變槳軸承套圈應(yīng)力和疲勞強(qiáng)度的數(shù)值分析

龐健華，宗海勇，高學(xué)海,2

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

伴隨著環(huán)境污染以及能源危機(jī)問題的進(jìn)一步加劇，可再生的綠色新能源已成為當(dāng)前的主要議題，其中風(fēng)能作為一種清潔可再生資源受到廣泛關(guān)注[1-2]。變槳軸承作為風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的關(guān)鍵零部件之一，其使用性能和工作壽命制約著風(fēng)電設(shè)備的工作效率和使用壽命。

為保證變槳軸承能夠達(dá)到20年的使用壽命要求，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)其進(jìn)行了大量的研究。文獻(xiàn)[3]通過軸承初始設(shè)計(jì)的基本工程應(yīng)用算法分析了軸承的載荷分布；文獻(xiàn)[4-5]基于有限元法分析了變槳軸承的載荷分布；文獻(xiàn)[6]分析了變槳軸承溝道的承載能力；文獻(xiàn)[7]分析了變槳軸承溝道參數(shù)對(duì)承載能力以及使用壽命的影響;文獻(xiàn)[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(xiàn)[9]分析變槳軸承溝道接觸疲勞特性；文獻(xiàn)[10-11]對(duì)變槳軸承疲勞壽命進(jìn)行分析。上述均是關(guān)于軸承溝道與球接觸的疲勞壽命的分析，對(duì)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(shí)際應(yīng)用中變槳軸承套圈經(jīng)常會(huì)受到交變載荷作用，套圈易產(chǎn)生疲勞斷裂，故有必要對(duì)變槳軸承套圈的應(yīng)力及疲勞強(qiáng)度進(jìn)行分析。

1 故障分析

1.1 故障特征

變槳軸承普遍應(yīng)用于大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組，其主要作用在于連接槳葉以及輪轂，使槳葉可以相對(duì)其軸線旋轉(zhuǎn)以實(shí)現(xiàn)變槳目的，通過變槳可以使葉片獲得最佳迎風(fēng)角，從而提高風(fēng)能的利用率并穩(wěn)定輸出風(fēng)機(jī)功率。某3 MW風(fēng)機(jī)變槳軸承多次出現(xiàn)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(cè))，使用中裂紋擴(kuò)展導(dǎo)致套圈斷裂，未達(dá)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(fēng)力發(fā)電機(jī)工作過程中，葉片主要受到來自氣流引起的氣動(dòng)載荷以及重力、慣性力等載荷作用，在風(fēng)機(jī)啟停以及緊急剎車的情況下也會(huì)受到瞬時(shí)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(huì)傳遞到變槳軸承，在葉片坐標(biāo)系中的載荷分布情況如圖2所示[12]。變槳軸承在實(shí)際使用過程中常伴隨疲勞斷裂的風(fēng)險(xiǎn)，主要原因是軸承套圈疲勞強(qiáng)度遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足實(shí)際使用要求，一旦變槳軸承在使用過程中出現(xiàn)疲勞損傷，在交變載荷作用下極易造成裂紋擴(kuò)展，從而造成軸承套圈斷裂，引發(fā)葉片掉落[13]。

圖2 葉片坐標(biāo)系

2 變槳軸承有限元模型

以某3 MW風(fēng)機(jī)用雙排四點(diǎn)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(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，主要零部件材料參數(shù)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(biāo)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(jié)構(gòu)參數(shù)

表2 材料參數(shù)

建立模型時(shí)為了分析精確，考慮其上下連接部件與軸承內(nèi)外圈之間的相互作用以及安裝螺栓的預(yù)緊力對(duì)軸承的影響[14-15]。由于輪轂結(jié)構(gòu)的周期對(duì)稱性，建模時(shí)僅取其1/3模型，變槳軸承和葉片采用六面體縮減積分實(shí)體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)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(jìn)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(xì)微倒角、吊裝孔等結(jié)構(gòu)，螺栓與螺紋的作用采用梁?jiǎn)卧妫撉蚺c溝道的作用采用非線性彈簧代替，其簡(jiǎn)化后的模型如圖5所示。

圖5 簡(jiǎn)化模型

輪轂安裝于風(fēng)力發(fā)電機(jī)機(jī)艙一側(cè)，外載荷作用于葉片，模型的邊界條件如圖6所示，輪轂與機(jī)艙連接一側(cè)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(jī)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?yàn)閬盹L(fēng)方向。并對(duì)軸承內(nèi)外圈安裝螺栓分別施加422，614 kN的預(yù)載荷。

圖6 模型邊界條件

表3 外載荷

3 變槳軸承應(yīng)力及疲勞強(qiáng)度分析

3.1 應(yīng)力分析

在極限工況下，變槳軸承內(nèi)外圈等效應(yīng)力云圖如圖7所示。由圖可以看出，內(nèi)圈在其非溝道區(qū)域的最大等效應(yīng)力約為369.6 MPa，在靠近軸承內(nèi)圈螺栓安裝孔的下邊緣處(即輪轂側(cè))，與來風(fēng)方向的夾角約為152.6°；而外圈在其非溝道區(qū)域的最大等效應(yīng)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(cè))，與來風(fēng)方向的夾角約為155.5°。

