^ видов отказов.

7.3.3.1 Подповерхностная вызванная усталость

Сопротивление подповерхностной вызванной усталости, вызывающее модификацию ножки зуба, рас* калываюю или выкрашивание, как определено в [19]. может быть рассчитано в соответствии с ГОСТ 18855.

Методы расчета для предсказания других форм подповерхностной вызванной усталости, которые вместе могут привести к образованию неравномерных белых вытравленных образований, волосных трещин и тому подобное, отсутствуют. Подповерхностная вызванная усталость может быть вызвана нагрузкой. числом циклов нагрузки, а также скоростью нагрузки (см. (20]).

7.3.32 Поверхностная вызванная усталость

Поверхностная вызванная усталость наблюдается в коробках передач ветровых турбин в виде повреждения поверхности. например, точечное выкрашивание. Расчеты срока службы по ГОСТ 18855еклю* чают влияние повреждения поверхности на срок службы вследствие загрязнения частицами и вязкости смазки. Другие причины повреждения поверхности не принимаются во внимание в анализе срока службы по ГОСТ 18855. Поэтому рекомендуется оценить все влияющие на повреждение поверхности параметры.

На повреждение поверхности влияют такие факторы, как толщина пленки смазки, материал и микроструктура. шероховатость и текстура поверхности, геометрия контакта, распределение нагрузки и условия эксплуатации, могут также повлиять скольжение и химические реакции со смазкой и/или влагой. Влияющие параметры смазки—это вязкость смазки, химические и физические свойства базового масла и добавок.

ЛЗ.З.З Адгезионный износ (при заедании)

Адгезионный износ передает материал с одной поверхности на другую с разогревом при трении и иногда со смягчением или разупрочнением поверхностей. Это может быть рассмотрено как повреждение от скольжения, которое вызывается из-за потери силы сцепления роликов или из-за чрезмерного скольжения всей роликовой установкой, когда нагрузка подшипника падает ниже минимальной нагрузки подшипника при большой скорости, или в случае высокого углового ускорения или вибрациях при кручении. На повреждения от скольжения влияют размер подшипника, тип. зазор или натяг (отрицательный зазор) и размер и расположение зоны нагружения подшипника. Адгезионный износ может также происходить на направляющих опорных поверхностях фланца из-за недостаточной смазки.

7.3.3.4    Коррозия влагой

На коррозию влагой влияет попадание атмосферной влаги или морской воды.

7.3.3.5    Фрикционная коррозия

Фрикционная коррозия может быть рассмотрена как форма ложного затвердевания дорожки каче»мя в кольце подшипника. Этот вид отказа обычно вызывается микроперемещениями за долгий период времени. например, когда ветровая турбина останавливается с применением тормоза. Другие формы фрикционной коррозии могут быть обнаружены как фреттинг коррозия (при трении). Этот вид коррозии — процесс изнашивания, вызванный комбинацией коррозии и абразивного действия остатков продуктов коррозии, который возникает в контактной зоне между двумя материалами под нагрузкой, в результате чего объект незначительно стращает относительное движение от вибраций или некоторых других сил. Фреттинг коррозия (при трении)обычно возжкает при посадов с натягом, которая позволяет совершать микродвижения из-за неточного выбора посадки или из-за упругой деформации одного или несхопысих тел. присоединенных посадкой с натягом. Оба вида коррозии при трении будут форсированы доступностью влаги.

7.3.3.6    Чрезмерное напряжение

Разрушение чрезмерным напряжением может быть е результате поражения молнией, когда молнме-защита недостаточна. Чрезмерное напряжение может привести к местному перегреву материала и вызвать разупрочнение поверхности или каверны на дорожке качения в кольце подшигмика. видимые невооруженному глазу.

7.3.3.7    Утечка тока

Утечка тока в коробках передач ветровой турбины начинается с большого числа небольших каверн, обычно на дорожках качения в кольце подшипника. В результате происходит образование канавок, обычно. на подшипниках, находящихся непосредственно рядом с генератором. Повреждения образованием канавок, вызванные электрической проводимостью через материалы подшипника и смазку, часто вызываются неудовлетворительным заземлением электрических деталей.

7.3.3.8    Перегрузка

Пластическая деформация и перегрузка наблюдаются в редких случаях в коробках передач ветровой турбины, в основном, из-за высоких кратковременных ударных нагрузок. При реальной нагрузке подшипника статический коэффициент безопасности, установленный в 7.3.7.1. не превышается, а воздействие пластической деформации будет незначительным.

7.3.3.9    Впадины от сколов

Скоты могут образоваться от различных источников, например, внешних загрязнителей, износа шестерни и подшипника. износа обоймы (подшипника), или от других неисправных деталей. Впадины от сколов. важные или вторичные разрушения могут привести к преждевременному усталостному разрушению. Поэтому необходимо поддерживать уровень чистоты масла, как установлено в 7.6.8.

7.3.3.10    Впадины от обработки

впадины от обработки могут быть устранены при правильном выполнении производства (см. 7.3.5.4).

7.3.4 Требования интерфейса подшипника

Проектирование компоновки подшипника для коробки передач ветровой турбины происходит параллельно между производителями коробки передач и подшипника. Для управления этим важным интерфейсом необходимо наличие всей информации о нем. для чего производитель коробки передач должен выпускать детальную спецификацию требований для компоновки подшипника. Минимально необходимое содержание этой спецификации представлено ниже.

7.3.4.1    Определения интерфейса

Для выбранной компоновки подшипника должно быть установлено следующее:

•    система координат и точка отсчета, используемые для обмена информацией об интерфейсе:

•    полная требуемая информация для описания интерфейсов между коробкой передач и подшипником. например:

•    расположение и размеры компоновок шестеренок и подшипников в коробке передач:

•    размеры, допустимые отклонения размеров и формы, жесткость поверхности и шероховатость поверхности диаметров шейки вала:

•    размеры, допустимые отклонения размеров и формы, жесткость поверхности и шероховатость поверхности диаметров шейки корпуса:

- размеры, допустимые отклонения размеров и формы, шероховатость опорной колонны и опорные отверстия с за плечиком (под подшипник) на валах, корпусах и кожухах;

•    жесткость окружающих подшипник деталей:

•    расход потока смазки, давления и температуры, а также откачку смазки.

все определения интерфейса и важных допущений проекта должны быть задокументированы для обзора сертификационной лабораторией.

7.3.4.2    Эксплуатационные условия

Для каждого из определенных интерфейсов полная информация должна быть обеспечена для описания применимых условий эксплуатации и реакций, включая их динамическое подмагничиеание. например:

•    силы:

•    моменты:

•    вращательные скорости и вращательные ускорения:

•    движения:

•    регулировку/разрегупировку:

•деформации:

•    ускорения;

•    температуры (номинальную, максимальную и минимальную).

7.3.5 Проблемы проектирования подшипников

7.3.5.1    Обоймы подшипника

Обоймы подшипников, которые и направляют, и разделяют ролики (такие как SRB). должны быть стальными или латунными. Для обойм подшипников, которые только разделяют ролики, могут быть рассмотрены другие материалы, способные сопротивляться старению из-за эксплуатационных температур и смазки в течение расчетного срока службы. Применимость других материалов обойм должна быть согласована между покупателем и производителями ветровой турбины и коробки передач и должна основываться на оценках при основательном практическом опыте.

7.3.5.2    Внутренние эксплуатационные зазоры

Основной внутренний эксплуатационный зазор должен быть выбран для подгонки тяжелых посадок с натягом и температурных перепадов. Соответствующий выбор должен быть проверен при наихудшей комбинации допуска при условиях пуоса. Радиальный зазор должен быть выбран с целью минимизации разрегулировки при зацеплении шестерни. Это особенно важно для низкосхоростных валов коробок передач, которые поддерживают силы ротора.

Эксплуатационный зазор, используемый в расширенных расчетах номинального срока службы, должен включать следующие воздействия.

•    основной зазор подшипника:

•    допуски посадки вала, корпусов и колец подшипника.

•    гладкость посадки для установленных характеров поверхности:

- температурный градиент между внутренним и внешним кольцами (см. таблицу 3);

•    коэффициент теплового расширения материалов:

•    эксплуатационные температуры (см. таблицу 4).

Статическая деформация креплений может влиять на зазор. Статический анализ допуска должен быть использован для определения эксплуатационного зазора. Если это недоступно, то должно использоваться 2/3 от суммы всех экстремальных значений. Должны быть проверены экстремальные комбинации допусков.

В таблице 3 указаны стандартные разности температур между внутренним и внешним кольцами, наблюдаемыми при постоянной эксплуатации. Большие разности температур могут происходить, например, в условиях процесса ста рта с дополнительным охлаждением воздухом при сильных ветрах или в условиях холодного климата. Эти экстремальные значения могут быть важны для выбора внутреннего зазора подшипника. Эксплуатационный зазор, используемый в расширенном расчете номинального срока службы, и допущения, сделанные для определения этого зазора, должны быть задокументированы.

Таблица 3 — Температурные градиенты для расчета эксплуатационного зазора

Положение подшипника

Рамость температур между внутренним и емешииы юльцама при постотмпой эасялуатацаа

Высокоскоростном вал

От 10 ДО 30 К

Высокоскоростной промежуточный вал

От 5 ДО 20 К

Низкоскоростной промежуточный вал

От Одо 15 К

Планетарная передача

От-5до +5К

Низкоскоростной вал

От Одо 10 К

Выбор внутреннего эксплуатационного зазора должен быть проверен с помощью испытаний прототипов коробок передач. Это может, например, быть завершено измерениями температуры или анализом вращающейся модели подшипника.

7.3.5.3 Вал и посадка корпуса

Относительное движение (и осевое, и вращательное) между кольцами подшипника, валом и/или корпусом может вызывать разрушение фреттинг- коррозией или адгезионным имосом. таким как образование задирое. Более того, относительное движение колец подшипника может нарушить кинематику подшипника. например, если одно из колец смещено в осевом направлении, вал и посадка корпуса должны быть выбраны для предотвращения или минимизации относительного движения. Если это недостижимо, то могут потребоваться допопиитегъные средства по смягчению последствий этих воздействий.

Тяжелая посадка с натягом, как это установлено производителями подшипников, для применения с переменной нагрузкой и повышенным уровнем вибраций должна быть выбрана для снижения риска про скальзыеаиия кольца подшипника фреттингнсоррозии. Рассматриваемые воздействия при выборе соответствующей посадки и допуска включают:

•    условия вращения.

•    величину нагрузки;

•    тип подшипника:

•    внутренний зазор подшипника;

•    температурные условия;

•    требуемую точность перемещения:

•    проект и материал вала и корпуса:

•    сдвиги нефиксирующего подшипника.

•    приемлемое кольцевое напряжение:

•    простоту сборки и разборки.

Подшипники с плотной посадкой не всегда достаточно препятствуют относительному движению колец подшипника, и в некоторых ситуациях плотная посадка нежелательна (например, проблемы сборки, требуемые осевые сдвиги нефиксирующего подшипника, внешние кольца FPCBB подшипников и т. д.). В этих случаях проект должен содержать подходящие дополнительные решения либо для уменьшения относительного движения, либо для смягчения разрушения, связанного с относительных движением, например. решения закрепления шпильками, осевыми зажимами, адгезивное или соответствующее нанесение покрытия на поверхность. Плотная посадка не всегда возможна.

Когда нагрузка неизменна относительно кольца, можно воспользоваться установочной шпилькой, но размещать ее следует в стороне от зоны нагружения. Если используется шпилька, то должно быть проведено соответствующее рассмотрение концентрации напряжений в кольце подшипника. Расчет и размещение шпилек и соответствующих пазов должны быть утверждены производителем подшипника. Допущения по коэффициентам трения, нагрузке проскальзывания, размеры шпилек, нагрузки на шпильках и сила соединения должны быть задокументированы.

Каналы планетарных колес должны иметь твердость поверхности как минимум 55 HRC для избегания интенсивного износа ео время неизбежного проскальзывание когъца. Особое внимание должно быть уделено риску осевого проскальзывания внешних колец планетарного подшипника. Влияющие факторы включают в себя силы реакции от угла наклона линии зуба, деформацию обода шестерни и направленные структуры в характере поверхности.

Адгезия не должна использоваться как основное средство для избегания относительного движения колец подшипников. В случае использования адгезии как дополнительного средства соответствующие процессы для чистки и применения адгезии, сборки подшипника с адгезией и процедуры вулканизашы должны быть установлены на стадии проектирования. Должна быть установлена совместимость использованной адгезии со смазкой коробки передач.

Внешние кольца планетарных подшипников должны быть вмонтированы в каналы планетарных передач с допуском как минимум R6. Другие посадки могут быть необходимы а зависимости от эксплуатационных условий и конструкций планетарных колес. Внутренние кольца планетарных подшипников должны быть зажаты для избегания вращения, кроме случаев, когда используются сферические ролпсовые подшипники.

Если относительное вращение кольца подшипника неизбежно для внутренних колец планетарных подшипников, то сопряженные поверхности, включая поддерживающие отверстия с заплечиками. пружинные упорные кольца и прокладки, должны иметь твердость поверхности как минимум 55HRC.

7.3.S.4 Сборка

Подшипники могут быть легко повреждены в процессе установки. Подшипники должны быть установлены с использованием соответствующих инструментов и технологий, которые минимизируют риск повреждения. Например, рисунок 6 показывает, как закрытая установка цилиндрических роликовых подшипников может быть особенно рискованной. Необходимо избегать закрытой сборки.

8идА

( — »*алимие»ме роями «а 1ну>ре»чем копье* гюдшнгчиш: 2 — роликояыаЬ запорный срам Рисунок б — Закрытая сборка подшигамка

7.3.6 Смазка подшипника

7.3.6.1    Чистота смазки

Чистота масла — важный влияющий фактор на надежность производительности подшипника. Передовые системы фильтрации могут достигать низкого уровня числа частиц, что благоприятно сказывается на сроке службы подшипника. 8 расчетах подшипников это отражается коэффициентом чистоты ес в соответствии с [21].

Уровень чистоты масла -/17/14. основанный на [22]. должен быть использован при расчетах срока службы подшипника для систем фильтрации до тех пор. пока эксплуатационная чистота не окажется лучше (см. табгмцу 9).

Должно быть проверено, что реальный достигнутый уровень чистоты масла на один уровень лучше, чем значение, используемое в расчетах подшипников, и что система может обслуживать этот уровень чистоты масла (см. 7.6.8).

7.3.6.2    Температура смазки

Относительная вязкость к должна быть рассчитана при температуре смазки подшипника (см. 7.6.5.3 и таблицу 4). Температуры могу т нуждаться е регулировке согласно реальной измеренной информации (см. 8.3.2). Для номинального срока службы подшигыика относительная вязкость к должна быть определена в соответствии с ГОСТ 18855. в приложении В.4 описаны более детальные методы для сравнения толщины стенки между разными смазками.

Средняя объемная температура масла—это установившаяся эксплуатационная температура масла, как определено в 7.6.5.1. Входная температура масла — это установившаяся температура масла, как определено в 7.6.5.2. Если средняя объемная или входная температуры масла неизвестны, то следует использовать температуру на 5 К ниже, чем установлено производителем ветровой турбины.

Таблица 4 — Температура смазки подшилмта для расчета относитегъной вязкости к

Положение подшипнике

Температуре сие» для подшипников со cuasiori рэ>6рыэгиааяиеы. К

Темпеоетуре смаэкя для яовшипиисое со смазном давленном, К

Вьюокоасоростной вал

Средняя объемная температура масла ♦ 15 К

Входная температура масла ♦ 5 К

Высокоскоростной промежуточный вал

Средняя объемная температура масла ♦ 10 К

Входная температура масла + 5 К

Низкоскоростной промежуточный вал

Средняя объемная температура масла + 5 К

Входная температура масла

Планетарная передача

Средняя объемная температура масла + 5 К

Входная температура масла

Низкоскоростной вал

Средняя объемная температура масла

Входная температура масла

Впусзсной канал масла и средняя объемная температура масла должны быть проверены испытаниями на месте эксплуатации, проводимыми производителем ветровой турбины. Итоги проверки температуры должны быть обсуждены в процессе подтверждения корректности конструкции (пункт 8).

Производители коробки передач, ветровой турбины и подшипника должны договориться, какие подшипники в ветровой турбине будут контролироваться по температуре. Они также должны договориться об ограничениях отключения, а также действиях системы управления в случае, если эти ограничения произойдут.

7.3.6.3 Характеристики смазки

Характеристики смазки должны быть обеспечены производителем смазки. Для выбора значения могут быть использованы [23] или [24].

На условия смазки в контактной пленке подшипника влияют следующие характеристики смазки.

- характеристика вязкости — это функция от эксплуатационной температуры. Характеристики вязкости устанавливаются поставщиком масла при 40 *С и при 100 *С для каждой смазки или приводятся для 40 *С с индексом вязкости (мера изменения вязкости с температурой). Индекс вязкости масла обычно выше для PAG масел, чем для РАО масел, и для РАО масел индекс вязкости масла выше, чем для минеральных масел;

• коэффициент давление-вязкость относится к связи между нагрузкой, расположенной на пленке масла (давление) в зоне нагрузки, и толщиной пленки масла (вязкость) при нагрузках, когда все другие факторы (материал, температура, геометрия, скорость, нагрузка) постоянны. Коэффициент давление-вязкость— это функция температуры, и для минеральных масел она обычно выше и круче (кривая зависимости), чем для РАО и PAG смазок.

Толщина пленки EHL. которая определяет изменение к с коэффициентом давление-вязкость и вязкость масла.—это функция температуры, если другие параметры, такие как геометрия, упругие свойства, скорость и нагрузка, зафиксированы.

Что касается характеристик вязкости, существует небольшое отличие между РАО и минеральным маслом для диапазона температур между 65‘Си 90 ‘С. типичным для деталей шестерен ветровых турбин. На практике увеличенное приведенное воздействие температуры на вязкость (более высокий индекс вязкости) синтетических масел компенсируется неблагоприятным коэффициентом даелемю-вязкость (меньшая альфа). Поэтому стандартная диаграмма вязкости минеральных масел (индекс вязкости равен 95) должна быть использована как исходные данные для расчетов к. Это. в общем, подходит для многих разных типов масла (минеральных и синтетических).

7.3.7 Расчеты номинальных параметров

Подшипники должны быть рассчитаны в соответствии с методами, установленными в 7.3.7.1 и 7.3.72. Требования этих пунктов основаны на эм гырических данных, полученных из практического опыта. Рассчитанные сроки службы подшипников действительны для сравнения различных альтернативных подшипников. и могут не отображать реальные сроки службы подшипников под действительными условиями обслуживания. В приложении Ж приведен пример документации для процесса расчета срока службы и оформления результатов.

7.3.7.1    Статические номинальные параметры

Коэффициент статической безопасности различных подшипников должен быть равным как минимум 2.0 для установленной предельной расчетной нагрузки (см. 6.3.3).

Коэффициент статической безопасности должен быть расомтан с использованием реального распределения внутренней нагрузки а детальной модели, такой как в [21]. Коэффициент SQ согласно ГОСТ 18854 предусматривает аппроксимацию. В расчет распределения внутренней нагрузки для планетарных подшипников должно включаться смещение нагрузки шестерни, установленное производителем коробки передач. Смещение — это интервал отклонения от нейтрального осевого расположения шестерни при результирующем воздействии нагрузки.

7.3.7.2    Номинальный срок службы

Приведенный эталонный номинальный срок службы L^f должен быть рассчитан в соответствии с [21]. Допустимая вероятность неисправности л должна быть установлена производителем ветровой турбины, но должна быть равной или меньшей, чем п -10. Рассчитанный приведенный эталонный номинальный срок службы Lm,, должен соответствовать или превышать установленный проектный срок службы коробки передач.

Ес/ы общий приведенный эталонный номинальный срок службы Lnmi более чем в 10 раз превышает общий базовый эталонный номинальный срок службы Ln, согласно [21]. то общий приведенный эталонный номинальный срок службы Ц*,, должен быть установлен как десятикратный общий базовый эталонный номинальный срок службы    .

Расчеты должны быть выполнены дискретно с использованием спектра нагрузки, установленного производителем ветровой турбины. Общий приведенный эталонный номиналысрок службы должен быть рассчитан с использованием уравнения (3):

^ eai


(3)

caeLfl,п, — общий приведенный эталонный номинальный срок службы в часах при надежности (100 — п) %;

п — надежность, выраженная в процентах неисправности:

а, — коэффициент, корректирующий срок службы для надежности по ГОСТ 18855;

Ljornri — приведенный эталонный номинальный срокслужбы для но уровня нагрузки при 90 % надежности по [21];

<7;—или время (если скорость постоянна) или частота вращения для г>го уровня нагрузки.

может возникнуть потребность в уменьшении числа дискретных значении в спектре нагрузки, например. для облегчения обработки данных при рассмотрении компонентов, окружающих подшипник. Метод сокращения числа дискретных значений нагрузки должен быть согласован между производителями подшипника. коробки передач и ветровой турб*ыы и задокументирован вместе с представлением результатов расчета срока службы. В В .2 приложения 8 приведены методы по уменьшению числа дискретных значений в приведенном спектре нагрузки.

Приведенный эталон»ый номинальный срок службы    должен быть скорректирован для требуемой

надежности с использованием коэффициента корректировки срока службы а, и включать воздействие:

•    радиальных, осевых и мгновенных нагрузок:

•    внутренний проект (совокупность характеристик, скрытых от пользователя) подшипников.

•    внутренний эксплуатационный зазор.

•    упругость подшипников и валов;

•    распределение нагрузки между элементами качения;

•    распределение нагрузки по длине элемента качения, включая.

- реальные профили ролика и дорожки качения в кольце подшипника:

• округление зоны контакта шарик качения/дорожка качения:

•    вязкость смазки при эксплуатационной температуре (см. 7.3.6.1);

•    эффективность системы добавок при низких к в соответствии с ГОСТ 18855:

•    эксплуатационную чистоту смазки (см. 7.3.6.1);

•    смешение нагрузки шестерни:

•    коэффициент нагрузки зацепления К. (см. 7.2.3.2).

Расчет приведенного эталонного номинального срока службы, кроме того, может учитывать упру* гость крепления. Расширенные расчеты могут быть использованы для исследования чувствительности разделения нагрузки и распределения нагрузки от разрегулировки и изменчивости производства. Стати* ческий анализ допусков должен быть использован для определения разрегулировки. Особо следует избе* гать мест чрезвычайных концентраций напряжений на концах роликов и контактных округлениях.

Расчеты номинального срока службы планетарных подшипников должны быть выполнены при одном постоянном характерном смещении нагружи шестерни, которая установлена производителем коробки передач. Смещение — это интервал отклонения от нейтрального осевого расположения шестерни при результирующем воздействии нагрузки. Расчеты при эквивалентном крутящем моменте, максимальном и максимальном обратном крутящих моментах должны быть проверены, чтобы убедиться, что постоянное отклонение нагрузки шестерни может быть принято для всего спектра нагрузки.

7.3.7.3 Контактное напряжение

Контактное напряжение, использующее суммарную динамическую эквивалентную нагрузку Miner's, должно быть задокументировано и не должно превышать значения, перечисленные в таблице 5. Контактное напряжение должно быть рассчитано в соответствии с [21] или В.З приложения В. Любые отличия между этими методами должно быть согласовано между производителями подшипника, коробки передач и ветровой турбины. Предпочитаются результаты расширенного контактного анализа по [21].

Таблица 5.1 — Максимальное контактное напряжение

Положение повшипмиса

Диапазон скорости л

Массиыапъиое комгжпиое напряжение д . МПа

Высокоскоростной вал

150.000 — 430.000

1.300

Высокоскоростной промежуточный вал

25.000 — 220.000

1.650

Низкоскоростной промежуточный вал

10.000 — 60.000

1.650

Промежуточный солнечный вал

10.000 — 60.000

1.650

Промежуточная планетарная передача

20.000 — 150.000

1.500

Низкоскоростная планетарная передача

10.000 — 60.000

1.500

Низкоскоростной вал

5.000 — 15.000

1.650

Примечания

1    Эти руководящие значения были получены из опыта современного проектирования коробок передач, где индекс скорости л О,» снижается в установленном интервале.

2    Руководящие значения применяются для подшипников, произведенных из современной, широко используемой, высококачественной закаленной подшипниковой стали в соответствии с хорошим производственный опытом, и обычно традиционных конструкций, что касается формы конггэктной поверхности ролика

3    Значения в этой тэбтце действительны для проектного срока службы — 20 лет.

4    Для входного вала обычно не существует доступной эквивалентной нчагружи.

7.3.7.4    Номинальный срок службы особых (особо изготовленных) подшипников

Для сравнений могут быть также использованы особые методы расчета, разработанные производителями подшипников, несмотря на то. что основной метод расчета установлен в [21]. При использовании особых методов расчета итоговый срок службы подшипника должен быть сравнен со значением ^г, полученного с помощью методов [21]. Значения базового номинального срока службы и контактного напряжения. полученные с помощью одинаковых особых методов, должны быть также сравнены со значениями из 7.3.7.2. таблицы 5 и В.З приложения В.

Обнаруженные различия в этих сравнениях должны быть согласованы между производителями подшипника. коробки передач и ветровой турбины.

7.3.7.5    Проскальзывание

Для больших коробок передач и подшипников потенциал разрушения от проскальзывания возрастает при условиях малых и кратковременных нагрузок для ветровых турбин Такое разрушение может привести к неисправностям подшипника ранее, чем предсказывают расчеты номинального срока службы. Поэтому должно быть проведено рассмотрение таких эксплуатационных нагрузок при выборе подшипников.

Эта проблема должна быть преодолена производителями коробки передач, подшипника и ветровой турбины.

На риск разрушения при просхальзыеании влияют такие факторы, как:

•    конструкция и размер подшипника, включая материалы обоймы, управляющее устройство обоймы, внутренняя геометрия и состояния поверхности элементов качения и дорожек качения.

•    скорость.

•    ускорение:

•    скорость изменения от не натр уженного к нагруженному состоянию;

•    параметры смазки, такие как качество, вязкость, температура и примеси;

•    внутренний эксплуатационный зазор:

•    размер и расположение зоны нагружения, включая зоны разных предварительных нагрузок;

•    упругость крепления

- эффективность покрытия или обработки поверхности (если применимо).

7.4 валы, шпонки, соединения корпусов, шлицы и крепления

7.4.1    Валы

7.4.1.1    Прочность и номинальный срок службы

Валы должны быть спроектированы с использованием [25] или [26]. Расчетная нагрузка вала должна быть использована в расчетах прочности. Минимальные коэффициенты безопасности для разных методов установлены в таблице 6.

Таблица б — Минимальные коэффициенты надежности для разных методов

[25]

[26]

Усталость

1.75

1.75

Деформация

1.30

1.30

Примечания

1    По [26]: FS. 21.75. используя коэффициент * 1.0 (Р * 50%) и FSP Z 1,3. используя расчетные нагрузки, включая динамические эффекты и Ffi - 1.0.

2    В (25] установлено, что метод конечно покрывается коэффициентом 1.2. Этот коэффициент мажет быть рассмотрен в качестве аотючетого в коэффициент безопасности. Должны быть применены расчетные нагрузки, включая динамические эффекты.

7.4.1.2    Материалы

Материалы вала-шестерни должны соответствовать требованиям 7.2. Материалы других валов должны иметь достаточную способность к закалке для удовлетворения требований по напряжению, жесткости и твердости поверхности. Требования качества для этих валов должны быть установлены в соответствии с [18]. Все валы должны быть ослаблены от внутренних напряжений после термической обработки.

7.4.1.3    Погрузочные отверстия вала

Для того, чтобы способствовать легкому ручному управлению элементами трансмиссии в процессе обслуживания, все концы вала должны иметь резьбовые отверстия, спроектированные для принятия рым-болтов (с проушиной) для поднятия.

7.4.2 Соединения вал-втулка

7.4.2.1 Прющипы проектирования

Нагрузки на коробках передач WTG переменны от природы и обычно включают обратные нагрузки. Амплитуда и частоты возникновения зависят от реакции системы управле»мя. такой как динамические свойства трансмиссии.

Для обеспечения этих нагрузок без чрезмерных относительных движений все типы соединений вал-втулка должны иметь достаточный запас надежности для передачи обратного расчетного крутящего момента только с помощью натяга без рассмотрения возможных преимуществ от шпонок и других блокирующих устройств. Эксплуатационные нагрузки при нормальном направлении нагрузки должны быть переданы одним натягом с достаточным запасом надежности.

Избегать возможность возникновения фреттинг-коррозии из-за микроперемещений необходимо ео взаимосвязи с размещением крутящего момента, изгибом ввод и отклонениям втулки.

7А22 Бесшпоночная посадка

Воздействие посадки без шпонок (бесшпоночная посадка) должна быть рассчитана по [26] или [27].

7.4.2.3    Воздействие посадки со шпонкой

Воздействие посадки со шпонкой должно быть рассчитано в соответствии с [26). [28] или [29).

Шпоночные пазы не должны расширяться на опорную шейку вала. Необходимо избегать пересечения шпоночных пазов с разными диаметрами. Кромки шпоночных пазов со снятыми заусенцами или со смятой фаской должны быть свободны от зазубрин, выемок или других острых переходов, которых могут быть местами концентрации напряжений.

Все шпонки должны быть сделаны из стали с соответствующей способностью к закалке для получения микроструктуры, которая имеет твердость, прочность и жесткость поверхности для удовлетворения требований в применении, которые получены из расчетов в соответствии с [26]. [27] или [29].

Геометрия шпонки, вала и втулки должны быть спроектированы в соответствии с [30]. Все шпонки должны быть посажены на их вал с максимальной посадкой с натягом.

7.4.3    Г ибкие шлицы

Гибкие шлицы должны быть спроектированы для предупреждения фреттинг-корроэии. Дополнительная информация по проектированию гибких шлиц представлена в [31].

8 изменчивых компоновках, таких как солнечные валы, внешние зубы шлица должны выступать для избегания краевых напряжений при движении. Поверхность внешних и внутренних зубов должна быть закалена.

