螺栓預緊力對風力發電機組變槳軸承強度影響的研究

摘要：變槳軸承是風力發電機組的核心傳動部件，為研究螺栓預緊力對其強度的影響，以某型風力發電機組三排滾柱回轉支承為研究對象，通過有限元方法建立“輪轂－軸承－葉片”模型，利用梁單元模擬螺栓并施加預緊力，非線性彈簧單元模擬實體滾子，進行變槳軸承靜力學仿真計算。對比不同螺栓預緊力下極限工況對三排滾柱回轉支承套圈應力、位移、滾動體接觸載荷分布規律的影響及螺栓自身強度。結果表明，減小螺栓預緊力時，軸承套圈油槽位置應力減小，滾動體接觸載荷減小，套圈位移增大。考慮到輪轂側的滾動體承載略大于葉片側，實際裝配過程中可適當增大內圈螺栓預緊力。

關鍵詞：滾動軸承；變槳軸承；三排滾柱回轉支承；風力發電機組；螺栓預緊力

中圖分類號：TH123；TM315 文獻標志碼：A doi：10.3969/j.issn.1006-0316.2024.10.004

文章編號：1006-0316 （2024） 10-0029-08

Influence of Bolt Preload on Variable Pitch Bearing Strength of Wind Turbine

MENG Gaoqiang，LI Ruijun，LIU Deng，YAN Youzeng

（ Wind Energy Institute， Mingyang Smart Energy Group Limited， Zhongshan 528400， China ）

Abstract：Variable pitch bearing is the core transmission component of wind turbine. In order to study the influence of bolt preload on its strength， a three-row roller slewing support of a wind turbine was taken as the research object， and a "hub-bearing-blade" model was established by finite element method. The beam element was used to simulate the bolt， the preload force was applied， and the nonlinear spring element was used to simulate the solid roller. The static simulation of variable pitch bearing is carried out. The distribution law of stress and displacement， contact load of rolling element and bolt strength of three-row roller slewing bearing ring under different bolt preloading conditions were compared. The results show that the stress in the oil groove of bearing ring decreases， the contact load of rolling body decreases， and the displacement of ring increases. Considering that the bearing capacity of the roller on the hub side is slightly larger than that on the blade side， the pre-tightening force of the inner ring bolt can be appropriately increased during the actual assembly process.

Key words：rolling bearing；variable pitch bearing；three-row roller slewing bearing；wind turbine；bolt preload

變槳軸承是風電機組的核心傳動部件之一，安裝在風電機組葉片與輪轂之間，作用是通過調整風力發電機葉片的迎風角度來控制風輪的轉速及風機的輸出功率，從而確保風機在各種風速條件下都能高效、穩定地運行，提高風能利用率。變槳軸承的性能直接影響風機的使用壽命，如果其可靠性不好，容易導致風機因故障而停機或頻繁更換零部件，從而增加安全風險和維護成本。因此，為確保變槳軸承的可靠性，國內外學者開展了相關研究。黃藝龍等[1]通過采用殼單元模擬滾子－滾道接觸面的方法有效減少了大型三排滾柱式轉盤軸承有限元計算分析的計算量。王存珠等[2]利用有限元方法研究不同螺栓預緊力對四點角接觸球軸承載荷分布的影響，結果表明預緊力越大接觸載荷分布越均勻。楊成奇[3]研究變槳軸承套圈載荷特性時考慮了剛性耦合區域對結構剛性的影響。Kania[4]采用正確載荷變形特性的桁架單元對滾動體與滾道的接觸模型進行等效處理，分析了柔性套圈條件對滾動體接觸載荷及滾道接觸區域變形情況的影響。Daidié[5]采用非線性彈簧和實體耦合的方式模擬滾動體與套圈滾道間的接觸，其中彈簧非線性剛度由Hertz接觸理論確定。陳紅濤[6]對變槳軸承進行了參數化設計，分析設計中參數變化對載荷及接觸應力分布的影響，建立螺栓連接的有限元模型，研究了螺栓應力與預緊載荷之間的關系等。

目前對四點角接觸球變槳軸承的研究較全面，但其尺寸大、溝道結構復雜，加工及裝配難度大。隨著風電機組不斷擴容，要求變槳軸承具備更大的承載能力，大兆瓦機組大都采用三排滾柱變槳軸承，而相關研究相對較少。

三排滾柱回轉支承徑向滾動體及軸向滾動體能夠承受較大的徑向力、軸向力和傾覆力矩，其相較于四點角接觸球軸承具有工作載荷高、運行速度低、重量輕等優點，但結構尺寸大、承載高、套圈易變形，剛性套圈假設具有局限性[7]。大型回轉軸承運行工況復雜、測試困難且成本較高，故本文在球軸承研究的基礎上，通過有限元方法研究不同螺栓預緊力下三排滾柱回轉支承的承載能力、滾動體載荷分布規律及螺栓自身強度，為風力發電機組變槳軸承強度評估提供參考。

