變槳軸承套圈應力和疲勞強度的數值分析

龐健華，宗海勇，高學海,2

(1.上海歐際柯特回轉支承有限公司，上海 201906;2.上海泛一工程技術有限公司，上海 201907)

伴隨著環境污染以及能源危機問題的進一步加劇，可再生的綠色新能源已成為當前的主要議題，其中風能作為一種清潔可再生資源受到廣泛關注[1-2]。變槳軸承作為風力發電機組的關鍵零部件之一，其使用性能和工作壽命制約著風電設備的工作效率和使用壽命。

為保證變槳軸承能夠達到20年的使用壽命要求，國內外學者對其進行了大量的研究。文獻[3]通過軸承初始設計的基本工程應用算法分析了軸承的載荷分布；文獻[4-5]基于有限元法分析了變槳軸承的載荷分布；文獻[6]分析了變槳軸承溝道的承載能力；文獻[7]分析了變槳軸承溝道參數對承載能力以及使用壽命的影響;文獻[8]分析了變槳軸承在接觸載荷作用下材料的疲勞特性；文獻[9]分析變槳軸承溝道接觸疲勞特性；文獻[10-11]對變槳軸承疲勞壽命進行分析。上述均是關于軸承溝道與球接觸的疲勞壽命的分析，對變槳軸承套圈自身(不包括溝道部分)的疲勞壽命研究較少，在實際應用中變槳軸承套圈經常會受到交變載荷作用，套圈易產生疲勞斷裂，故有必要對變槳軸承套圈的應力及疲勞強度進行分析。

1 故障分析

1.1 故障特征

變槳軸承普遍應用于大型風力發電機組，其主要作用在于連接槳葉以及輪轂，使槳葉可以相對其軸線旋轉以實現變槳目的，通過變槳可以使葉片獲得最佳迎風角，從而提高風能的利用率并穩定輸出風機功率。某3 MW風機變槳軸承多次出現套圈斷裂，疲勞裂紋首先在填球孔與錐銷孔的相貫線(靠近滾道一側)，使用中裂紋擴展導致套圈斷裂，未達到20年的使用壽命，如圖1所示。

圖1 變槳軸承套圈斷裂示意圖

1.2 故障原因分析

在風力發電機工作過程中，葉片主要受到來自氣流引起的氣動載荷以及重力、慣性力等載荷作用，在風機啟停以及緊急剎車的情況下也會受到瞬時沖擊載荷的作用。由于變槳軸承處于葉片和輪轂之間，施加在葉片上的載荷最終會傳遞到變槳軸承，在葉片坐標系中的載荷分布情況如圖2所示[12]。變槳軸承在實際使用過程中常伴隨疲勞斷裂的風險，主要原因是軸承套圈疲勞強度遠遠不能滿足實際使用要求，一旦變槳軸承在使用過程中出現疲勞損傷，在交變載荷作用下極易造成裂紋擴展，從而造成軸承套圈斷裂，引發葉片掉落[13]。

圖2 葉片坐標系

2 變槳軸承有限元模型

以某3 MW風機用雙排四點接觸球軸承為例，變槳軸承安裝示意圖如圖3所示，其基本結構參數見表1，主要零部件材料參數見表2，其中葉片是各向異性材料，彈性模量及泊松比在徑向、周向及縱向上不盡相同，下標1表示徑向，2表示周向，3表示縱向。

圖3 變槳軸承安裝示意圖

表1 變槳軸承結構參數

表2 材料參數

建立模型時為了分析精確，考慮其上下連接部件與軸承內外圈之間的相互作用以及安裝螺栓的預緊力對軸承的影響[14-15]。由于輪轂結構的周期對稱性，建模時僅取其1/3模型，變槳軸承和葉片采用六面體縮減積分實體單元劃分網格，單元基本尺寸分別為10，30 mm；輪轂采用四面體二次單元進行劃分，單元基本尺寸為30 mm[16]。變槳軸承及其連接部件的有限元分析模型如圖4所示。

圖4 輪轂-變槳軸承-葉根整體模型

為提高分析效率，忽略細微倒角、吊裝孔等結構，螺栓與螺紋的作用采用梁單元代替，鋼球與溝道的作用采用非線性彈簧代替，其簡化后的模型如圖5所示。

圖5 簡化模型

輪轂安裝于風力發電機機艙一側，外載荷作用于葉片，模型的邊界條件如圖6所示，輪轂與機艙連接一側施加固定約束，外載荷施加于葉片的葉根端面。外載荷由整機廠家提供，見表3(文中僅需分析極限工況)，載荷作用方向如圖2所示，分析模型中載荷方向也由此而定，其中x方向為來風方向。并對軸承內外圈安裝螺栓分別施加422，614 kN的預載荷。

