風(fēng)電機(jī)組變槳軸承載荷與疲勞壽命分析

中圖分類號(hào)：TH133.3 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：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(shí)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(jī)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(jī)組變漿軸承具有相對(duì)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(duì)風(fēng)電機(jī)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(jì)應(yīng)用，為風(fēng)電機(jī)組安全、穩(wěn)定運(yùn)行提供有力支持。

1風(fēng)電機(jī)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(dòng)軸承分析與計(jì)算中，赫茲接觸理論較為常用。風(fēng)電機(jī)組變槳軸承滾動(dòng)體及滾道之間的接觸，屬于具有代表性的非線性點(diǎn)接觸問題?？蓪L動(dòng)體及滾道的接觸區(qū)視作一個(gè)接觸點(diǎn)，在外部載荷的擠壓作用下，接觸區(qū)會(huì)出現(xiàn)彈性變形現(xiàn)象，產(chǎn)生的壓力會(huì)由點(diǎn)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(dòng)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(duì)點(diǎn)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(dòng)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(huì)在滾動(dòng)體及滾道接觸區(qū)產(chǎn)生變形，不考慮滾動(dòng)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(dòng)體位置角， z 表示2排滾動(dòng)體總量。采用具有4個(gè)接觸點(diǎn)的軸承結(jié)構(gòu)形式，滾動(dòng)體及內(nèi)圈、外圈滾道共有4個(gè)接觸點(diǎn)，上下2排內(nèi)圈、外圈各有4個(gè)曲率中心?？蛰d狀態(tài)下，4個(gè)接觸對(duì)具備相等的溝心距。聯(lián)

式中： ??D_w 與 G_r 分別表示滾動(dòng)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(gè)接觸對(duì)在各位置角處時(shí)，滾動(dòng)體及滾道之間的法向接觸荷載，計(jì)算公式為

式中： ?K_n 表示滾動(dòng)體及內(nèi)外圈間總負(fù)荷與變形系數(shù)， δ_jφ 為滾動(dòng)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(shí)，所有滾動(dòng)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(yùn)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(gè)接觸對(duì)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(gè)滾動(dòng)個(gè)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(duì)載荷分布相同，偶數(shù)接觸對(duì)載荷分布也較為一致，且2類接觸對(duì)的滾動(dòng)體位置角范圍區(qū)間分別是(0，91)與(290，360)，單位為度。同時(shí)，奇、偶2種接觸對(duì)的受載與空載情況相對(duì)立，說明聯(lián)合負(fù)載工況下，變槳軸承滾動(dòng)體及滾道之間分別有2個(gè)接觸點(diǎn)。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(huì)發(fā)生位移，因此，4個(gè)接觸對(duì)的溝心距、接觸角均會(huì)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(duì)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(gè)接觸對(duì)的接觸應(yīng)力分布情況。此時(shí)，相同滾動(dòng)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(dòng)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(jī)組變槳軸承的設(shè)計(jì)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(qiáng)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(shí)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(jì)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(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)規(guī)定。

1.4滾道接觸應(yīng)力影響因素

為了保障風(fēng)電機(jī)組變槳軸承設(shè)計(jì)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(dòng)體及滾道接觸點(diǎn)之間的夾角，也可以是位于接觸線中間點(diǎn)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(shí)，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(shí)，數(shù)值為 3038MPa 而滾道接觸應(yīng)力下限值位于接觸角為 50^° 時(shí)，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(shí)，數(shù)值分別是 2349MPa 與 2107MPa ，此時(shí)，接觸角同樣增大 20^° 時(shí)，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(duì)于滾道接觸應(yīng)力會(huì)產(chǎn)生具有差異的影響。

變槳軸承的游隙是指一個(gè)套圈處于固定狀態(tài)時(shí)，另一套圈按照軸向(徑向)在2個(gè)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(shí)，設(shè)計(jì)時(shí)往往會(huì)在滾動(dòng)間及其內(nèi)圈、外圈之間預(yù)留部分間隙，以降低軸承運(yùn)行時(shí)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(yùn)行，回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的頻率不大，因而設(shè)計(jì)軸承時(shí)可以不留游隙，或者采用負(fù)游隙，如此可使?jié)L動(dòng)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(shí)，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)?？蛰d情況下，無外載荷向軸承施力，滾動(dòng)體及滾道間接觸應(yīng)力較大，在負(fù)游隙逐步增大時(shí)，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(shí)，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(shí)，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(shí)，接觸應(yīng)力的變化逐漸趨于平緩，在 -0.02mm 時(shí)出現(xiàn)了接觸應(yīng)力的最低值，即 2898MPa 。

2風(fēng)電機(jī)組變槳軸承疲勞壽命分析

采用code疲勞耐久性分析軟件對(duì)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(duì)比

變槳軸承會(huì)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(shí)，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(duì)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(duì)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(dòng)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(duì)比發(fā)現(xiàn)，采用局部應(yīng)力法的易損區(qū)面積相對(duì)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(shí)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(jí)分別是1、2、3、4、5級(jí)，而等級(jí)越高時(shí)，變槳軸承的疲勞壽命越?。▓D5），說明滾道表面粗糙度會(huì)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(duì)風(fēng)電機(jī)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(dòng)體及滾道之間為兩點(diǎn)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(shí)，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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