黃文杰，趙春雨，倪敏

（明陽智慧能源集團(tuán)股份公司，廣東 中山 528400）

0 引言

軸承和螺栓是當(dāng)代機(jī)械設(shè)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(jī)械旋轉(zhuǎn)體，降低其運(yùn)動(dòng)過程中的摩擦因數(shù)，并保證其旋轉(zhuǎn)精度，而螺栓的主要作用是用來連接2個(gè)或2個(gè)以上不同的部件，以實(shí)現(xiàn)部件之間的緊固聯(lián)接[1]。風(fēng)力發(fā)電機(jī)組是大型機(jī)械設(shè)備之一，其中的軸承和螺栓應(yīng)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(fēng)力發(fā)電機(jī)組的核心零部件，在機(jī)組的正常運(yùn)行中起著至關(guān)重要的作用。

本文以風(fēng)力發(fā)電機(jī)組主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式對(duì)聯(lián)接螺栓強(qiáng)度的影響為研究對(duì)象，通過有限元仿真的方法對(duì)聯(lián)接螺栓進(jìn)行強(qiáng)度分析，并根據(jù)極限強(qiáng)度、疲勞損傷、聯(lián)接面的開口和滑移情況等方面的仿真結(jié)果說明不同的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式對(duì)聯(lián)接螺栓的具體影響，為主軸承聯(lián)接螺栓的強(qiáng)度設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供一種設(shè)計(jì)方法和研究思路。

1 概述

某風(fēng)力發(fā)電機(jī)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(gè)10.9級(jí)的M42（縮徑為35 mm）高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行聯(lián)接，齒輪箱與發(fā)電機(jī)通過86個(gè)10.9級(jí)的M42（縮徑為38.9 mm）高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行聯(lián)接。主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)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(nèi)圈（兩瓣式）

圖3 主軸承內(nèi)圈（三瓣式）

2 有限元建模

2.1 有限元模型

將簡化后的整機(jī)三維實(shí)體模型導(dǎo)入到Workbench中，對(duì)各部件進(jìn)行幾何處理和網(wǎng)格劃分，部件均采用低階六面體單元?jiǎng)澐?，螺栓用BEAM188單元模擬，并用LINK8單元和BEAM4單元模擬螺紋嚙合關(guān)系[2]，然后將整體有限元模型導(dǎo)入到ANSYS經(jīng)典界面中進(jìn)行加載計(jì)算及結(jié)果分析。圖4為兩瓣式主軸承內(nèi)圈整體有限元模型（剖視圖），圖5為三瓣式主軸承內(nèi)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(fēng)力發(fā)電機(jī)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(jì)算螺栓極限強(qiáng)度時(shí)加載步驟如下：1）所有螺栓施加預(yù)緊力；2）在輪轂中心施加極限工況載荷進(jìn)行重啟動(dòng)計(jì)算，加載坐標(biāo)系如圖6所示。

圖6 GL輪轂中心靜坐標(biāo)系[3]

3.2 疲勞加載工況

計(jì)算疲勞強(qiáng)度時(shí)加載步驟[4]如下：1）所有螺栓施加預(yù)緊力；2）在輪轂中心每30°施加疲勞時(shí)序載荷中的最大合彎矩Myz，進(jìn)行重啟動(dòng)計(jì)算。

3.3 接觸和約束

各部件之間建立標(biāo)準(zhǔn)接觸或綁定接觸，在輪轂中心建立加載點(diǎn)，并與輪轂上的3個(gè)葉根聯(lián)接面建立MPC遠(yuǎn)場接觸，約束機(jī)艙彎頭底面節(jié)點(diǎn)所有自由度。

4 計(jì)算結(jié)果分析

4.1 螺栓極限強(qiáng)度分析

根據(jù)VDI 2230[5]，結(jié)合有限元計(jì)算的最大螺栓應(yīng)力增量和最大預(yù)緊力產(chǎn)生的軸向應(yīng)力評(píng)估螺栓極限強(qiáng)度，結(jié)果如表2所示。主軸承內(nèi)圈為兩瓣式時(shí)螺栓的極限安全系數(shù)為1.028，主軸承內(nèi)圈為三瓣式時(shí)螺栓的極限安全系數(shù)為1.044。

表2 螺栓極限強(qiáng)度安全系數(shù)

4.2 螺栓疲勞損傷分析

將有限元結(jié)果和時(shí)序彎矩載荷進(jìn)行插值得到螺栓的應(yīng)力時(shí)序，然后進(jìn)行雨流計(jì)算，再結(jié)合GL認(rèn)證規(guī)范確定的SN曲線，計(jì)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(nèi)圈為兩瓣式時(shí)螺栓最大疲勞損傷值為0.422，主軸承內(nèi)圈為三瓣式時(shí)螺栓最大疲勞損傷值為0.71。

表3 螺栓疲勞損傷結(jié)果（局部）

4.3 螺栓聯(lián)接面的開口和滑移分析

主軸承內(nèi)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(nèi)圈為兩瓣式時(shí)的開口間隙為0.111 mm，滑移距離為0.049 mm，主軸承內(nèi)圈為三瓣式時(shí)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(jié)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(duì)不同的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式時(shí)的輪轂與主軸承聯(lián)接螺栓進(jìn)行強(qiáng)度分析，得到如下結(jié)論：1）采用兩瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式，其聯(lián)接螺栓極限強(qiáng)度安全系數(shù)為1.044，疲勞損傷值為0.422，主軸承內(nèi)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(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式，其聯(lián)接螺栓極限強(qiáng)度安全系數(shù)為1.028，疲勞損傷值為0.71，主軸承內(nèi)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(shù)據(jù)對(duì)比分析可知，采用兩瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式，其極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度較好，但主軸承內(nèi)圈接觸面的開口和滑移情況較嚴(yán)重，而采用三瓣式的主軸承內(nèi)圈結(jié)構(gòu)形式，其極限強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度較差，但主軸承內(nèi)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）