Смазка должна быть достаточной для предотвращения фреттинг-корроэии. Предпочтительно осуществлять принудительную подачу смазки. Поток масла через соединения должен быть направлен для вымывания всех осколков, и возвратные каналы должны направлять масло назад в маслосборник.

7.4.4    Уплотнения валов

Высоко- и низкоскоростные валы должны иметь уплотнения для сохранения смазки и резиновые стяжные кольца для исключения попадания пыли и влаги. Осевой зазор, перегрев, обслуживание и их параметры должны быть согласованы при проектировании системы уплотнений. Уплотняющие материалы должны быть совместимы со смазкой и допустимы к применению в конкретных условиях окружающей среды.

Уплотнения могут иметь ограниченный срок службы, соответственно вид уплотнения и его ожидаемый срок службы должны быть согласованы между производителями коробки передач и ветровой турбины. Лабиринтною уплотнения предпочтительны перед уплотнителышми лентами, так как уплотните/ъные ленты имеют сравнительно короткий срок службы и трудны для замены в ветровой турбине. Материалы ив должны представлять опасность для людей или окружающей среды.

7.4.5    Крепления

7.4.5.1    Основные требования

Все крепления должны быть метрического уровня 8.8 или лучше. Размеры, вращающий момент затяжки и зацеплеже креплений должны соответствовать [26] или быть квалифицирован гарантированными испытаниями. По возможности оборудование должно быть стандартизировано для общих размеров и отделки.

Там. где крепления высокой прочности уровня 10.9 или 12.9 необходимы для передачи нагрузок, следующие требования качества должны быть выполнены:

•    если размешено оборудование, сделанное из высокопрочной эластичной стали (830 Н/ммг или лучше). то строгие процессы качества должны быть проведены для избегания водородной хрупкости. Водородная хрупкость приводит к низкой пластичности и может вызвать раскалывание гаек, растрескивание шайб и разрушение головок болтов:

•    источники приобретения высокопрочного оборудования должны контролироваться:

•    замена или изменение в процессе обшивки должны контролироваться:

•    должны быть сделаны выборка и испытание с использованием контроллеров налряжения/деформа-ции каждой произведенной партии оборудования.

7.4.5.2    Внутренние крепления

Разбивка или наклеп—это процедура жзхопроиэеодитегъного применения для закпиниеа>мя частей вместе. Разбивка использует местное оседание для сохранения двух частей в одном положении. Эта процедура не допустима. Такое оборудование, как установочные болты, винты, гайки, штифты и патрубки, должно быть надежно закреплено.

7.4.5.3 Соединения корпусов

Все герметизирующие компаунды должны быть применены в соответствии с инструкциями производителей компаундов. Если корпус имеет ровный разъем для перемещения шестерни, то он должен быть смазан маслом. Уплотнительные кольца и герметизирующие компаунды должны быть совместимы со смазкой. Ровные разъемные корпуса должны иметь устройства принудительной блокировки, такие как установочные штифты. Подшипники не должны использоваться для центрированных разъемных корпусов.

Болтовые соединения корпусов между кольцевым и сопряженным корпусами в планетарных передачах требуют особых конструкторских решений во избежание движения и фреттинг-коррозии между деталями. Соединение должно переносить максимальную эксплуатационную нагрузку при трении под расчетным натяжением болта с достаточным запасом надежности. Если трение недостаточно, соединение должно быть закреплено штифтами достаточной твердости для переноса предельных нагрузок без перенапряжения материалом корпуса при сжатии е окрестности штифта. Вклад трения соединений в нагрузку штифта не должен учитываться в этом расчете.

При расчетах соединения корпусов должны быть рассмотрены следующие параметры: гладкость, расположение болтовых соединений, деформация, уплотнения стыков, расположение половинок (повторяемость сборки), опорные поверхности болтов, глухие отверстия, использование покрытий для сохранения функций подшипника.

7.4.6 Пружинные стопорные кольца (пружинные шайбы)

Пружинные стопорные кольца (пружинные шайбы) могут использоваться как удерживающий элемент для предотвращения осевого смешения монтажных элементов вала. Пружинные стопорные кольца не должны использоваться для поддержки эксплуатационных осевых нагрузок.

внешние и внутренние пружинные стопорные кольца должны быть спроектированы в соответствии с [32] и [33] на предельные нагрузки. Прочность вала в пазах должна соответствовать 7.4.1.

7.5 Конструктивные элементы

7.5.1    Введение

Настоящий подраздел определяет проверку прочности и анализ деформаций конструктивных компонентов коробки передач ветровой турбины.

Конструктивный элемент—это механическая деталь, которая является частью основной структуры ветровой турбины или коробки передач. Она передает переменные и постоянные нагрузки. Обычно эти детали не являются симметричными по оси (например, не симметричны по оси вращения).

Зубчатая передача, валы, подшипники, болты, штифты, соединения, пружинные стопорные кольца (пружинные шайбы) и шпонки не рассматриваются в этом пункте.

Проверка прочности, как описано ниже, должна быть проведена для следующих компонентов;

•    стопорный кронштейн (тормоз):

•опора планетарной шестерым:

•    другие конструктивные компоненты, передающие основные мафузки.

Пояснения основных принципов надежности структур могут быть получены в (34).

Для проверки прочности конструктивных компонентов требуются нагрузки, а также интерфейс и информация об окружающей среде. Должны быть установлены нагрузки интерфейса, как описано в 6.1.1 и 6.3.

Информация об интерфейсе необходима для измерения передающихся нафуэок и для выбора должных Граниных условий для расчетов напряжения.

Интерфейс должен включать:

•    эскиз трансмиссии со всеми важными размерами интерфейса.

•    детализированную геометрию интерфейса:

•    деформации и жесткость пружин (например, коэффициент жесткости) интерфейса:

•    сдвиги интерфейса, вызванные деформациями и зазорами, представленные в отношении к расчетным нагрузкам.

7.5.2    Рассмотрение надежности

Минимальные требования надежности и безопасности должны соответствовать ГОСТ Р 54418.1. Частные коэффициенты безопасности разобраны и определены в 7.5.6.

7.5.3    Анализ деформаций

Шестерни и подшипники чувствительны к разрегулировке, и чрезвычайные деформации могут вызывать неверное функционирование и/или воздействие с другими компонентами. Поэтому важно рассмотрение деформаций и жесткости в процессе проектирования коробки передач ветровой турбины (см. приложение Г)-

7.5.4    Проверка прочности

Проверка прочности — сравнение воздействующих факторов на допустимые ограничения местных напряжений. Проверка прочности должна быть выполнена и для экстремальных, и для усталостных нагрузок.

Механическая нагрузка на компонент должна быть рассчитана с использования трансформации и суперпозиции нескольких источников нагрузки (например, расчетные нагрузки, внутренние нагрузки шестерни, статические предварительные нагрузки).

Частные коэффициенты безопасности ц, (последствие неисправности) и %»(материалы) должны использоваться согласно ГОСТ Р 54418.1.

Примелете признанных марок материалов должно соответствовать ГОСТ Р 54418.1.

7.5.4.1    Определение напряжения и деформации

На воздействующий фактор влияют конструкция, внутренние нагрузки и относительные сдвиги интерфейсов. Уровень напряжений зависит от нагрузок, формы, свойств материалов и граничных условий.

Напряжение и деформация д олжны быть рассттаны с помощью использования аналитических математических моделей или методов численного анализа, таких как FEA.

Для расчета напряжения и деформации могут быть также использованы упрощения (в том числе и для граничных условий) и субмодели. Тем не менее должно быть доказано, что точность оценки прочности не снижается при использовании этих методов. Локальные напряжения должны быть рассчитаны при допущении линейной упругости в соответствии с законом Hooke. Однако этот метод применим только до тех пор. пока предел текучести материала не будет превышен.

В некоторых случаях изменения граничных условий приводят нагружение к нелинейному поееденюо. Этот эффект в отдельных случаях может быть линеаризован последовательным методом. Произведенное поле напряжений должно быть пропорционально применяемому уровню нагрузки.

Напряжения рассчитываются по формуле (4)

a - cL.    (4)

Допустимо принимать поле напряжений, которое образуется в результате суперпозиции полей напряжений. произведенных отдельными случаями нагрузки (например, внешние нагрузки, внутренние нагрузки. предварительные нафуэки).

(5)

7.5.4.2    Анализ конечных элементов

Анализ конечных элементов (FEA) основывается на моделях, состоящих из дискретных элементов с граничными условиями, такими как нафуэки. поддержки и ограничения. Ограничения числа степеней свободы—это геометрические граничные условия, которые определяют перемещения и вращения. Применяемые ограничения числа степеней свободы могут иметь существенное влияние на точность результатов. Для достижения достаточной точности необходимо расширить систему для вклочвния соседних компонентов вместо определяющих условий на границе рассматриваемых компонентов.

Зацепление модели FEA должно быть достаточным для покрытия физических эффектов, таких как макси магъмые напряжения или деформации из-за пазов. очем> жестких склонов и т. д. Анализ чувствительности зацепления должен быть выполнен.

7.5.4.3    Нагрузки и перемещения

внешние силы, моменты и перемещения определяют преобладающее напряжение конструктивного компонента. Дополнительные воздействия могут быть приняты во внимание, если они существенно увеличивают напряжете компонента (например, горячая посадка или натяг (отрицательный зазор) болта).

7.5.4.4    Свойства материалов

Информация о материалах должна быть получена из международно признанных стандартов или из результатов испытаний согласно 7.5.7. Простые свойства материалов, широко используемые в FEA-расче-тах конструктивных компонентов, перечислены в приложении Г.

7.5.5 Оценка статической прочности

7.5.5.1 Предел прочности и предел текучести

Оценка статической прочности должна соответствовать настоящему стандарту или другим международным признанным инструкциям. Оценка статической прочности должна быть выполнена для тех комбинаций нагрузок, которые приводят к наивьюшим местным напряжениям. Дальнейшая ««формация об ограничениях функций состояния приведена в ГОСТ Р 54418.1.

Безопасность конструктивного компонента определяется коэффициентом резерва нагрузки для предела прочности (или предела текучести, где применимо) LRF*. который рассчитывается по формуле

<6>

где ота< является максимальным напряжением упругой деформации и определяется в 7.S.5.4,

Частные коэффициенты безопасности используются для расчета уровней предельных напряжений. Частный коэффициент безопасности материалов (Y*) должен использоваться в соответствии с таблицей 7. Частный коэффициент безопасности последствия неисправности (ул) определен е ГОСТ Р 54418.1.

Таблица 7 — Частные коэффициенты безопасности материалов

Нормативная про«чостъ

Частим* вээффициент безопасности материала

YmRt= 1.1

я*

7.5.5.2    Гипотеза напряжения для предела прочности и предела текучести

Расчет конструкции или компонента зависит от типа возможной неисправности. Допущения статической прочности должны выводиться при использовании гипотез нагрузки для ожидаемых видов неисправности:

•    для хрупких материалов поведение материала описано гипотезой максимального главного напряжения. И максимальное и минимальное главные напряжения должны быть рассмотрены при проверке прочности:

•    для пластичных материалов гипотеза максимальной энергии деформации сдвига или гипотеза максимального напряжения сдвига лучше всего описывает механизм неисправности.

Альтернативные гипотезы могут быть применены, если они обоснованы испытаниями отдельных узлов.

7.5.5.3    Влияние размеров

Предел текучести и предел прочности на разрыв зависят от размеров. Когда влияние размеров не определено экспериментально, то влияние размеров на прочность материала должно быть взято из стандартов или определено по современным рекомендациям, например (35] или [36].

7.5.5.4    Урове«> предельных напряжений

Предельное напряжение c,jm — это максимальное локальное напряжение, которое может выдерживать компонент. Характеристические значения для материалов могут быть взяты из стандартов или определены измерениями, проводимыми согласно со стандартизованными методами испытаний.

Стзддартный метод.

Для нескольких материалов прочность на сжатие значительно выше, чем прочность на разрыв. Эти значения прочности (Rm с*»епч** и    могут быть применены там. где это обосновано.

Для стандартного метода, уровень предельных напряжений должен быть рассчитан по формуле (7) для конструкционной стали и чугуна с шаровидным графитом и по формуле (8) для серого (слоистого) чугуна.

°1ип

Я»

7/и_Я^

~7»


(7)

(в)


о,~ =

Стандартный метод.

Если предел текучести в определенном месте превышен, то напряжение и деформация пава будут иметь нелинейную зависимость от уровня нагрузки из-за локальной текучести. Локальная деформация должна быть рассмотрена на допущения статической прочности компонента. Здесь может быть принято во внимание то. что распределение локальной деформации зависит от материала, формы материала (например, паза) и от уровня нагрузки.

Этот эффект выражается коэффициентом секции npi л. Следующий рисунок показывает условия в точке неисправности при допущении линейности и включении пластичности.


Коэффициент секции е учитывает влияние распределения напряжения на прочность компонента и позволяет использовать запас пластичности материала. Это показывает, насколько большое линейное упругое рассчитанное напряжение паза пв, может быть увеличено в отношении к пределу прочности. Коэффициент учитывает и локальную, и глобальную неисправности и определяется формулой

о pi. о = min    ex^. ов/ #.6р) ^ 1 •    (9)

Общий предел деформации    = 1 %. Для расширенного метода уровень предельного напряжения

рассчитывается по уравнению (10).

(10)


Rg Op).в

До тех пор. пока обоснование или проверка не будут выполнены, этот расширенный метод не следует использовать для.

•    компонентов с закаленной поверхностью (химико-термическим или термическим методами);

•    слоистого чугуна, ковкого чугуна и чугуна с шаровидным графитом с предельной деформацией АЗ или А5 < 8 %.

7.S.5.5 Глобальная и локальная неисправности

Локальная неисправность возникает, когда максимально допустимая деформация превышена в критической точке. Компонент не всегда разрушается из-за локального напряжения е пазу. Глобальная неисправность может возникнуть в безпаэоеых секциях или секциях, е которых пазы менее тщательно расположены (см. приложение Г).

Коэффициент секции для локальной неисправности,

Коэффициент секции для локальных неисл раеностей рассчитывают по формуле

<">

Коэффициент секции для глобальной неисправности

Глобальная неисправность возникает, когда предел полной пластической нагрузки превышен и воз»*-кает неизменная деформация. Это зависит от материала, от формы детали и типа нагрузки. Предел полной пластической нагрузки Le должен быть оценен с упругой пластичностью FEA с использованием идеализированной зависимости упругой/пластичной деформации от напряже»*я. пример показан на рисунке 8.

Рисунок 8 — Идеатзироважая зависимость упругойЛтпастичной деформации от напряжения Коэффициент секции для глобальных неисправностей рассчитывают по формуле


л


р/.О OF


ТГ


(12)


Предел упругой нагрузки Ц — это нагрузка, при которой локальное напряжение 8 пазе превышает предел текучести Rp. Предел полной пластической нагрузки LB — это нагрузка, при которой вся секция начинает пластически деформироваться.

7.5.6 Оценка усталостной прочности

7.S.6.1 Методы усталостной прочности

Анализ усталостной прочности конструктивных компонентов в коробках передач ветровых турбин должен быть выполнен в соответствии с настоящим стандартом. Другие международно признанные инструкции по анализу могут быть применены, если их полезность для применяемого материала и установленных условий нагрузки доказана. Для руководства по анализу усталостной прочности с использованием накопления повреждений использованы (37]. [38]. (4] или [36].

Процедура анализа основана на методе локального напряжения. Три метода (метод А. Б. В) для анализа усталостной прочности описаны ниже.

Во всех случаях усталостная прочность должна быть описана с использованием накопленных повреждений D и коэффициента запаса по усталостному напряжению LRF,.

В расчетах должно быть установлено использование амплитуды (полуразмаха) или полной амплитуды как меры величины усталостного напряжения, а любые несоответствующие данные должны быть надлежащим образом преобразованы. В настоящем стандарте используется амплитуда.

Метод А.

В методе А локальное эффективное эквивалентное напряжение рассчитывается для каждого интервала времени в проворенных временных рядах усталостной нагрузки. Циклы напряжения итоговой истории нагружения должны быть подсчитаны и классифицированы на две размерных матрицы дождевого потока со средними амплитудными значениями. Повреждения каждой ячейки в матрице должны быть рэссчитанм и накоплены согласно модифицированному правилу Miner’a (см. пункт 7.5.6.7). Метод А рекомендуется для таких условий нагрузки:

•    многоосная нагрузка:

•    там. где компоненты нагрузки изменяются независимо друг от друга.

Метод Б.

В методе Б локальное напряжение рассчитывается, основываясь на двух размерных матрицах дождевого потока с амплитудными и средними значениями нагрузки. Метод Б может быть применен только тогда, когда на конструктивный компонент действует одноосная нагрузка. Постоянное напряжение (например. при горячей посадке) может быть также учтено. Метод Б не должен быть использован, если итоговое напряжение не одноосное. Разрушение каждого элемента в матрице следует рассчитывать и накапливать согласно модифицированному правилу Мшег'а (см. пункт 7.S.6.7). Метод Б может быть достаточным для таких условий нагрузки:

•    одноосная нагрузка:

•    натяг (отрицательны* зазор).

Метод В.

В упрощенном методе В уровень локального напряжения рассчитывается для эквивалентной нагрузки. Уровень локального напряжения сравнивается с уровнем допустимого напряжения (включающего средние значения напряжения) с целью получить коэффициент запаса нагрузки. Разрушения должны быть рассчи-таны согласно модифицированному правилу Miner'a (см. пункт 7.5.6.7). Метод В может быть применен только для таких условий нагрузки, как:

•    одноосная нагрузка.

•    без натяга (отрицательный зазор).

7.5.6.2    Определение локальных напряжений

Уровень локального напряжения (например, воздействующий фактор) будет определяться так. как опюано в пункте 7.5.4.1. Все расчетные усталостные нагрузки должны быть учтены согласно ГОСТ Р 54418.1.

Определение локальных напряжений для метода А.

История напряжения для точки системы s рассчитывается на основе суперпозиции тензора напряжений компонентов во (s. Q. допуская, что поведение материала — линейно упругое. Тензор напряжений является результатом линейной комбинации размерного коэффициента переноса сц (а) и важных временных рядов U (0. как описано в 7.5.4.1.

в0) (*.!(=    (13)

Коэффициент переноса сн к (^определяется для каждого случая нагрузки к. полученного из анализа упругого напряжения с нагрузкой Г/-* [ — 1 (см. [38]).

Реальные циклы напряжения должны быть рассчитаны с помощью подсчета дождевою потока истории напряжения (см. [38] или [39]).

Определение локальных напряжений для метода Б.

Уровень локального напряжения конструктивного компонента рассчитывается для кагруэт с единичным уровнем нагрузки. Уровни нагрузки в матрицах подсчета дождевого потока преобразуются в уровни напряжения. Напряжения, вызванные статическими нагрузками (например, предварительное натяжение), добавляются к уровням среднего напряжения.

S - <s>= с* <*>*»•    <14>

где La — амплитуда нагрузки каждой ячейки.

m (S) =    » (*)•£*, + Ощ_ до (S).    (15)

где Lm — среднее значение нагрузки каждой ячейки:

<V on (s)—тензор локального предварительного напряжения.

Определение локальных напряжений для метода В.

Амплитуда локального напряжения конструктивного компонента рассчитывается с уровнем эквивалентной нагрузки.

e0##11(s) = c(s)L,^,    (16)

где La — это амплитуда эквивалентной нагрузки, при установленном рекомендованном числе циклов пш.

соответствующего подходящей степени экспоненты к зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения для рассматриваемого материала.

7.5.6.3    Гипотеза напряжения при усталости

Выбор гипотезы напряжения зависит от нагружения и типа материала компонента.

Применяемые гипотезы напряжения для условий одноосного напряжения это:

•    для хрупких материалов и чугуное должна использоваться гипотеза максимального главного напряжения:

-для пластичных материалов известно несколько разных гипотез напряжения. Эти методы должны использоваться при обоснованной применимости.

8 случае многоосного напряжения влияние времени, зависимого от направления максимального главного напряжения на накопление разрушений, и тип материала должны быть приняты во внимание. Известны несколько разных гипотез напряжения для условий многоосного напряжения, но в некоторых случаях требуется нестандартная информация о материале. Однако эти методы следует использовать, если их применимость обоснована.

Главное напряжение следует рассчитывать по:

в


Р*и


в,если |о.|>|вш| в,, если |в|>|о||


для в, > о„


> оя


(17)


7.S.6.4 Зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения

Зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения, такие как на рисунке 9. характеризуют усталостную прочность материала в единицах амплитуды напряжения в зависимости от числа циклов нагрузки до неисправности.

Амплитуда напряжения о0, оА (log)

Рисунок 9 — Синтезированная зависимость ампштуды налряжеьмя от числа циклов напряжения


Для числа циклов нагружений N, > N0 зависимость амплитуды напряжения от числа циклов напряжения должна быть продлена от параметра в4 * с коэффициентом наклона (крутизны) 2к-Л . где к—параметр наклона линии усталостной прочности (в соответствии с (38]). При этом число циклов предельного напряжения ND — это число циклов, при котором гюд оптимальными условиями испытания (нет влияния коррозии и т. д.) определяется точка излома о0 постоянной амплитуды зависимости определяют по синтезированной амплитуды напряжения от числа циклов напряжения.

Примечание — Соответствующие ограничения должны быть определены и для произошедшего напряжения и для амплитуды напряжения (см. приложение Г).

7.5.6.5    Воздействия на усталостную прочность

Следующие воздействия на усталостную прочность и коэффициенты снижения должны быть рассмотрены при расчете оа :

•    градиент напряжения:

•    шероховатость поверхности:

•    обработка поверхности:

. среднее влияние напряжения (пример метода приведен в приложении Г);

•    влияния конструктивных размеров:

•    частный коэффициент для материалов:

- частный коэффициент для последствий неисправности.

Примечание — Частный коэффициент для последствий неисправности должен быть получен из нагрузок.

7.5.6.6    Частные коэффициенты безопасности для усталости

7.5.6.6.1    Частные коэффициенты безопасности для стали

Частный коэффициент безопасности ут для стали должен быть взят из ГОСТ Р 54418.1.

7.5.6.6.2    Частные коэффициенты безопасности для чугуна

Частный коэффициент безопасности ут для чугуна, приведенный в таблице 8. учитывает дефекты литья, зависящие от требуемого локального качества литья для синтезированных зависимостей амплитуды напряжения от числа циклов напряжения.

Уровень качества компонента должен быть проверен методами неразрушающего контроля для определения опасных точек. Зона испытания должка быть определена в соответствующих производственных чертежах, как в отлитом, так и в обработанном виде.

Горячие точки компонента должны быть испытаны на трещины в объеме ультразвуковыми импульсными методами испытания согласно с [39].

Таблица 8 — Частные коэффициенты безопасности ут для синтезированной зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения для чугуна разных параметров

Свойства материала

Ъ

класс качества литья согласно [39]

1

2

3

Тт(Р = 50%)

1.5

1.75

2.0

7.5.6.6.3Частные коэффициенты безопасности, определенные по образцам

Результаты испытаний доступных характеристик материала образцов, полученные из реальных компонентов, должны быть статистически достоверны согласно ГОСТ Р ИСО 5725-2 или эквивалентным методам. Зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения должны быть определены для вероятности безотказной работы — 97.7 %. Должен быть применен частный коэффициент безопасности материала -1.1. Испытание долмою быть проведено лабораториями, аккредитованными на соответствие ГОСТ ИСО/МЭК17025.

7.5.6.6    4 Частные коэффициенты безопасности последствия неисправности

Частный коэффициент безопасности последствия неисправности уп установлен в ГОСТ Р 54418.1.

7.5.6.7    Накопление разрушения

Для методов А и Б (см. 7.5.6.1) разрушение должно быть рассчитано согласно модифицированному правилу Мюег'а ([38]). Разрушение не должно превышать единицу, как в (18).

<18>

i.1

где п, — число циклов в ячейке / и W,—это число циклов на зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения, соответствующее амплитуде напряжения в ячейке /согласно рисунку 9.

Коэффициент резерва нагрузки для усталости LRF, выражает усталостную прочность конструктивного компонента и может быть приблизительно определен по Формуле

LRF,-(ifsl.    (19)

Критерий ограничения для метода В — это коэффициент резерва нагрузки усталости LRF,. который должен быть больше, чем единица и определен по формуле

<*»

Амплитуда напряжения оА м должна быть рассчитана по гипотезе напряжения для условий одноосного напряжения, как описано в 7.5.6.3. Для определения i,, и с„ экспонента Ас должна быть эквивалентна наклону Ас зависимости амплитуды напряжения от числа циклов напряжения. Для метода В информация о среднем напряжении из-за внешней нагрузки неизвестна, поэтому должно быть принят коэффициент асимметрии цикла напряжений R - 0,5. Должно быть отмечено, что высокие средние нагрузки при коэффициенте асимметрии цикла напряжений 0.S могут не сохраняться. В этом случае влияние среднего напряжения должно рассматриваться традиционным способом.

7.5.7    Испытания материалов

Документы об испытании материалов (отчеты о соответствии) должны соответствовать [41] и быть установленными в плане обеспечения качества по согласованию между производителями ветровой турбины и коробки передач. Эти документы должны содержать результаты испытаний, проведенных в соответствии со стандартами, и дополнительно согласованных испытаний.

Акты осмотра в соответствии с [41] должны быть представлены для материалов этих компонентов, в которых рассматриваются высокие статические или циклические нагрузки и которые важны для целостности коробки передач.

Статические характеристики материалов (например, предел текучести или предел прочности на раэ-рыв) экспериментально определяются в соответствии со стандартами.

7.5.8 Документация

С технической и расчетной точек зрения документация вычислительного анализа вместе со всеми другими документами (чертежи, спецификации и т. д.) должна иметь единую форму. Упоминания о смежных компонентах и конструктивных зонах, используемых в вычислительном анализе, должны быть включены в документа цию.

7.5.8.1    Определение напряжения и деформации

Представление входной информации для воздействий на механическую модель структуры должно быть ясным. Помимо этого, понятными должны быть нагрузки и деформации, воздействия, включая температуры. предварительные напряжения, и. если применимо, дефекты.

Все граничные условия (например, ограничение числа степеней свободы, свойств материала и применяемых нагрузок) должны быть задокументированы приемлемыми способами. Все геометрические упрощения: отброшенные скважины, очертания, радиусы и т. д. должны быть установлены и обоснованы с указанием результатов.

Ссылки (например, нормы, указания, испытания) на информацию о материалах должны быть задокументированы. Если используются программы FEA. то разрабатываемые модели должны быть задокументированы детально.

7.5.8.2    Оцеыса статической прочности

Итоги анализа предельных нагрузок должны быть представлены с комментариями в виде комбинации удельных нагрузок. Должно быть установлено соответствие между нагрузками и их представлениями в графическом виде/табпицах.

Для оценки статической прочности, которая нелинейна для материалов, локальная деформация должна обычно также быть определена и оценена в дополнение к локальному упругому/п ластичному напряжению.

При оценке должны бытьогысаны коэффициенты резерва нагрузки.

7.5.8.3    Оценка усталостной прочности

Результаты должны быть представлены с рассмотрением оборудования, описанного в 7.5.6, и с указанием глобальной FE-модели или ранее выбранных зон (например, критических поперечных сечений, концентраций напряжения).

Напряжения должны быть сравнены с допустимыми значениями. Допустимые уровни напряжения должны быть ясно задокументированы (например, характеристики матер налое, уровни качества материалов) и рекомендации должны быть отмечены. Дальнейшие указания, в частности об особых проверках усталости, также приведены в 7.5.6.

Классификация по уровням качества должна быть единообразна в чертежах, расчетах и спецификациях.

При оценке усталостной прочности должны быть описаны коэффициенты резерва «грузки.

7.6 Смазка

Выбор, применение и контрогъ смазки с соответствующими характеристиками производительности являются необходимыми для оптимальной эксплуатационной долговечности и производительности WTG. В спецификации этих минимальных характеристик производительности для использования в коробках передач ветровой турбины должна быть отражена качественная оценка многих различных и частично противодействующих (факторов, например:

•    номинальная мощность турбины:

•    конструкция и конфигурация коробки передач (тип и стадии зубчатой передачи, типы подшипников):

•    диапазон внешних условий (местность, температуры);

•    диапазон эксплуатационных условий (максимальные и средние скорости и нагрузки, температуры);

•    условия запуска (проблемы такой температуры):

•    конструкция системы смазки (течение масла, объем смазки);

•    системы фильтрации (требования откачивания, среда фильтра, производительность до микрона);

•    система доставки смазки (система разбрызгивания и/м принудительная подача);

•    ожидаемый срок службы:

•    работоспособность, безопасность и условия окружающей среды.

На основе анализа данных факторов могут быть определены соответствующие характеристик (физические. химические и производительность) смазки, которая будет обеспечивать оптимальный баланс требований для применяемой смазки. При выборе смазки должны быть рассмотрены следующие основные аспекты:

•    базовый тип масла (минеральное, синтетическое, полу синтетические смеси, состоящие из смеси высокоо^мщенмого минерального масла и синтетических жидкостей);

•    добавки для улучшения физических параметров и производительности.

•    базовый тип масла (минеральное, синтетическое или смеси);

•    загустители (опционально);

•    производительность комплекта.

Минимальные требования к производительности смазки должны быть установлены производителем коробки передач. Производитель ветровой турбины должен установить дополнительные требования для компонентов системы циркуляции масла, не поставляемые производителем коробки передач, а также особые условия эксплуатации и график обслуживания. Выбранный брэнд или тип смазки должен быть согласован между производителями ветровой турбины и коробки передач.

Минимальные требования к производительности должны, как минимум, обеспечивать:

-    характеристики, определенные е (42):

•    минимальные свойства и характеристики лроизеодитегъности. определенные е 7.6.1 и 7.6.2;

•    характеристики производительности для контактов зубьев шестерни;

•    характеристики производительности для контактов подшипника:

•    дополнительные требования для компонентов системы циркуляции масла;

•    требования окружающей среды:

•    требования оообых условий эксплуатации;

-    графики обслуживания.

