基于ANSYS風力發(fā)電機組軸承座強度分析和疲勞壽命計算

王 娜，王 磊

（1.沈陽城市建設(shè)學院，遼寧 沈陽 110067；2.沈陽遠大科技電工有限公司，遼寧 沈陽 110027）

0 引言

一般情況下，機械結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的幾何外形相當復雜，所受外力負載也相當多，理論分析往往難以進行。要求得答案，就必須簡化結(jié)構(gòu)或采用有限元法及數(shù)值方法。由于計算機技術(shù)日新月異的發(fā)展，相對應的軟件也相應而生。ANSYS 是集結(jié)構(gòu)、流體、電場、磁場、聲場分析于一體的大型通用有限元分析軟件，包括機械、電機、土木、航空及電子等不同領(lǐng)域，而且在這些方面的應用都能達到相當程度的可靠度，頗獲各界好評。使用該軟件可以降低設(shè)計成本，縮短設(shè)計時間。

1 軸承座的設(shè)計

1.1 軸承座結(jié)構(gòu)

軸承座是用于支撐軸類零件的，其作為主軸的主要支承部件，其性能和可靠性非常關(guān)鍵。需要通過綜合分析并與主軸和風輪載荷的計算，確定軸承座的結(jié)構(gòu)形式、外形、壁厚、聯(lián)接尺寸和選材。軸承座設(shè)計具有以下特點和要求：

（1）精度與定位： 軸承座精度包括軸承座整體組合和零、部件的地位與外形尺寸精度、配合精度與定位精度。還須思索零部件的制造工藝性和工藝精度，以保證軸承座的精細功能和牢靠性。

（2）軸承座的導向安裝： 軸承座運動方向的導向，是由導向安裝來保證的。軸承座運動方向的導向安裝，由于起著精細導向和精細定位作用，所以要求精度高，導向剛度好等，常采用過定位導向。

（3） 軸承座的工藝分析： 軸承座在工作時，靜力平衡。鑄件要求不能有砂眼、疏松等缺陷，以保證零件的強度、硬度及疲勞度，在靜力的作用下，不至于發(fā)生意外事故。

1.2 主軸承座材料特性

材料為球磨鑄鐵。規(guī)格為EN-GJS-350-22U-LT，EN 1563。

（1）材料的化學成分不作驗收依據(jù)，由供應商自行決定。

（2）鑄件附與鑄件狀態(tài)一樣的鑄試塊的性能試驗報告。

表1 性能試驗數(shù)據(jù)Tab.1Theperformancetestdata

圖1 軸承座效果圖Fig.1 The effect diagram of bearing house

（3）鑄件附與鑄件狀態(tài)一樣的鑄試塊V 型缺口試樣的沖擊功試驗并提供報告。試驗溫度：-40℃±2℃，三個試樣平均值不低于12J，個別值不低于9J。

（4）金相組織要求。材料的金相組織檢驗須按ISO945 進行，且金相組織試樣必須取自附鑄試塊上，要求為： 球化率達到80%以上；石墨大小5-7 級；鐵素體基體（珠光體含量不高于10%）。

2 分析過程

主軸承座計算分析報告，主要校查軸承座的極限強度分析和疲勞壽命分析。查看極限工況下的主軸承座的強度是否滿足設(shè)計要求。

圖2 輪轂固定坐標系Fig.2 The fixed hub coordinate system

2.1 坐標系和材料性能參數(shù)

坐標系見圖2。主機架、軸承座、增速箱安裝座材質(zhì)：EN-GJS-400-18U-LT，密度7000kg/m3，彈性 模量1.73×105MPa，泊松比0.3，材料力學性能指標執(zhí)行EN 1563。具體數(shù)據(jù)見表2。

主軸材質(zhì)為42CrMo4，密度7850 kg/m3，彈性模量2.1×105MPa，泊松 比0.28，材料力學性能指標執(zhí)行鋼鐵材料數(shù)據(jù)表SEW550，詳見表3。

表2 鑄造——球墨鑄鐵EN1563Tab.2Cast-SpheroidalgraphitecastironEN1563

表3 大型鍛造合金鋼材料數(shù)據(jù)表SEW550Tab.3SteelsforlargerforgedpartsQualityinstructions SEW550

2.2 邊界條件及載荷

（1） 全部約束主機架與塔筒法蘭接觸面6 個自由度（見圖3）。

（2）加載點設(shè)在輪轂中心的主軸軸線上?？紤]到Mx作用在齒輪箱的安裝座上，主軸承上的link10 不能傳遞Mx 力矩，相當于自由端，因此Mx 對主軸承座的分析結(jié)果不產(chǎn)生影響，因此只加載My、Mx、Fx、Fy、Fz 五個分量。極限工況螺栓靜強度分析見表4。

圖3 全部約束主機架與塔筒法蘭接觸面6 個自由度Fig.3 The 6 freedom of interface of full constraint main frame and tower flange

表4 極限工況螺栓載荷表（以2個為例）Tab.4Boltloadunderlimitcondition(take2asanexample)

2.3 主軸承座極限靜載荷計算結(jié)果

主軸承座工況1 極限載荷von 應力云圖計算結(jié)果（見圖4）。

圖4 主軸承座工況1 極限載荷von 應力云圖計算結(jié)果Fig. 4 The calculation results of load case1 extreme load von stress of main bearing house

3 主軸承座疲勞分析

3.1 計算載荷

載荷工況根據(jù)疲勞工況下風機載荷分布情況，按表5 加載。

表5 疲勞計算時載荷工況(以2個為例)Tab.5Theloadcasesoffatiguecalculation(e.g.2)

