風電機組主軸承內圈結構形式對連接螺栓強度的影響分析

黃文杰，趙春雨，倪敏

（明陽智慧能源集團股份公司，廣東 中山 528400）

0 引言

軸承和螺栓是當代機械設備中使用非常廣泛的兩種重要零部件，軸承的主要功能是支撐機械旋轉體，降低其運動過程中的摩擦因數，并保證其旋轉精度，而螺栓的主要作用是用來連接2個或2個以上不同的部件，以實現部件之間的緊固聯(lián)接[1]。風力發(fā)電機組是大型機械設備之一，其中的軸承和螺栓應用也較為廣泛，例如有變槳軸承、主軸承、偏航軸承及各部件之間各式各樣的螺栓聯(lián)接等，它們均是風力發(fā)電機組的核心零部件，在機組的正常運行中起著至關重要的作用。

本文以風力發(fā)電機組主軸承內圈結構形式對聯(lián)接螺栓強度的影響為研究對象，通過有限元仿真的方法對聯(lián)接螺栓進行強度分析，并根據極限強度、疲勞損傷、聯(lián)接面的開口和滑移情況等方面的仿真結果說明不同的主軸承內圈結構形式對聯(lián)接螺栓的具體影響，為主軸承聯(lián)接螺栓的強度設計和結構優(yōu)化提供一種設計方法和研究思路。

1 概述

某風力發(fā)電機組的輪轂與主軸承聯(lián)接示意圖如圖1所示，其中輪轂與主軸承通過72個10.9級的M42（縮徑為35 mm）高強度螺栓進行聯(lián)接，齒輪箱與發(fā)電機通過86個10.9級的M42（縮徑為38.9 mm）高強度螺栓進行聯(lián)接。主軸承內圈結構形式如圖2～圖3所示，分別為兩瓣式和三瓣式。

圖1 輪轂與主軸承聯(lián)接示意圖

圖2 主軸承內圈（兩瓣式）

圖3 主軸承內圈（三瓣式）

2 有限元建模

2.1 有限元模型

將簡化后的整機三維實體模型導入到Workbench中，對各部件進行幾何處理和網格劃分，部件均采用低階六面體單元劃分，螺栓用BEAM188單元模擬，并用LINK8單元和BEAM4單元模擬螺紋嚙合關系[2]，然后將整體有限元模型導入到ANSYS經典界面中進行加載計算及結果分析。圖4為兩瓣式主軸承內圈整體有限元模型（剖視圖），圖5為三瓣式主軸承內圈整體有限元模型（剖視圖）。

圖4 兩瓣式有限元模型（剖視圖）

圖5 三瓣式有限元模型（剖視圖）

2.2 材料屬性

風力發(fā)電機組中各部件的材料屬性如表1所示。

表1 各部件材料屬性

3 加載及約束

3.1 極限加載工況

計算螺栓極限強度時加載步驟如下：1）所有螺栓施加預緊力；2）在輪轂中心施加極限工況載荷進行重啟動計算，加載坐標系如圖6所示。

圖6 GL輪轂中心靜坐標系[3]

3.2 疲勞加載工況

計算疲勞強度時加載步驟[4]如下：1）所有螺栓施加預緊力；2）在輪轂中心每30°施加疲勞時序載荷中的最大合彎矩Myz，進行重啟動計算。

3.3 接觸和約束

各部件之間建立標準接觸或綁定接觸，在輪轂中心建立加載點，并與輪轂上的3個葉根聯(lián)接面建立MPC遠場接觸，約束機艙彎頭底面節(jié)點所有自由度。

4 計算結果分析

4.1 螺栓極限強度分析

根據VDI 2230[5]，結合有限元計算的最大螺栓應力增量和最大預緊力產生的軸向應力評估螺栓極限強度，結果如表2所示。主軸承內圈為兩瓣式時螺栓的極限安全系數為1.028，主軸承內圈為三瓣式時螺栓的極限安全系數為1.044。

表2 螺栓極限強度安全系數

4.2 螺栓疲勞損傷分析

將有限元結果和時序彎矩載荷進行插值得到螺栓的應力時序，然后進行雨流計算，再結合GL認證規(guī)范確定的SN曲線，計算螺栓的疲勞損傷。各位置的螺栓疲勞損傷值如表3所示，主軸承內圈為兩瓣式時螺栓最大疲勞損傷值為0.422，主軸承內圈為三瓣式時螺栓最大疲勞損傷值為0.71。

表3 螺栓疲勞損傷結果（局部）

4.3 螺栓聯(lián)接面的開口和滑移分析

主軸承內圈接觸面間的開口間隙和滑移距離如圖7～圖10所示，主軸承內圈為兩瓣式時的開口間隙為0.111 mm，滑移距離為0.049 mm，主軸承內圈為三瓣式時的開口間隙為0.045 mm，滑移距離為0.039 mm。

圖7 開口間隙（主軸承兩瓣式）

圖10 滑移距離（主軸承三瓣式）

5 結論

通過ANSYS軟件中BEAM188 單元模擬螺栓，基于有限元方法建立仿真模型，對不同的主軸承內圈結構形式時的輪轂與主軸承聯(lián)接螺栓進行強度分析，得到如下結論：1）采用兩瓣式的主軸承內圈結構形式，其聯(lián)接螺栓極限強度安全系數為1.044，疲勞損傷值為0.422，主軸承內圈接觸面的開口間隙為0.111 mm，滑移距離為0.049 mm；2）采用三瓣式的主軸承內圈結構形式，其聯(lián)接螺栓極限強度安全系數為1.028，疲勞損傷值為0.71，主軸承內圈接觸面的開口間隙為0.045 mm，滑移距離為0.039 mm；3）由上述數據對比分析可知，采用兩瓣式的主軸承內圈結構形式，其極限強度和疲勞強度較好，但主軸承內圈接觸面的開口和滑移情況較嚴重，而采用三瓣式的主軸承內圈結構形式，其極限強度和疲勞強度較差，但主軸承內圈接觸面的開口和滑移情況較好。

圖8 滑移距離（主軸承兩瓣式）

圖9 開口間隙（主軸承三瓣式）