風(fēng)電機組變槳軸承載荷與疲勞壽命分析

中圖分類號：TH133.3 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號：2095-2945(2025)14-0091-04

Abstract:Basedontheanalysisoftheloadandfatiguelifeofthepitchbearingofwindturbines，theanalysistheoryof the racewayloadofthepitchbearingisfirstintroducedandamechanicalanalysismodelisconstructed.Thenusingthisodelthe changesintheracewayloadofthepitchbearingwhenthecontactangleischangedandtheclearanceisadjustedareanalyzed， andtherelationshipsbetween thesetwoparameters haveposiveandnegativeefectsontherollingloadofthepitchbearingare summaried.Thenthenominalstressmethodandlocalstressmethodareusedtoanalyzethefatiguelifeofthevariablepitch bearing.Itisfoundthatthefatiguelifeofthebearingislargeunderbothmethods.Itisfoundfromtheanalysisofthefactors affectingbearingfatiguelifethattheracewayhardenedlayerandracewaysufaceroughnessaretwoimportantinfluencingfactors. Increasingtheracewayhardenedlayerandreducingtheracewaysurfaceroughnesswillhelpimprovethefatiguelifeof pitch bearings;therefore，itis hopedthat thisresearch canprovide reference for theoptimal design of pitch bearings.

Keywords:windturbine;variableblade bearing;raceway load;fatiguelife；mechanical analysismodel

在風(fēng)電行業(yè)高速發(fā)展的時代背景下，風(fēng)電軸承的研究逐步深入。風(fēng)電軸承一般安裝在風(fēng)力發(fā)電機組的關(guān)鍵部位，其中，變槳軸承與葉片、輪轂相連，具有調(diào)整槳距角、提高風(fēng)能利用率的重要作用。但是風(fēng)電機組變漿軸承具有相對復(fù)雜的受力結(jié)構(gòu)，拆卸維護(hù)極為不便，因而需要應(yīng)用力學(xué)性能佳、穩(wěn)定可靠的軸承件。為此，必須針對風(fēng)電機組變槳軸承展開載荷及疲勞壽命分析，從而優(yōu)化變槳軸承的設(shè)計應(yīng)用，為風(fēng)電機組安全、穩(wěn)定運行提供有力支持。

1風(fēng)電機組變槳軸承滾道載荷分析

1.1變槳軸承滾道載荷分析理論

在滾動軸承分析與計算中，赫茲接觸理論較為常用。風(fēng)電機組變槳軸承滾動體及滾道之間的接觸，屬于具有代表性的非線性點接觸問題。可將滾動體及滾道的接觸區(qū)視作一個接觸點，在外部載荷的擠壓作用下，接觸區(qū)會出現(xiàn)彈性變形現(xiàn)象，產(chǎn)生的壓力會由點狀轉(zhuǎn)化成為橢圓形分布狀態(tài)。用此理論，可以分別求出滾動體和內(nèi)圈及外圈接觸的主曲率和、主曲率與函數(shù)，并能對點接觸下橢圓接觸區(qū)的長、短半軸分別求解，進(jìn)而得出滾動體與滾道間的接觸彈性變形數(shù)值、橢圓接觸面中心最大壓應(yīng)力，最終獲得兩接觸物之間的綜合彈性系數(shù)。

1.2構(gòu)建力學(xué)分析模型

為了分析變槳軸承載荷分布情況，本文構(gòu)建受力平衡方程，假設(shè)外圈固定、內(nèi)圈聯(lián)合負(fù)載的條件下，只會在滾動體及滾道接觸區(qū)產(chǎn)生變形，不考慮滾動體及滾道間的摩擦力及軸承重力影響。首先，構(gòu)建變槳軸承坐標(biāo)系（圖1)，回轉(zhuǎn)中心軸及變槳軸承徑向方向分別用 x，r 表示， φ 代表各滾動體位置角， z 表示2排滾動體總量。采用具有4個接觸點的軸承結(jié)構(gòu)形式，滾動體及內(nèi)圈、外圈滾道共有4個接觸點，上下2排內(nèi)圈、外圈各有4個曲率中心。空載狀態(tài)下，4個接觸對具備相等的溝心距。聯(lián)

式中： ??D_w 與 G_r 分別表示滾動體直徑與徑向游隙， α₀ 代表原始接觸角 I_i 為變槳軸承風(fēng)圈溝曲率半徑系數(shù)，而 D_c 為上下兩滾道中心距， .D_pw 為軸承節(jié)圓直徑。以赫茲接觸力、接觸變形間關(guān)系為依據(jù)，可求出各個接觸對在各位置角處時，滾動體及滾道之間的法向接觸荷載，計算公式為