圖6 模型邊界條件

表3 外載荷

3 變槳軸承應力及疲勞強度分析

3.1 應力分析

在極限工況下，變槳軸承內外圈等效應力云圖如圖7所示。由圖可以看出，內圈在其非溝道區域的最大等效應力約為369.6 MPa，在靠近軸承內圈螺栓安裝孔的下邊緣處(即輪轂側)，與來風方向的夾角約為152.6°；而外圈在其非溝道區域的最大等效應力約為527.4 MPa，在靠近軸承外圈螺栓安裝孔上邊緣處(即葉片側)，與來風方向的夾角約為155.5°。

3.2 疲勞強度分析

進一步分析疲勞載荷下變槳軸承套圈的疲勞安全系數分布情況，等效疲勞載荷的幅值A和均值m由主機廠提供，再通過谷值V=m-A/2,峰值P=m+A/2計算得到谷值和峰值，見表4。各類型載荷(傾覆力矩M和集中力F)的峰值、谷值交替作用于變槳軸承，載荷的等效循環次數Ns=107，如圖8所示。在有限元軟件中求解出軸承套圈在各載荷峰值、谷值單獨作用下的應力分布情況并將其提交至Fe-safe中，設置好相應的材料參數、載荷及其循環次數，即可求解軸承套圈的疲勞安全系數分布。

表4 等效疲勞載荷

在107次循環作用下，變槳軸承內外圈的疲勞安全系數分布如圖8所示。由圖可知，內圈在其非溝道區域的最小疲勞安全系數為1.828，在軸承內圈螺栓安裝孔孔壁靠近下邊緣處(輪轂側)，該螺栓孔與風機來風方向的夾角約為137.0°，與極限工況下軸承內圈最大應力位置間隔3個螺栓孔；外圈在其非溝道區域的最小疲勞安全系數為1.938，在軸承外圈螺栓安裝孔孔壁靠近上邊緣處(葉片側)，該螺栓孔與風機來風方向的夾角約為151.4°，是極限工況下軸承外圈最大應力位置的相鄰孔。通過對變槳軸承套圈的疲勞分析可以看出，在不考慮材料及加工缺陷的前提下，軸承內外圈疲勞安全系數均滿足f>1的要求。

圖8 疲勞安全系數分布

3.3 結果分析

軸承內外圈在非溝道區域的疲勞薄弱位置與極限工況下應力集中位置(圖7)靠近。根據軸承內外圈的最大應力位置以及最小疲勞安全系數分布，綜合判斷可知：與來風方向夾角為137.0°～152.6°之間為內圈最薄弱區域，與來風方向夾角為151.4°～155.5°之間為外圈最薄弱區域。一旦在該區間內有微裂紋產生，在交變應力作用下，微裂紋迅速擴展到套圈截面，從而會導致套圈斷裂。

4 改進措施

在實際生產過程中應盡可能避開在薄弱區域鉆孔、切削等，避免造成材料的不連續，防止應力集中的產生。變槳軸承內圈應力最大值及最小疲勞點均出現于螺栓孔下邊緣位置(即輪轂側)，外圈應力最大值及最小疲勞點均出現于螺栓孔上邊緣位置(即葉片側)。在軸承內圈輪轂側以及外圈葉片側分別增加凸緣結構，如圖9所示，其結構參數見表5。

圖9 凸緣結構

表5 凸緣結構參數

對增加凸緣后的軸承進行應力及疲勞分析，等效應力及疲勞安全系數分別如圖10和圖11所示。增加凸緣后軸承內圈最大等效應力為261.5 MPa，相對改進前降低29.25%，最小疲勞安全系數為1.938，相對改進前增加6.02%；軸承外圈最大等效應力為444.9 MPa，相對改進前降低15.64%，最小疲勞安全系數為1.992，相對改進前增加2.79%。增加凸緣后，軸承整體強度相對改進前均有較大提升。

圖10 應力云圖

圖11 疲勞安全系數分布

5 結束語

對某3 MW風機變槳軸承進行了數值分析，得到套圈的最大應力分布區域以及最小疲勞分布位置，并針對軸承套圈薄弱區域提出增加凸緣的改進措施，該方案有效提高了軸承的整體強度，對軸承實際使用具有一定的指導意義。