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(yè)大學(xué) 機(jī)械與動力工程學(xué)院，南京 211800)

風(fēng)電轉(zhuǎn)盤軸承作為風(fēng)力發(fā)電機(jī)的一個重要零部件，對質(zhì)量要求較高。因此，安裝使用前必須對軸承疲勞壽命進(jìn)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(zhuǎn)盤軸承的計算。針對此，國內(nèi)外學(xué)者提出了復(fù)雜工況下的轉(zhuǎn)盤軸承壽命計算修正公式。文獻(xiàn)[1]結(jié)合風(fēng)機(jī)行業(yè)的設(shè)計規(guī)范與標(biāo)準(zhǔn)，合理利用相關(guān)的計算方法得到了轉(zhuǎn)盤軸承壽命的計算公式，具有一定的實際工程應(yīng)用價值。文獻(xiàn)[2]對應(yīng)力壽命法和應(yīng)變壽命法作了比較，結(jié)果表明應(yīng)力壽命更適合轉(zhuǎn)盤軸承的疲勞壽命計算。但進(jìn)一步研究發(fā)現(xiàn)，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)盤軸承。因此，文中以四點接觸球轉(zhuǎn)盤軸承為研究對象，提出基于ABAQUS和FATIGUE的轉(zhuǎn)盤軸承疲勞壽命計算方法。

1 風(fēng)電轉(zhuǎn)盤軸承疲勞壽命的計算

1.1 當(dāng)量動載荷

風(fēng)電轉(zhuǎn)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(zhuǎn)盤軸承幾何中心。風(fēng)電轉(zhuǎn)盤軸承壽命[3-4]沒有通用的計算方法,根據(jù)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(dāng)量動載荷；a1為可靠性壽命調(diào)整系數(shù)；a2為溝道硬度調(diào)整系數(shù)；a3為潤滑系數(shù)；ε為疲勞壽命系數(shù)，對于球軸承，ε取為3。

當(dāng)量動載荷[5]為

(2)

式中：Dpw為球組節(jié)圓直徑。

1.2 額定動載荷

Lundberg 和 Palmgren將 Weibull損傷概率理論應(yīng)用于軸承壽命的計算中，并且考慮軸承的尺寸及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)的影響，在此基礎(chǔ)上依據(jù)試驗結(jié)果修正相關(guān)系數(shù)與指數(shù)，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(shù);i為鋼球列數(shù)；Z為鋼球數(shù)；α為接觸角。

2 基于ABAQUS的轉(zhuǎn)盤軸承接觸應(yīng)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(chǔ)，第2階段為用疲勞分析軟件對有限元分析的結(jié)果進(jìn)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(zhuǎn)盤軸承為例，其結(jié)構(gòu)尺寸為：球組節(jié)圓直徑Dpw=730 mm，鋼球直徑Dw=22.5 mm，鋼球數(shù)Z=91，接觸角α=45°，內(nèi)溝曲率半徑系數(shù)fi=0.52。內(nèi)外圈材料為42CrMo，其力學(xué)性能參數(shù)為：彈性模量E=206 GPa，抗拉強(qiáng)度Rm=1 080 MPa，屈服強(qiáng)度Re=930 MPa。轉(zhuǎn)盤軸承轉(zhuǎn)速為0.052 r/min。

由于轉(zhuǎn)盤軸承受力復(fù)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(xiàn)迭代不收斂[8]，從而無法得出理想計算結(jié)果。因此對模型進(jìn)行簡化：1)不考慮重力的影響；2)不考慮螺栓預(yù)緊力的影響；3)忽略對研究目標(biāo)影響不大的外形特征(如齒形)；4)由于對稱性，截取半個轉(zhuǎn)盤軸承進(jìn)行有限元分析，如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型

將轉(zhuǎn)盤軸承模型導(dǎo)入ABAQUS中進(jìn)行分析，鋼球與溝道定義為面面接觸，接觸性質(zhì)為法向硬接觸，切向摩擦因數(shù)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(nèi)圈上表面耦合于內(nèi)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(nèi)圈上。約束與載荷的施加如圖3所示，在中心點處施加該轉(zhuǎn)盤軸承所能承受的極限載荷Fa=96 kN，F(xiàn)r=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(wǎng)格劃分。由于鋼球與溝道之間為接觸發(fā)生區(qū)域，考慮到計算精度以及計算效率問題，對鋼球與溝道內(nèi)側(cè)采用細(xì)分網(wǎng)格，其余部位相對較粗，如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分

2.2 結(jié)果分析

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

圖5 有限元分析結(jié)果

3 基于FATIGUE的轉(zhuǎn)盤軸承疲勞壽命分析

3.1 材料的疲勞屬性

FATIGUE的材料數(shù)據(jù)庫中沒有轉(zhuǎn)盤軸承所用的42CrMo，因此需根據(jù)42CrMo的材料屬性新建材料數(shù)據(jù)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(fēng)電轉(zhuǎn)盤軸承由于其特殊的工作環(huán)境，通常并不作連續(xù)轉(zhuǎn)動，只是作小角度回轉(zhuǎn)，大多數(shù)時間處于鎖緊狀態(tài)。由于隨機(jī)變化的風(fēng)速、風(fēng)向的影響，導(dǎo)致轉(zhuǎn)盤軸承承受交變隨機(jī)載荷，由此引起的微動磨損造成轉(zhuǎn)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(shù)據(jù)庫管理器來定義。根據(jù)文獻(xiàn)[9]中所介紹的轉(zhuǎn)盤軸承載荷譜作為本次疲勞壽命估算的載荷信息，文獻(xiàn)中的載荷譜均為雨流計數(shù)法簡化后一次應(yīng)力循環(huán)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(zhuǎn)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(tài)下轉(zhuǎn)速為0.052 r/min，轉(zhuǎn)盤軸承的鋼球數(shù)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(jié)果分析

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

由圖8b和圖8c可知，主要失效區(qū)域集中在溝道與鋼球的接觸區(qū)域。此接觸部位的疲勞壽命最短，節(jié)點編號為26 375，為3.44×104r，而根據(jù)(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(jié)束語

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