式中： ?K_n 表示滾動體及內(nèi)外圈間總負(fù)荷與變形系數(shù)， δ_jφ 為滾動體及滾道間的彈性變形量。聯(lián)合負(fù)荷作用下，軸承的受力處于平衡狀態(tài)，此時，所有滾動體與滾道間所產(chǎn)生的法向接觸載荷與軸向力、徑向力及接觸方向的分力是相等的，根據(jù)平衡方程，運用bladed軟件分析得到的變槳軸承極限載荷力，通過迭代求解便可得出極限載荷作用下變槳軸承滾道各個接觸對的接觸載荷分布情況。

1.3分析結(jié)果

研究所用變槳軸承鋼球直徑為 80mm ，軸承節(jié)圓直徑為 4400mm ，內(nèi)圈及外圈溝曲率半徑系數(shù)均為0.53，接觸角為 45^° ，共有 2×147 個滾動個體，且溝排距及游隙分別為 112mm 與 0mm 。利用上述構(gòu)建模型進(jìn)行分析，可以發(fā)現(xiàn)變槳軸承滾道載呈現(xiàn)出余弦分布狀態(tài)，奇數(shù)接觸對載荷分布相同，偶數(shù)接觸對載荷分布也較為一致，且2類接觸對的滾動體位置角范圍區(qū)間分別是(0，91)與(290，360)，單位為度。同時，奇、偶2種接觸對的受載與空載情況相對立，說明聯(lián)合負(fù)載工況下，變槳軸承滾動體及滾道之間分別有2個接觸點。受載最大情況下，第合負(fù)荷作用下，內(nèi)圈滾道曲率中心會發(fā)生位移，因此，4個接觸對的溝心距、接觸角均會改變。內(nèi)圈滾道溝曲率中心回轉(zhuǎn)半徑可按下式求解

一組接觸對所產(chǎn)生的接觸力為 117kN 根據(jù)這一接觸載荷，可根據(jù)分析模型求解出變槳軸承各個接觸對的接觸應(yīng)力分布情況。此時，相同滾動體的內(nèi)圈滾道與外圈滾道具備相同的接觸力，但二者的主曲率數(shù)值并不一致，因而二者的接觸應(yīng)力也略有不同。其中，受載最大情況下，滾動體內(nèi)圈及外圈的接觸力分別是 2647MPa 與2629MPa_? 由于風(fēng)力發(fā)電機組變槳軸承的設(shè)計要求是，在極限載荷情況下靜載安全系數(shù)要高于2，為此，應(yīng)進(jìn)一步校核變槳軸承的強度。球軸承許用接觸應(yīng)力上限值為4200MPa ，以此值為基礎(chǔ)，結(jié)合實際最大赫茲接觸摸應(yīng)力，便可求出變槳軸承的靜載安全系數(shù)，求解公式為

計算得知，變槳軸承靜載安全系數(shù)為3.98，比規(guī)定值低，表明變槳軸承靜強度滿足設(shè)計規(guī)定。

1.4滾道接觸應(yīng)力影響因素

為了保障風(fēng)電機組變槳軸承設(shè)計選型的科學(xué)性，繼續(xù)分析滾道接觸應(yīng)力的影響因素

1.4.1接觸角

變槳軸承的接觸角指的是滾動體及滾道接觸點之間的夾角，也可以是位于接觸線中間點處的公法線及軸承徑向平面間的夾角。采用有限元分析法，利用接觸角不同的有限元模型，在變槳軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)、邊界條件均相同的條件下展開接觸角的影響作用分析。施加同等軸向力、徑向力、變槳軸承接觸角逐步增大的情況下，滾道接觸力的變化情況如圖2所示。在軸向力作用下，接觸角逐步增大時，產(chǎn)生的滾道接觸應(yīng)力呈下降趨勢，滾道接觸應(yīng)力上限值位于接觸角為30時，數(shù)值為 3038MPa 而滾道接觸應(yīng)力下限值位于接觸角為 50^° 時，數(shù)值為2772MPa ，在接觸角增長了 20^° 的情況下，接觸應(yīng)力反而下降了 266MPa 。而徑向力作用下，接觸角越大，滾道接觸應(yīng)力也同步增大，上限值與下限值分別出現(xiàn)在接觸角為 50^° 與 30^° 時，數(shù)值分別是 2349MPa 與 2107MPa ，此時，接觸角同樣增大 20^° 時，接觸應(yīng)力卻提高了 242MPa 由此可見，軸向力、徑向力作用下，接觸角對于滾道接觸應(yīng)力會產(chǎn)生具有差異的影響。