Должно быть задокументировано, что выбранный брэнд или тип смазки согласуется с этими установленными минимальными требованиям. Связь между задокументированными свойствами смазки и допущениями в расчетах номинальных параметров компонентов, а также совместимость компонентов коробки передач со смазкой должны быть подтверждены в процессе разработки и процедуры приема.

7.6.1    Типы смазки

Передаточный механизм ветровой турбины работает от жзкой до умеренной окружной скоростях и с контактными нагрузками от высоких до очень высоких. Эти условия требуют использование смазок, обогащенных добавками. увеличивающими производительность, и высокой практической вязкостью. Основные жидкости этих смазок должны быть выбраны среди вы сокоочищенных минеральных масел, полностью синтетических жидкостей или лолусинтетических смесей (смеси вьюокоочищенных минеральных масел и синтетических жидкостей). Выбор конечной смазки зависит от многих факторов, включая вязкость, индекс вязкости, температуру текучести, добавки и общие затраты на смазку. Особые местные эксплуатационные условия, производительность ветровой турбины и удобство технического обслуживания влияют на выбор наиболее экономически эффективной смазки коробки передач. Такие параметры, как холодный пуск и эксплуатационная температура в гондоле, должны быть тщательно контролируемыми. Тип и вязкость смазки должны соответствовать условиям эксплуатации.

7.6.2    Характеристики смазки

Большинство крупных современных ветровых турбин 2 500 кВт снаряжаются многоступенчатыми трансмиссиями для преобразования низкой скорости ротора на входе до высоких скоростей, требуемых для эффективного привода генератора на выходе. В идеале, каждая ступень трансьмссии будет иметь преимущество при разной вязкости потока, но на практике это не так. Шестерни и подшипники каждой стадии будут иметь преимущество при разной химической производительности, такой как противозадирные (также известные как ЕР) уроеж на выходе и. возможно, высокий уровень протиеоизноса на входных ступенях. Стойкость к окислению является важной характеристикой из-за потенциального уве/ычения риска образования осадков, таких как налет и отстой, которые могут закупорить фильтр, смазочные канавки и форсунки распыления масла, а также создавать осадок на критических поверхностях. Поэтому необходимо сделать правильный выбор характеристик конечной смазки.

7.6.2.1 Вязкость

Вязкость—это важнейшее физическое свойство смазки. Вязкость л ри эксплуатационных условиях температуры, нагрузки и скорости имеет прямое влияние на достижение достаточного потока смазки на критических поверхностях без создания каналов или чрезмерного сопротивления. Правильная вязкость при эксплуатационной температуре требуется для обоснования достаточной толщины пленки, которая минимизирует трение и износ металлов без содействующих избыточных паразитных потерь, таких как встряска шестеренкой, или сопротивление трения жидкости в подшипниках Поддержание необходимой вязкости для всего диапазона эксплуатационной температуры может помочь минимизировать потенциал вспенивания и засасывания воздуха. Чрезмерные паразитные потери поднимают эксплуатационную температуру коробки передач, которая увеличивает скорость окисления масла смзжи. Полезная эксплуатационная долговечность смазки снижается при росте скорости окисления.

Выбор корректной скорости вязкости масла смазки для коробки передач должен быть основан на эксплуатационных условиях, а не на условиях запуска. Руководство, изложенное в [42] или [43). может быть использовано для выбора корректной степени вязкости, основа>*юго на индексе вязкости или средней объемной температуры масла. Если корректная вязкость при эксплуатационной температуре приводит к чрезмерной вязкости в процессе холодного запуска, то могут быть доступны некоторые опции. Многие поставщики смазки могут обеспечить масло для шестерен с улучшенными свойствами при низких температурах. таких как очень высокий тдекс вязкости или низкая динамическая вязкость. Низкотемпературное масло для шестерен может быть разработано из синтетического, высокоочищенного минерального масла или смеси из них Другая опция — это внедрение нагревателя с низкой удельной мощностью в мэслосбор-нмс коробки передач или внешнего нагревателя в гондолу для обогрева смазочного масла для достижемтя нужной вязкости для запуска. Удельная поверхностная энергия электрообогревателя маслосборника должна быть ограничена в целях предотвращения деградации масла.

Эксплуатационные условия могут быть специфичны для расположений. Эта ответственность производителя ветровой турбины к беэошибснному уведомлению производителей коробки передач и смазки возможных внешних условий для каждой ветровой турбины. Производитель коробки передач должен включать нужную степень вязкости смазочного масла на паспортной табличке коробки передач и инструкциях по установхе/обслуживанию. Производитель смазки должен обеспечить список вязкости выбранного продукта при разлитых диапазонах температур от низшей (ожидаемой при холодном старте) до наивысшей (ожидаемой при эксплуатационной температуре).

7.622 Характеристики производительности

Как часть процесса выбора смазки масло должно удовлетворять выбранным требованиям производительности, которые критичны для максимального увеличения срока службы трансмиссии. Это основная функция системы химических добавок, используемой в смазке. Добавки необходимы для получения ожидаемого расчетного срока службы коробки передач. Стандартизованные лабораторные испытания используются для оценки индивидуальной и общей эффективностей добавок. Однако, не все лабораторные испытания являются стандартизованными.

Смазка должна, как минимум, удовлетворять приемочным уровням, установленным производителем ветровой турбины и поставщиками компонентов, для каждого испытания в следующих областях:

•    срабатывало шестерни;

•    износ подшипника и усталость подшипника при смешанном трении;

•    окисление масла;

•    зашита от коррозии (черные и цветные металлы);

•    вспенивание и освобождение воздуха.

•    сопротивление сдвигу;

•    совместимость с эластомером.

Производительность смазки должна быть одобрена только при использовании стандартизованных общедоступных методов испытания. Стандартизованные методы испытания должны включать повторяемость и воспроизводимость данных для метода. Внутрифирменные и корпоративные методы исгытаний не должны использоваться для установления пригодности смазки для применения в ветровой турбине согласно настоящему стандарту, хотя они могут быть использованы для оценки свойств масла. Список стандартизованных методов испытаний и уровней применимости приведены в приложении Д.

Существует ряд нестандартиэованных испытаний, для проведения которых требуются определенное оборудование для определения производительности смазки для таких применений, как:

•    износ шестерни (абразивный, адгезивный, усталостный (микро и макро):

•    фильтрационная способность:

•    совместимость с материалами конструкции (черный и цветной металлы, фаска, покрытия, эластомеры. уплотнения и уплотнители);

•    совместимость со вспомогательными и второстепенными компонентами (среда фильтрации, влагопоглотитель. используемые в воздушных клапанах сапунов, электронные сенсоры и соединители и т. д.).

Такие нестамдартиэоеаккые испытания приведены в приложении Д только в информационных цепях.

7.6.3 Методы смазки

Смазка разбрызгиванием и принудительной подачей — два основных типа систем смазки, используемых в коробках передач ветровых турбин мощностью более 500 квт. За исключением коробок передач с сухим маслосборником, эти два типа систем смазки могут быть использованы вместе. Вязкость смазки влияет на конструкцию системы от размеров насоса до направляющих трубок. Спецификации насосов смазки и систем смазки должны быть согласованы между производителями ветровой турбины и коробки передач. В зависимости от конфигурации могут быть установлены тате особенности, как расположение насоса, тип направляющих трубок, шланги, фитинги, типы фильтрующих элементов, интервалы замены фильтра и количество масла в резервуарах. Дополнительное значение может быть необходимо для обеспечения минимальных поставок масла, пока ветровая турбина выключена или находится без энергосети длительный период времени.

7.6.3.1    Смазка разбрызгиванием

Смазка разбрызгиванием не использует насос для поставки масла ячейкам шестерни и подшипникам. Это зависит от направления каналов масла шестерен, которые смазывают подшипники. Низкоскоростная шестерня должна опускаться е резервуар с маслом, как минимум, на двойную высоту зуба для обеспечения достаточных брызг для шестерен и подшипников. Уровень масла должен быть выбран для уменьшения перегрузок в течение обеспечения достаточной смазки всех подшипников и шестерен. Корпус шестерни должен иметь желобки для захвата стекающего масла вниз по стенкам корпуса, передающие масло подшипнику. Системы с разбрызгиванием должны иметь автономную систему фильтрации для контроля загрязнения и предотвращения распределения частиц по критическим поверхностям шестерни и подшипника. Автономная система фильтрации должна быть спроектирована для поддержания уровня чистоты масла на один класс выше, чем е допущении, сделанном е расчетах срока службы подшипника (см. 7.3.7).

7.6.3.2    Смазка принудительной подачей

Коробки передач номинальной мощности а 500 кВт должны смазываться системой циркуляции, размещенной со встроенными фильтрами, автономными фильтрами или комбинацией обоих для удаления частиц и поддержания чистоты на установленном уровне. Системы принудительной подачи могут также иметь теплообменник для охлаждения масла. Эти системы должны гарантировать достаточную смазку всем вращающимся элементам и увеличивать срок службы смазки и компонентов. Для гарантии достаточной смазки и контроля температуры смазки система должна быть точно спроектирована с рассмотрением вязкости, скорости потока, давления подачи, размера, числа и расположения сопел. Во всех подшипниках, кроме тех. которые опущены в маслосборник, эксплуатационный уровень масла должен поддерживаться циркуляционной системой. Система управления ветровой турбиной е течение холостого хода или остановки для уменьшения разрушения, вызванного недостатком смазки, может активировать систему пр**чудитель~ иой подачи периодически.

Системы принудительной подачи обычно поставляют масло шестерням, используя распылительные сопла нгы неограниченные трубки. Принудительная подача к подшипникам обычно поставляет поток свежего масла питающим трубопроводом. Уровень давления в системе распределения масла и падение давления в соплах должны быть выбраны как возможно наименьшими для сокращения поступления воздуха. Смазка под давлением может потребоваться при высоких окружных скоростях.

Распылительные сопла и трубопроводы должны быть допустимыми для контроля и замещения. Если внутренние трубопроводы имеют компоненты с резьбой, они должны быть доступны для подтягивания. Распылительные сопла должны быть защищены от засорения доступными встроенными сетками фильтра.

Системы принудительной подачи могут работать и с влажными, и сухими маслосборника«м. Шестерни и подшипники не окунаются в масло в системе с сухим маслосборником.

7.6.3.3    Системы смешанной смазки

Системы смешанной смазки используют методы смазки разбрызгиванием и принудительной подачей для достижения достаточного количества масла для шестерен и подшипников на всех валах при всем широком диапазоне эксплуатационной вязкости. Фильтры масла и теплообменники могут быть встроены в такую систему. Такие системы позволяют достигать меньших размеров насосов и маслопроводов, так как они должны быть рассчитаны на меньшую вязкость. Из-за снижения времени фильтрации в такой системе может потребоваться установление вторичного цикла очистки—автономного фильтра (см. приложение Д) для достижения требуемой чистоты.

7.6.4 Количество масла

Минимальное количество масла в системе смазки должно быть:

Q,* = 0.15Рв/ ♦ 20.    (21)

где О*, — рекомендуемое количество масла, л;

Рв, — номинальная мощность ветровой турбины. кВт.

Эта рекомендация основана на опыте работы с типичными мультиступенчатыми редукторами до 2 МВт. где корпус шестерни образует резервуар масла. Поэтому минимальное количество масла должно быть пересмотрено, если конструкция — не мультиступенчатая коробка передач мощностью больше, чем 2 МВт, или используется отдельный резервуар.

7.6.5    Эксплуатационные температуры

Эксплуатационная температура — это важный параметр, который используется для проведения бгмз-кой аппроксимации реального состояния смазки, например, ее эффективной вязкости и толщины пленки. Однако необходимо тщательно рассматривать измерения, которые были проведены, когда температура смазки в коробке передач менялась. Рассматриваются три разные эксплуатационные температуры: масло в резервуаре, на зубцах шестерни и в подшигыиках. Как минимум одна из этих температур должна контролироваться.

7.6.5.1    Температура масла в резервуаре

Это температура масла, которая описывает весь объем смазки в системе смазки. При методе смазки разбрызгиванием или принудительной подачей температура измеряется в центральной зоне маслосборника коробки передач. Это измерение должно быть сделано в относительно большом маслохранилище в стороне от зон застоя.

При методе смазки принудительной подачей температура масла измеряется в нагнетательном трубопроводе между насосом масла и системой фильтрации в процессе эксплуатации.

7.6.5.2    Температура подачи масла

Температура подачи масла — это установившаяся температура смазки на входе в коробку передач при принудительной подаче активной системой.

7.6.5.3    Температура смазки подшипнпса

Это температура масла, которая измерена поблизости с роликовым элементом подшипника, обычно температура масла, поставляемого в подшипник. Точность измерения температуры смазки увеличивается при измерении насколько можно ближе кротыковым элементам. Температура смазки отличается от температуры подшипника, которая измеряется на стационарном кольце подшипника.

7.6.6    Контроль температуры

Эксплуатационная температура коробки передач должна контролироваться во всех фазах эксплуатации. Если необходимо, обогреватели и охладители должны использоваться для контроля температуры коробки передач. Контроль должен быть установлен так, как описано в 7.6.6.1 и 7.6.6.2.

7.6.6.1 Температура масла в резервуаре

Максимальная температура масла в резервуаре выше температуры окружающей среды. В резервуаре должны быть установлены и контролироваться максимальная температура и абсолютная максимальная температура масла. Установленные пределы должны соответствовать значениям, используемым в расчетах номинальных параметров шестерен и коробок передач (см. 7.2 и 7.3). Средства управления должны быть установлены на выключение турбины, если десятиминутная средняя температура масла в резервуаре превышает 85 *С.

Температура масла в резервуаре должна поддерживаться на 5 *С выше, чем температура, при которой смазка будет циркулировать свободно перед запуосом. Для достижения этого может потребоваться источник тепла. Коробка передач должка комплектоваться с соответствующими средствами управления для обеспечения того, что система смазки обеспечит достаточный поток в периоды холодной погоды для таких компонентов, как шестерни, подшипники, шлицы, устройства фильтрации и внешние резервуары масла. Для выпо/ыения этих требований всей коробке передач и внешним системам может потребоваться нагрев. Это может быть выполнено рядом методов, включая:

•    обогрев воздухом в гондоле;

•    теплообменники в системе принудительной смазки;

•    холостой ход турбины с контролем скорости для повышения температуры масла в подшипниках е зубцах шестерен, при этом верхние подшипники должны иметь достаточную смазку при контролируемой скорости холостого хода;

•    внешние намотанные трубопроводы смазки с устройствами резистивного обогрева;

•    продолжительная циркуляция масла для поддержки текучести и утилизации теплоты внутреннего трения смазки.

7.6.62 Температура подшипника

Максимальная температура подшипника выше температуры окружающей среды и выше темпера* туры масла в маслосборнике. Должна быть установлена абсолютная максимальная температура псдшип* ника.

Установленные пределы должны соответствовать значениям. используемым в расчетах номинально* го срока службы подшипника (см. 7.3.7). Для абсолютного максимума средства управления должны быть установлены на выключение турбины, пока минутная средняя температура внешнего кольца подшипника превышает 105 *С. Максимальная допустимая продолжительная температура подшипника, измеряемая на внешнем диаметре подшюника. не должна превышать 95 *С. Для некоторых смазок может потребоваться снизить указанный предел температуры.

7.6.7    Контроль состояния смазки

Интервалы контроля и испытания состояния смазки должны быть установлены в соответствии с руководствами по эксплуатации и обслуживанию. Характеристики производительности смазки должны быть подтверждены испытаниями, рекомендованными производителем. Испытания должны как минимум включать:

•    чистоту масла;

•    вязкость:

•    содержание воды:

•    износ металлов:

•    измерение окисления масла:

•    ключевые металлические и неметаллические элементы в системе добавок.

Ограничения, связанные с вышеупомянутыми характеристиками производительности смазки, должны быть согласованы между производителем турбины, поставщиками элементов и поставщиком смазки, основываясь на исходной информации об условиях эксплуатации и обслуживания от производителя ветровой турбины. Для да/ънейшего руководства следует использовать приложение Д. Производителе ветровой

турбины является ответственным за подготовку руководства по эксплуатации и обслуживанию в соотеет.

ствии с требованиями, установленными производителем коробки передач.

Руководства по эксплуатации и обслуживанию должны устанавливать требования отбора проб масла, необходимые для достижения представительных и единообразных проб для анализа (см. приложение Д). Для примера они могут содержать установленное отключение системы фильтрации, как только ветровая турбина будет остановлена преимущественно для взятия пробы. Первая проба должна быть взята из коробки передач через один месяц после ввода в эксплуатацию. Вторая проба должна быть взята из коробки передач не позднее, чем после 1000 часов работы после ввода турбины в эксплуатацию. Доказано. что шесть месяцев — подходящий интервал для взятия проб.

7.6.8    Чистота смазки

Для максимального срока службы шестерни и подшилика смазка должна быть чистой насколько это возможно. Некоторые руководства по поддержанию чистоты масла:

•    очищайте свежую смазку перед добавлением в коробку передач;

•    определяйте чистоту масла после заводского испытания для определения чистоты смеси;

•    очищайте масло при технических осмотрах и поддерживайте уровень чистоты масла таким, как было согласовано между производителем турбины, поставщиками элементов и конечным пользователем;

•    контролируйте для выявления загрязнения или других неблагоприятных изменений смазки (см. 7.6.7).

Чистота смазки определяется согласно (22]. Требуемый уровень чистоты должен быть согласован

между производителем ветровой турбины, производителем коробки передач и производителем подшипника. Установившийся уровень чистоты для коробки передач при постоянной эксплуатации должен быть не хуже, чем -717/14. Таблица 9 обеспечивает рекомендациями по чистоте в зависимости от источника пробы.

Таблица 9 — Рекомендованные уровни чистоты

Источим пробы масла

Код чистоты согпасно (22|

Масло, добавленное е побую точку коробки передач

-/14/11

Масло в резервуаре из коробки передач после заводского испытания в отделе производителей шестерен

-Л 5/12

Масло в резервуаре из коробки передач после технического обслуживания через один месяц ввода в эксплуатацию ветроеой турбины

-/15/12

Масло в резервуаре из коробки передач, взятое по графту технического обслуживания

-/16/13

Примечание — Первая цифра 8 кеде чистоты намерено не указана в настоящем стандарте. Первая цифра описывает число частиц размером в б км и меньше, которые согласно даилм. полученным из практики. не имеют значительного влияния на срок службы и надежность коробки передач. Кроме того, измерение таких малых частиц в аысоковязких жидкостях имеет большую неопределенность.

Измерений, проведенные при помощи автоматических счетчиков частиц, могут обеспечить менее стабильные результаты из-за воздействия таких факторов, как высокая вязкость масла, цвет. лузы рыси воздуха, содержание воды и добавки масла. Точность должна быть сверена ручным подсчетом или с помощью высокоэффективной жидкостной хроматографией с применением растворов с таким уровнем растворения, как у толуола. Поставщик смазки должен быть проконсультирован по поводу точного метода для применения к специфичному маслу. В интерпретировании результатов следует соблюдать осторожность, Методы отбора проб могут повлиять на результаты, а также результаты методов автоматического подсчета могут различаться.

Дополнительная информация относительно чистоты смазки и фильтрации приведена в приложении Д. Производитель коробки передач должен подтвердить, что результаты производственных и приемочных испытаний масла, соответствуют требованиям к чистоте, приведенным в таблице 9. или уровням чистоты, принимаемыми за основу для расчетов подшипника (см. 7.3.6.1). Результаты испытаний должны показать, что масло в коробке передач при сдаче а эксплуатацию соответствует требованиями чистоты. Производитель турбины должен гарантировать, что во время гарантийного срока коробки передач чистота масла контролируется и документируется. Владелец турбины также должен контролировать чистоту масла и документально оформлять данные о чистоте масла в течение всего срока службы коробки передач.

7.6.9    Фильтр(ы) смазки

Устройства фильтрации должны удалять поглощенные из атмосферы и произведенные из внешней среды инородные вещества быстрее, чем они могут накапливаться в коробке передач. Способность фильтрации системы смазки должна поддерживать масло в резервуаре на уровне <*ютоты. описанным в 7.6.8. Ответственность за определение соответствующих элементов, размеров элементов фильтра, номинальных размеров пор наполнителя фильтра и номинальную эффективность наполнителя фильтра должна быть поделена между производителем ветроеой турбины, коробки передач и фильтра. Производитель ветровой турбины должен обеспечить производителя коробки передач условиями окружающей среды в ожидаемом месте установки турбины (см. раздел рабочей среды) (см. приложение Д).

Фи/ътр должен иметь функцию шунтирования для обеспечения достаточного потока масла в течение холодного пуска и при наполнителе фильтра загрязнением. Состояние перепускного клапана должно контролироваться. Фильтр также должен иметь электрический индикатор загрязнения фильтра, проводящий сигнал безопасного выхода из строя в случае необходимости замены элемента фильтра. Фильтр должен иметь оптическую сигнализацию для обеспечения возможности оценки состояния фильтра обслуживающим персоналом.

7.6.10    Отверстия (для впуска и выпуска смазки)

Проектировщики коробки передач используют большое разнообразие отверстий и разъемов для контроля. отбора сдоб масла, осушки, наполнения системы смазки, датчиков и воздушных фильтров. Расположение. размеры и форма этих отверстий должны быть установлены с учетом функциональности коробки передач, функциональности и взаимодействия присоединенных элементов, и ремонтопригодности. В последующих пунктах представлены рекомендации по выбору расположения отверстий и разъемов в соответствии с конфигурацией.

7.6.10.1    Разъемы осушки и наполнения

Разъемы осушки и наполнения должны быть размещены в месте, доступном для наиболее легкого присоединения трубопроводов. Отверстие для осушки должно располагаться на дне наклонного маслосборника так. чтобы масло могло быть полностью откачано. Диаметр отверстия для осушки должен позволять слить масло за возможно короткое время. Клапан должен обеспечивать возможность откачки смазки на месте. Клапан отверстия для откачки смазки должен быть снабжен уплотнением.

7.6.10.2    Разъемы принудительной откачки

Разъемы откачки под давлением должны использовать фитинги с параллельной резьбой с уплотнею*-ями. выполненными между двумя механически обработанными плоскими поверхностями. Применимый элемент уплотнения должен быть включен между двумя поверхностями. Чертежи и руководства производителей должны ясно определять точен соединения для циркуляции масла и автономной системы фильтрации.

7.6.10.3    Разъемы свободной откачки

Разъемы, рассчитанные только на поток жидкости под напором, могут быть установлены как тип конической резьбы (NPT).

7.6.10.4    Разъемы отбора гроб масла

Коробки передач, которые используют системы смешамюй смазки разбрызгиванием и принудительной подачей, должны быть снабжены разъемами для отбора проб чистоты масла и из маслосборника, и из потока масла под давлением. Разъемы для забора из маслосборника должны быть расположены на середине маслосборника по высоте. Разъемы должны включать клапан отбора, а входное отверстие должно находиться в маслосборнике, где масло свободно циркулирует. Следует избегать отбора проб в зонах застоя. Системы смазки принудительной подачей должны иметь два разъема для отбора проб масла. Первый должен находиться между насосом и фильтром, а второй - прямо после фильтра в направлении потока. Процедура отбора проб должна обеспечивать незначительное влияние на единообразные результаты испытания.

7.6.11    Индикатор уровня масла

Коробка передач должна быть оборудована устройством для текущего контроля уровня масла. Устройство должно быть расположено в месте, где обеспечено получение наиболее точной информации об уровне масла и где оно не будет повреждено в процессе обслуживания. Металлический указатель уровня должен иметь абсолютное уплотнение и должен быть спроектирован так. чтобы ошибоччые считывания из-за того, что масло стечет или поднимется из-за перемещений и замены были невозможными. На указателе уровня должны быть нанесены линии уровней.

Маслоукаэатель или масломерное стекло должны быть сделаны из соответствующих материалов, которые не приведут к замутнению или тусхнению при контакте с маслом. Маслоуказатель и его соединения должны быть достаточно большими для избегания осадка.

Если установлен датчик уровня масла, то он должен давать сигнал индикации уровня безопасного выхода из строя для условий системы эксплуатации.

7.6.12    Магнитные пробки

Рекомендуется использование магнитных пробок или указателей уровня с магнитами для выявления частиц износа металла. Магнитные пробки должны быть размещены в зоне, которая легкодоступна в районе циркуляции масла. Пробка или указатель уровня должны регулярно контролироваться на налет и быть очищены или заменены при каждой замене масла. Корпуса фильтров масла, оборудованные заменяемым магнитным элементом во входном разъеме, предпочтительны для систем принудительной подач*. Магнитные пробки не рекомендуются для использования в системах, которые основываются на встроенных счетчиках частиц для контроля состояния коробки передач.

7.6.13    воздушные фильтры

Должны быть установлены требования к разъему воздушного фильтра с элементами фильтрации. Воздушный фильтр может быть одноразовым или ремонтопригодным винтового типа с резьбой входного отверстия или крепления, точно подогнанной для обеспечения свободного потока воздуха в течение изменений уровня масла в корпусе коробки передач, вызванных термически или механически. Он должен быть спроектирован и размещен для предотвращения слива масла в атмосферу и предотвращения полада»ыя пыли и влаги из окружающей среды, частиц износа рабочих поверхностей тормозных механизмов и других инородных материалов. Кроме того, он должен быть размещен так. чтобы он не загрязнял шестерни и подшипники и сам не загрязнялся брызгами масла от шестерен и подшипников. При максима/ъном сроке службы шестерни и подшипника воздушный фильтр должен иметь номинальную фильтрацию, эквивалент* ную или меньшую чем 5 нм. с низким сопротивлением потоку. В зависимости от окружающей среды и условий обслуживания может потребоваться средство для осушки для снижения образования конденсата в коробке передач.

7.6.14    Датчик расхода

Расход масла должен контролироваться датчиком давления или индикатором расхода масла, встроенного в систему доставки смазки. Датчики давления должны выявлять и чрезмерно низкие, и высокие давления, сигнализируя о ненормальном состоянии или блокируя расход. Датчик или индикатор должен оповещать о безопасном выходе из строя системе управления.

7.6.15    Ремонтопригодность

При проектировании систем смазки ветровых турбин должны быть учтены ремонтопригодность и простота обслуживания. Далее приведены примеры для рассмотрения:

•    обеспечение разъемами забора проб в цепи смазки до и после фильтра в легких для доступа расположениях:

•    гарантирование отсутствия таких потерь, как прокладки, болты, распорки или уплотнения, установленные не на место или потерянные в процессе обслуживания элементов фильтра:

•    размещение корпуса фильтра в удобном для удаления или замены элемента фильтра, включая поддон для поглощения любой смазки, которая может разлиться в процессе замены:

•    объединение держателей головок металлической конструкции фильтрующей сетки маслосборника с индикатором шунтирования:

•    гарантирование того, что система смазки будет наполовину заполнена во всех режимах эксплуатации. включая исходное заполнение и последующие обслуживающие заполнения.

8 Испытания конструкции

Данный раздел определяет минимальные требования к проверочным испытаниям новых конструкций коробок передач. Планирование испытания должно, как минимум, вовлекать производителей турбины, коробки передач, подшипника, поставщика смазки и проектировщика системы смазки. Этапы проведения испытаний должны быть также определены сертификационной лабораторией.

8.1    Планирование испытаний

8.1.1    Определение критериев испытания

Основываясь на требованиях спецификации коробки передач, критерии испытания для проверки конструкции коробки передач должны быть установлены и согласованы между производителем турбины, коробки передач, подшипника и другими важными субподрядчиками. Для разработки этих критериев детальная оценка всех элементов в конструюдии должна быть выполнена, включая допущения (но не ограничиваясь ими), сделанные в:

•    конструкции и расчетных соотношениях шестерен и элементов коробки передач.

•    выборе, размещении и расчетных параметрах подшипников:

•    деталях смазки и системе смазки:

•    конструктивном анализе деформаций, реакций креплений и динамики системы.

Нагрузки и допущения в нагрузке, а также другие спецификации, поставляемые производителю ветровой турбины, должны быть взяты как начальная точка для оценки. Особое внимание следует уделить допущениям и неясностям в отношении интерфейса между коробкой передач и ветровой турбиной, таким как удерживающий рычаг (тормоза), соединения, муфты и регулировка.

8.1.2    Новые конструкции или существенные изменения

Важные изменения е конструкции коробки передач и трансмиссии должны быть оценены с точки зрения влияния на систему. При внесении таких изменений может потребоваться повторение отдельных испытаний, проведенных для прототипа измененных коробки передач и трансмиссии. Внесение следующих изменений может потребовать проведения повторных испытаний.

•    изменение числа зубов любой шестерни/шестерни:

•    изменение расчетной скорости на любой ступени:

•    изменение типа подшипника в коробке передач:

- изменение размера подшипника в коробке передач:

•    изменение номинального входного или выходного крутящего момента коробки передач (см. 6.322):

•    изменение компоновки крепления коробки передач.

8.1.3    Полный план испытания

Основной план испытания должен быть сформулирован по определенным критериям. План испытания должен включать испытания прототипа коробки передач как единого целого, а некоторые испытания коробки передач — как части, единой с ветровой турбиной, и требования для принятия испытания серийной продукт*».

Испытания должны быть выполнены в процессе проектирования как можно раньше, как описано в 5.2. под повторяемыми и воспроизводимыми условиями. При проведении испытаний коробки передач на стенде следует провести как можно больше проверок. Также может быть полезным отдельные элементы или подсистемы коробки передач испытать отдельно. Испытание коробки передач в ветровой турбине должно быть ограничено по времени для исключения влияния изменений условий окружающей среды на месте проведения испытаний.

Основной план проведения испытаний должен описывать, как и где (испытания при производстве, полевое испытание и т. д.) различные задачи согласуются, включая параметры, которые разрешается использовать в критериях проверки.

