基于ABAQUS和FATIGUE的風電轉盤軸承疲勞壽命計算

馬振革，陸超，洪榮晶，陳捷

(1.洛陽LYC軸承有限公司，河南 洛陽 471003；2.南京工業大學 機械與動力工程學院，南京 211800)

風電轉盤軸承作為風力發電機的一個重要零部件，對質量要求較高。因此，安裝使用前必須對軸承疲勞壽命進行估計。Lundberg和Palmgren提出的L-P模型壽命公式在一定程度上解決了中小尺寸軸承的壽命計算問題，但并不適用于大型轉盤軸承的計算。針對此，國內外學者提出了復雜工況下的轉盤軸承壽命計算修正公式。文獻[1]結合風機行業的設計規范與標準，合理利用相關的計算方法得到了轉盤軸承壽命的計算公式，具有一定的實際工程應用價值。文獻[2]對應力壽命法和應變壽命法作了比較，結果表明應力壽命更適合轉盤軸承的疲勞壽命計算。但進一步研究發現，轉盤軸承的理論壽命計算方法非常繁瑣，且并不適用于所有類型的轉盤軸承。因此，文中以四點接觸球轉盤軸承為研究對象，提出基于ABAQUS和FATIGUE的轉盤軸承疲勞壽命計算方法。

1 風電轉盤軸承疲勞壽命的計算

1.1 當量動載荷

風電轉盤軸承所受外部載荷為軸向力Fa、徑向力Fr和傾覆力矩M，作用于轉盤軸承幾何中心。風電轉盤軸承壽命[3-4]沒有通用的計算方法,根據Lundberg- Palmgren的疲勞壽命理論[5-7],其計算公式為

(1)

式中：Ca為額定動載荷；Pa為當量動載荷；a1為可靠性壽命調整系數；a2為溝道硬度調整系數；a3為潤滑系數；ε為疲勞壽命系數，對于球軸承，ε取為3。

當量動載荷[5]為

(2)

式中：Dpw為球組節圓直徑。

1.2 額定動載荷

Lundberg 和 Palmgren將 Weibull損傷概率理論應用于軸承壽命的計算中，并且考慮軸承的尺寸及應力循環次數的影響，在此基礎上依據試驗結果修正相關系數與指數，球軸承基本額定動載荷為

(3)

式中：Dw為鋼球直徑；fcm為軸承的材料系數;i為鋼球列數；Z為鋼球數；α為接觸角。

2 基于ABAQUS的轉盤軸承接觸應力分析

疲勞壽命仿真計算流程如圖1所示，主要分為2個階段，即有限元分析階段和疲勞壽命仿真階段。第1階段是整個計算過程的前提和基礎，第2階段為用疲勞分析軟件對有限元分析的結果進行疲勞壽命的計算。

圖1 疲勞壽命仿真流程圖

2.1 有限元分析

以型號為QNA730-22的轉盤軸承為例，其結構尺寸為：球組節圓直徑Dpw=730 mm，鋼球直徑Dw=22.5 mm，鋼球數Z=91，接觸角α=45°，內溝曲率半徑系數fi=0.52。內外圈材料為42CrMo，其力學性能參數為：彈性模量E=206 GPa，抗拉強度Rm=1 080 MPa，屈服強度Re=930 MPa。轉盤軸承轉速為0.052 r/min。

由于轉盤軸承受力復雜，鋼球與溝道的接觸載荷受多種因素影響，且有限元計算過程極易出現迭代不收斂[8]，從而無法得出理想計算結果。因此對模型進行簡化：1)不考慮重力的影響；2)不考慮螺栓預緊力的影響；3)忽略對研究目標影響不大的外形特征(如齒形)；4)由于對稱性，截取半個轉盤軸承進行有限元分析，如圖2所示。

圖2 轉盤軸承有限元模型

將轉盤軸承模型導入ABAQUS中進行分析，鋼球與溝道定義為面面接觸，接觸性質為法向硬接觸，切向摩擦因數為0.04。

在外圈底面上加載全約束邊界條件，在兩端施加對稱邊界約束條件。建立一圈剛性元，將內圈上表面耦合于內圈上表面的幾何中心點，外部載荷加載在中心點，通過剛性元作用在內圈上。約束與載荷的施加如圖3所示，在中心點處施加該轉盤軸承所能承受的極限載荷Fa=96 kN，Fr=101.8 kN，M=240 kN·m。

圖3 施加載荷與約束

對模型采用六面體C3D8R單元，利用掃略網格劃分。由于鋼球與溝道之間為接觸發生區域，考慮到計算精度以及計算效率問題，對鋼球與溝道內側采用細分網格，其余部位相對較粗，如圖4所示。

圖4 網格劃分

2.2 結果分析

極限載荷下，轉盤軸承的應力分布如圖5所示,最大應力出現在溝道接觸處，為2.442 GPa，這與實際應用中轉盤軸承溝道與鋼球接觸部位經常出現破損、點蝕的情況相符,進一步驗證了有限元模型的正確性。

圖5 有限元分析結果

3 基于FATIGUE的轉盤軸承疲勞壽命分析

3.1 材料的疲勞屬性

FATIGUE的材料數據庫中沒有轉盤軸承所用的42CrMo，因此需根據42CrMo的材料屬性新建材料數據庫，由FATIGUE軟件自動生成42CrMo的S-N曲線，如圖6所示。

3.2 載荷譜

風電轉盤軸承由于其特殊的工作環境，通常并不作連續轉動，只是作小角度回轉，大多數時間處于鎖緊狀態。由于隨機變化的風速、風向的影響，導致轉盤軸承承受交變隨機載荷，由此引起的微動磨損造成轉盤軸承的疲勞失效。

載荷信息可以使用軟件中的時間歷程數據庫管理器來定義。根據文獻[9]中所介紹的轉盤軸承載荷譜作為本次疲勞壽命估算的載荷信息，文獻中的載荷譜均為雨流計數法簡化后一次應力循環中的最大值，并定義其最小值為0。定義最大載荷為1和最小載荷為0的交變載荷，交替頻率可以通過轉速計算。此外定義的最大載荷及最小載荷只是一個相對量，即載荷值是疲勞分析軟件載荷信息中的值與ABAQUS中施加載荷的比值。由于在加載狀態下轉速為0.052 r/min，轉盤軸承的鋼球數為91，所以鋼球與滾道的接觸頻率為0.052×91/60=0.078 8。將以上信息輸入FATIGEU的載荷信息模塊得到如圖7所示的載荷信息圖。

3.3 結果分析

疲勞壽命計算以材料及零件的應力為基礎，采用應力法和疲勞累計損傷理論進行全壽命分析[10]，疲勞壽命計算結果如圖8所示。

由圖8b和圖8c可知，主要失效區域集中在溝道與鋼球的接觸區域。此接觸部位的疲勞壽命最短，節點編號為26 375，為3.44×104r，而根據(1)式計算得到的理論疲勞壽命為3.156×104r，兩者接近，因此可以用于實際工程之中。

圖8 壽命云圖

4 結束語

基于ABAQUS提出了簡化的轉盤軸承有限元模型，再利用疲勞分析軟件FATIGUE對轉盤軸承進行了壽命預測，得到軸承的疲勞危險區域和壽命云圖。對比分析理論計算與疲勞仿真的結果，證明了模擬仿真計算方法對轉盤軸承疲勞壽命預測的可行性，具有一定的實際工程應用價值。