3.2 疲勞強(qiáng)度分析

進(jìn)一步分析疲勞載荷下變槳軸承套圈的疲勞安全系數(shù)分布情況，等效疲勞載荷的幅值A(chǔ)和均值m由主機(jī)廠提供，再通過谷值V=m-A/2,峰值P=m+A/2計(jì)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(huán)次數(shù)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(dú)作用下的應(yīng)力分布情況并將其提交至Fe-safe中，設(shè)置好相應(yīng)的材料參數(shù)、載荷及其循環(huán)次數(shù)，即可求解軸承套圈的疲勞安全系數(shù)分布。

表4 等效疲勞載荷

在107次循環(huán)作用下，變槳軸承內(nèi)外圈的疲勞安全系數(shù)分布如圖8所示。由圖可知，內(nèi)圈在其非溝道區(qū)域的最小疲勞安全系數(shù)為1.828，在軸承內(nèi)圈螺栓安裝孔孔壁靠近下邊緣處(輪轂側(cè))，該螺栓孔與風(fēng)機(jī)來風(fēng)方向的夾角約為137.0°，與極限工況下軸承內(nèi)圈最大應(yīng)力位置間隔3個(gè)螺栓孔；外圈在其非溝道區(qū)域的最小疲勞安全系數(shù)為1.938，在軸承外圈螺栓安裝孔孔壁靠近上邊緣處(葉片側(cè))，該螺栓孔與風(fēng)機(jī)來風(fēng)方向的夾角約為151.4°，是極限工況下軸承外圈最大應(yīng)力位置的相鄰孔。通過對(duì)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(nèi)外圈疲勞安全系數(shù)均滿足f>1的要求。

圖8 疲勞安全系數(shù)分布

3.3 結(jié)果分析

軸承內(nèi)外圈在非溝道區(qū)域的疲勞薄弱位置與極限工況下應(yīng)力集中位置(圖7)靠近。根據(jù)軸承內(nèi)外圈的最大應(yīng)力位置以及最小疲勞安全系數(shù)分布，綜合判斷可知：與來風(fēng)方向夾角為137.0°～152.6°之間為內(nèi)圈最薄弱區(qū)域，與來風(fēng)方向夾角為151.4°～155.5°之間為外圈最薄弱區(qū)域。一旦在該區(qū)間內(nèi)有微裂紋產(chǎn)生，在交變應(yīng)力作用下，微裂紋迅速擴(kuò)展到套圈截面，從而會(huì)導(dǎo)致套圈斷裂。

4 改進(jìn)措施

在實(shí)際生產(chǎn)過程中應(yīng)盡可能避開在薄弱區(qū)域鉆孔、切削等，避免造成材料的不連續(xù)，防止應(yīng)力集中的產(chǎn)生。變槳軸承內(nèi)圈應(yīng)力最大值及最小疲勞點(diǎn)均出現(xiàn)于螺栓孔下邊緣位置(即輪轂側(cè))，外圈應(yīng)力最大值及最小疲勞點(diǎn)均出現(xiàn)于螺栓孔上邊緣位置(即葉片側(cè))。在軸承內(nèi)圈輪轂側(cè)以及外圈葉片側(cè)分別增加凸緣結(jié)構(gòu)，如圖9所示，其結(jié)構(gòu)參數(shù)見表5。

圖9 凸緣結(jié)構(gòu)

表5 凸緣結(jié)構(gòu)參數(shù)

對(duì)增加凸緣后的軸承進(jìn)行應(yīng)力及疲勞分析，等效應(yīng)力及疲勞安全系數(shù)分別如圖10和圖11所示。增加凸緣后軸承內(nèi)圈最大等效應(yīng)力為261.5 MPa，相對(duì)改進(jìn)前降低29.25%，最小疲勞安全系數(shù)為1.938，相對(duì)改進(jìn)前增加6.02%；軸承外圈最大等效應(yīng)力為444.9 MPa，相對(duì)改進(jìn)前降低15.64%，最小疲勞安全系數(shù)為1.992，相對(duì)改進(jìn)前增加2.79%。增加凸緣后，軸承整體強(qiáng)度相對(duì)改進(jìn)前均有較大提升。

圖10 應(yīng)力云圖

圖11 疲勞安全系數(shù)分布

5 結(jié)束語

對(duì)某3 MW風(fēng)機(jī)變槳軸承進(jìn)行了數(shù)值分析，得到套圈的最大應(yīng)力分布區(qū)域以及最小疲勞分布位置，并針對(duì)軸承套圈薄弱區(qū)域提出增加凸緣的改進(jìn)措施，該方案有效提高了軸承的整體強(qiáng)度，對(duì)軸承實(shí)際使用具有一定的指導(dǎo)意義。