3.2 球墨鑄鐵S-N 曲線的選取

Rm=1.06Rm=1.06σ0.2=1.06×240=254.4MPa；

σW=0.27Rm+100=168.688MPa；

拉壓/彎轉(zhuǎn)/扭轉(zhuǎn)應力集中系數(shù)： αk=1，d≥100；

選取應力梯度： χ*βk=αk=1；

F0=1-（0.22（lgRz）0.64）lgRm+0.45（lgRz）0.53；

其中：Rz—輪轂粗糙度 （μm）；F0K=（βk2-1+1/F02）0.5=1/F0；抗拉疲勞極限：σWK=σW/F0K=168.688 ×0.825 =139.1676MPa；疲 勞S-N 曲線 斜率： K=5.5/F0K2+6=5.5×0.8252+6=9.743；對應的循環(huán)次數(shù)：lg（ND）=6.8-3.6/K=6.8-3.6/9.743=6.43，ND=2.69×106。

以上求得是EN-GJS-400-18UT 在存活率50%時的有限次循環(huán)的S-N 曲線，依照GL 標準，要求對曲線進行修正，得到存活率大于97.7%無限次循環(huán)S-N 曲線，具體修正方法如圖5 所示。

圖5 曲線修正Fig.5 The corrected curve

通過以上過程得到了了修正后存活率大于97.7%的球墨鑄鐵的S-N 曲線。

3.3 有限元模型

疲勞斷裂一般開始發(fā)生在物體表面處，為此在主軸承座的表面鋪設(shè)一層Shell93 的殼單元，以方便對進行疲勞運算而選擇的熱點進行應力值的提取。由于殼單元幾乎沒有厚度，故它們的存在對材料硬度沒有影響。

其它有限元模型和極限載荷有限元分析一樣。

3.4 單位載荷作用應力分析

根據(jù)疲勞易破壞位置，在主軸承座外表面選取了十個節(jié)點進行疲勞熱點分析。在每種工況下提取關(guān)注的疲勞熱點的Sx，Sy，Sxy 三個應力值，由于提取的是x、y方向的應力和xy 平面的剪應力，不能確定那個斜截面正應力最大，因此從0～360°每格進行應力合成。具體合成根據(jù)材料力學正應力公式進行：

α 每隔15°計算一次，這樣就得到了各工況下的0-360°關(guān)注疲勞節(jié)點位置應力大小。由于每種工況都是施加的單位載荷，各截面應力為單位載荷下的應力。主軸承座在單一載荷作用下應力值可以認為是隨載荷大小成線性關(guān)系，用得到的正應力除以單位載荷即得到載荷和正應力的關(guān)系。

3.5 疲勞計算結(jié)果

由單位載荷與熱點應力之間的關(guān)系，在GH-Bladed進行通道合并，得到各載荷分量隨時間變化的載荷-時間歷程，在軟件中合成出各熱點應力-時間歷程，并進行雨流計數(shù)，得到m 為9.743 循環(huán)次數(shù)為1×107的20年主軸承座疲勞載荷譜。對疲勞載荷譜用包含平均應力、應力幅值和循環(huán)次數(shù)的馬爾可夫矩陣表示，具體得到10 個關(guān)注應力節(jié)點，α 每隔15°變化的120 個矩陣。

由于上面所得到主軸承座材料的疲勞曲線是未考慮平均應力的影響的，從馬爾可夫矩陣得到的各平均應力對S-N 曲線修正。具體修正根據(jù)Goodman 方法：

其中： σ—修正后的應力幅值；σ-1—疲勞應力幅值；σm—平均應力；σb—抗拉強度極限。

在修正后的曲線上得到每種對應平均應力、應力幅值的循環(huán)次數(shù)。這樣就可以得到10 個節(jié)點每個角度下的累積疲勞損傷。每個節(jié)點最大的疲勞損傷如表6 所示。

通過計算分析，主軸承座疲勞強度滿足GL 規(guī)范要求。

表6 各節(jié)點最大的疲勞損傷Tab.6 The m axim um fatigue dam age of nodes

4 結(jié)論

（1）在用ANSYS 對軸承座進行前處理的過程中，必須指定模型的密度，否則不能得出想要的結(jié)果。

（2）模型的求解是在無阻尼、自由振動的假設(shè)前提下進行的。

（3）必須對模型施加與實際情況相符的約束，不允許有非零位移約束。

（4）通過ANSYS 軟件對軸承座進行了有限元動力學模態(tài)分析，主軸承座疲勞強度滿足GL 規(guī)范要求。研究結(jié)果可為軸承座的動態(tài)響應計算和結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)?？煽s短研發(fā)周期，提高設(shè)計質(zhì)量。

通過對本次課題的設(shè)計，以及對風力發(fā)電機組、ANSYS 模態(tài)分析功能的實際了解，由于許多方面條件上的限制，本次設(shè)計與分析的一些地方仍有進一步研究的必要。

[1] 楊軍，楊世文，王京濤，等. 基于ANSYS 的軸承座的模態(tài)分析[J].機械工程與自動化，2011，4.

[2] 李宏雁.ANSYS 的設(shè)計優(yōu)化理論及應用[J].機械設(shè)計與制造，2007，6.

[3] Baker, R. W. Turbine Energy Shortfalls Due to Turbulencc and Dirty Blades. Proc. Of AWEA Conference，Windpower '99.21-23 June，Burlington，VT. 1999.