8.1.4    Особые планы проверки

Для каждого отдельного плана проведения испытаний должен быть написан особый план испытания. В этих планах испытания должно быть указано следующее:

•    описание целей и задач, включая параметры, подлежащие оценке;

•    описание применимости/нелринятия используемых критериев:

•    используемые методология и процедуры для каждого теста, включая требуемые меры безопасности;

•    условия окружающей среды и конфигурация системы для тестирования, включая (при необходимости) эксплуатационные настройки системы управления:

•    требования к измерительной аппаратуре и результатам системы сбора данных, включая точность, градуировку и прослеживаемость:

•    особые процедуры или требования калибровки:

•    повторяемость и воспроизводимость результатов испытания:

•    анализ информации, требуемый для достижения целей испытания;

•    требования отчетности и документации.

В случаях, где это применимо (например, при проведении полевых испытаний) как руководство по планированию, исполнению и оформлению результатов испытаний моекет быть применен (44].

8.2 Испытание производственного прототипа

Допустимо проводить испытания отдельных элементов, модулей или полных коробок передач прототипов на производстве или на стендах для достижения задуманных результатов.

8.2.1    Испытание элементов

Некоторые критерии могут быть наиболее эффективно оценены в испытаниях модулей (например, способность охлаждения системы смазки). В этом случае должен быть разработан детальный план испытания (см. 8.1.3) с точным определением условий эксплуатации элементов, где должны быть указаны схожесть и различия с реальными условиями окружающей среды ветровой турбины.

8.2.2    Испытания прототипа коробки передач на производстве

Коробка передач должна быть подвергнута испытаниям прототипа на подходящем испытательном стенде. Эти тесты служат для проверки допущений, сделанных при проектировании коробки передач и для получения важных параметров, необходимых для выполнения приемо-сдаточных испытаний в процессе производства коробок передач ветровых турбин.

Как минимум, должно быть выполнено испытание одного прототипа всей коробки передач. План испытания должен быть разработан перед испытанием, включая пункты, перечисленные в 8.1.4. и определения всех условий интерфейса. Испытание, как минимум, должно включать следующее:

•    применение низкого пускового крутящего момента до тех пор. пока масло не будет соответствовать ограничению чистоты, установленному в таблице 9;

•    применение момента нагружения на испытательном стенде, как минимум, шага повышения до номинального крутящего момента, как определено в спецификации коробки передач. Шаги крутящего момента должны быть применены при одной вращательной скорости (предпочтительно при номинальной) или среди кривой зависимости мощности от схорости турбины:

•    испытания на каждом уровне нагрузки до тех пор. пока масло не будет соответствовать ограничению чистоты, установленному в таблице 9;

•    пятно контакта на боковой поверхности зуба шестерни визуально оценивается и документируется после каждого шага повышения крутящего момента. Для недоступных шестерен должны быть применены другие методы оценки коэффициента распределения нагрузки по касающейся поверхности, такие как тензометрические датчики в основании зубцов;

•    измерение реального распределения нагрузки на поверхности шестерни при каждом шаге нагрузки, измерение тенэометричесхих датчиков в основании зубцов при низкоскоростных и высокоскоростных параллельных ступенях шестерни, обычно первые две ступени. Результаты должны быть использованы для оценки конструкции относительно конечных пятен контакта на боковой поверхности зуба колеса и применяемых коэффициентов нагрузки (К-коэффициенты в 7.2.3)для номинальных параметров шестерни. Ссылки на литературу, в которой описаны методы для выполнения таких оценок, приведены в элементе «Библиография»;

•    измерение реального распределения нагрузки в планетарных шестернях и других приводах с разветвленным зацеплением зубцов при каждом уровне нагрузки, например, с использованием тензометрических датчиков в основании зубцов. Результаты должны быть использованы для оценки конструкции относительно конечных пятен контакта на боковой поверхности зуба колеса и применяемых коэффициентов нагрузки (К-коэффициенты в 7.2.3) для номинальных параметров шестерни:

•    длительность испытания при номинальном крутящем моменте до тех пор. пока температуры подшипника и Ь не установятся (± 2 *С за 15 мин) при номинальном охлаждении, или 6 часов, как минимум.

•    запись температуры, вибрации, шум и пятна контакта на боковой поверхности зуба колеса при каждом уровне крутящего момента:

•    выбор внутреннего эксплуатационного зазора подшипника должен быть проверен в процессе испытания прототипа коробки передач, например, с помощью измерения температуры или анализа рабочих пятен контакта зуба:

•    температура масла в резервуаре, входная иты выходная температуры и температуры всех стационарных подшипников (например, на не вращающемся кольце) на пути нагрузки должны быть измерены и проверены на прототипе коробки передач;

•    соответствующее оборудование (например, для измерения отклонений, напряжения и/или деформаций) для проверки конструктивной аналитической модели конструктивных элементов, таких как корпус шестерни игы планетарные передачи;

•    испытание коробки передач должно быть полностью разобрано после испытания. Все элементы коробки передач должны быть осмотрены визуально, включая, как минимум, шестерни, подшипники, опорную шейку подшипника и шестерни, соединения зубов и шлицы, валы и шпонки. Состояние этих деталей должно быть задокументировано в детальном отчете об испытании.

Если результаты испытания не согласуются с установленными критериями, то должны быть выполнены повторные расчеты, проектирование или все вместе.

в.2.Э Испытание системы смазки

Редуктор должен быть испытан с таким же типом масла, который используется в ветровой турбине и системе смаэки/системе охлаждения аналогичной мощности а планируемой/разработанной системе турбины для подтверждения того, что все требования для системы охлаждения согласованы, включая среднеобъемную температуру и температуру подшипника, как описано в 7.3.5.2.7.6.5 и 7.6.6.

8.3 Эксплуатационные испытания

После испытания прототипа на производстве (и итоговой экспертизы проекта) необходимо провести эксплуатационные испытания ветровой турбины. В план испытания (см. 8.1.3) и спецификацию испытания для эксплуатационного испытания ветровой турбины следует включать исходные данные от производителей шестерни и подшипников, но рекомендуется, чтобы в эксплуатационное испытание были включены только важные исходные данные для коробки передач, как части ветровой турбины.

Такие особые измерения коробки передач, как измерения температуры подшипника или конфигурация распределения нагрузки, не должны обязательно быть частью эксплуатационных испытаний. Там. где возможно, эти испытания должны быть проведены при проведении испытаний прототипа на производстве. Температуры и коэффициенты нагрузки зацепления могут быть частью эксплуатационных испытаний, если не определено е/мяние ветровой турбины в полной сборке на поведение коробки передач.

8.3.1    Проверка нагрузок

8.3.1.1    Проверка расчетных нагрузок коробки передач

Каждый тип ветровой турбины должен быть подвергнут испытаниям на нагрузки как часть процесса сертификации согласно [2]. Цель испытаний на нагрузки для сертификации заключается в проверке проектных расчетов и в прямом определении нагрузок в особых условиях. Минимальное содержание требуемых испытаний на нагрузки также определено в (2].

Проверка нагрузок в типовом процессе сертификации должна быть проведена совместно с производителями коробки передач и подшипника. Это будет использовано для подтверждения стабильности спроектированной установки. Для новых коробок передач не требуется повторять это испытание до тех пор. пока изменение системы трансмиссии не будет существенно менять нагрузки ветровой турбины и реагировать. как указано в 8.1.2.

8.3.12 Проверка проектных моделей ветровых турбин

Модели используются для имитации реакции ветровой турбины на установленные случаи расчетшх нагрузок (из ГОСТ Р 54418.1 или [1]). которые невозможно нормально проверить во всевозможных случаях в полевых испытаниях. Это. как правило, верно в случаях предельного ветра и реакциях на управляющее воздействие при большем ветре. Однако погрешность использования таких моделей может быть уменьшена со следующими приближениями.

-    в системе управления имитацией ветровой турбины регулирование характеристик турбины в цепях воспроизведения измеренных реакций точно используя данные эксплуатационных испытаний (гарантирование того, что атмосферные условия, используемые в имитациях, такие же. как измеренные в полевом испытании):

•    воспроизведение имитаций для случаев расчетной нагрузки, не полученных при эксплуатационных испытаниях (как установлено в определении исходных нагрузок):

•    проверка того, что нагрузки, используемые в расчетах, достаточно стабильны.

8.3.1.3 Особые требования полевых испытаний коробок передач

Некоторые допущения в проектировании могут быть оценены особым испытанием. Они могут включать вибрации при кручен»*». совместные реакции конструкции и реакцию всех опор коробки передач.

Эти особые испытания должны быть выполнены для нескольких новых конструкций коробок передач (см. критерии существенных изменений в 8.12). а информация о результатах испытаний должна быть направлена производителю коробки передач с соответствующей аннотацией, описывающей события, конфигурацию и условия. Особые измерения должны быть согласованы между производителями коробки передач и ветровой турбины и. как минимум, включать:

а)    временные ряды в процессе выбранных событий, таких как:

•    запуск во всем диапазоне эксплуатационных ветров:

•    включение при переходных и сильных ветрах:

•    отключение при слабых и сильных ветрах:

-торможение:

•    аварийная остановка при сильных и слабых ветрах.

•    холостой ход и холостой ход при обратном направлении ветра:

. электрические события, например, продолжительные колебания низкого напряжения;

б)    измеренную диаграмму Кемпбелла (диаграмма системы сил и частот реакции) во всем диапазоне эксплуатационных скоростей ветра для оценки риска резонанса:

в)    следующие сигналы должны быть измерены оборудованием, которое будет наблюдать все важные частоты и амплитуды механических вибраций:

•    крутящий момент высокоскоростного вала.

•    крутящий момент низкоскоростного вала, если применимо;

•    скорость вала.

Частота выборки должна быть сделана совместно с производителем коробки передач. Обычная частота выборки находится в диапазоне от 3 до 5 интервалов важной частоты вибрации. Дополнительные сигналы, такие как невращающие силы и моменты, могут потребоваться для оценки нагрузок интерфейса коробки передач и допущений при проектировании.

Должны быть описаны условия, конфигурация и управляющие действия для разных временных рядов а случав, если они связаны с событием.

8.3.2 Типовое испытание коробки передач ветровой турбины

Цель типового испытания — демонстрация работы коробки передач так. как рассчитывалось при сборке в конкретную ветровую турбину. Как минимум, должно быть продемонстрировано следующее:

•    резонансы трансмиссии отсутствуют или минимизированы. Уровни вибрации в представительных местах, как минимум, соответствуют локациям испытаний на производстве (см. [45]);

-    эффективность систем поставки смаэки/охлаждения измерена для согласования всех требований системы охлаждения, как минимум, включая подачу масла, откачку масла и температуры маслосборника.

8.4 Испытания серийной продукции

8.4.1    Приемосдаточные испытания

Все произведенные коробки передач должны быть рассмотрены на режимы запуска и согласования стендовых испытаний для гарантирования точной производительности коробки передач. Это испытание должно включать, как минимум. 3 уровня нагрузки, включая 100 % от номинального крутящего момента (см. 6.3.2.2). Все элементы приемосдаточных испытаний должны быть установлены в вышеуказанном плане. Этот план должен включать все требуемые измерения, условия и критерии нормальной производительности. Реальные испытания и связанные критерии применимости должны быть согласованы между производителями ветровой турбины и коробки передач.

8.4.2    Испытание излучения звука

Приемосдаточные испытания для проверки излучения звука из коробки передач должны быть выполнены на всех установках. В разработке требований и методики требований применимости необходимо использовать ГОСТ Р 52895.

8.4.3    Испытание вибрации

Приемо-сдаточные испытания для проверки вибраций коробки передач должны быть выполнены на всех установках. ГОСТ И СО 8579-2 предоставляет возможный метод для измерения вибрации.

8.4.4    Испытание системы смазки

Чистота смазки должна быть проверена для согласования требований в 7.6.8 (табгыца 9) перед нагружением коробки передач и при каждом уровне нагрузки. Рекомендованы внешние фильтры для гарантирования соответствующих условий запуска. Фильтрующий элемент должен быть заменен перед поставкой коробки передач.

8.4.5    Температуры системы

Приемо-сдаточные испытания производителя коробки передач должны, как минимум, включать измерения температуры на подшипниках и измерения в других точсах коробки передач, которые будут отслеживаться в ветровой турбине. Наблюдение температуры подшипника е процессе приемо-сдаточного испытания может являться мерой контроля качества, например, для проверки зазора установки пары радиальноупорных роликовых подшипников.

Производители коробки передач, ветровой турбины и подшипника должны согласовать, на каких подшипниках должны наблюдаться температуры в процессе выполнения приемо-сдаточных испытаний. Они также могут согласовать пределы соответствия.

8.5    Испытание прочности

Испытаний при ппанмиамыых уровнях нагрузки сяыша номинйпнмлго крутом tArn uomahta спалуат про. водить для разрешения устойчивости и выявления слабых звеньев. Особые цели испытания, процедуры и критерии применимости должны быть согласованы между производителями ветровой турбины, коробки передач и подшигыика. После такого испытания коробка передач должна быть полностью разобрана и все элементы должны быть проверены на износ и другие нарушения.

8.6    Температура и чистота эксплуатируемой смазки

Эксплуатационные температура и чистота смазки значительно влияют на расчетный срок службы подшипника. Поэтому важно убедиться в том. что реальные диапазоны температуры и чистота представительного числа турбин в работе согласуются с проектными допущениями. Эти результаты должны быть оценены с учетом неопределенности, которая неотъемлема при использовании измерений по высокоеяз-ким жидкостям по [22].

Производители коробки передач, ветровой турбины и подшипника должны установить соглашение, на каких подшипниках будет проводиться контроль температуры в турбине. Они также должны согласовать ограничения по отключению и действия системы управления в случае, если эти пределы будут превышены.

8.7    Точная проверка подшипника

8.7.1 Обзор конструкции

Выбор подшипника должен быть проанализирован в конечном обзоре конструкции производителями коробки передач, подшипника и ветровой турбины. При обзоре конструкции должны быть проанализированы все требования, связанные с подшипником и описанные в 7.3. включая:

•    выбор подшипника (конструкция подшипника);

•    допущения в нагрузке:

•    упругость крепления:

•    обзор допущений и исходных данных для анализа подшипника:

•    осуществление требований расчетного срока службы.

•    контактное напряжение;

•    минимальная нагрузка;

•    эксплуатационная температура;

•    поток масла;

•    зазор подимпника:

•    выполнение посадки подшипника, включая обслуживание основного сборочного зазора.

Итог обзора конструкции должен быть оформлен документально.

8.7.2 Проверка/утверждение прототипа

После испытания прототипа подшипнио* должны быть визуально осмотрены производителями коробки передач, ветровой турбины и подшипника и проверены;

•    рабочие структуры взаимодействия на дорожке качежя подшипника и ребрах:

•    состояние роликовых элементов;

•    соответствие рабочих структур взаимодействия с ожидаемыми размерами и расположению в зоне нагружения:

•    признаки нагрузки на краях;

•    признаки чрезмерной деформации крепления.

•    износ;

•    размер, количество и расположение значительных частичных зарубок;

•    полирование:

•    точечное выкрашивание рабочих поверхностей;

•    признаки срабатывания или адгезивного износа (например, проскальзывание):

•    выцветание или признаки нагрева;

•    фреттинг-коррозия;

•    признаки относите/ъмого движения колец (например, позиции кольца подшипника, отмеченные перед испытанием прототипа):

•    производительность покрытия,

•    состояние фиксатора роликового элемента (например, обоймы).

•    состояние других элементов подшипника (например, направляющего кольца и/ы уплотнения).

Эти сведения и результаты измерений температуры должны быть задокументированы и сравнены с

результатами расчета в процессе проектирования. Производитель подшипника должен быть проинформирован заранее о дате разборки прототипа коробки передач и присутствовать на нем.

8.8 Документация испытаний

Все фазы проверочного испытания должны быть полностью задокументированы и оценены посредством анализа отчетов об испытанны, аннотированными файлами и фотографиями о результатах измерения, анализом масла и инспекцией или отчетами о сборке. Как важная часть оценки соответствующий план должен быть определен для испытательного пробега серийных коробок передач. Документация и оцемса должны быть утверждены совместно с планом пригодности серийных коробок передач при экспертизе в сертификационной лаборатории.

Где это применимо для руководства по составлению отчетов и документации (особенно при эксплуатационных испытаниях) может быть использован [44].

Должны быть рассмотрены неопределенности измерений. Методика для оценки неопределенности измерений, связанных с нагрузкой, приведена е [44].

9 Требования эксплуатации, сервиса и технического обслуживания

9.1 Требования ремонта и технического обслуживания

Этот пункт определяет требования по эксплуатации и обслуживанию, основной инспекции и сервису, необходимые для получения ожидаемого срока службы коробки передач. Требования запланированного обслуживания должны быть согласованы между производителями ветровой турбины и коробки передач. Производитель ветровой турбины должен обеспечить документацию (руководство) для установки, сервиса и обслуживания коробки передач.

В руководства должны включаться требуемые инспекции и интервалы между сервисом для фильтров масла, уплотнений и других элементов. Также должны быть определены осевой люфт подшипника и ограничения по сервису подшипника, вала и шестерен.

Если при проектировании были предусмотрены элементы, которые необходимо заменять в процессе проектного срока службы, производитель турбины является ответственным за наличие инструкций и инструментария для выполнения замены элемента. Должно быть подготовлено соглашение по подшипникам. шестерням и другим доступным расходным частям в процессе периода времени, требуемого для замены элементов.

9.2    Требования контроля

Документация должна описывать методы и график контроля для коробки передач и определения результатов инспекции, включая шаблоны для записи измерений. Цель заключается в обеспечении информацией владельца ветровой турбины для определения состояния коробки передач. Эти документы по результатам инспекции должны определять рекомендации по ремонту игы критериям замены, включая следующее:

•    метод контроля осевого люфта подшипника с подходящими ограничениями:

•    методы контроля коробки передач на излом и интерпретацию результатов:

•    методы получения образцов смазки, установку ограничений по загрязнению и необходимые действия при превышении ограничений:

•    пределы признания непригодным вязкости и химических параметров смазки (влажность, содержание добавок и т. д.) и необходимые действия при превышении ограничений.

9.3    ввод в эксплуатацию и запуск

Новые коробки передач для замены должны соответствовать критериям для запуска и испытанию под нагрузкой, установленным в 8.4.1. Если коробка передач не испытана под нагрузкой, то необходимо обеспечить наличие инструкции по запуску коробки передач.

9.4    Транспортирование, погрузка и хранение

Для предотвращения износа и разрушения внутренних и внешних частей коробки передач обеспечивают инструкциями и спецификациями для верного хранения, транспортировки и переноске в процессе углами»**. возведения |урбины и перемещении. Эж икс |рущии должны онисывыь все возможные иуж транспортировки, например, морем, поездом, дорожной перевозкой и воздухом. Должны быть определены защитные средства для предотвращения разрушения от опасностей окружающей среды, таких как попадание влаги, раскалывание или соль и нагрузка от транспортировки (например, вибрации, динамическая нагрузка от поездов, дорог и т. д.). Должны быть установлены критерии применимости для нескольких важных влияющих факторов. Должна быть определена соответствующая информация по оборудованию для посадки и отправки и инструкции по упаковке/распакоеке для заменяемых коробок передач.

9.5    Ремонт

Должна быть определена ремонтопригодность разных уровней:

•    замена изнашиваемого оборудования, такого как фильтры, датчики и т. д.. для обслуживания по графику или без графика:

•    замена доступных в работе частей (плановые игы корректирующие действия) включая HSS-лодшип-ники. зубчатые насосы и другие действия, которые требуют квалифицированных техников:

•    главные ремонты и деятельность реконструкции, включая обратимые части, демонтаж. обновле»**в конструкций и т. д.

9.6    Установка и замена

Должны быть определены методы и инструментарий для установки и замены коробки передач. Особое внимание при замене коробки передач следует уделить тому, что новая коробка передач точно заменяет исходную коробку передач. Как минимум, заменяющая установка должна включать несколько типов подгонных частей к исходному интерфейсу.

Требования к точности работы, инструкции по поднятию и безопасности должш быть включены в руководство так. чтобы замена могла быть произведена без рисков и с минимальным воздействием на доступность (в этой системе).

9.7    Контроль состояния

Если соглашение сделано по системе контроля состояния с установленной стратегией и границами, то наи лучшие варианты по расположению точек контроля и параметров должны быть определены в процессе проектирования и проверки. Обычные исходные параметры включают:

•    эксплуатационную температуру подшипника (-ов);

•    частоту зацепления зубцов:

•    частоту прохода роликовых элементов:

•    доступные значения давления масла.

Система контроля состояния должна работать таким образом, чтобы коробка передач могла обеспечить информацией о ее состоянии в режиме реального времени.

9.8    Смазка

9.8.1    Требования типа масла

По детализированным требованиям систем смазки, включая выбор и производительность смазки см. 7.6. Требования по обслуживанию этой системы должны быть включены в руководство.

9.8.2    Система смазки

Производитель ветровой турбины должен включить в руководство:

•    требования и инструкции по сервису системы смазки.

- схематическую диаграмму гидравлической системы:

•    ожидаемую мощность охлаждения системы и ожидаемые входную и выходную температуры.

9.8.3    Испытания и анализ масла

Предельные значения по вязкости, содержанию влаги и металла должны быть идентифицированы в руководствах, как в 7.6.7. Рекомендуется проводить анализ масла каждые шесть месяцев.

Должна быть установлена процедура пробы масла. Руководство по разработке такой процедуры можно найти в Д.4.3 приложения Д.

9.9    Документация по эксплуатации и техническому обслуживанию

Документация по эксплуатации и техническому обслуживанию включает, как минимум чертежи с габаритными размерами коробки передач, включая вое размеры и расположения центра гравитации, достаточную информацию о расчете частот зацепления зубцов для контроля состояния, чертеж поперечного сечения коробки передач и спецификацию всех элементов. Спецификация должна включать описание подшипников и шестерен, достаточное для замещения частей, включая номера подшипников. Также спецификация должка включать элементы систем смазки, охлаждения и обогрева, охладители, обогреватели, фильтрующие элементы масла, фильтровальные отделения, насосы смазки, шланги, трубы и все переключатели, термометры и другие устройства контроля.

Приложение А (справочное)

Примеры интерфейсов трансмиссии и спецификации нагрузок

А.1 Введение

В настоящем приложены приведены примеры установлены* интерфейсов и нагрузок в коробках передач в общих конфигурациях ветровых турбин. В него вкгьочены примеры определения интерфейса, детализированные в конфигурациях, содержащихся в пункте 6.1.

В приложении приведены примеры документального оформления нагрузок в соответствт с требованиям* раздела 6.

В приложен**» рассмотрены слецификацю». нагрузки и их описание и документация, которые меняются с конструкцией трансмиссии.

А.2 Общая конструкция трансмиссии ветровой турбины

A2.1 Модульная трансмиссия с двумя основными подшипниками

Модупьная конфигурация, показанная на рисунке 10. — это типичная трансмиссия, состоящая из двух основных подшипников, раздегъно поддерживающих основной вал. который обычно не включается в сборку коробки передач. Коробка передач монтируется либо к основному валу, либо устанавливается на полу. При таком монтаже иэгибаюиаы момент ротора не передается через коробку передач.

Эта конфигурация может вызвать статические неопределенности в опоре трансмиссии, такие как реакции опоры, невозможные для определения. Отклонения и допуски могут вызывать дополкиге/ъные нагрузки, переносимые на коробку передач.

А^-2 Модульная трансмиссия с трехточечной подвеской

Другая общая конструкция ветровой турбины с трехгочечной подвеской показана на рисунке 11. В этой конфигурации используется один главны подшипник отдельно от коробки передач, и этот главный подшипник обеспечивает реакшы для осевой нагрузки ротора и некоторую часть изгибающих моментов роторе. Один ww несколько подшипников на входном вале коробки передач поддерживают оставшуюся часть реакций ротора.

Моменты и сипы ротора, которые действуют через коробку передач, такие как крутящий момент, долзоы быть безопасно переданы через конструкцию коробки передач и систему крепле*мя.

А-2-3 Комплексная трансмиссия

Другая предпочтительная планировка конструкщм ветровом турбины — это комплексные решения трансмиссии. В этой компоновке подшипмем ротора и большинство из главных валов интегрированы в конструкцию коробки передач. Но так как все моменты и силы ротора передаются конструкцией коробки передач, вся совокупность нагрузок ротора нуждается в обеспечены коробки передач LSS-ючтерфойссм.

А.З Описание интерфейса

В дополнение к обеспечению нагрузок интерфейсы могут быть четко определены для особой конфигурации трансмиссии. Требуемая для важных M-перфеисов информация может быть затем описана применительно к интерфейсу.

А.3.1 Система координат

В описании особой систем* отсчета для всех нагрузок доллоны быть вкгьочеш начала юорддеэт для всех нагрузок, основные координаты {х. у. z) и несколько небольших утлое приведения, таких как наклон основного вала, который может потребоваться для пояснения ориентации. Они могут быть разные для вращающихся и не вращающихся систем координат.

В стандартах, полномск-мях или главных инструкциях по имттированию аэроупругой и шпации нагрузки ветровой турбюгы используют разные системы координат. Производи гели ветровой турбины могут использовать свои собственные системы отсчета, а также характерные для компании определения. Эти системы координат не соразмермие. Поэтому система координат должна быть детально определена в каждом интерфейсе или повсеместно с использованием рисугжов. пояснении и. при необходимости, аннотаций. Эта система кооршыат долям единообраэю упоамнаться во всех описаниях и презентациях нагрузок.

А.3.2 Определения интерфейса

Погыостью эмютироеанный чертеж должен быть представлен с нагрузками и спецификациям* для содержательного описания интерфейса трансмиссии и упомгыутых элементов и компонентов. Ысе точки отсчета для примененцх нагрузок и реакций должны быть детализированы.

На рисунках 13. 15 и 16 приведены примеры таких справоеых чертежей для конфигураций трэнсмисом. унифицированных в А£. с использованием аббревиатур и систем координат, определенных в таблице А.1.

Таблица А.1 — Элементы трансмиссии и локальные системы коордтат

Элемент трансмиссии

Индекс

К* ерешающаяся система координат

Вращающаяся система координат

ротор

R

втулка ротора

Н

HCN

Вал (тарный вал) ротора

RS

1-й главный подимпник

К©

MBN

M8R

2-й главный подимпник вала

SB

SBN

опора кручения справа

TSR

TSRN

опора кручения слева

TSL

TSLN

амортизатор

DE

диск тормоза

В

BCN

муфта

С

CCN

генератор

G

GEN

В дополнение к чертежам, определяющим интерфейсы, точные физические размеры между мгтерфейса* ми и относящихся к жм конструктивах элементов должны быть установлен е табличных формах для каждого особого интерфейса, как минимум, вкпочая размеры из таблицы f<2 и их относительные допустимые отклонения.

Таблица А.2 — Размеры элементов интерфейса трансмиссии

Размер

Единица

Расстонче

к

мм

От центра ротора до центре первого главного подшипника

к

мм

Между центра*» двух главшх подшипников

к

мм

От центра главного подшипника до средней гмнии опоры кручеемя

и

мм

От центра главного подшигмка до диска тормоза

к

мм

От центра главного подшипника до муфты

к

мм

От центра главного подшипника до генератора

к

мм

Расстояние между средни!» линиями правой и левой опор кручения

к

мм

Прямое расе топ —о между диском тормоза и главной осью вала

к

мм

Высота между главной осью вала и осью опоры кручения

а

град

Угол между к и горизонталью

А.3.2.1 Модульная трансмиссия с двумя главными подшипниками

Для анализа такой трансмиссии мотет потребоваться ^формация о массе, жесткости и эмортизадеи связан ых с трансмиссией элементов. Пример такой слецифюсэции ютерфейса приведен в таб-гмце А.З.

Таблица А.З — Требования интерфейса для модульной трансмиссии

Элементы сопряжения трансмиссии

Элемент трансмиссии

R

RS

TSR/TSL

в

с

G

Система координат

MCN

U8N

TSR4TSLN

век

ссн

GCN

масса ш

X

X

X

X

X

инерция i

X

X

X

X

X

жесткость с,

X

X

жесткость су

X

X

жесткость сг

X

X

амортизация d

X

X

жесткость стыковок

X

А.3-2-2 Модульная трансмиссия с трехточечной подвеской

Конфигурация модульной трансмиссии с одним отдельным главным подшипником показана на рисунке 15 с предложенными интерфейсами, размерами и справочными элементами. В таблице А.4 приведен пример спецификации интерфейса, включая информацию, которая мажет потребоваться для анализа такой трансмиссии.

Рисунок 15 — Система координат в модутъной трансмиссии с трехточечной подвеской

Таблица А.4 — Требования интерфейса для модутъной трансмиссии с трехточе-н-юй позеесжой

Элементы сопряжения трансмиссии

Элемент трансмиссии

R

RS

TSRTSL

в

с

6

Система координат

HCN

мен

TSRNLTSLN

вся

сся

G&i

масса in

X

X

X

X

X

инерция /

X

X

X

X

X

жесткость с,

X

X

жесткость су

X

X

жесткость С;

X

X

амортизация d

X

X

жесткость стыковок

X

А.3.2-3 Комплексная трансмиссия

Рисунок 16 показывает конфигурацию комплексной трансмиссии, включая один подшипник моментного типа с предложенными интерфейсами, размерами и справочными элементами.

В тэбгмце А.5 приведена информация о массе, жесткости и амортизации связанных с трансмиссией элементов. которую слвоует использовать для анагмза таких комплексных трансмиссий. Таблицу следует заполнить с символами расположения всех справочных элементов трансмиссии. неоОходимо привести всю информацию о жесткости и совокупности нагрузок.

Таблица A.S — Требования интерфейса для комплексной трансмиссии

Элементы сопряжений

транс мисс **

Элемент трансмиссии

R

RS

TSR/TSL

в

с

G

Система координат

HCN

M8N

TSRNTSLN

8CN

CCN

GEN

масса П1

X

X

X

X

X

инерция /

X

X

X

X

X

жесткость с,

X

жесткость су

X

жесткость с2

X

амортизация d

X

жесткость стыковок

А.4 Информация, требуемая для проектирования интерфейса А.4.1 Технические данные

Справочные технические данные, установленные для каждого интерфейса, будут принимать несколько форм в зависимости от ситуации и конфигурации. Общие справочные тех>мческие данные представлены в таблице А.6. Эта информация требуется для динамического анализа и может быть изменена при проведении этого анализа.