變槳軸承的游隙是指一個套圈處于固定狀態(tài)時，另一套圈按照軸向(徑向)在2個極限位置之間的位移量。選用適配于軸及軸座的普通軸承時，設(shè)計時往往會在滾動間及其內(nèi)圈、外圈之間預(yù)留部分間隙，以降低軸承運行時所產(chǎn)生的摩擦力，避免出現(xiàn)軸承溫度異常升高的情況。而由于變槳軸承是在低速、重載的條件下運行，回轉(zhuǎn)運動的頻率不大，因而設(shè)計軸承時可以不留游隙，或者采用負(fù)游隙，如此可使?jié)L動體及內(nèi)圈、外圈之間呈現(xiàn)過盈配合狀態(tài)。在變槳軸承其他參數(shù)固定的條件下，將軸承負(fù)游隙分別設(shè)定為0.14、0.12、0.10、0.08、0.06、0.04、0.02和0時，單位為 mm 可獲取到空載與極限載荷情況下滾道接觸應(yīng)力的變化曲線(圖3)。空載情況下，無外載荷向軸承施力，滾動體及滾道間接觸應(yīng)力較大，在負(fù)游隙逐步增大時，接觸應(yīng)力也同步增大，這是由于過盈配合產(chǎn)生了擠壓力，導(dǎo)致接觸應(yīng)力生成。在過盈量持續(xù)增大時，擠壓力同步增大，因此，接觸應(yīng)力也呈持續(xù)增大狀態(tài)。而極限載荷情況下，負(fù)游隙值由 -0.14mm 變?yōu)?-0.06mm 時，滾道接觸應(yīng)力出現(xiàn)了明顯的變化，而負(fù)游隙值向0變化時，接觸應(yīng)力的變化逐漸趨于平緩，在 -0.02mm 時出現(xiàn)了接觸應(yīng)力的最低值，即 2898MPa 。

2風(fēng)電機組變槳軸承疲勞壽命分析

采用code疲勞耐久性分析軟件對變槳軸承疲勞壽命展開仿真分析。選用的仿真軸承材料參數(shù)見表1。

2.1不同分析方法下的疲勞壽命對比

變槳軸承會因滾道磨損、滾道腐蝕或是接觸疲勞剝落等原因而出現(xiàn)軸承失效現(xiàn)象，其中，滾道表面疲勞剝落是由于循環(huán)載荷所導(dǎo)致的。分析變槳軸承疲勞壽命時，主要采用名義應(yīng)力法與局部應(yīng)力法，然后利用疲勞分析軟件進(jìn)行仿真分析，然后再將上述2種分析方法得到的結(jié)果展開對比分析，便可得出影響變槳軸承疲勞壽命的影響因素。分別采用名義應(yīng)力法、局部應(yīng)力法對變槳軸承的疲勞壽命結(jié)果進(jìn)行仿真，得到2種方法應(yīng)用下軸承損傷區(qū)的放大圖（圖4)。

發(fā)現(xiàn)2種方法下，變槳軸承滾動體與內(nèi)圈、外圈相接觸的位置均存在疲勞損傷，壽命最小區(qū)域較為一致，然而得出疲勞損傷區(qū)橢圓長軸大于靜力分析得到的結(jié)果。2種方法下，變槳軸承的疲勞壽命分別是 3.866×10⁵ 次與4.132×10⁴ 次，對比發(fā)現(xiàn)，采用局部應(yīng)力法的易損區(qū)面積相對較小，這是由于此方法將塑性變形納入了考量，因而損傷區(qū)應(yīng)力得以重新分布。但2種方法下分析出的軸承疲勞壽命均超過了 10⁴ 次，表示變槳軸承具備高周疲勞，由于熱處理情況下變槳軸承滾道表面不易出現(xiàn)塑性變形現(xiàn)象，而發(fā)生了塑性變形則表明變槳軸承失效。

2.2 疲勞壽命的影響因素

進(jìn)一步分析變槳軸承疲勞壽命的影響因素發(fā)現(xiàn)，滾道硬化處理后，其疲勞壽命是 1.454×10⁷ 次，為不硬化時的39倍左右。說明硬化層越厚的情況下，變槳軸承的疲勞壽命越大。而滾道表面分別采取磨削、研磨、滾磨、滾壓和粗車5種方式處理后，表面粗糙度等級分別是1、2、3、4、5級，而等級越高時，變槳軸承的疲勞壽命越小（圖5），說明滾道表面粗糙度會降低變槳軸承的疲勞壽命。

（上接90頁）

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3結(jié)束語

本文針對風(fēng)電機組的變槳軸承的滾道載荷、疲勞壽命展開了分析，利用赫茲接觸理論，分析出軸承滾道接觸載荷呈余弦分布狀態(tài)，且滾動體及滾道之間為兩點接觸。研究發(fā)現(xiàn)，變槳軸承的載荷與軸承接觸角呈正相關(guān)關(guān)系，而與游隙呈反相關(guān)關(guān)系。另外，疲勞壽命分析時，最適合采用名義應(yīng)力法，且滾道硬化層越厚，變漿軸承疲勞壽命越大，而表面越粗糙，疲勞壽命越小。

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