1 建立有限元模型

1.1 軸承模型

以某機型風力發電機組三排滾柱回轉支承為例，其結構如圖1所示，由雙排軸向圓柱滾子及單排徑向圓柱滾子、內圈、外圈、密封圈組成。軸向圓柱滾子承受軸向力和傾覆力矩，徑向滾子承受徑向載荷[1]。

三排滾柱回轉支承主要參數如表1所示。

變槳軸承在風電機組中的裝配結構如圖2所示，軸承外圈通過106個M42（雙頭螺柱）高強度螺栓[8]沿環向均布與輪轂相連，取擰緊系數為1.3，預緊力為694～902 kN；內圈通過128個M39（雙頭螺柱）高強度螺栓沿環向均布與葉片相連，取擰緊系數為1.2，預緊力為393.3～472 kN。

1.2 有限元模型

軸承整體有限元模型如圖3所示。

變槳軸承支撐剛度影響其承載能力，因此需要建立包含螺栓連接的“輪轂－軸承－葉片”整體有限元模型[9]，如圖4所示。變槳軸承套圈為關鍵部件，為保證求解精度，采用solid185單元低階六面體結構化網格劃分。由于風電機組上安裝的三排滾柱回轉支承結構尺寸大、滾柱數量多，非線性接觸對數量龐大，受載后的接觸狀態在計算過程中不斷更新迭代，為避免非線性接觸計算引起的不收斂問題，采用非線性彈簧combin39單元[10]替代圓柱滾子的接觸變形行為，再通過剛性連接將彈簧單元與軸承內外圈進行連接，如圖5所示。采用梁單元beam188模擬變槳軸承內圈與葉片、外圈與輪轂連接的螺栓[11]，并添加prets179單元施加預緊載荷[12]，如圖6所示，減少建立實體單元建模產生的計算量，進一步提高計算效率。

有限元建模中，滾子－滾道承受載荷時的接觸區域和彈簧單元的力學性能通過載荷－變形關系確定。計算為：

（1）

（2）

（3）

式中： 為切片剛度； 為滾動體切片載荷； 為滾動體切片的變形； 為彈性常數； 為滾動體切片數量；k＝1，2，3，分別表示徑向、軸向下排、軸向上排滾動體；i為第i個滾動體；j為滾動體第j個切片； 為滾動體有效長度。

根據式（2）生成軸向滾子和徑向滾子的載荷－變形曲線，其中變形量為負表示彈簧單元僅受壓不受拉，用來模擬滾子實際受載狀態。

為提高算精度，每個軸承滾子用多個彈簧進行模擬。軸向滾動體切片數為9，等效彈簧個數為9；徑向滾動體切片數為7，等效彈簧個數為7個。利用式（1）～（3）得到滾動體載荷與變形關系如圖7所示。

遵循經典Hertz接觸原理[3]，滾子－滾道接觸區域近似為橢圓，為方便建模，將模擬接觸區域簡化成尺寸為 ×2b的矩形，計算為[1]：

（4）

（5）

式中： 為最大的接觸載荷； 為等效彈性模型； 為滾子和滾道曲率半徑之和； 、 分別為滾道和滾子的彈性模量； 、 分別為滾道和滾子的泊松比。

根據NREL公式[1]計算上下排滾子的最大接觸載荷為：

（6）

（7）

式中： 和 分別為上排和下排滾子的最大接觸載荷； 和 分別為上排和下排滾道的中心直徑； 和 分別為上排和下排滾子的數量； 和M分別為滾子所受的軸向力和傾覆力矩。

計算得，上排和下排滾子的接觸尺寸 ×2b均為51 mm×0.734 mm，最大接觸載荷均為256 873 N。

1.3 材料及接觸設置

葉片材料性質為正交各向異性，其他部分均為各向同性，材料參數如表2、表3所示。

針對變槳軸承工作時各接觸面間的情況，設置模型之間的相互作用關系。各零部件之間均為摩擦接觸，在接觸位置設置對應的摩擦系數[15]，如表4所示[14]。

1.4 邊界條件及載荷

風電機組輪轂與主軸配合，主軸安裝于軸承座，軸承座安裝于機座，機座通過塔筒與地面相連，故輪轂與主軸配合面設置為全約束，限制端面節點的全部自由度。

如圖8所示，以葉根幾何中心為原點建立局部坐標系，X軸指向軸承零位，Z軸沿軸線方向。在坐標原點建立一個質量單元MASS21，用reb3（柔性連接）將質量單元與葉片端面所有節點耦合，實現極限工況加載。