Таблица А.6 — Технические дачые и требуемые описания расчетной нагрузки

Иифорижыя о нагрузке

Сдымца

Текничессяе

денные

RFC

LDO

EXT

Временные

ряды

Момент

Нм

X

X

X

X

Крутящий момент 7Я

Нм

X

X

X

X

Сила FM г г

Н

X

X

X

X

Отклонение 6,г,

мм

X

X

Вращение а,

град

X

X

Скорость ротора п

МИН'*

X

X

Момент инерции »'

кгм2

X

Жесткость при крученют

(Н-мУрад

X

Осевая жесткость, с

Н/мм

X

Амортизация, d

% критичгости

X

Масса, гл

кг

X

Динамичесхая жесткость и свойства амортизация* всей конструкции и системы зависят от частоты. Такие данные, как жесткость и инерция в определении интерфейса (конструктивном или свяэажом с управлением), должны быть эссоцюгроеаны с диапазоном частоты, а котором они верны.

А.4-2 Требуемые описания нагрузки ветровой турбины

В таблице А.6 приведена окончательная информация о нагрузке ветровой турбины, необходимая для проектирования коробки передач. Указатель интерфейса зависит от конфигурации, как это было описано ранее. В случае с различием между нагрузками во вращающейся и не вращающейся системе координат должны быть приведет** обе. Отклонения и ераш» «я доля»** быть приведены в не вращающейся системе коордогат.

Уникальные мщексы (включая названия файлов с данными и т. д.) статистических дапых, матриц нагрузки и вр&меикпг рядов должны быть согласованы с требованиями интерфейса, установленными в табгмце А.6. всем субподрядчикам трансмиссий следует привести индексы применяемых файлов с дашыми.

А.4.3 Матрицы дождевого потока

Общее представление сил и моментов при анализе усталости конструкций в виде матриц подсчета дождевого потока показано в таблице А.7. Матртща дождевого потока показывает среднюю нагрузку L, диапазон нагрузки (/^.лотмая амплитуда дифференциальной нагрузки для данного цикла) и число цюслов. Метод подсчета дождевого потока используется для получения информации о нагрузках и циклах из временных рядов нагрузки (см. например Oownng и Sode (1902) нгы Matsmshi и Endo (1968) или ASTME1049).

Таблица А.7 — Пример матрицы дождевого потока

Диапазон

мггрузск

ыР«ДНиЯ ПвфузЦ

R,

R...

*<

Lt

"21

"1,

t-2

"22

"2/

L...

".2

"4

Матрица подсчета дождевого потока используют для расчета усталостной сиги конструктивного элемента коробки передач, такого как удерживающий рычаг (тормоз) или планетарная передача, так как среднее значегме каждого жтервала в цикле имеет сильное влияние иэ-за ступени зависимости амплитуды напряжения от числа доклов напряжения. В результате, это может быть использовано для получения точного расчета усталостного раэрушегмя в процессе срока службы элемента.

Это не случай для расчета срока службы шестерни по {46] (расчет эксплуатационного срока службы при переменной нагрузке). В этом случае необходимые данные не включают среднее значение напряжения иэ-за зависимости амп/ытуды напряжения от числа циклов напряжения, минимально возможной для каждого материала. так что для разных средних напряжений результат расчета неизменен.

Матрица ресчета дождевого потока, приведенная в табгпив А.7. мажет быть трансформирована в векторную форму, содержащую сумму циклов, полученных для каждого диапазона. Рисунок 17 показывает пример пад-счета дождевого потока без средних хачений на диаграмме, которая таске отображает рэспределенме различных DLC в общем спектре нагрузки.

Пример подсчета дождевых матриц no OLC

Дативом мдгрузщ    нагрузка


■    0LC 1.2 Проимо*ет«о наегии

О DLC 1.13Сетв*ме потер* прм производствеэчерлм

■    OI.C 2.3 Неислрвхостк при производстве анергии О DLC 3.1 Запуса

D ОСС 4.1 Нормагьисв емето**нив В OLC 6.4 Остановлен юю

1.06*01    1.06*02    1,06*03    1.06*04    1.06*06    1.06*06    106*07    1.06*06    1.06*00    1.06*10

Число циклов

Рисунок 17 — Пример расчета дождевого потока

А.4.4 Распределение длительности нагрузки

Из-за свойств систем шестерен и подшипников нагрузка не только зависит от величины приводаюй нагрузки, но также от скорости, при которой вращается каждый коленчатый вал и подшиптк. Для подшипников эквивалентная нагрузка определяется числом циклов е часп-ых интервалах нагрузки. Дгмтельность нагрухм или распределение цикла — это удобный способ описать данные о нагрузке для проектировазмя коробок передач.

Матрица длительности нагрузки приведша в табгмце А.8. Описанная нагружа должна быть точно определена в соответствии с системой координат и выбранным эталонным методом.

Матрица длительности нагруэос приведенная в таблице А.8. может быть трансформирована в векторную форму !*,. содержащую просуммированное время или сумму циклов для каждого уровня нагрузки L,. Рисунок 18 показывает пример установленного в циклах за уровень распределения длительности нагрузки.

Описываемая нагрузка должна быть четко определена е соответстезы с системой координат и выбранным эталонным методом.

Натру*» iJauHowwanman ««грузка Мх

Число кркпоа 1000000^1—

11 * ^    щ » I Р

-1.27 -1.07 -0.87 -0.67 -0.46 -0J6 -0.06 0.14 0.34 0.56 0.7S 0.96 1.15 1,36 1.65 1.76


Рисунок 18 — Пример распределения нагрузки вращения (LRD) Таблица А.6 — Пример распределения дгастелы-юсти нагруэш (LDD)

Отношение ярутщцего момента (к номинальному)

время

под нагрузкой

Отношение крутящею момента (к номинальному)

время

под нагрузкой

1.67

0.04

0.45

7730.0

1.59

0.03

0.38

10200.0

1.51

0.02

0.30

13100,0

1.44

0.69

0.23

14500.0

1.36

3.10

0.15

15000.0

1.29

26.6

0.08

13700.0

1.21

316.0

0.00

15100.0

1.14

2730.0

-0.08

8.07

1.06

9480.0

-0.15

3.84

0.98

12000.0

-0.23

5.22

0.91

9300.0

-0.30

1.37

0.83

8400.0

-0.38

0.29

0.76

7490.0

-0.45

0.44

0.68

6540.0

-0.53

0.89

0.61

6420.0

-0.61

0.67

0.53

8090.0

А.4.5 Описания предельной нагрузки

Предельные нагрузки должны быть представлен а матркщах. которые показывают величину одной составляющей нагрузки и одновременно уровен и предполагаемую фазу другой составляющей нагрузки в момент времени t когда возникает предельная нагрузка. Пример с 10 наихудшими вариантами нагрузки для одной составляющей нагрузки Мл (в этом примере) приведен в таблице А.9.

Таблица А.9 — Пример матрицы предельной нагрузки

Порядок

«к —

",

F

9

пя

DLC

1

У,

шИ ш

кНн

шН ы

■Н

кН

КИ

мим*'

С

1

2

3

4...

Так как другие составляющие нагрузки достигают своего относительного максимума в рахое время, подобные таблицы следуют предоставлять для каждой составляющей нагрузки.

Аннотирование временные ряды могут быть поставлены как предназначен для дальнемыего описа-►мя события предегъной нагрузки и подразумеваемые фазовые соотношения между составляющими нагрузки.

Приложение Б (справочное)

Обзор проектирования и производства редуктора

Б.1 Введение

Настоящее приложение покрывает важные ненормативные аспекты проектирования и производства шестерни.

Б2 Проектирование редуктора

Б-2.1 Компоновка коробки передач

Могут быть установлен требования по компоновке шестерен внутри корпуса.

Б2.2 Погрузочные отверстия

Все большие валы должны иметь приспособления для погрузки, такие как отверстия кли резьбовые отверстия. рассчитанные для хомутов игы болтов с проушиной для подъема. когда есть достаточ-ю материала между внутренним диаметром и диаметром высверленного отверстия шестерни.

Б.2-3 Соотношение размеров

Соотношение размеров, определяемое как отношение общей ширины зубчатого еениа Ь к детытельному диаметру шестерни d,. показывает, как зубчатая передача реагирует на разрегулировку. Для достижения хорошего распределения нагрузки на прямозубое цитмндричесхое зубчатое колесо и косозубое щшждрическов зубчатое колесо соотношение размеров должно быть меньше, чем 1.25. Для двойных косоэубых домндртесхих зубчатых колес соотношение размеров должно быть ме«ше. чем 2.0.

Б2.4 Смещение исходного контура

Смещение исходного контура используется для:

•    предотвращения зарубки;

•    балансирования удельного скольжения:

- балансирования температурой вспышки.

•    балансирования усталостной стойкостью при работе на изгиб:

•    предотвращения сжатия верхней гранат зуба.

Смещение исходного контура должно быть достаточно большим для предотвращения зарубки и достатмю малым для предотвращения сжатия верхней грани зуба. Для ускорительных шестерен ветровой турбины обычю наилучшим вариантом конструкции является смещение исходного контура для балансировки удегыюго смещения.

Б.2.5 Толщина обода планетарного зубчатого колеса

Толиаша обода планетарного зубчатого колеса должна быть эквивалентной, сак минимум. 3 модулям эуб-1 итого эаиеплемия. Должны быть рассмотрены прочность обова и зуба и риск смещения внешнего когчце псщ-шилника.

Б.2.6 Шероховатость поверхности зуба шестерни

Шероховатость поверхности зуба — однет из важнейших факторов, вгмяющих на риск точечного вькрашиаа-нмя. Табгмца Б.1 обеспечивает рекомендованные максимальные значения для средней производственной шероховатости поверхности Ra. которая (по опыту) дает доказанное снижемте риска точечного выкрашивания.

Таблица Б.1 — Рекомендованная шероховатость поверхности зуба шестерни

Шестерня

йш. мм

высокоскоростные шестерни и шестерни

£ 0,7

промежуточные швстерш и шестерни

£ 0,7

низкоскоростные шестерни и шестерки

£0.6

низкоскоростные солнечные и планетарные передачи

£0.5

Б.З Чистота сборки коробки передач БЛ.1 Чистота

Условия сборки коробки передач должны быть чтстыми с мелью минимизировать исходное повреждение поверхностей подимпника и шестерни в процессе начального производства, что мажет произойти из-за частичного загрязнения, которое аккумулируется в коробке передач в промессе сборки.

Следующие рекомендации дм применительно к условиям сборки коробки передач, хранению и переноске

•    корпусов:

•    шестерен и шестерней:

•    подшипников и уплотнений:

•валов:

•    элементов оютем смазки и обогрева/охпаждечтя. таких как насосы, трубы, шланги, фитинги, теплообмен-мам и другие связанные с жидкостями части, клапаны, рэспыттельные сопла, коллекторы и поддоны масла для подшипника.

Все методы и процедуры должю приводить к минимизации потенциальных источников твердых эагряэюн гелей.

Б.3.2 Специализированная зона очистки

Все элементы должчк быть очищены перед сборкой в зоне, отделенной от зоны сборки. Подшипники должны быть взяты напрямую из упаковок производителей.

Б.3.3 Хранение и переноска

Элементы должны быть доставлены в сборочную зону в чистом состоянии. Это включает конечную промывку внешни поверхностей и пропуск чистого фильтрованного масла по всем элементам системы смазки.

Как минимум, эти перечисленные элементы долдо-ы быть очинены. упакованы, завернуты и запасены так. чтобы пыл». грязь и частицы не осаждались на или в эти элементы. В случае с единичными частями систеьм смазки, такими как насосы, грубы или шланги должны бьлъ обернуты или закупорит.

Б.3.4 Специализированная зона сборки

Зоны сборки коробки передач — это производственные зоны для единичных частей и зон очютки. Они должны быть установлены способом, е котором загрязнения от других производственных зон предотвращены.

Примеры потечдиэльих мер для предотвращения загрязнений:

•    предотвращение распределечю загрязнения:

•    регулярная о-мстка попов, кранов, транспортных средств и других инструментов;

•    пригодная «мстота поверхности в сборочных зонах.

Б.3.5 Пршямуутпти11М1 ткмфьлме

Должно быть гарантировано, что загрязнение предотвращено при эчачиге/ъных остановках в процессе сборки коробки передач. Оно должно быть предотвращено оборачиванием иш покрытием коробки передач и/или элементов коробки передач.

Б.3.6 Проверка чистоты

Для гарантирования чютош в зоне сборки должен иметь место продолжительный установлений процесс. План качества производителя коробки передач должен полностью описъезтъ контроль, инспекцию и действия по поддержке частоты.

Приложение 8 (справочное)

Рассмотрение проектирования подшипника

В.1 Предварительный выбор подшипника

Базовый расчетный ресурс Ll0. млн об. определеч-ый в соответствии с ГОСТ 1885S или каталогом производителя подшипника, может быть использован для лредеаритегъного выбора подимпнжов в процессе проектирования коробки передач. Этот стандартизированный метод расчета динамически нагруженных рогмкоаых под-имгмикое основывается на эквивалентных нагрузке, скорости, номинальной динамической нагрузке подшипника и упрощемых допущений распределения нагрузки. В тэблтю В.1 приведены рекомендованные минимальные значения базового расчетного ресурса Low **• для процесса предеаритегъного выбора подшипника. Значения базового расчетного ресурса L*10, ч. рассчитывают по формуле

1'» -    ГО

Правило Майнера должно использоваться для комбинированных нагрузок и скоростей, приведенных в спектре нагрузки поставляемым производителем ветровой турбюы. Экспонента срока службы р равна 3.0 для шариковых подшипников и 10/3 для роликовых подшигммов.

Таблица В.1 — Справочные значения для базового показателя срока службы для предеаритегъного выбора подшипника

Позиция подшит» чка

Диапазом скорости я

Рмомемдоааииый базовый расчатмый срок службы t,„ ■ часах

высокоскоростной вал

150000 — 430000

30000

высокоскоростной промежуточный вал

25000 —220000

40000

низкоскоростной промежуточный вал

10000 — 60000

80000

промежуточная солнечная передача

10000 — 60000

80000

промежуточная планетарная передача

20000 — 150000

80000

низкоскоростная промежуточная передача

10000 — 60000

100000

низкоскоростной вал

5000 — 15000

100000

Примечания

1    Эти справочные значения были полуюты из огыта с современный конструкциями коробок передач, в которых индекс скорости n-Dfiw, смежается в установленном диапазоне.

2    Справочные значения применяются для подшипников, выполнемых из современной, широко используемой. высококачественной упрочненной стали для подшипников, в соответствии с хорошим производственным опытом и а основном традициомюй конструкции, что касается формы контактной поверхности роликовых элементов.

3    Значения а этой таблице верны для расчетного срока службы в 20 лет и должны быть уточнены для конструкций с различным расчетным сроком службы.

4    Обычно не существует доступного значения эквивалентной нагруэси для входного вала.

В.2 Метод снижения нагрузки ячейки

В .2.1 Цель

Настоящее приложение предлагает разные методы для снижения числа ячеек в данном спектре нагрузки. Необходимость снижения числа ячеек и применяемый метод должны быть согласованы между производителями подшипника, коробки передач и ветровой турбины. Снижение числа ячеек должно быть поддержано анагм-эом неопределенностей, для гарантирования того, что метод позволяет осторожно оценить срок службы подшипника.

Методы, представлен ■ ыо здесь, применимы тогъко для подшипников, которые преимуществен*» нагружаются реэутъгирукндоми силами от крутящего момента ротора. Это относится к богъшинству подшипников коробок передач, но существуют и исключения. Примером такого искгьочения может быть такая конструкция ветровых турбин, где входной вал передает другие моменты и сигы от главного вала и ротора. Далее методы, пред ставленные здесь, игнорируют другие воздействия, таюге как вибрации игы вес элементов, для упрощения.

В.2-2 Объединение соседних ячеек нагрузки

Самый простой способ уменьшить число ячеек — это объединить ред соседних ячеек, как показано на рисунке 19. При применении этого метода нагрузка омженной ячейки должна быть максимальной нагрузкой исходной ячейки нагрузки, не рекомендуется использовать менее, чем 20 ячеек нагрузки. Размер шага нагрузки, который определяет ячейку, необходимо сохранять неизменным. Число ячеек, которые объединяется вместе. необязательно поддерживать постоянным.

Рисунок 19 — Уменьшение нагрузки ячейси объедмюкием соседних ячеек нагрузки


Число циклов п, и уровень нагрузки R, ячеяси / в уменьшаемом спектре нагрузки рассчитываются по следующим формулам:

я/ = £fti ;    (23)

Р, = maxj’ln №)•    (24)

где г » (л /л) — ячейки исходного спектра, объединяемые в / ячеек сниженного спектра нагрузки:

Р/ — уровень нагрузки у-й ячейки смекаемого спектра нагрузки:

Я, — уровень нагрузки нм ячейки исходного спектра нагрузки. л/ — «мело циклов /-й ячейки снижаемого спектра нагрузки: л, — «мело циклов г-й ячейки исходеюго спектра нагрузки.

В^З Средне«оешомая на грузка

Этот метод снижения числа ячеек использует правило Майнере для определения средневзвешенной нагрузки для каждой ячейки снижаемого спектра. Такая же экспонента срока службы используется в расчетах базового расчетного срока службы ^ согласно с [21].

Число ячеек снижаемого спектра должно быть не менее 20. Число ячеек, которые объединяются, не требуется поддерживать постоянным.

Число циклов л, определяется по формуле (23). а уровень нагрузки Pf /-й ячейки снижаемого спектра нагрузки рассчитывается по следующему уравнению:

и»


(25)


«г)

V

где / = [п _ ш] — ячейки исходного спектра, объединяемые в / ячейки енккемюго спектра нагрузки:

Я( — уровень нагрузки j-и ячейки смежаемого спектра нагрузки:

Я, — уровень нагрузки нм ячейки исходного спектра нагрузки:

Лу — «мело циклов /-й ячейки смекаемого спектра нагрузки:

л, — «мело циклов г-й ячожи исходного спектра нагрузки;

р — экспонента срока службы, используемая в расчетах ресурса подшипника.

8.2.4 Средневзвешенный срок службы

Методы, описанные в 8.2.2 и В.2.3. подводят итог устаноелемюй экоюнемакагъной связи между уровнем нагрузки и снижет мом срока службы отдельной ячейки. Однако модифицированный базовый расчетный

ресурс L__согласно [21] — это функция локального давления в комбинации с параметрами загрязнения и

смазки ес и к. Это означает, что ячейки с большей нагрузкой изнашиваются пропорционально быстрее, чем рассчитано в соответствии с представленными методами. Это может привести к превышению оцемси расчетного ресурса по сравнению с детагъным анализом ячейки за ячейкой.

Метсо средневзеешемюго ресурса для оыжения спектра производится негмнейно с учетом примвнемтя высокого разрешения снижаемому слектру нагрузок, где расходуется бсгъшая часть ресурса, и низкого разрешения для низких нагрузок, где расходуется малая часть ресурса. Расход ресурса отдельной ячемси спектра нагрузки рассчитывается:

\

СЦ =


Р?-п,

£<р^>

)-Я


100


(26)


где CLI, — снижаемый индекс срока службы ьй ячейки спектра нагрузки. %:

Р, — уровень нагрузки ы* ячейки спектра нагрузки: л, — число циклов i-й ячемси спектра нагрузки: т — число циклов спектра нагрузки:

р — экспонента срока службы, используемая в расчетах срока службы подиыптка.

При надлежащем применении следующих шагов этого метода может быть достигнута высокая точность (по сравнению с использованием исходного спектра нагрузок ячемш-за-мюйкой) уже примерно при /п. равном 10 ячейкам. Применение следующих шагов рекомендуется, когда время расчета энэчитегъно. например когда используются усовершенствованные модели для рассмотрения паромом ых состояний подшипника.

Первая ячейка j = 1 омжаемого спектра нагрузки суммирует цмслы всех ячеек с обратной нагрузкой по сравнению с исходным спектром нагрузи. Уровень нагрузки этой ячейки должен быть установлен максимальной обратной нагрузкой. Ячейка / = 1 должна быть утверждена в снижаемом спектре, даже а случае разделения времени или сниженного ждекса срока службы этой ячейки (почти ноль).

Последняя ячейка j - т снижаемого спектра нагрузки вкгеочает максимальный эксллуатаииомшй крутящий момент, например, наиеысшую ячейку LDO или LRD Уровеж нагрузки згой ячейки должен быть установлен как максимальный эксплуатационном крутящий момент. Ячейка j = т должна быть утверждена в снижаемом спектре, даже в случае разделения времени игы сниженного индекса срока службы этой ячейки (почти ноль).

Снижаемый индекс срока службы СИ рассчитывается для каждой ячейки исходного спектра нагрузки. Затем ячемси суммируются так. чтобы CU каждой ячейки снижаемого спектра нагрузки был менее чем 25 %. Если несколько отдельных ячеек исходного спектра нагрузки уже превышает этот гымиг. эти ячейки должны быть напрямую трансформированы в снижаемый спектр. 8 этом случае должно быть рассмотрено тогько точное разрешение исход-юго спектра нагрузки.

Одна ячейка снижаемого спектра должна включать номинальную механическую нагрузку. Снижаемый индекс срока службы CU (для этой отдельной ячемси) должен достигать максимума.

Ячемси с большими и меньшим* нагрузками объединяются так. чтобы снижаемый индекс срока службы постоянно снижался для обеих сторон, как показано на рисунке 20.

Разделение времени должно постоянно снижаться от нулевой нагрузки до максима/ъной эксплуатационной нагрузи, как показано на рисунке 21. Два вышеупомянутых критерия относительно смежаемого индекса срока службы CU должны иметь бйгъшую важность, чем распределение разделения времени.

Рисунок 20 — Снижаемый показатель разделения времени {CU)


Рисунок 21 — Распределение срока службы

ifcfcno циклов л, определяется согласно формуле (23). а уровень нагрузки Pf j-й ячейки снижаемого спектра нагрузки рассчитывается по следующей формуле

\Vp

X(pf •«>)

(27)

/

где [л ... m) — ячейки исходного спектра, объединяемые в j ячеек снижетого спектра нагрузки:

Pf — уровень нагрузки j-й ячейки снижаемого спектра нагрузки:

Р, — уровень нагрузки нй ячейки исходного спектра нагрузки:

Л| — число циклов /-й ячейки снижаемого спектра нагрузки: л, — «мело циклов ьй ячеюш исходного спектра нагрузки:

р — экспонента срока службы, используемая в расчетах срока службы подшипника.

Эквивалентная скорость лм,, нагрузки ячейки j должна быть средневзвешенной скоростью для каждой исходной ячейки i с соответствующим разделением времени пчожи LDO или LRD.

Если оцененный снижаемый «щеке срока службы CLI существенно отклоняется от потребления срока службы, рассчитанного в итоговых расчетах по (21]. снижение спектра нагрузки должно быть пересмотрено до достижения лучшего схождо! мл.

В.З Упрощенный расчет контактного напряжения подшипника

В.3.1 Цель

Настоящее приложение обеспечивает упрощенным метод расчета максима/ъного контактного давления в сферических, цилиндрических и конусообразных радиальных роликовых подшилwteax (SRB. CRB. TRS). эксплуатирующихся без натяга. Для тороидальных подшипников (TORB) должна быть использована негодно SRB. Этот метод предназначен не для замещения расширенных расчетов срока службы подшипника, а скорее для создамся представления о том. что расширенные методы являются специализированный для производителя подшипника. Высокотдыые методы расчета контактного напряжения описаны Reusner (1977). Hartnett (1980) и DeMul (1966).

В.3.2 Влияющие факторы

Метод определяет три фактора, описывающих распределение нагрузки в подшипнике к, К„ и Кк. Из-за двояковыпуклого контакта самое богъиюе контактное давление возникает в контакте ролика с внутренним когь-цом. Этот метод доступен тогъко контакта внутреннего кольца с роликом и подшипников со стальными роликаьм и кольцами.

Метод обеспо моает первое приближгмю для ключевых факторов и результирующего контактного давления. На практике дополнитегьные влияющие факторы включают микрогеометрию подшипмжа. систему поддержки жесткости и тип подшита мка. Этот метод не применяется, если модификащы роликов и беговых дорожек лпгтятпчыы лпя пролптярящгчип яыткгих KfvaeekiK кпигхгыкк напряжен ьы

В.3.3 Процедура

В.3.3.1 Эквивалентная нагрузка подшипника

Основываясь на действующей радиальной нагрузке F, и действующей осевой нагруэсе Fa. определяется эквивалентная нагрузка Ра- Используются статические коэффициенты Х0 и У а- описывающие связь между примененными нагрузками и максимальным напряжением, без добавления дмчамичеоих факторов:

P0 = X0-F,+ Y0 F,.

P<aBF, естwXo-F,*Y0FaSFr.    (28)

ще Ff — максимальная радиальная нагружа. Н;

Рл — максимальная осевая нагрузка. Н:

Хо — гоэффтиенг статической радиальной нагрузки, см. по таблице В.2;

У0 — коэффициент статической осевой нагрузки, см. по табпмэе В.2.

Таблица В.2 — Коэффициенты статической нагрузки для радиальных подшипжков

Тип раздельною подшипника

Однорядный ПОДШИПНИК

Двухрядный подшипник

*0

X,

сферический роликовый подшипник

0.5

0.22-сtg cto

1.0

0.44-cfg Оо

цилиндрический роликовый подшипник

1.0

0

1.0

0

конусообразный роликовый подшипник

0.5

0.22-cfg cto

1.0

0.44 -ctg dp

В.3.3.2 Максимальная нагрузка роликового элемента

Комбинированная внешняя сила Р0 распространяется на ряд рогисовых элементов, создавая статически неопределенную опорную систему. Основываясь на методах, описанных в {47]. распределение нагрузки мажет быть определено взаимным смещенном колеи и расчетом соответствующей деформации роликовых элементов. Максимальная нагрузка одного ролика для беззазорного подшипнмса составляет:

Z-СОбССо


■к.


(29)


где к — коэффициент распределения нагружи для максимально нагруженного ролика. Он рассчитывается из соотношения

А=0£совхо_    {30)

где к = 4,06 при нулевом внутреннем зазоре и 180* зоне нагрузки. Рисунок 22 показывает к для различных уровней внутреннею радиального зазора G„ к зависит от соотношения

С*


(31)

Рисунок 22 — Влияние зазора и натяга на распределение давления в радиальных рошковых подшигмисах (согласно |47])


Упругая постоянная С* рассчитывается по формуле

(32)


С* = 26200 • (L,e)° ".

где L»,, — эффективная дляна ролика, мм:

Z — число рогмеовых элементов в ряде подшит вша;

G, — тутренмм радиальный зазор в собранном состоянж. мм.

Переменная G, должна быть больше, чем ногь для предотвращен*» числовой нестабильности. Низшая граница на практике — G, = 0.0005.

Аппроксимирующая кривая для к для радиальных подшипников. эксплуатирующихся с зазором, определяется по формуле

.0.7911

к = 4,05 + 0.3209


(33)

Рисунок 22 распространяется на радиатыые подшипники с контактным утлом Oq. эквивалентным нулю. Внедрение 0(| а уравнение и замещемю радиальной нагрузки F, на комбиьмрованную эквивалентную нагрузку Робеспечивает обиам случай

* = 4.05 ♦ 0.3209



■о


(34)


С известными упругой постоя!ней CBt и коэффициентом к. формула (34) позволяет рассчитывать нагрузку на максимально нагруженным роликовый элемент по формуле (29).

В.3.3.3 Коэффициенты контактного давления

Рисунок 23 отображает рассматриваемые проекции и определяет номенклатуру подстрочных индексов уравнений. Обратите внимание на то. что выпуклые кривые — положительные, вогнутые кривые — отрмдоегъ-ныв. Кэсамо S — это отношение радиуса кривизны внутреннего кольца к радиусу кривизны ролика, оба на общем виде 2 по оси роликового элемента, см. формулу

s = i2.ato.    (35)

Значение 5 по определенно больше игм эквивалентна ед*ыице. Стэндарпые значения для справоч»ых геометрических параметров для общих конструкций подшипников, приводящих к значениям S между 1.03 и 1.06. приведены в [21]. Реальная конструкция подшилжка может отклоняться от этих стандартных значений вплоть до 5 s 1,01. Для предотвращемя численной нестабильности минимальное значение S устанавливается эквивалентный 1,001.

А — общи* вид 1 В — общи* вид 2 С — Твоо 1 D - Terra 2


Рисунок 23 — Номенклатура кривых подшипника

Формулы с (36) по (43) позволяет рассчитать коэффициенты кривиэы для точки и ямы контакта:

Рп = ^:

(36)

Ртз = 0-

(37)

p,2 = -p,2S:

(38)


для CRB и TRB; для SRB:

CO* * = (Ри'Рч*?»"?»)

(44)


^-йроан

где S — точка контакта внутреннего кольца.

Dp* — внешний диаметр шариковой или роликовой установки, мм.

D* — диаметр шарика или ролиса. мм:

Оо — номинальный контактный угол подшипника, град.

С коэффициентами кривизны и суммарными коэффициентами (Хр^о** и -Pin*), требуется рассчитать коэффициенты Hertzian для подсчета напряжения. Значения у и у в табличной форме согласно [47] являются функцией от cos т. Уравнения с (45) по (48) описывают аппроксимацию этих значегмй: есгы cos т > 0.87, то

у » 1.396748 - cost064SS42-(1 - cos т)*° Э7Э99.    (45)

иначе

(46)

(47)


Р21 =


COSOo


-CL


для CRB и TRB: для SRB:


pa-0:


Й22 =


-2


cos:


Epponr = Pl1 *Pl2 + P21 *P22-£рдл« = Pl1 + Pil •


(39)

(40)

(41)

(42)

(43)


ц = 5.6864 - cos г4 - 6.0607 • cos т3 + 2.7985 • cos т2 + 0.35289 cos т + 1.005: есгы cos т > 0.87, то

у* 0.683241 cos т04 • (1 - cos т)*° т343.

