風電主軸承失效分析與優化設計

王高峰，王燕霜，梁 輝，劉 攀

（1.洛陽軸承研究所有限公司，河南 洛陽 471039；2.高性能軸承數字化設計國家國際科技合作基地，河南 洛陽 471039；3.河南省高性能軸承技術重點實驗室，河南 洛陽 471039；4.齊魯工業大學（山東省科學院），山東 濟南 250353）

1 引言

風電主軸承是風力發電機組的核心部件，其性能直接影響風機可靠性和壽命[1-3]。風電主軸承常用布置有兩點支撐和三點支撐形式。其中三點支撐形式中，在風輪側布置有1個調心滾子軸承，主軸與齒輪箱用脹緊套連接，2個圓柱滾子軸承安裝在齒輪箱內，齒輪箱采用扭力臂進行支承，其結構，如圖1所示。

圖1 風電主軸三點支撐結構Fig.1 Main Shaft Three-Point Support of Wind Turbine

由于風機工況復雜，風電主軸軸承在工作時承受受軸向力、徑向力、傾覆力矩的聯合作用，其失效形式也集中在套圈斷裂、保持架斷裂、異常磨損等方面，國內外學者對風電主軸承進行了大量的研究[4-9]。針對1.5MW 風電機組主軸承失效的原因，有學者提出了降低軸向力、提高基礎油粘度、提高密封性能等改進方法。

有學者通過軸承內部承載和接觸應力分布情況，綜合接觸應力和相對滑動速度的影響因素分析了軸承內部的磨損情況，并提出了預防和改善措施。然而基于對大功率風電主軸承失效案例分析而進行優化設計的研究還較少。鑒于此，對4MW風電主軸承失效形式進行原因分析，建立了Romax 模型分析其受力狀態，根據分析結果對軸承主參數進行了優化。

2 失效分析

某4MW風機主軸承型號為240∕900，運行約2年后損壞，對軸承拆解后進行以下檢測。

2.1 外觀檢測

內圈外觀，如圖2所示。內圈A列滾道在靠近中擋邊側有圓周剝落環帶，寬約40mm，剝落環帶約占圓周的1∕2；A列滾道其余表面有運轉摩擦痕跡，痕跡表面有大量的細小的壓坑，內圈B列滾道表面有運轉摩擦痕跡。

圖2 內圈滾道外觀Fig.2 Inner Ring Raceway Appearance

滾動體外觀，如圖3所示。A列滾子工作表面有運轉磨損痕跡，痕跡表面有較小的壓坑，B列滾子工作表面有運轉摩擦痕跡。圖中A列滾道為下風向，B列滾道為上風向。

圖3 滾動體外觀Fig.3 Rollers Appearance

2.2 材料檢測

對軸承外圈、內圈、滾子進行化學成分檢驗，材料均為GCr15SiMn；進行非金屬夾雜物及碳化物不均勻性檢驗；結果符合GB∕T18254-2016《高碳鉻軸承鋼》標準要求。

2.3 熱處理質量檢測

將外圈、內圈切割后，對切割面近滾道表面進行硬度檢測，對滾子端面進行硬度檢測；對外圈、內圈、滾子進行熱酸洗檢驗；檢測結果均符合GB∕T 34891-2017《滾動軸承高碳鉻軸承鋼零件熱處理技術條件》標準要求。內圈中擋邊部位近表層組織為馬氏體組織，次之為馬氏體和屈氏體混合組織，心部區域淬回火組織未發現有馬氏體組織。

2.4 掃描電鏡觀察

對內圈A列滾道剝落表面進行電鏡觀察，剝落表面較光滑平整，無其他異常，其表面顯微形貌，如圖4所示。

圖4 內圈A列滾道剝落表面顯微形貌Fig.4 Micromorphology Exfoliated Surface of Inner Ring A Raceway

2.5 原因分析

調心滾子軸承在使用中如果受到較大的軸向載荷，使得單側滾道承載較大，容易產生軸承卡死，導致軸承失效。240∕900調心滾子軸承的失效可能是在使用中受到較大的軸向載荷，造成偏載形成過載疲勞。

3 受力分析

為驗證上述推斷，根據240∕900布置形式，建立Romax模型，施加疲勞載荷進行軸承受力分析[10-12]。軸承主要設計參數及載荷，如表1所示。

表1 軸承分析參數表Tab.1 Table of Bearing Analysis Parameters

建立Romax模型時，根據實際軸承參數自定義軸承，將風機輪轂坐標系轉換為Romax坐標系后在輪轂中心位置通過點載荷施加軸向力、徑向力、傾覆力矩，主軸重量通過點載荷施加，彈性支撐通過剛度軸承設置不同方向的剛度進行模擬。

主軸、殼體、軸承進行柔性化設置，軸承內徑節點與主軸外徑節點聯接，軸承外徑節點與殼體內徑節點聯接。軸承工作溫度設置為70℃，Romax軸系模型，如圖5所示。

圖5 Romax軸系模型Fig.5 Romax Shaft Model

運行仿真模型，得到軸承B列滾道接觸應力云圖，如圖6所示。最大應力為718MPa。

圖6 B列滾道接觸應力云圖Fig.6 B Raceway Contact Stress Contours

A列滾道接觸應力云圖，如圖7所示。最大應力為1498MPa。

圖7 A列滾道接觸應力云圖Fig.7 A Raceway Contact Stress Contours

對比兩列滾道接觸應力結果可知，在上述載荷作用下，A列滾道最大接觸應力顯著高于B列滾道，Romax分析結果與軸承失效狀態較吻合。

4 優化設計

在保證軸承外形尺寸不變的前提下，為改善兩列滾道受力狀態，將上風向B列滾道接觸角調整為7°，下風向A列滾道接觸角調整為13°，兩列滾道調心中心與軸承寬度中心將發生偏移，軸承優化后結構，如圖8所示。

圖8 優化后的軸承結構Fig.8 Optimized Bearing Structure

通過Romax 模型，對優化后的軸承進行分析。軸承B 列滾道接觸應力云圖，如圖9所示。最大應力為1074MPa。A列滾道接觸應力云圖，如圖10所示。最大應力為1363MPa。

圖9 優化后B列滾道接觸應力云圖Fig.9 Optimized B Raceway Contact Stress Contours

圖10 優化后A列滾道接觸應力云圖Fig.10 Optimized A Raceway Contact Stress Contours

對比分析結果可知，優化后，軸承滾道最大接觸應力有所下降，軸承滾道偏載現象得到改善。

5 結論

對風電三點支撐式調心滾子主軸承進行失效檢測，分析出受軸向力、傾覆力矩作用時軸承出現偏載而導致一側滾道過載疲勞。通過建立Romax軸系仿真模型，分析軸承兩條滾道的受力狀態，分析結果與失效狀態較吻合。對調心滾子軸承進行優化設計并仿真分析，結果表明通過改變接觸角進行非對稱設計，可改善軸承受力狀態。