靜強度研究極限工況下軸承套圈的載荷值如表5所示。可以看出，載荷Mz相對非常小，故不考慮軸承旋轉，約束加載點Z方向的旋轉自由度。

分別計算內外圈預緊力組合時的極限工況的靜強度，螺栓預緊力范圍和預緊力工況分別如表6、表7所示。

2 強度分析

強度分析研究內容包括：極限載荷作用下軸承套圈應力是否滿足材料屈服強度；不同預緊工況對軸承套圈應力的影響；不同預緊工況對螺栓自身強度的影響；不同預緊工況作用下軸承滾動體接觸載荷的變化。

2.1 套圈應力

極限載荷作用下，不同螺栓預緊力工況計算的軸承套圈應力如表8所示。可以看出，預緊力工況1變槳軸承套圈應力較高，其外圈最大等效應力為528.877 MPa，位于135°葉片側油槽處；內圈最大等效應力為423.717 MPa，位于-45°輪轂側油槽處。強度均滿足要求。軸承

套圈最大應力出現在外圈油槽位置，與軸承實際磨損位置相符。

2.2 套圈位移

極限載荷作用下，不同螺栓預緊力軸承套圈的位移如表9所示。可以看出，當螺栓預緊力增大時，內、外軸向位移減小，環向位移增大，此時表明螺栓預緊力增大，提高了結構的整體剛度。

2.3 螺栓應力

極限載荷作用下，不同預緊力工況的螺栓軸向應力、Y和Z方向（beam單元坐標）彎曲應力如表10所示。可以看出，當預緊力增大時，螺栓軸向應力增大，Y和Z方向彎曲應力減小。

2.4 滾動體接觸載荷及接觸應力

受載最大滾動體接觸載荷及接觸應力如表11、圖9、圖10所示，其中，不同預緊力工況下，輪轂側受載最大滾動體均為162號滾子（滾子編號從變槳軸承坐標系0°位置起始），近葉片側均為70號滾子。可以看出，螺栓預緊力的大小并未影響工作載荷時軸承的整體受力情況，僅影響滾動體載荷的數值。由于滾道內外圈參數相同，所以接觸應力相同。相較理論計算，輪轂側滾動體受載較大，葉片側較小。

由有限元計算結果及相關理論分析可得：

（1）對比表9、表10，在內圈螺栓預緊力不變的情況下，隨著外圈螺栓預緊力的增加，軸承外圈油槽的應力增大，軸向位移減小，環向位移增大；相反，內圈油槽的應力減小，軸向位移增大，環向位移減小。表明外圈螺栓預緊力使外圈結構剛性增強，由于油槽位于外圈結構尺寸突變位置，存在應力集中現象，因此隨著外圈剛性增大，應力集中更明顯。同時，內圈結構剛度相對變小，在同一載荷作用下，內圈結構變形增大，故內圈的軸向位移增大，環向位移減小。

（2）對比表9、表10外圈螺栓預緊力不變時，增大內圈螺栓預緊力，軸承內外套圈油槽位置應力增大，軸向位移增大，環向位移減小，有助于葉片載荷的傳遞。

（3）由表11可知，當內圈、外圈預緊力增大時，螺栓受載增大，軸向應力增大，結構剛度提高，受載后螺栓自身的彎曲應力減小。

（4）由表12可知，當螺栓預緊力減小時，輪轂側滾動體受載增大，接觸應力增大；葉片側滾動體受載減小，接觸應力減小。螺栓預緊力減小時，“輪轂－軸承－葉片”結構整體剛度減小，軸承承受更大的載荷。

（5）對比理論計算（表2）與有限元滾動體接觸載荷（表12），結果基本一致。考慮結構變形輪轂側滾動體載荷略大于葉片側，由表12知，當螺栓預緊力增大時，軸承滾動體與套圈的初始過盈量增大，故滾動體受載增大。

3 結論

三排滾柱變槳軸承利用有限元方法進行計算的結果與NREL理論計算結果基本一致，驗證了有限元模型的準確性。有限元方法相較于理論計算考慮了套圈變形。對比不同預緊工況可知，螺栓預緊力增大可提高結構剛度、減小受載后的變形，但增大螺栓預緊力使滾動體與套圈初始過盈量增大，滾動體受載增大；由受載情況可知，輪轂側的滾動體受載略大于葉片側，減小外圈螺栓預緊力或增大內圈預緊力可提高軸向滾動體受載的均勻性；增加螺栓預緊力時，螺栓應力增大、強度減弱。故在滿足強度要求的前提下，應適當減少外圈螺栓預緊力，增大內圈螺栓預緊力。

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