иначе

v = -0.30365-cos х3 * 0.373719- cos т2 - 0.67694 • cos т *1.0014.    (48)

С известными значениями ц и v размеры контактного эллипса Hertzian, представленные на рисунке 24. могут быть рассчитаны:


8.3.3.4 Контактное давление

Максимальное контактное давлете в SRB рэссчитъеэется для эллиптической контактной зоны, учитывая касание. Максимальное контактное давление для CRB и TRB рассчитывается для линейной контактной зоны, модифицированной эмпирическим коэффициентом, который вычисляет осевую выпуклость роликов и беговой дорожки внутреннего кольца.

Формулы (51) и (52) огмсъеают нерегулируемое контактное давление в соответствии с (47):

= 270    т?7


(51)


(52)


Для шариковых лодимпников максимальное контактное напряжение может быть аппроксимировано из статического коэффициента безопасности Sg:

Ро = 4200-Wmm3- S„ 3 .    (53)

В.3.3.5 Коэффициент разрегулмроеки К*

Для долицдричесжих и конусообразных шариковых лодшигьшшв. на контактное давление влияет разрегулировка беговых дорожек, представленная утлом наклона вала 8^. К* устанавливается единие для сферических роликовых подшигмесое. которые свободно поддаются разрегулировке.

если L+, Ют < 1.3 то

= 0.00105- 8? + 0.00406-в,. + 0.9986.

(54)

иначе

К» = 0.0042-в? - 0.0092-8* + 1.013.

(55)


где 6L — наклон разрегулировки вала в дуговых минутах.

Кф равен едм-мце для сферических роликовых подшипников, для других типов подшипников — единице или больше.

В.3.3.6 Коэффициент округления Cj

Еслм рассчитанная длина контактной зоны 2а (потая длина эллипса — рисунок 24) превышает эффективную длину ролика L^,, то контактная зона округляется. Это рассмотрено в расчете максимального напряжения как коэффициент округления Сг. Формула (56) обеспечивает аппроксимацию этого коэффициента


Если длина контактной зоны эллипса 2а (полная длта эллипса — рисунок 24) меньше, чем эффективная длина рогмка L^. то Ст устанавливается за единицу.

В.3.3.7 Отношение максимального к мимшальному линейному контактному давлюнию

Отношение максимального к шеимэльному линейному контактному давлгенмо для CRB и TRB было установлено эмпирическими испытатели к. чи расчетами в соответствии с [21] для диаметров внутренних колец под-шитыикое между 60 и 500 мм и контактных напряжений между 800 и 2500 Мла. Уравнение (57) приводит аппроксимирующую зависимость этих испытательных расчетов

К* = 1 + З185^р1)пв)',э633.    (57)

Максимальное контактное напряжение для SRB может быть рассчитано с использованием формулы эллиптических контактных зон. В этом случае Копределяется по формуле (58)

#С. = -EL в £l£l .    (58)

PhM Рич

8.3.3.8 Расчет контактного напряжения

Максимальное контактное напряжение это ранее рассчитанное контактное давление для линейной контактной зоны рцп> с учетом коэффициентов К* и К*. описанных выше

= Kje'Km'Pun*-    (59)

me pmax — максимальное контактное напряжение. Мла:

Kfe — отношете макошального контактного давления к контактному давлению при лю юйном контакте без разрегулировки;

— отношение максимального контактного давления с разрегулировкой к максимальному контактному давлению без разрегулировки.

В.4 Расчет толщины пленки смазки

Толщина плеио* смэжи имеет решающее влияние на производительность и надежность рогыкоеых элементов подшипников. Для расчетов ресурса в ГОСТ 18855 и [48] содержит эмпирическую аппроксимацию, подхо-дшдую для большинства коммерческих смазок.

Ест используются альтернативные смазки, то следующие методы могут быть приметмы при аппроксимации действительной толщины пленки с этими смазками, так как экспериментальная проверка реальной топцины пленки затруднена.

Существует множество методов, которые быт разработаны для расчета толщины пленки для подшиты-кое с ролнювыми элементам*. Они зависят от типа контакта, лю юйного или точечюго. расположены контакта и минимальной или средней толщины. Не существует постоянного множества уравнений, которые используются всеми производителями подшипников. Большинство современных ветровых турбин используют линейные контактные подшипники (например. TRB. SRB. CRB) и некоторые точечные контактные подшипники (например. 0G6B). Титчное поле зацепления (в зубчатой передаче) DGBB имеет осевое поле зацепления, которое близко к линейному контакту. Поэтому здесь рассматриваются только линейные контакты.

Целью настоящего пункта является объяснение оценки и сравнены относительной вязкости и толщины пленки смазки подшипника, оттчэющихся от синтетических и uwepamwx масел.

Расчет к по [48] допускает типичные эначотя коэффициента вязкости давлемы минеральных масел. Многие коробки передач ветровых турбин сейчас используют синтетические масла, которые имеют разные значения вязкости давления. Разница может повлиять на расчеты толирьш пленки.

Согласно [48] не обязательно учитывать разницу между минеральными и синтетическими маслами, так как больший индекс вязкости синтетических масел компенсируется большим коэффициентом давление-вязкость. Поэтому одинаковая толщина пленки образуется при разных эксплуатационных температурах, ест оба типа имеют оджаковую вязкость при 40 *С.

В [48] к определяется как отношение между действительной кинематической вязкостью v и справочной кинематической вязкостью у,;

Отношение толщиш пленки h к шероховатости сложной поверхности. Л. определяется по следующей формуле


(61)

где S* — среднеквадратическая вязкость беговой дорожки:

See — среднекзадратичесхая вязкость роликового элемента.

(48] предлагает следующую связь между Лик:

(62)


к-Л1-3.

Эта связь получена из уравнены Доусона и Хигпысона для линейного контакта:



(63)

(64)


лдеЕ*» —E-т-. 1-42

и далее

(65)

Для анутретей бегущей дорожки толщина пленки рассчитывается.

(66)


R=^-( 1-Y):

Г =


Dm сова


(68)


Для того, чтобы связать к для синтетических и ьмнеральюх масел, можно воспользоваться следующим уравнением

*У"


( \ t*r'

-d ■


(69)


ще х — экспонента G в уравнении тогсцикы пленки; у — экспонента Лек — Л ураанемш.

Комбинируя уравнение Доусона и Хиггинсона для линейного контактного напряжения (см. формулу (62)) и:

ХгЦ

И>ЧГ»1 )


= * I Л

то относительная толщина пленки к для синтетических масел может быть аппроксимирована как

\6.7


(70)


**и»


=*(^4

V ’^ЯЧЛвГ»! /


(71)


В.5 Документация характеристик подшипника

Характеристик подшигмика. как описано в 7.3.7. генерируют широкое разнообразие данных, которые могут быть трудны для оценки. Приложение Ж предлагает стандартный формат отчета для таких расчетов.

В.6 Тилы подшипников

Руководство по выбору подходящих типов подшитым» и расположению подшипника в коробке передач ветровой турбины приведено в таблицах В.З—В.6. Эти руководства не должны заменять детальный анализ каждого подшипника и расположение подшипника в процессе фазы проектирования. Особое внимание следует уделить использованию типов подшипника и их расположения, не показанных ихн не описанных за неимением опыта.

Титы подшигыжов. приведенные в таблице В.З. могут поддерживать радиалыые или двусторонаю осевые нагрузки, например комбинированные нагрузки, действующие одновременно.

Тигы лодшигмшов. природ энные в табгьвце В.4. могут поддерживать радиагъные и одностором-ме осевые нагрузки, действующие одновременно, и могут использоваться упорные подшипники в комбинации с дополют-тегьным подшипником для поддержки осевой нагрузки в двух направлениях или использоваться как попереюю-улооный подшипник.

Тигы подшигмткое, показанные в таблице В.5, могут поддерживать тогъко радиальные нагрузки. Они могут использоваться как неупортые подшипники или испогъэоваться в комбинации с дополнителыым подшипником для поддержки осевой нагрузки. Внешнее и внутреннее кольца должны быть закреплены а осевом направлении в их опорах.

Тигы подшипников, показанные в таблице В.6. поддерживают осевые нагрузки. Они должны использоваться только в комбинации с дополнительным подшипником для поддержки радиалы-ых нагрузок. Дополнитегъ-ш подшипник должен быть радиальным подшипником для избегания разделения осевой нагрузки. Должно быть заверено, что осевой подшипюак сам не разделяет другие радиальные нагрузки, например, обеспеченном зазора в радиальном направлении со стороны в не ихнего кольца или соответствующим внутреннем зазором подшипника. Надлежащие меры должны быть приняты для предотвращения поворачивания внешнего кольца, например, шпилькой.

Таблица В.З — Тигы подшипников для комбюирооз! ■ ых нагрузок с осевыми нагрузками в двух направлениях

Тип

Аббревиа

тур»

Об шее описание

Символ

Нагрузка

Сферический

роликовый

подшипник

SRB

Высокая грузоподъемность и способность к разрегулировке SRB может быть преимущественной для коробок передач ветровых турбин. Распределение внутренней нагрузки и перемещения под разными и быстро меняющимися эксплуатационными условиями должны быть тщательно проанализированы.

вв

Т MR

Аббревиа

тур»

Общее описание

Символ

Нагрузка

Цилиндрический роликовый подшипник

Двойной

цилиндрический

роликовый

подшипник

CRB

NUP и NJ+HJ конструкции

DRCRB

Этот тип псвшипнмса может предоставить легкость по удержанию только осевых нагрузок. Болев того, отношение FJF, должно быть нагим. Следует избегать быстро меняющихся нагрузок. NUP и NJ ♦ HJ типы могут быть использованы как упорные подшигмеси. если необходимо уделить внимание предотвращению разбалтываемое™ между подшилмжое и HJ кольцом.

Если выбран ладшигмж для поддержки осевой нагрузки, та прочность фланца внутремего кольца должна быть точно оценена из-за усталости при изгибе и ударной нагрузки, а также рассеяния тепла. Верная поддержка фланца хорошо спроектированным торцом обязательна.

Если позволяют требуемые параметры. CRB с обоймой должны являться предпочтительней, чем FCCRB.

ПРИ

§

Двухрядный полнокомплектный цилиндрический роликовый подшипник

DRFCCRB

Износ из-за контакта роликов друг о друга может ограничить срок службы полнокомплектных подшипников. поэтому они должны использоваться в особых случаях.

Полнокомплектные подшипники должны быть выбраны только там. где центробежные силы не существенно способствует контактным силам между роликами. Если возникают существе иные контактные силы, го необходимо рассмотреть другие подшитики.

Если подшитик выбран для поддержки осевой нагрузки, то лротостъ фланца внутретего хогьиа должна быть точно оценена в отношении усталости при изгибе или ударной нагрузки, а также рассеяния тепла. Верная поддержка фланца хорошо елроектировэтым торцом обязательна.

ES

• !

Двухрядный

конический

роликовый

подшипник

DRTRB

Для двухрядных или спарен их однорядных конических роликовых подшипников установка подходящего зазора или натяга (отрицательный зазор) неотъемлема для необходимой производительности. Зазор или натяг (отрицательны») зазор) мажет быть сделан разнимыми методами или с использованием предварительной сборки спаренных подшипников с распорками. Эксплуатационные условия е спектре нагрузки должны быть рассмотрены при определении установки оптимального зазора или натяга (отрицательный зазор).

S&S

>

Ые

4

Окончание таблицы В.З

Т MR

Аббревиа

тур»

Обще* описание

Символ

Нагрузка

Глубоко

заглубленный

шариковый

подшипник

DGB8

Применимость этого типа подшипников может быть огрантена его возможностями по несущей нагрузочной способности.

3Z

В

в

Двухрядный шариковый подшипник с косоугольным примыканием

DRACBB

Применимость этого типа подшипников может быть ограничена его возможностями по несущей нагрузочной способности.

щ

дя

ш

Таблица В.4 — Типы подшигмикое для комбинированных нагрузок с осевыми нагрузками в одном направлении

Тип

Аббревиа

тур»

Общее описание

Символ

Нагрузке

Цилиндри

ческий

роликовый

подшипник

CRB

NJ и NU+HJ конструкции

Этот тип подшипника обеспечивает удержание только осевых нагрузок. Более того, Fa IF, отношение должно быть малым.

Следует избегать быстроменяющихся нагрузок. Если выбран подшига-мк для поддержки осевой нагрузки, то прочность фланца внутреннего кольца должна быть точно оценена в отношезми усталости при изгибе и ударной нагрузки, а также рассеяния тепла. Верная поддержка фланца хорошо спроектированным торцом обязательна. Если позволяют требуемые параметры. CRB с обоймой должны являться предпочтительней, чем FCCRB.

д

V

й

а

Полнокомп

лектный

цилиндри

ческий

роликовый

подшипник

Двухрядный

полнокомп

лектный

цилиндри

ческий

роликовый

подшипник

FCCRB NJG и NCF

конструк

ции

DRFCCRB

Полнокомплектные подшипники ислогъзуются в одно- и двухрядном исполнениях.

Иэюс из-за контакта роликов друг о друга может ограничить срок службы полнокомплектных подшипников. поэтому они должны использоваться 8 особых случаях.

Полнокомплектные подшипники должны быть выбраны только там. где центробежные силы не существенно способствуют контактным силам между роликами. Если возникают существенные контактные силы, то необходимо рассмотреть другие подшитики.

Этот тип подшипника может обеспечить удержание только осевых нагрузок. Более того, отношение Ft IF, должно быть малым.

Если выбран подшиг*-мк для поддержки осевой нагрузки. то прочность фланца внутреннего кольца должна быть тщатегъно оценена из-за усталости при изгибе и ударной нагрузки, а также рассеяния тепла. Верная поддержка фланца хорошо спроектироаажым торцом обязательна.

,

а

Т MR

Аббревиа

тур»

Общее описание

Символ

Нагрузка

Есгм позволяют требуемые параметры. CRB с обоймой является предпочтительней, чем FCCRB.

=

и

SS

Конусообраз

ный

роликовый

подшипник

TRB

Для конусообразных роликовых подшипников соответствующая установка зазора ига натяга (отрмдателыый зазор) неотъемлема для необходимой производительности. Эксплуатационные условия в спектре нагрузки должны быть рассмотрены при определении установки оптимального зазора кгы натяга (отрицательный зазор).

Однорядные TR8 могут быть использованы в поперчено-упорной компоновке только когда внутренний зазор или натяг (отрицательный зазор) установлены с приемлемыми ограничениями в процессе эксплуатационных условий. Для определения приемлемого диапазона зазора, чтобы избежать скогъжение. перегрев и другие эксплузтадоьвгые проблемы, связанные с роликами. должна быть выполнена качественная оценка.

&

i

С7

Шариковый подшипник с косоугольным примыканием

АСОО

Применимость этого типе подшипников может быть ограничена его возможностями по несущей нагрузочной способности.

Ш

В

■ ◄

а

Таблица В.5 — Типы подшипников для строго радиальной нагрузки

Тип

Аббреама-

Общее описание

Символ


тура


Нагрузка


Цилиндрический

роликовый

подшипник


CRB

NU-

конструкция


Этот тип подшипника имеет внешнее кольцо с двумя фланцами и внутреннее кольцо без фланцев. Внутреннее кольцо может удерживать небольшое когегчество масла для предотвращения сухого запуска.





Тип


Аббревиа

тур»


Общее описание


Символ


Нагрузка


Цилиндрический

роликовый

подшипник


CRB

N-

конструкция


(Ч-конструкции могут быть рассмотрев на вращающемся вале или вращающемся внешнем кольце для минимизации проскальзывания роликов на контакте внутреннего кольца в условиях работы при малых нагрузках





Полно

комплектный

цилиндрический

роликовый

подшипник


FCCRB


Износ из-за контакта роликов друг о друга может ограничить срок службы полнокомплектных подшипников, поэтому они должны использоваться в особых случаях. Полнокомплектные подшипники должны быть выбраны только там. где центробежные сиги не существенно способствуют контактным силам между роликами. Если возникают существенные контактные силы, то необходимо принять особое рассмотрение.

Там. где позволяют требуекые параметры. CRB с обоймой должны быть предпочтительнее, чем FCCRB.


I

I


Компактный лодшигмик с выравнивающим валиком


TORS


Осевое смещение внутреннего кольца относительно внешнего кольца вгмяет на радиальный зазор подшигмгка. Это влияние должно быть учтено при выборе расположения.



Таблица В.6 — Типы пооиилникое для осевой нагрузки


Тип


Аббреаиа-

type


Обще* описание


Символ


Нагрузка


Четыре ххон-тактный шариковый подшипник


FPCB6


Знакопеременные осевые нагрузки могут вызвать вибрационные контактные точки и чрезмерный износ обоймы подшипника. Поэтому FPCBB не следует применить при высоких частотах оо знакопеременными нагрузками.



IU


»



i



Т MR

Аббреаиа-

тур*

Общее описание

Символ

Нагрузи*

Сферический

роликовый

упорный

подшипник

SRTB

В соответствии с рекомендациями производителей этот подшипник должен иметь существенную осевую нагрузку при всех эксплуатэ-шюнных условиях

я

р

к

а

Цилиндрический

роликовый

упорный

подшипник

CRTB

В соответствии с рекомендациями проиэво-дотелей этот подшипник должен иметь существенную осевую нагрузку при всех эксплуатэ-доомных условиях

CRTB имеет неблагоприятное проскальзывание и требует особых свойств смазки. Выбранные подшипники должны иметь небольшой средний диаметр и небольшую сеодюнную высоту для минимизации проскальзывания.

и

I-J

Ь

В.7 Расположение подшипников

Шестерни должны быть установлены между подшипниками, исключая солнечную шестерню, в которой используются выступающие шестер*«. Солнеюгыо шестерни должны быть спроектированы без подшипников в целях достижения распределения нагрузки между планетарными передачами.

В компоновке подшип-ыка обычю требуются две основою позиции подшипника, по одному на каждой стороне шестерни, для расположения вала радиально и вдоль оси. Компоновка может состоять из упорных и неупорных компоновок подшипников или из поперечно-упорных компоновок подшипников.

Примеры двух принцигыагьных концепция показаны на рисую:ах 25 и 26.

В.7.1 Упорные и не упорные компоновки подшипюмсов

В упорных и неупорных компоновках подшигммое упорте подшипники обеспечивают радиальный упор и фиксируют вал по оси в двух иаправлеюеи. Поэтому упорный подшипник должен быть зафиксирован со сторон и вала, и корпуса. Неупорный подшигмис. с другой стороны, обеспечивает только радиальную поддержку вала. Также должны быть доступы осевые смешемтя для подгонки длины вала из-за изменения температуры.

Упорна

Неупорный

Упср«ый

Не упорный

Рисунок 25 — Примеры расположений упоршх и неупоргшх подшипнивов


Функция фиксации мажет быть достигнута 8 случаях, если подшипник применим для комбитрованных нагрузок (таблица В.З) или сдвоенными подшитиками, которые могут позволить осевые нагрузки в одном направлении (таблица В.4) в компоновках лицо-к-лицу ит слина-к-спине. ихм комбинированием рэдиа/ъного под-шитика (табтца В.5) и упорного подшипника (таблица В.6). см. рисунок 26.



' \




Подиягыж. применимый    Спаренный

для комбинированных    подшипник

нагрузок    лицо-к-лицу


Спаренный    Комбинация радлльнэго

подивюнж    и упорного поддотиков

спине-с-стие

Рисунок 26 — Примеры расположении упорных подшипников

Неупорная фумция может быть достигнута в случаях, если подшитик применим для чисто радиальных нагрузок (таблица В.5) или если подимпмк применим для комбтированшх нагрузок (таблицы В.З и В.4) с одаой плавающей втулкой на его вале ww на его расточке корпуса, сы. рисунок 27. Предпочтительными с-мтаюг подшипники. в которых имеется осевое смещение при очень низком трети (как CRB (NU и N конструкции) или TORB).




Плавающее наруююе кольцо


Осевое сметете в подшипнмсе


Рисунок 27 — Примеры размещения осевых сдвигов

В.72 Попоро'ею-упорные компоновки подшипников

В поперечно-упорных компоновках подимпников вал в осевом направлении зафиксирован одной стороной подшипника и в другом налравпвнт — другой стороной подшигьмка. см. рисунок 28.

Поперечно-упорная фумсция может быть достигнута в случаях, есхм подшигьмк применим для осевых нагрузок (таблица В.4) или если лодшигмгк подходит для комбинированных нагрузок (таблица В.5).

Для применения осевого сдвига от длиты вала, изменяющегося из-за термических колебаний, осевой зазор должен быть соответствующим.

Деформация корпуса при эксплуатации может влиять на установку подшипмка и должна быть рассмотрена е расчетном сроке службы подшиптка и расчетах профиля зубца шестеренки.

Поперечно-упорная компоновка подшига-ыка обито испогьзуется для коротких валов.

П опере «ими упер    Полере^мый упор

Рисунок 28 — Примеры расположим поперечно-упорных подиипникое


В.7.3 Монтирование двух подшипников

Двойное монтирование используется, когда несущая способность одного подшипника недостаточна (последовательная установка) или когда комбинированные или осевые нагрузки действуют в обоих направлениях (установка слина-к-егмне или лицо-к-гмцу). см. рисунок 29.

Подшипники, установленные спина-к-спинв. обеспечивают относительную жесткость компоновки подшипника. которая таске может воспринимать опрокидывающие моменты.

Рисунок 29 — Примеры расположена сдвоенных подшипников


Последовательная    Лжр-к-лицу    С пине-«ли-to

компоновка

В.7.4 Матрицы выбора компоновки подиянпиика

Каждый вал должен поддерживаться в двух позициях подшипнмсов. Подходящие подшипники для упорных, неупорных и поперечно-упорных компоновок приведены в матрицах выбора соответственно в таблицах В.В В.12 для разных позиции коробки передач. Разъяснение матриц приведено е таблице В.7.

В зависимости от диапазона скорости таблица В.9 (ISIS) или таблица В.10 (HSIS) макет применяться для выбора подшипников для сред нескорое гных промежуточных валов (MSIS). Данные рекомендации не применимы для коробок передач с более чем одной планетарной передачей. Таблица выбора подшипника для высокоскоро-слых планетарных передач обычно допустима только для CRB и TRB с обоймой.

Планетарные подшигмшч (табпнща В.12). где внешнее кольцо встроено в зубчатое колесо, могут обеспечивать больше пространства для роликовых элементов. Поэтому может быть достигнута большая несущая способность. Обеспечение возможности перемещения внешнего кольца также является благоприятным.

Между производителями шестеренки и подшипнвка должны быть согласованы следующие моменты, если выбрана совмещенная компоновка подшипника:

-    выбор материала:

-    прочность и микроструктура:

-    размеры и отклонения беговых дорожек:

-    шероховатость поверхности:

-    процессы производства.

Следующие правила применены в табгшцах В.8—В.12:

• обозначения NJ-CR8 используется для всех CRB с обоймой. Однако NU- и N-конструхции подшипников должны использоваться для неупорных положений:

• если выбран осевой подтип»* (таблица В.6) кас упорным подшитик. это косвен но означает, что осевой подшипнмс должен комбинироваться с радиальным подшипником. Радиальный подшипник должен быть выбран из ряда неупорных подшипников, предпочтительно использование чисто радиагьных подшипников (табтца S3):

- если рекомендованы TRB или АСВВ как упоргые подшилмжи, то это всегда должно подразумевать спаренную компоновку подшипмжов лицо-к-лицу. спжэ-к-спже или на двойной ряд подшипников.

Таблица В.7 — Выбор подтипi-мка — условные обохачения

Обоаначвоив

Описание

Общие пояснение

Подходит

Доказано, что этот тип подшипников подходит

Подходите

ограничениями

Этот тип подшипнмгав может подходить, если выполнеш некоторые условия и меры предосторожности.

©

Не подходит

Этот тип подшит «гоо не может выполнить требования в данной позиции подшипника.

©

Опыт не достаточен

Этот тип подшитиков имеет недостато" нио полевые испытания для утверждежя применимой производительности в этой позиции. Использование этого типа подшипнисов должно быть после проведения теоретического анашза признанным производителем подшипников, и соответствующих тестов для частного применения.

Примечания к таблицам В.6—В.12:

1    Когда подимлжк используется как неупорный или поло ро 1но-упорный. посадка внешнего могъца должна позволять допуасать термическое расширение при демжемж кольца в обойме подшипника. Внешнее кольцо должно быть предотвращено от вращения.

2    Оа-юряджй TRB ит АСВВ е поперечно-упорной компоновке должен использоваться толью в случае, если срок службы мажет контролироваться с допустимы*» ограничениями при обычных эксплуатационных условиях.

Я Пгшмчяппмтепьмпгт». двукрялнмх TRR и пи ACRR ппдшипмыпн чавигит лг пгу\хплящчх яиутрмкмх чятра или натяга.

4    Внутреннее юльцо NJ должно быть установлено со смешением для разрвшежя осевого сдвига ww зазора. Внешнее когьцо догакно быть предотвращено от вращения

5    Это предназначено для подшипников, которые могут принять тягу е обоих направлениях.

6    Влияние изменения нагрузок и движения вала (амплитуда и частота) в пределах внутренней очистки подшипника должно быть тщательно проанализировано.

7    Скользящее движение происходит е роликовых контактах. Такой подшипник должен быть пружикньм.

8    Применение подшипника будет оправдано при использовании с короткими вала*», которые не имеют больших тепловых расширены, и корпусом с небольшой упругой деформацией.

9    Необходимо рассмотреть требования к охлаждению при использован!» этого типа подшипника.

10    При использовании дажого типа подшипника особое внимание необходимо уделять переменным осевым нагрузкам, например, из муфты.

11    Два SRB могут быть использованы в случав, когда обеспечено достэтожое осевое перемещение внутреннего котъца для распределения нагрузки. Риск износа внутреммх колеи и их валов должен быть оценен. При близко рэслоложежых подшипников общая ешеость может быть меньше, чем две отдельные его еькости (см. также ГОСТ 18855).

12    Бессепараторные подшипнжи доляоы использоваться только для низкой ступени частоты вращения, где центробежные силы неспособствуют контакту сил между ролмсами.

13    Угол наклона генерирует момент наклона, который вызывает неравномерное распределение нагрузки между рядами подшипников. Упругая деформация планетарной передачи по ширже может также повлиять на распределение нагрузки. Такие случаи следует рассматривать е деталях.

14    Попережо-упорный TRS а планетарной передаче колес должен быть собран с нулевым зазором иm с но большим предварительим* натягом. Это обеспечивает жесткую поддержку темой.

15    Вращение наружного кольца в сочетании со смешенной осью внутреннего кольца относите/ъно внешнего кольца приводит к динамическому смещению роликов с осевъм скольжением на внешнее кольцо.

16    Оптимизация ряда и клетки для управления со слабо загруженными состояниями дает возможность избежать размытого повреждения.

17    Данный тип подшипника может привести к повышающейся частоте отказов при применении в определенных условиях.

18    Ограниченный огмт. необходима проверка устойчивости к высокой нагрузке.

19    Вгмяние отклонения и смешения окружающих частей должно быть оценено в соответствкы с условиями контракта no CR8. Если требуемый запас позволяет, следует отдавать предпочтение подшипникам CRB с обой-

Таблица В.6 — Выбор подшипника: низкоскоростной вал (LSS) / планетарный передатчик

вил подшипника

Фиксированный

Нефиксированный

Поперечный

SRB

€,

С,

С,.

я

CRB

©

5

4

=

FCCRB

©.

С.

&

TRB

€,

©

€,

я

DGBB

©

с,

с.

о

FPCBB

©

©

©

АСВВ

©

©

©.

Н

SRTB

©

©

0

в

TORB

©

(?)

©

131

CRTB

©

©

©

Вид посшипкиы

Фиксированный

Нефиксированный

Поперечный

29

SRB

€,

э

CRB

©.

©.

©.

а

FCCRB

©,,,

а

TRB

€,

©

©.

т

DGBB

©

€,

©,

и

FPCBB

с,.

©

©

S

• I

АСВВ

©3

©

©.

Q

SRTB

©

©

a

TORB

0

©

и

CRTB

©,

©

©

Вид подшипника

Фиксированный

Нефиксированный

Поперечный

29

SRB

с„„

э

CRB

с..

с.

а

FCCRB

0

о

0

а

TRB

€.

©

С,

т

OGBB

©

©

©

и

FPCBB

о

0

S

• I

АСВВ

©

о

О

Q

SRTB

©

о

©

a

TORB

0

0

и

CRTS

©

©

0

Вид подшипника

Фиксированный

Нефиксированный

Поперечный

В9

SRB

С

6.17

С

1.17

©

в

CRB

©

С,.

0

FCCRB

0

О

©

а

TRB

С.

©

Сл,

в

DGBB

С»

с»

0

Ш

FPCBB

©10 18

о

0

АСВВ

С,

о

©

о

SRTB

©

о

©

я

TORB

0

©

и

CRTB

0

о

©

вил подшипник*

Коыпомовк*

Цилиндрическое

примоэубоеое

колесо

Одинокая

спиральная

шестеренка

BQ

SRB

Одиночный

с„

©

ВВ

SRB

Два

подшипника

с,„,

Q

CRB

Два поперечных подшипника

FCCRB

Два поперечных подшипника

€»

с»

СВ

DRFCCRB

Одиночный

С-

сх»

вв

DRFCCRB

Два

подшипника

13

я

TRB

Два поперечных подшипника

С.

€.

Приложение Г (справочное)

Обзор конструктивных элементов редуктора

Г.1 Введение

Настоящее приложение предоставляет информацию для поддержки аналитических требований к структурным элементам, указанным в 7.5.

Г.2 Анализ деформаций

Тая как зубчатые передам и подшипники очень чувствительны к несооскости. отклонению и жестхости. требования по данным параметрам играют важную роль а успешной разработки коробки передач ветровой турбины. Чтобы избежать реэонанстх частот, которые могли бы способствовать чрезмерному напряжение, шуму и вибрации, компонентная и корпусная жесткость должны быть достаточным*.

Опыт показывает, что детальный анализ отклонений в корпусе и отверстиях подшипника является необходимым для того, чтобы полностью понять их форму при нагрузка. Отверстия подшигыика могут искажаться, наклонятся и перемещаться из-за корпусного отклонения и могут повлиять на внутренние напряжения в подшипниках.

Все силы, моменты и перемещения, как по интерфейсам, так и внутренне созданные, должны быть включены в анализ отклонения. Влияние втулки рычагов момента кручения должно быть также вкгьо-чено.

Зубчатые колеса в плпетартх передачах обычно является частью корпуса и передают значительное количество моментов кручетя. Они искажаются в результате действия на корпус внутренжх сил ппанегартх передач и всех внешних сил.

Планетные передачи в планетарных конструкциях также требуют детального анализа отклонемгй для определения их кручения и отклонения в процессе эксплуатации. Если носитель жестко прикреплен к валу ротора, должны быть включены все силы, моменты и перемещения, порождение ротором.

Изменения температуры в коробка передач могут привести к тепловым искажениям, достатоыо отрицательно егмяощим на выравнивание и подгонку подшить**ков, шестеренок и валов

Точность этих расчетов сильно зависит от допущений по граничным условиям. Следует проявлять осторожность при анализе результатов, так как отклонения, которые очо»ь малы по отношению к глобальной модели, могут стать значительными.

Таблица Г.1 — Типовые свойства материалов

Материал

£. МПа

V

Масса.

«гП.»

Конечное

непреженме

Поведение

Структурированная сталь

2.1-10»

0.3

7850

пластичный

Модельный чугун

1.7-10»

0.275

7850

2 12.5 %

пластичный

Модельный чугун

1.8-10*

0.275

7850

< 12.5%

хрупкий

Пласт и» ■ ьа* чутун

0.8В—1.13-10»

0.26

7850

хрупкий

Г.З Свойства материалов

Тигмчные свойства материалов, обычно используемых в FE расчетах структурных компонентов редукторов, в качестве примера приведет в таблице Г.1.

Г.4 Глобальные и локальные ошибки

Компонент не всегда терпит неисправность из-за локальных напряжений на уровне. Глобальный сбой может произойти в незубчатых секциях иг** секциях, которые менее строго выреэат. например, на рисунка 30 (В).

На рисунке 31 (А) показан отказ компонентов иэ-за напряжения в зубца, а на рисунке 31 (В) показан отказ компонентов из-за секциомюго напряжения.

°М

Рисунок 30 — Расположение локальной и общей неисправностей

Предельная деформация достигается    Предел пластичности достигается

до предела пласти-ыости    до предельной деформации

Рисунок 31 — Локагъная и общая неисправности для двух разных радиусов пазов

Г.5 Влияние среднего напряжения

В общем, усталостная сипа чувствительна к среднему напряжению, которое может быть рассмотрено при использовании Hatgh-диэграммы (рис. 32). В Haigh-дизграмме представлена зависимость среднего напряжения от кривой усталостная прочности о*

Для определения характерных значений испытаний на усталость, например, амплитуды напряжения оА. отношение напряжения R и t д. см. (49}.

Рисунок 32 — Hajgh-диафаьша (цикла нагружения) для оценки агмтыия среднего напряже»мя


Происходящие напряжения ограничены предельтм уровнем напряжения. с1№. Стрессовая амплитуда ограничена 0.75- Ом,.

Разгмчгые склоны кривой определяются чувствительностью М среднего кэлряже+мя. которое определяется следующим образом:

U =


о0<Я=-1)

оо{«=0)


(72)


Коэффициент напряжения, зависящий от амплитуды напряжения, это: для - ОС < я £ о

Ох. я = <4 я s ПИ1 + и (1 + RW1 - Я)]: для 0 < RS0.5

(73)


Ох. я= Од. ((1 + А#ЗУ(1 + М)И(1 - МО) (1 + ЯУ(1 - «Я: для 0.5 < R & 1

Од.я= Од,я[(1 «■ JW3W1 + Mfl оря 1 < RS + «

Од.Я®Ол.Я8.1 11/(1 -М».

Приложение Д (справочное)

Рекомендации по эксплуатации смазки в редукторах ветровых турбин

Д-1 Цель

Редукторы ветровых турбж могут быть весьма различны по своему дизайну и конфигурации. Татм образом. требования смазки могут также меняться в зависимости от коробки передач и от эксплуатации окружающей среды, то есть условий окружающей среды, рабочего циста, и т. д. Информация, содержащаяся в этом приложены. предназначена для обеспечен^ пользователей (конечных пользователей, владельцев, производителей турбин и поставщиков компонентов) руководством по достижению минимального уровня применяемой смазки. Кроме того, предложены руководящие принципы для лредепов выбранных параметров смазки для отбраковки на основе опыта работы в отрасли. Эта информация не предназначена для замет какого-гмбо строительного оборудования или спецификации требований компонента поставщика. Более подробное обсуждение типов, добавки, методов фильтрации, мониторинга состояния и анализа масла приведено в [50].

Также а настоящем приложении представлены руководяиа*е указания для поддержаны чистоты смазки.

Д.1.1 Руководство по выбору смазки

Основные функции сизэки — минимизация тремя и износа между поверхностями при относительном движении и удапемке тепла, вызванного механическим действием системы. Для выполнеьмя этих задач смазки должны иметь достаточную вязкость, чтобы как можно лучше отделять сопрягаемые поверхности, соответствующие химические системы присадок для минимизации термической и окислительной деструкции и улучшение противоизносных характеристик.

Выбор соответствующей смазки 'встюею зависит от соответствия его свойств конкретному приложемео. Подробные упруго-гидродинамические (EHD) анализы коробки передач являются наиболее желательными и тщательными оценками требований зубчатых передач, но они не всегда практичны из-за количества необходимой информации. Дополнительная информация об этом методе представлена в [51]. При отсутствии подробной информации о передаче геометрии, о нагрузке и т. д. пользователю рекомендуется следовать изложенному в этом приложении руководству.

Тем не менее для того, чтобы сделать разумный выбор смазки, попьэоеэтегъ должен также выяснить некоторые параметры проиэеодитегъности коробки передач. Погьэователь должен быть подготовлен к:

а)    определимо типа зубчатой передаем, используемой при передаче выбранных условий эксплуатащы. таких как:

-    температура окружающей среды.

-    рабочая температура:

• диапазон рабочих авростей:

б)    оородолочмо каких либо критических особых обстоятельств, таких как ниэкая температура луока;

в)    эксплуатации при температуре окружающей среды, большей 50 X. высоте, переходным нагрузкам.

Применение вышеуказанной информацю*. показанной на рисунке 33. позволяет оценить соответствующие

вязкости для конкретного приложения на основе эффективных рабочгх температур передач, возникающих при обслуживании. Поскольку а ветровых турбинах обычно применяются закрытые зубчатые передачи, которые работают при различных нагрузках, на рисунке 33 и в таблмзах Д.1—Д.4 приведены сведения о шыимагьных уровнях производительности для закрытых систем механизма, требующих защиты от истирания.

Д.2 Физические характеристики смазки

Д.2.1 Класс вязкости

Класс вязкости следует выбирать на основа операционной нефтяной температуры объемной коробки передач. индекса вязкости жидкости и скорости шага лимы передач. Во многоступенчатых редукторах, использующихся в ветровой турбине, обычно есть большие расхождения между скоростью входного и выходного валов. В этих случаях классы вязкости должны быть выбраны для входного низкоскоростного вала для обеспечения адекватного распределения пленки.

Оценка надлежащей вязкости может быть сделана с помощью формулы (75). Графическое продстэвление ответа показано на рисунке 33. Кроме того, таблицы Д.1—Д.4 предоставляют классы вязкости для различных температур, скорости и индекса вязкости жидкости. Это консервативные оценки, ооюеанные на вязкости — функцмг вязкости, показаны в формуле (75) на основе предположения Ньютоновского поведения жидкости, то есть без потери вязкости из-за сдвига. Существует несколько альтернативных методов для расчета соответствующего класса вязкости, таких как (52). [8] или собственные методы от поставщиков смазки

=500-it;0-*.    (74)

где v, — краевая скорость зубчатой передачи, м/с:

Уде — кинетическая вязкость смазки при 40 *С. mm*/c.

KV at 40 *С. cSl

Таблица Д.1 — Шкала вязкости при эксплуатационной температуре масла с VI = 90

Температура.

X

Краевая сворость. м-‘с

1.0

2.5

5.0

Ю.О

15.0

20.0

25.0

40

320

150

100

100

68

46

32

45

460

220

150

100

66

68

46

50

680

320

220

150

100

68

46

55

1000

460

220

220

150

100

68

60

1500

680

320

220

150

100

100

65

1500

680

460

320

220

150

100

70

2200

1000

680

460

320

150

100

75

3300

1500

1000

680

460

220

150

80

3300

2200

1000

680

680

320

220

Таблица Д.2 — Шкала вязкости при эксплуатационной температуре масла с VI = 120

Температура.

Краевая сворость. м/с

1.0

2.5

5.0

10.0

15.0

20.0

25.0

40

320

150

100

100

68

46

32

45

460

220

150

100

68

68

46

50

460

320

220

150

100

68

46

55

680

320

220

150

150

100

68

60

1000

460

320

220

150

100

68

65

1500

680

460

320

220

150

100

70

1500

680

460

320

220

150

100

75

2200

1000

680

460

320

220

150

80

3300

1500

1000

680

460

220

150

Температура.

Краевая скорость, м/с

1.0

2.S

5.0

10.0

15.0

20.0

2S.0

40

320

ISO

100

100

68

32

32

45

320

220

150

100

68

46

32

50

460

220

150

150

68

68

46

55

680

320

220

150

100

68

46

60

680

320

320

220

150

100

68

65

1000

460

320

220

150

100

68

70

1500

680

460

320

220

150

100

75

1500

680

460

320

220

150

100

80

2200

1000

680

460

320

220

150

Таблица Д.4 — Шкала вяэюсти при эксплуатационной температуре масла с VI = 240

Температура.

X

Краевая скорость, м/с

1.0

2.5

5.0

10.0

15.0

20.0

25.0

40

320

150

100

100

68

46

32

45

320

220

150

100

66

46

32

50

460

220

150

150

100

68

46

55

460

320

220

150

100

68

46

60

680

320

220

150

100

68

68

65

680

460

320

220

150

100

70

1000

460

320

220

150

100

68

75

1000

460

320

320

150

150

100

80

1500

680

460

320

220

150

100

Д.22. Низкие температурные характеристики

Так же. как вязкость жидкости при рабочей температуре, важна племсэ. образующаяся в зубчатых передачах и зонах соприкосновения подшипмесов. Внимание должно также уделяться тому, что условия запуска турбиш и трансмиссия могут пересекаться, важно обеспечить достаточное количество смзэм для всех зубчатых передач и зон соприкосновения повдипникое при минимальных условиях запуска, в противном случав нехватка смазки мажет привести к преждевременному повреждению. Существуют неопубткованте начальные температурные требования для классов вяэсости. Однако разумной оценкой является применение жидкости с максимальной динамической вязкостью 20 000 мПа-с (сР) при стартовом состоянии. Это значение может быть получено несколькими способами, наиболее распространенным из которых является метод вискозиметра Врукфильда ([53]).

Д.З Эксплуатационные характеристики смазки

Для работ службы с жидкостями желательно иметь реалы-ый опыт, хотя это не всегда является практически или эконоьычеом эффективным, особенно при работе с новыми жидкостями. Поэтому для оцени потенциальных характеристик жидкости надо использовать методы лабораторных исгытаний. Смажа применяется во многих производственных областях ветровых турбин. Следующие области, как минимум. должны быть включены при оценке какой-тмбо жидкости:

а) износ передач:

•    абразивный:

•    клейкий;

•усталостный:

б)    срок службы подшипников:

в)    окисление и термическая стабильность.

г)    защита от коррозии.

-железистая:

• нежалеэистая:

д)    пенообраэоеание и воэдухоеоелечение:

е)    фигътруемость:

ж)    совместимость с другими материалам* (фаски, эластомеры, фи/ътры и г д.).

Области, приведенные выше, могут быть проанализированы с помощью стандартнойровам-ых тестов. Однако некоторые из наиболее критических проблем производительности, возникающие в применение ветровых турб*ы. не имеют стандартизированных методов, доступных на данный момент. В частности, точечное выкрашивание и срок службы подшипников встречаются в больших турбинах, однако стандартмэироеаюые методы, доступ ныв для промышленности, в настоящее время отсутствуют. До сих пор остается вопрос о релевантности некоторых методов, которые могут быть реализованы только с дальнейшим исследованием и областными оценками. Тэблмда Д.5 содержит сгысок стандартиэирован-ых методов для определения применение смазки в некоторых областях, упомыутых выше. Минимальные требования для некоторых из них не установлены и долхоы быть заключены между поставщиком смазочных материалов и конечным пользователем, производителем ветровых турбин или поставщиком компонентов.

Таблица Д.5 — Стандартизирова-ные методы испытаний для оценки толщины смазки (новое масло)

Свойство

Наамиие процедур*

Метод

теста

Усл©ее*

проведения теста

Мимималм*не р«юмепауеные требовании

Механизм износа

Механическое испытание FZG

пч

А/8.3/90

г ошибка LS 12

Износ подшипников

Механико-динамические испытания на FE8 шаг 1

(54)

7.5 об/мин: 100 кН;

80 ч;

80 *С

Роллеры s 30 мг Рябь: небольшая на роллере ним далее на промыеателе Ммролифпег: небольшой

Усталость подшипника иэ-эа состояния смешанного трения

Механике-динами-чеао*е истытания на FE8 шаг 1

(54)

75 об/мин: 100 Ж: 800 ч:

70 'С

Длительность 2 800 ч Иэюс роллера S 30 мг

Оксидантная стабильность

(55)

312 ч: 121 вС

£ 6 % увегмчения KV 100

Коррозия

(железо)

*56]

24 ч 60 'С

Отсутствие коррозии

Коррозия

(железо)

SKF Етсог

[57]

2. Максимальный рейтинг

Коррозия (не железо)

(58). (59)

3 ч 100 вС

1. Максимальный рейтинг

Стабильность к сдвигу

KRL тест на сдвиг

160]

20 ч 60 *С

VG класс

Способность

эластомера

(61)

72NBR902 (100 *С) 75FKM585 (130 *С)

Объем от - 2 % до ♦ 5 % Прочность ± 5 % Удлинение < 50 % Растяжение < 60 %

Табгыца Д.6 содержит ряд вспомогательных методов, используемых е определении потенциагы-юй производительности смазки при применении ветровой турбньы. Часть этих методов в настоящее время не стандартизирована.

Таблица Д.6 — Нестанаартизироеанкые методы исгытаний характеристик смазки (новое масло)

Свойство

Название процедуры

Метод

теста

Условия

проведения теста

Минимальные

рекомендуемые

требования

Механизм износа (усталость)

Ммсропитинговый

T8CTFZG

FVA54JWV

CGF/8.3/60

2LS10

Механизм износа (усталость)

Ммсропитинговый

TecrFZG

FVA54/MV

CGF/8.3/90

2LS10

Усталость подшипников при EHLcoc-точнии

L11 шаг 3

FAGTest

Вгд 6206; 9000 об/мты. 8.5 кН; 700 ч; контроль температуры отсутствует

L50 2 550 ч

Поведение усталости подшипников и остаток добавленной воды

FE8 w/pre система обогрева, шаг 4

FAG Test

81212МРВ. 750 об/ммс. 60 кН; система разогрева/вода/ контроль температуры: 100 ‘С

> 600 ч <2

< 30 мг

Вспенивание

Испытание пены

I62)

20 ’С. 60 *С

S17%:S10%

Фихътруемость

I63]

Участок фильтра 5 цтп и применение фильтра

Индекс возможности фильтра 2 80 % для первого шага

2 60 % для второго шага

Средний расход должен быть приемлемым

Другие способности материала

Метод одной передаче

ДЛ.1 Испытание трудахся поверхностей на задиростойкость

Минимальные требооа мя в относивши запаса на задиростойкость должны быть согласованы между производителем шестеренки и поставщжом смазки и удовлетворять потребностям проекта. При отсутствии этого согласоваться должен быть использован уровень отказа нагрузки не менее 12 едимщ е стандартном тесте грузоподъемности FZG / 8.3 / 90 в соответствии с (11]. Для больших зу&етых передач, испотъзуемых в системе электрогенератора фупных ветровых турбсы. повреждения не должны являться серьезной проблемой и должны контролироваться с помощью их точного проектирования. Существует много редукторов, при обслужи разы которых требуются минимальные требования к спецификациям масла шестеренок. Если требование об отказе несущей способности (ЕР свойства смазки) стедком высоко, то оно может оказать негативное влияние на точечное выкрашивание. выкрашивание, низкую скорость износа, срок службы подшит ми», совместимость с латучно и бронзой. пенообразующие и фильтруемые свойства масла.

Д.3.2 Сопротивление точечному выкраимвзнию

Запас сопротивления точечному выкрашиванию в редукторах ветровых турбин является очень важньм требованием. Проделана большая работа по разработке методов и оценок производительности жидкости. К сожалеюео. на сегодняшний день не существует стандартизированного метода, доступного для промышленности. FVA 54/1-IV представляет собой наиболее широко используемый метод, но все еще остаются некоторые вопросы о значимости этого метода в практике.

Д.3.3 Срок службы подшипника FAG Fe8. Тестирование износа подшипников

В настоящее время существуют «©стандартизованные методы, доступные для промышленности, которые оценивают влияние смазки не срок службы подшипников. Есть много факторов, которые влияют на усталостную долговечность подшип ни юзе. как указано в 7.3. Выбор хласса вязкости, а также базовое сырье, добаехи и примеси будут влиять на усталостную жизьъ при использовании. В настоящее время не существует метода испытания, при помои* которого можно было бы надежно оценить общее втякие смазки.

Примечание — В качестве руководства по оценке общего в/ыяния смазки могут быть испольэооаш многоступенчатые методы, используемые производителем подшипнмсое FAG Шеашфуртз. Германия. Этап 1 FE-8 теста является фундаментальным требованием в [64].

Д.3.4 Фильтруемость

В настоящее время существуют нестандартиэированые тестовые процедуры, оценивающие фильтруемость трансмиссионных масел (например. VG 320). поэтому вместо существующих долзоы применяться собствеюые методы оценки. Тестовые процедуры должны быть угон юны между поставщика км масла и фильтров. Пример тестовой процедуры фильтруемости описан ниже. Из-за чувствительности поведения масла и его добавок 8 системе фильтра рекомендуется в дополнение к уосоренному многоходовому тесту фильтруемости протестировать производительность. На данном этапе, чтобы оценить совместимость фильтра, масла и его добавок, масло несколько раз проходит через фильтры. При тестах должно быть учтено, что фильтрувмостъ масла может ом-эиться из-за процесса старенмя масла. Кроме того, должен быть рассмотрен тест на фильтруемость с отработан-ши маслом, желательно на месте эксплуатаоы ветровой турбины.

Д.3.4.1 Одноступенчатый тест на фильтруемость

Этот тест служит для оценки общей способности масла проходить через фильтрующий материал за разумный период времени, а также для оценки вызванной компонентами масла преждевременной блокировки фильтра. Испытательный стенд схож с устройством, описанным в [63] (си. рисунок 34).


1    — источник сжатого воздуха или азота:

2    — силовой регулятор:

3    — манометр:

4    — шаровой кран:

5    — сосуды высокого давления с мембранной поддержкой;

6    — измерительный цилющр

Рисунок 34 — Тестирование агрегата для оценки фильтрационной способности

Основное отличие от [63] — бопее высокая вязкость трансмиссионных масел, например. VG320. по сравнению с пределами вязкости в соответствии с [63]. к которым относится масло VG100. или бопее низшие классы вязкости, присущие гмдраепт-вским маслам. В связи с этим тестовые процедуры, параметры и интерпретация должны быть адаптированы для трансмиссионных масел, например, путем использования грубых фигътров. что должно быть указано в описании к собствентьш процедурам тестирования.

Другой метод, приме! и»или для масел с высокой вязкостью. — тест фильтруемости SKF с использованном мембранного фильтра, представляющего собой 12-микронную пластину нитрата цапгмлозы. Этот тест следует проводить в рамках требований SKF.

Д.3.5 Вспенивание

Для проведения испытаний на вспенивание широко применяется пенный тест Фпендвра для трансмиссионных масел в редукторах ветровых турбин. Однако, данный метод не является стандартизованным. Стандартизованным является метод, описанный в [65]. однако, возникают сомнения в его применимости к ветровым турбинам, поэтому он не рассматривается е настоящем стандарте. Существует предположение об объединении испытаний фильтруемости и вспенивания в общий метод, однако это таюке требует дальнейших исследоеамм для подтверокдешя необходимости его использования.

ДЛ.6 Защита от коррозии

Для трансмиссионных масел в редукторах ветровых турб*ы должен быть проведен SKF Етсог-тест. Для оффшорных применений ВЭУ этот тест и метод, описан ый в [56] и испогьэующий синтетическую морскую воду, должен предоставлять пользователю показатель защиты от коррозии предоставляемой смазки.

Д.3.7 Окислительная стабильность

Хотя ветровые турбины создают напряженные условия для смазки, термичесхое напряжение не может быть тяжелым с типичными изменениями эксплуатационных температур смазки в диапазоне от 40 *С до 80 *С. Тем не менее способность масла противостоять тепловым напряжениям и тершгческому крекингу остаются важшим характеристиками. Собственнее тестовые методы для определения напряжения термического сопротивления были разработаны и используются разработчиками смазки, но стандартизованные методы в настоящее время отсутствуют. Метод, описаний в [55]. обеспечивает измерение окислитегъного сопротивления масла, а также способности предотвращения осаждения масла и шлама, которое можно ожидать при длительных перерывах в обслуживании ветровых турбны.

Д.3.8 Стабильность к сдвигу

Происходит постоянное изменение смазок для удовлетворения все более уветчивающихся требований к мш, в связи с чем требуется контроль потенциальных потерь для вязкости из-за распада полимерных компонентов. используемых в смазочных композициях СЕС L-45-АЭЭ-метод применяется в автомобильном секторе и хорошо прооюзирувт потери, которые возникают из-за механического сдвига компонентов жидкости. Рекомендовано сохранение вязкости смазки в пределах первоначальной VG-класса как ориентира для жидкостей, используемых в ветровых турбинах.

Д.3.9 Совместимость

При использовании различных материалов в коробке передач рекомендуется проверить совместимость этих компонентов с маслом. Проверка должна вслючзть такие статические уплотнения, как природные, динамические уплотнения, краски и электронные компоненты, погружениые в масло или находящиеся в контакте с ним. Тестовая процедура и ограничения приема должны решаться между компонентом и поставщиком масла.

Д.4 Рекомендации по контролю срока службы и состояния смазки

Д.4.1 Параметры состояния смазки

Смазочные материа/ы начинают меняться сразу же после ввода в эксплуатацию. Поэтому важно решение следующих вопросов: когда должна быть изменена смазка и какие параметры должны быть проверены, чтобы предотвратить дорогостоящие ремонты и простои. Ответы на дли turn вопросы зависят от вида услуг, операционной среды, типа смазки и т. д Однако если учесть, что основными функциями смазки являются отвод тепла и уменьшение трения и износа, то тогда несколько общих сенситивных параметров должны быть проворены. Ключевыми среди этих параметров являются вязкость, аддитивные и изнашиваемые элементы, загрязняющие вещества (твердые или жидкие) и общие сяецивтыыо уровни. При проведении постоянного мониторинга данных параметров может быть получена важная информация о состоянии турбниы в процессе эксплуаташи. Предложения действий в зависимости от их значения приведены в таблице Д.8.

Таблица Д.8 — Рекомендации по ограниченно параметров смазки

Параметр

Метод

Приемлемый лимит

Предостерегающий уровень

Опасный уровень

Вязкость. V40

ГОСТ Р 53708 [66)

Номинал v4g ± 5 %

Номинал v40 1 8 %

Номинал Vao ± 10 %

Добавки (кроме зн-ТИВСПВ1 чозтепя Si)

[6Л

Новым ± 10 %

Новый ±20%

Новый ±30%

Износ элементов

Fe

Сг

Си. AI

[67]

<    50 ppm Подлежит определению

<    20 ppm

50— 150 ppm Подлежит определению 20 — 50 ppm

>150 ppm Подлежит определению > 50 ppm

Чистота

[22)

-/16/13

-/17/14

-/18/15

Содержащею воды

ГОСТ Р 54281 [68)

< 300 ppm

300 — 600 ppm

> 600 ppm

Примечание — Значения пределов для износа элементов должны быть согласованы между производителями подшипник» и производителями ветровых турбин. Значения тммигов отражают материалы. испогьзуемые в коробке передач и смазочной системе.

Выше привод» ■ !ых пределов следует рассматривать как руководящие прмш*пы по рассмогрежю и оценке показателей в системе. Например, изменение вязкости за допустимые пределы, как показано а таблице Д.8. либо уве/мчение или уменьшение, могут привести к различным потенциагъным проблемам. Если вязкость растет. то это является признаком деградации масла через окисление. Есгы вязкость уменьшается, то это может быть результатом разжижения при сдвиге некоторых компонентов при работе или от некоторых загрязнений. С жжение вязкости сокращает толщжу плеши жидкости в зонах высоких контактных напряжений, что. в свою очередь, приводит к сокращению срока службы компонентов. Добавки и элементы износа являются знаком общего хорошего состояния смазки. Уровни их содержа мл должны контролироваться и рассматриваться в течение долгого времеж для оценки тенденций темпа износа, что мажет предполагать корректировку других параметров. Например, для турбины, показывающей более высокий уровень износа, чем аналогичная, может требоваться более высокая вязкость жидкости из-за более нэлряжежой работы, или же это может быть признаком некоторых внутренжх проблем данной турбины. Загрязняющие вещества, такие как вода или твердое частизы. являются жди кагорами натжя уплотнений или сапунов и должны быть быстро устранены в целях предотвращения быстрого увеличения износа и отказа компонентов.

Д.4.2 (Мониторинг состояния смазки

Как отмечалось ранее, мониторинг состояния параметров смазки с течением времени может предоставить полезную информацию о состоянж зубчатых передач и подшипников, а также обнаружить загрязнения или другие неблагоприятные изменения смазки. Для этого от коробки передач после регулярной эксплуатации отбирается небольшое количество смазки и анализируется. Результаты этого анализа сравниваются с пределам*, огмсанным* в настоящем приложен»** и 7.6.

Д4.3 Выборки смазки

Всякий раз. когда берутся образцы, необходимо использовать еджую процедуру отбора для последоеэ-тегъного получения образцов Как толью программа можториша уже началась, процедуры отборе проб и отбора частей не меняются. Журнал отбора проб должен вестись и храниться для обеспечения прослеживаемости.

Д.4.4 Методы отбора проб

Необходимо всегда использовать чистые, совместимые с образцом смазки пластиковые или стекпяжые бутылки и пробки, и сохранять все используемое при отборе проб оборудование в чистоте.

До отбора гроб необходимо полностью заполнять этикетку и прикладывать ее к образцу бутылки. Необходимо удостовериться, что на этикетку нанесена вся необходимая информация, в том числе казваже образца, дата отбора пробы, информация для ндентифмации коробки передач, места отбора пробы и гурбм-ы и другая соответствующая жформадоя.

Область вокруг клапана выборки (см. 7.6.10.4) должна быть тщательно очмцена до отбора проб. Гибкая трубка (желательно из углеродистой или нержавеющей стали) достаточной дгыны для взятия образца из бутылей должна быть прикреплена к выходному отверстию клапана отбора проб.

Если пластически скользящая или металличесхая резьбовая крышка не испогъзувтся. то она должна быть присоединена к открытому концу трубы выборки.

Д.4.4.1 Отбор проб из коробки передач

Для мониторинга состояния коробки передач, необходимо взять образцы из канала выборки коробки передач, пока масло еще теплое. Не следует использовать масло в месте отбора пробы, где. возможно, был застой. Отбор проб производится путем поворота клапана и захвата масла, которое должно быть должно быть помещено а отдельные бутылки, и помещения анализируемого образца в новую бутылку без касания клапана.

Д.4.4.2 Отбор проб из масляных барабанов

Для контроля качества свежей смазки необходимо взять образец из смаэошюго барабана. Ц&гыо описанной ниже процедуры является проверка общего состоямя масла в барабане. Таким образом, образец представляет собой смесь из масел, взятых из верхней, средней и нижней частей барабана. Если цедо состоит в проверке на водное загрязнение. осадка или седиментации, то необходимо взять образцы из нижней части барабана.

Необходимо использовать ручном насос для помещения пробы масла в бутылки для образцов.

Образцы, взятые из верхней, средней и жжней частей барабана, необходимы для получения репрезентативной выборки и во избежаже стратификацж. Для отбора пробы необходимо использовать стержень выборки и прикрепить пробоотборную трубку к стержню с пластиковой связкой. Расположить трубку отбора проб в не-ежольких сантиметрах от жжней части стержня для предотвращения касания дна и боковых стенок барабана концом трубки. Взять 1/3 от всего необходимого объема пробы с касажем стержня нижней части барабана. Взять 1/3 от всего необходимого объема пробы с помощью стержня выше середины высоты уровня масла. Взять окомчатегъную 1/3 от всего необходимого объема пробы с помощью стержня, поднятого так. чтобы трубка отбора проб была чуть ниже поверхности масла, после чего необходимо уничтожить трубку отборе проб во избежание эагрязнежя последующих образцов масла.

Д 5 Обслуживание чистоты смазки

Правильно спроектированные, установленные и обслуживающиеся с помощью мехзжчесхих фильтров системы является пригодными для поддерживания чистоты уровней смазки коробки передач ветровой турбины, указанных в 7.6.8. В зависимости от операционной среды могут быть установлены полугодовые или более продолжительные интервалы обслуживания.

Д.5.1 Конфигурация системы фильтрации

В мехатчестх системах фигырации коробки передач ветровой турбины могут быть использованы един или нвскогъко меха м юских фильтров сборок. Часто система фильтрации используется в стегании с системой охлаждения, см. рисунок 35. Как правило, система фигырации включает в себя:

-    лимео сборки фильтра адекватного размера, чтобы минимально ограничить поток масла до класса аяэсо-стм 460. VG 460, в объемах необходимых для смазки шестерен, лодшигникое и других компонентов:

• автономный режим сборки фигьтра (рекомендуется);

-    давление сетчатого фильтра (рекомендуется) в системе распределения масла для захвата большего когмчества твердых частиц в случае отказа элемента гъыии фильтра, условий холодного запуска и засора поточного фигьтра.

Собрание л»гей1ых фильтров

Рисунок 35 — Пример схемы цепи комбинированной системы фильтрации и охлаждения

•    потери давления через фильтрующий элемент.

•    статуса обходного устройстве.

При необходимости в автономном режиме фильтрация может быть использована для полчмдомя свободной воды в масле.

Д.5.4 Фильтр давления

Металлическая сетка сборки фигътра может быть установлена в гм-ми распределения масла под давлением внизу потока линейной сборки фильтра. Функция этого устройства состоит в предотвращали попадажя круп-ш частиц в систему распределения масла, когда обходной путь гы немного фильтра открыт при условиях холодного запуска и в случав ошибки механического элемента линейного фильтра, такой как коллапс. Как правило, приемлемьм является фильтр из нержавеющей стали с отверстиями в 50 мкм.

Корпус фигъгра и элемент должны быть расположены пространственно правильно, чтобы минимизировать ограмтчения потока масла при холодном запуске и нормальной работе коробки передач. Важно предотвратить повреждения системы смазки иэ-за недостаточного давления обтекания засоренного сетчатого фильтра. Надлежащие меры во избежание гаком ситуации включают добавление обходного клапана вокруг фильтра или добавлены силового датчиса или потока для определены произошедшего засорения.

Д&5 Сооместимость фильтра и трансмиссионного масла

Сборка фильтра должна быть рассчитана правильно и изготовлено из материалов, которые химически совместимы со смазкой. Он< не должны иметь пагубное влияте на долгосрочное использование салазки или системы смазки. Это вклювет в себя:

•    закату, смягчение или деградацию фигьтрующей среды или уплотнены:

•    фигътруемость:

•    удаление или изменение добавок, таких как пеногэситегвс

•    содействие электрофорезу (статическое электрическое наращивание в системе смазки).

Д.5.6 Охладители и нагреватели

Охладители и обогреватет используются для поддержания определенной температуры масла для запуска и эксплуатации коробки передач. Эти устройства могут быть установлены в основной системе смаэси. в автономном режиме иш путем комбинации обоих вариантов установки. Могут быть установлена дополнительные устройства для ограничения перепада давления охладителей и нагревателей. Компоненты, если они включены в основную систему смазки, должны быть достаточными для обеспечения необходимого потока масла в зубчатых передачах и под шитиках. Все материалы этих устройств должм* быть совместимы со смазкой.

ПриложениеЕ (справочное)

Разработка контрольной документации Е.1 Разработка контрольной документации

Список рекомендоеаньюй документации по разработке коробки передач и их верификации приведен в таблице Е.1. В тэбгеще Е.1 приведено описаюю различных документов и указано, кто создает документ и кто получает. Подробности о необходимых расчетах и / или методы расчета должны быть взяты из соответствующих положений.

Таблица Е.1 — Приемочные испытания проекта и контрольная документация

Досумеит

Спецификации

И*яа»

Прямят

Пометка

Общая

спецификация

Условия работы определены в 6.3.

Многие технические данные, такие как номинальная скорость, диапазон скоростей, соотношение. номинальное кручение и др.

Тип и расположение тормоза, муфты и передача поддержки/монтажа Схематическое олисанме системы охлаждения. Смаэга и фильтрация Монитортг включенного списка датчиков Дополнительное оборудование Рекомендашы для тестов и подсчетов Рекомендации для документации Рекомендашы для контроля качества

W

G. (В. L). С G.(B. L). С

G. (В). С

G. (В. L), С

G.(B. L). С G,(B. L). С G. (В. L). С G.(B. L). С G. (В. L). С

Спецификация

нагрузки

Краткое описание турбины, включающее контроль и систему безопасности Временные серии для усталости и статические расчеты на прочность Нагрузки усталости, подготовленные как в LDD и RFC для всех соответствующих «грузок Экстремальные нагрузки, включая обратный момент кручения

Дополнительные нагрузки, если они созданы, например, вибрацией или деформацией

W

G. (В). С

Спецификация

теста

Требования в отношении тестирования коробки передач на стенде: дизайн испытательного стенда, измерительное оборудование, ход вы-полнешя теста, критерии успеха Требования в отношении тестирования коробки передач на турбине: месторасположение, измерительное оборудованию и данные должны быть измерены, курс теста, критерии успеха

Требования в отношении испытаний серийной коробки передач на стенде: дизайн стенда, измерительное оборудование, ход выполнения теста, критерии успеха

G (В. С) W

G. (В. L)

W.C

G (В. L). С W.C

Чертежи и список ма-

Измерение габаритов и чертеж сборки

G

W.B.C

териалое

Чертежи и спецификации зубчатых частей, включая материалы и термообработку, данные по инструменту и профило и приведению модификаций

G

W.C

/Продолжение таблицы Е. 1

Доеумеит

Спецификации

Издан

Принят

Пометка

Чертежи и спецификации для валов и

G

W.B.C

муфт/соеди нений

Чертежи и спецификации частей корпуса, еклочая посадочные места подшигыиюв. ма-

G

W.B.C

териалы и другие соответствующие данные Схематический чертеж системы смазки с информацией о диаметрах труб и сопла

G

W. В. L С

Чертежи подшипников, а тапке информация, относящаяся к расчетам, указанным е 7.3.7

В

W.G.C

Перечень материалов коробки передач

G

W.G.C

Перечень материалов, использованных в системах охлаждения и фильтращы

W.G

W.G.LC

Анализ зубчатой

Анализ усталости против точечной коррозии и

G

W.C

передачи

раэрушешя корня зуба в соответствии с [6] Статический анализ прочности против точечной коррозии и разрушения корня зуба в соот-

W.C

ветствии с [6]

Анализ эадиростойкости

W.C

Расчет коэффициента распределения нагрузки.

С

Зубчатые частоты сетки для всех передач сетки с учетом указанного диапазона скоро-

W.C

стен

Анализ

Предположения и требования к расчету под-

В

W.G.LC

подшипников

шипников

Расчет срока службы и стэтичеомх ноьмналь-ных параметров для всех подшипников в соответствии с 7.3.7

W.G.C

Раоют мощности осевой нагрузки

W.G.C

Оценка возможных недостатков режимов, на-

W.G.C

пример, скольжения

Внутренние и внешние частоты врешотмя для всех подшип-ыков. а также клетка частоты вра-ще»мя с учетом указанного диапазона скорое-

W.G.C

теи

Другие

Усталостный и статический анализ прочности

G

W.C

компоненты

структурных компонентов, определенных е 7.4. и статический анализ прочности еалое. соединения вал-ступица и структурно нагруженных болтов

Усталостный и статический анализ прочности крутящего момента, водила и корпуса, как FEA-

W.C

отчет в соответствии с 7.5 Деформация несущей части, которая может привести к значительном изменениям распределения давления в зубчатой селю и/и/w под-

W.B.C

щипнике

Паспорт смазочного материала

L

W.G.B.C

Проверка теплового

Расчет номинальной мощности при рэссмот-

G

W.C

потенциала и доступ-

рами максимально допустимой температуры

ной мощности охлаждения

окружающей среды(в соответствии с [69])

Окончание таблицы Е. 1

Дояумеит

Спецификация

Издам

Пряден

Пометка

Ручная

Затраты на техническое обслуживание и интер-

G

w.c

эксплуатация

ваты его проведения

Допустимые температуры, давлете и г д.. и необходимый надзор за коробкой передач

W.B.C

Инструкции, касающиеся запуска и выпол-

W.B.C

нения процедур

Интервалы замены оборудования и рекомендуемый анализ пределов смаэошых материв-

W.B.LC

лов

Тестирование прото-

Монтажные протокот прототипа коробки пе-

G

W.B.LC

типа и тестирование

редач

механизмов

Описание испытательного стенда в том числе фотографии

W.B.LC

Подробная программа испытаний

W.B.LC

Методы калибровки и записи

c

Образец эагыси дамос о пятне контакта шестерен. например, фотографии

w.c

Образец записи дантх о пятне контакта под-шигеика. например, фотографии

W.B.C

Измеренные данные (температура, давление, чистота масла и т. д.)

W.B.LC

Выводы

W.B.LC

Тестирование

Монтажные протокот прототипа коробки пв-

G

W.B.LC

прототипа в ветровой

редач

турбине

Описание месторасположения и условий окружающей среды (например, скорости ветра

W(G)

W.B.LC

и температуры во время проведения испытаний)

Подробная программа испытали

W.G

W.B.LC

Методы кагибровки и записей

W.G

c

Описание проведения испытаний турбины и работы во время проведения испытаний (нал-

W

W.B.LC

римвр. доступность, производимая электроэнергия, кривая мощности)

Протоколы осмотра (включая фотографии пятен контакта) и анализы смазки

G.(W)

W.B.LC

Результаты испытаний, такие как временные ряды измеренных данных например, мощности. момента фучения. температуры, дав-ле*«я масла, чистоты смазки

W.G

W.B.LC

Выводы

G.(W)

W. B.LC

Примечание

W — Проиэводитегь ветровой турбины G — Производитель коробки передач В — Производитель смазки L — Поставщис смазки С — Орган по сертификации

()—Опшы

Приложение Ж (справочное)

Документация расчвта подшипников

Ж.1 Документация, необходимая для расчетов подшипника

Поддержание записей предположений и расчетов нагрузки на подшипники, оценки усталостной жизни обязательно при проектировании коробки передач. Ниже приведен предлагаемый формат документирования этих деталей. Скобки используются для вставки комментариев или фагтичеосих конфекурационных данных.

Ж.2 Т итульиая страница

Расчеты подшипмесое для    [Название производителя коробки передач]

Единица юробки передач    (Название единицы коробки передач]

Ветровая турбина    [Название производителя ветровой турбины]

[Название поставщика подшипника]    [Идентификациояошй номер документа]

справочно:

[Относящееся число] [Дата]

[Имя]

[Имя]


Поставляемым грузовой спектр: Датирован:

Подготовлен:

Утвержден:

Название

[Назоаимо]

[Названо]

[Названые]


Дистрибьюторский лист-версия Компания

[Название производителя единицы коробки передач] [Название производителя турбины]

[Названые производителя подшипника]

Проверка

Дата

Изменения

1.0

[Дата!

Выпуск документа

Ж.З Детали трансмиссии

См. прилагаемый норта* или зооо (догом>о быть предусмотрено • юткоо определение траисмиосии. о том числе системы координат) и детали ветровой турбины и трэнсмисоы включают размер, тип. мощность, классификация И TJX.

Расчеты проводились по сниженному спектру нагрузки, происходящему от нагрузки спектра, указанного а документе.

Условия эксплуатации коробки передач и ее данные перечислены ямже и представляют собой основу для расчетов.

Ж.4 Исходная информация

Ж.4.1 Позиция подшипника

No:

Позиция |*ла

Марка

вала

Марка

подшипника

Определение подшипника

1

LS-Car

RS

2

Низкая скорость планетарного носителя

6S

3

Низкая скорость планеты

LS-Plan

RS

4

GS

5

Средняя скорость планетарного носителя (2)

IS-Саг

RS

6

GS

7

Средняя скорость планеты (2)

IS-Plan

RS

8

GS

Окончание таблицы

Но:1,1

Позиция «ала

Мери

иле

Мерке

подшмпииша

Определение подшипнике

9

Низкая скорость промвжутомого вала (2)

LSIS

RS

10

GS-in

11

GS-out*2'

12

Высокая асорость промежуточного вала

HSIS

RS

13

GS-in

14

GS-out <2>

15

Высокая скорость вала

HSS

RS

16

GS-in

17

GS-out

(1) Нумерация, соответствующая моменту кручстмя от входа до выхода вала из генератора ротора. (2} Используется в зависимости от коробки передач дизайна.

Ж.4.2 Данные подшипника

No: »>

Название подшипника

d

0

(mm)

ВШН

(mm)

dm

(am)

<m«)

(MM)

2

«S

n

<«H)

C,

(•H)

(kH)

(МИИ "

1

2

3

17

(1) Нумерация, соответствующая моменту кручения от входа до выхода вала из генератора ротора Ж.4.3 Данные коробки передач

Статус

коробки

передач

(3)

Середина дистанции а {мм]

Модуль m„ [мм]

°|П

ziun

Z,

Zг

1

LS-планета

[а]

[20J

-[hehxf"'

2

LS-планета (4)

[а]

poi

-[Ьейх]*”

3

Цилиндрические коробки передач <<)

[а]

I20J

♦ [Ьейх]*2*

4

Цилиндрические коробки передач <<)

[а]

I20J

- [hefcxf2

Ж.4.3.1 LS-планетарная передача

Точка приложения

Планетэ-солнечная шестерня сетки

Планета-колесо шестерни сетки

нагрузки смещения

[мм]

[мм]

г«

Расстояние от середины к

Расстояние от середты к

[Ротор генератор!

[Ротор генератор]

^мхх

Расстояние от середины к

Расстояние от середины к

[Ротор генератор]

(Ротор генератор]

^"шох (•«

Расстояние от середины к

Расстояние от середины

[Ротор генератор]

Если только определено одно значение

K*f = [Общий]: Планета-солнце, (мм) сдвмтуто от середины к [Ротор/генератор]

Планетэ-фуг: (им) сдвинуто от середты к [Ротор/генератор]

Ж.4.4 Мощность, момент кручения, сила и данные скорости Ношыальные рейтинги ветровых турбзы

Сила:    С _rr n. = (cnnaJMW

Момент кручения:    К*ошт*л = {крученне]кМ-М

Скорость:    С-т— = [скорое TbjMHH"

Внутренняя скорость:    С,= [входящая скоростъ)мин*

Внешняя скорость:    Сг = [Внешняя скорость)ми1-г

Общее соотношение: [С, /CJ

Нагрузка спектра в соответствии с документом [имя документа] от [дата] и уменьшается на метод [см. приложение В для предложенных методов]:

Случай нагрузки

Кручение. Ю [кН-М]

Скорость. О [мин*]

[Время или прогресс]

[Время или прогресс] доля[%]

Cn**

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Гщ. до 333

Ж.4.5 Данные по смазке и чистоты

Используется тип масла [шыерагъное или синтетическое). G [вязкости] трансмиссионное масло [с/без присадки).

Но '

Позиция вала

Обозначение

подшипника

Рабочая

температура смазки подшипника

[*ср

Калпа, к

Чистота

смазки

Чистота используемая в подсчетах

1

Низкая скорость

2

планетарного носителя

3

Низкая скорость

4

планеты

5

Средняя скорость

6

планетарного носителя

7

Средняя скорость

8

планетарного колеса (2)

9

Низкая скорость

10

промежуточного

вала

11

12

Высокая скорость

13

промежуточного

14

вала

15

Высокая скорость вала

16

17

No*

Позиция вала

Обозначетме

подшипника

Соответствие (е микрометрах]

Материал

Рабочая

температура

ГСр

Внутренняя

чистота

[в микрометрах]

Вал

Корпус

Вал

Корпус

Вал

Корпус

До

монтажа

В работе

1

Низкая скорость

2

планетарного

носителя

3

Низкая скорость

4

планетарного

вала

5

Средняя скорость

6

планетарного носителя (2)

7

Средняя скорость

8

планетарного носителя (2)

9

Низкая скорость

10

промежуточного

вала

11

12

О» «ИЛ»*ПП Я1МИАЛП

13

промежуточного

14

вала

15

Высокая скорость вала

16

17

Мо‘>

Позиция вала

Обозначение

подшипника

Основной рейтинг жизни [г]

Модифициро

ванное

отношение

рейтинга.

U М

жизни

Основное

отношение

рейтинга.

жизни

1

Lfnr

®Mmu

[Н/мм]

1

Низкая скорость

2

планетарного носителя

3

Низкая скорость

4

планеты

5

Средняя скорость плэ-

6

нетарного носителя (2)

7

Средняя скорость

8

планеты (2)

9

Низкая скорость

10

промежуточного

вала

11

12

Высокая скорость

13

промежуточного

14

вала

15

Высокая скорость вала

16

17


Максимального момента круче»мя. Г..^ Максимального момента кручения. Г¥аг


No*11

Позиция вала

Обозначение

на м.ммомие

Максимальный момент кручения

Максимальный rev. момент кручения

Фн.тлл

[HW]

Статистическая

безопасность

[HW]

Статистическая

безопасность

1

Низкая скорость

2

планетарного носителя

3

Низкая схорость

4

планеты

5

Средняя скорость пла-

6

нетарного носителя (2)

7

Средняя скорость

8

планеты (2)

9

Низкая схорость

10

промежуточного

вала

11

12

Высокая скорость

13

промежуточного

14

вала

15

Высокая скорость вала

16

17

[1] IEC 61400-3(2009) Щ IEC 61400-22(2010)

Библиография

Wind h«bines. Part 3. Design requirements for offshore wind turbines Wind hxbtnes. Part 22. Conformity testing and certification

[3]    Downmg S.D.. Sooe. D.F. Simple Rainflow Cowling Algorithms. InternalonaJ Journal of Fatigue. Volume 4. No. 1. p. 31. 1982

(4]    Matsucshi. M.. Endo. T. Fatigue of Metals Subjected to Varying Stress. Proc. Japan Soc. Of Mech. Engrs., n.68-2. p. 37-40. 1969


[5]    ASTM E 1049-85:2005

[6]    ISO 6336

[7]    ISO/TR 13989-1:2000

Standard practices for cycle counting in fatigue analysis Calculation of toed capacity of spur and helical gears

Calculabon of scuffing load capacity of cylindrical, bevel and hypo id gears. Part 1. Flash temperature method

[8] AGMA 925-A03 ft ISO/TR 13989-22000

Effect of lubrication on gear surface distress

Calculation of scuffing load capacity of cylindrical, bevel and hypoid gears. Part 2. Integral temperature method

[10]    DIN 3990-4—1987

[11]    ISO 14635-1:2000

Calculation of toed capacity of cyfindhcal gears. Calculation of scuffing toad capacity Gears. FZG test procedures. Part 1. FZG test method A/8. 3/90 for relative scuffing loadcarrying capacity of oils

[12] ISO/TR 15144-12010

Calculate*? of micropitting toad capacity of cytndrical spw and hefical gears. Part 1. Introduction and basic principles

[13] ISCVTR 10064-1:1992

Cylindrical gears. Code of inspection practice. Part 1. Inspection of corresponduig flanks of gear teeth

[14]    ISO 10825:1995    Gears. Wear and damage to gear teeth. Terminology

[15]    Classification notes № 41.2 «Calculation of gear rating for marine transmissions»

[16]    ISO 1328-1:2013    Cylindrical gears. ISO system of Rank tolerance classification. Parti. Definitions and


[17]    ISO 14104:1995

[18]    ISO 683-17:1999

allowable values of deviations relevant to flanks of gear teeth Gears. Surface temper etch inspection after gnrxfcng

Heat-treated steels, alloy steels and free-cutting steels. Part 17. Bal and rofier beamg steels

[19] ISO 15243:2004 [2(4 ISO/TR 1281-22008

Rolling bearings. Damage and failures. Terms, characteristics and causes

Rolling bearings. Explanatory notes on ISO 281. Part 2. Modified rating life calculation.

based on a systems approach to fatigue stresses

[21] ISO/TS 162812008

Rolling bearings. Methods for calciiabng the modified refer once ratng life for universafty loaded bearings

[22] ISO 4406:1999

HydratAc fluid power. Fluids. Method for coding the level of contamination by sobd particles

[23] AGMA92S—A03    Effect of lubrication on gear surface (fcsiress

[24]    GFT Worksheet 3 Worksheet 3. Rolkng Beamg Lubrication. Geselschaft fur Tribologie. . 2006

120] uin    calculate*! ot юао capacity or snarts and axles


[34]    ISO 2394:1998    General principles on reliability for structures

[26]    ANS1/AGMA6001-D

[27]    DIN 7190—2001

[28]    DIN 6892—2012

[29]    ISO/TR 13593:1999

[30]    DIN 6885-2—1967

Design and selecbon of components for enclosed gear drives Interference fits. Calculation and design rules

Drive type fastenings without taper action. Parafiel keys. Calculate*! and design Enclosed gear drives for industrial appbcations

Drive type fastenings without taper action. Parafiel keys, keyways. deep pattern for machine tools, dimensions and application

[31]    ANS1/AGMA6123-B

[32]    DIN 471—2011

[33]    DIN 472—2011

Design manual for enclosed epicycle gear drives Retaining rings for shafts. Normal type and heavy type Retaining rings for bores. Normal type and heavy type


[35]    Gudehus. H.. Zenner. H. Leitfaden fur eine Betnebsfestigkeitsberechnung. 4th ediboa Verlag Stahteisen. Dusseidorf. 1999

[36]    WegerdL C..Hane1. W.. et al Analytical strength assessment of components in mechanical engineering. 5th revised edition. VDMA-Vertag. 2003

[37]    Dowkng. N.E. Fatigue failure pretkcbons for complicated stress-strain histories. Jownal of Materials Vot.7 No.1: p. 71-87. 1972

[38]    Haibach. E. Betriebsfesbgkert. 2nd edition. VDt-Vertag. 2002

[39]    SAE Fabgue Design Handbook. 3rd edition. Society of Automotive Engineers. 1997

[40]    EN 12680-3:2011    Foundmg. Ultrasonic testing. Part 3. Spheroidal graphite cast iron castings

[41]    ISO 10474:2013

[42]    ISO 12925-1:1996

Steel and steel products. Inspection documents

Lubricants, indusfrial oils and related products (dass L). Family C (Gears). Part 1. Specifications for lubricants for enclosed gear systems

[43] ANSI/AGMA 9005-E

Industrial gear lubrication


IEC/TS 61400-13(2001) Wind tivtxne generator systems. Part 13. Measurement of mechanical loads

И5]

Н6]

\47)

{48] [49J

т

Р1]

[52]

[53]

[54]

[55]

[56]

[57]

[58]

[59]

т

pi]

[62]


[63]

[64]

[65]

[66]

[67]

[68] [69]


VDI 3834-1 Measurement and evaluation of the mechanical vibration of mnd energy ttrbines and their components.

Onshore wind energy turbines with gears

ISO 6336-6:2006    Calculaton of load capaaty of spur and hebcal gears. Part 6. Catenation of service life

under variable load

BrancSein et al. Ball and Roller Bearings. Theory. Design and Application. 3rd etfbon. John Wiey and Sons Ltd.. 1999

ISO 281:2007    Rolling bearings. Dynamc load ratings and rating life

ISO 12107:2012    Metallic materials. Fatigue testing. Statistical planning and analysis of data

ANSI/AGMA/AWEA Design and specrfication of gearboxes for wind turbines

6006-A03

ANSI /AGMA925-A02 Effect of lubrication on gear surface (hstress DIN 51509    Selection of lubricants for gears

ASTM D2983    Low-temperature viscosity of automotive test fluid lubricants measured by brootdieid

viscometer

DIN 51819

ASTM D2893 ISO 7120:1987 (ASTM D665) ISO 11007:1997

ASTM D130

ISO 2160:1998 CEC L-45-A99 ISO 13226:2011

ISO 12152:2012


ISO 13357-2:2005

DIN 51517-3-2011 ASTMD692 ISO 3104:1994

ASTM П51Я.Ч

ISO 12937:2000 ISO/TR 14179


Testing of lubricants. Mechanical-dynamic testong in the roller bearing test apparatus FE8

Test method for ondation characteristics of extreme-pressure lubrication ois Petrolewn products and lubricants. Petroleum oils and other fluids. Determnation of rust-preventing charactensbcs in the presence of water

Petrolewn products and lubricants. Determination of net-prevention characteristics of lubricating greases

Test method for detection of copper corrosion from petroleum products by the copper strip tarnish test

Petrotewn products. Corrosiveness to copper. Copper ship test Viscosity shear stability of bartsmissnn lubricants (taper roller bearing rig)

Rubber. Standard reference elastomers (SREs) for characterizing die effect of liquids on vulcanized rubbers

Lubricants, industrial oils and related products. Determination of die foamng and air release properties of industrial gear ois using a spur gear test rig. Flender foam test procedure

Petrotewn products. Determmation of the filterabiity of lubricating ois. Part 2. Procedure for dry ois

Lubricants. Lubncatkig ois. Part 3. Lubricating ois CLP. Minimum requirements Test method for foaming characteristics of lubneating ois

Petroleum products. Transparent and opaque 6quds. Determination of kinemabc viscosity and catenation of dynamic viscosity

Test mattmri fnr <eaprmtnafann nf arfaMiva olnmrmir. wear metafc and mntaminanK ri used lubricating ois by inductively coupled plasma atomic emission spectrometry Petroteun products. Determmation of water. Coulometric Kart Fischer titration method Gears. Thermal capacity.

УДК 621.311.24/534.6:006.354    ОКС27.180

Ключевые слова: возобновляемая энергетика, ветроэнергетика, трансмиссии ветроустановок

Редактор Е. А. Червпсо Технический редактор В. Н. Прусакова Корректор Л. Я. Митрофанова Компьютерная верстка В. Н. Романовой

Сдано а набор 24 06.2014. Подписано • печать 21.10.2014. Формат 60х84'>а Бумага офсетная. Гарнитура Лриал Печать офсетная. Уот. печ. я. 13.96 Уч-яэд. л. 13.20. Тиран 47 эяэ. За с 1066.


•ГУЛ «СТАНДАРТИНФОРМ». Т23095 Мосжаа. Гранатный пер. 4.     info^postinfo tj

Набрано т отпечатано в Калужской типографии стандартен. 246021 Калуга, ул Московская, 256

Д.5.2 Линейный фильтр

Сборка линейного фильтра должна:

   обеспечивать минимум ограмтчения потока необходимого объема и давления масла в смазываемых узлах турбины во время работы:

-    запрещать ограничение потока на холодном пуске, который может повредить или свернуть фильтрующий элемент.

-    обеспечить способность удержания грязи, собравшейся в течение семи месяцев службы при полугодовом цикле замены фильтра, и в течение четырнадцати месяцев службы при годовом доле замены фильтра.

При выборе рейтинга микрона фильтра нужно знать требования класса чистоты (см. таблицу 9) и свойств системы, таких как скорость проникновения грязи, расход и свойства масла. Тигмчное значение составляет 10 нш при бета-коэффмдиенте большее или равным 200 (0,о<е) 2 200). Индекс (с) относится к интерпогырованному размеру частиц согласно ГОСТ Р И СО 16889. Сборка фильтра должна екгеочать а себя автоматический обходной путь масла с достаточным его притоном для защиты смазываемых узлов во время холодного пуска и. в случаях когда фи/ътрующий материал забивается загрязняющим веществами. Датчики должны быть установлены для контроля статуса засорения и потоков собирамгя масленых фиты ров. Это может включать:

-    перепад давления на фильтрующий элемент:

-    статус обхсдо-кхо устройства:

-    попоокигегъный поток масла или давления на входе и выгоде из фильтра.

Д.5.3 Нелинейный фильтр

Фильтрующий элемент должен быть рэссмтан на:

-    запрет ограничения потока, который является достаточным для повреждения или разрушения фильтрующего элемента, во время первой операции:

•    запас способности удержания грязи, собравшейся 8 течение семы месяцев службы при полугодовом шжле замены фильтра, и в течение четырнадцати месяцев службы при годовом цикле замогы фильтра.

Выбранный размер тогецты фильтра должен быть подходящим для осуществления «мстоты требоватй класса и системных свойств (например, скорость проникновения грязи, расход, свойства масла). Типичное знгмо мке для рейтинга км крон составляет 5 мкм при 0. богъшее или равным 200 (0$ , 2 200). Сборка фигътра должна включать в себя автоматический обходной путь масла. Датчики должны быть установлены для контроля засоре-|-мя фильтра в сборе. Они могут включать а себя контрагъ:

   Угол наклона, связаншй с солнечным колесом, знак «-» — для левых и знак «+» — на правой.

   Угол наклона, свяээнаы с шестерней, знак «-» — для левых и мак «+» — на правой.

   Последовательность нумераты в соответствии с моментом кручения потока.

   Используется в зависимости от коробки передач дизайна.

   Нумерация, соответствующая моменту кручения от входа до выхода вала из генератора ротора.

   Используется в зависимости от коробки передач дизайна.

   См. 7.3.7.2

   Нумерация, соответствующая моменту фучежя от входа до выхода вала из генератора ротора.

   Используется в зависимости от коробси передач дизайна.

   См.7.3.6.2

Ж.5 Результаты расчета

Ж.5.1 Основной расчетный срок службы подшипников

Основной расчетный срок службы подшипников для скорости и эквивалентной нагрузки, вкгвочэя точки приложения нагрузки смешения на планетах:

Эквивалентным момент кручемтя:    Гм = [момент крукммя] кН-м

Эквивалентная скорость:    лм = [скорость] мин*'

   Нумерация, соответствующая моменту кручения от входа до выхода вала из генератора ротора.

   Используется в зависимости от дизайна коробки передач.

Ж.5^См1йС1й*яй;ми рисчы иицши:тим

Статический расчет подшипников, в том числе точки смещения применения нагрузки на планетах для:

= [кручение] кН-м = [кручение] кН-м