白浩宇， 穆塔里夫·阿赫邁德，2，白云松，鞠增鑫

(1.新疆大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，新疆烏魯木齊 830047；2.新疆大學(xué)電氣工程學(xué)院，新疆烏魯木齊 830047)

0 前言

在風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中，增速齒輪箱是重要的部件之一，其運(yùn)行狀況的好壞與風(fēng)力發(fā)電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)密切相關(guān)。由于齒輪箱的工作環(huán)境十分惡劣，導(dǎo)致齒輪箱中輸出軸端軸承受到復(fù)雜的載荷及劇烈的振動(dòng)。根據(jù)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，風(fēng)電機(jī)組故障中齒輪箱失效占12%，而其中約50%為滾動(dòng)軸承失效。由于密封差、潤(rùn)滑不足及變載荷，齒輪箱中滾動(dòng)軸承各部件會(huì)出現(xiàn)疲勞點(diǎn)蝕、剝落等故障。因此，研究具有一定缺陷故障軸承的應(yīng)力與疲勞壽命，對(duì)滾動(dòng)軸承穩(wěn)定運(yùn)行和故障檢測(cè)具有重要意義。

針對(duì)局部剝落缺陷軸承的動(dòng)力學(xué)研究，國(guó)內(nèi)外學(xué)者都進(jìn)行了大量的相關(guān)工作。LIU等總結(jié)出一種改進(jìn)的角接觸球軸承動(dòng)力學(xué)模型，研究了速度、負(fù)載和缺陷尺寸對(duì)角接觸球軸承聲學(xué)特性的影響。SINGH等采用顯式動(dòng)力學(xué)軟件LS-DYNA對(duì)具有局部外滾道線剝落的滾動(dòng)軸承的振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行了數(shù)值模擬，并驗(yàn)證了軸承顯式有限元模擬結(jié)果的正確性。剡昌鋒等在考慮彈流潤(rùn)滑和滑動(dòng)作用的前提下，建立有局部故障的軸承系統(tǒng)模型，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)數(shù)值分析，并通過試驗(yàn)與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。張慧玲和呂福玲對(duì)帶有點(diǎn)蝕缺陷的軸承的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行了數(shù)值模擬，并分析了其缺陷特征。涂文兵等建立了缺陷存在于軸承各部件上的數(shù)值模型，分析獲得了滾子與其他部件的接觸應(yīng)力變化曲線，總結(jié)出缺陷對(duì)軸承各部件之間接觸規(guī)律的影響。

研究者們通過仿真及試驗(yàn)對(duì)軸承疲勞壽命進(jìn)行研究及預(yù)測(cè)。HE等在ABAQUS中建立了回轉(zhuǎn)軸承的有限元模型，得到了球與滾道之間的接觸應(yīng)力，聯(lián)合軸承數(shù)值分析結(jié)果和FE-SAFE計(jì)算了疲勞壽命和損傷。ZHANG等提出了一種準(zhǔn)動(dòng)態(tài)動(dòng)力學(xué)模型來研究角接觸球軸承在任意預(yù)緊力作用下的載荷分布，在此基礎(chǔ)上，計(jì)算了該軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下的疲勞壽命。趙斗生等建立關(guān)于柔性軸承及波發(fā)生器多體動(dòng)力學(xué)的接觸模型，在數(shù)值分析出模型應(yīng)力及變形的基礎(chǔ)上，用nCode-DesignLife分析其壽命。耿民等人基于高速列車中牽引電機(jī)的軸承實(shí)際工況，用ANSYS建立了軸承的接觸模型，考慮軸承各部件之間游隙變化引起的受載變化和應(yīng)力集中，并提出了新的計(jì)算軸承壽命的方法。

本文作者以5 MW風(fēng)力發(fā)電機(jī)齒輪箱輸出軸端的軸承為研究對(duì)象，建立無缺陷軸承和不同尺寸局部剝落缺陷的軸承數(shù)值模型。利用顯式動(dòng)力學(xué)分析滾子進(jìn)入外圈缺陷和退出外圈缺陷的應(yīng)力變化；將各軸承應(yīng)力結(jié)果導(dǎo)入疲勞軟件進(jìn)行壽命計(jì)算，從而得出局部剝落缺陷尺寸擴(kuò)展對(duì)軸承應(yīng)力和疲勞壽命的影響規(guī)律。

1 軸承模型及邊界條件

1.1 幾何與數(shù)值建模

選為圓柱滾子軸承(NU2232E)，其幾何參數(shù)如表1所示。針對(duì)風(fēng)機(jī)齒輪箱軸承的實(shí)際工況，對(duì)軸承模型進(jìn)行一些簡(jiǎn)化：不考慮軸承內(nèi)圈、外圈的倒角，可以避免對(duì)軸承應(yīng)力分布的影響；不考慮軸承徑向和軸向的游隙。

表1 NU2232E軸承參數(shù)

對(duì)模型進(jìn)行有限元分析，先進(jìn)行網(wǎng)格劃分，文中應(yīng)用HyperMesh對(duì)圓柱滾子軸承進(jìn)行網(wǎng)格劃分。軸承各部件均采用六面體網(wǎng)格，共計(jì)77 760個(gè)單元，如圖1所示。軸承各部件材料均采用軸承鋼，其材料參數(shù)：密度為7 820 kg/m，彈性模量為2.16×10MPa，抗拉強(qiáng)度為1 813 MPa，屈服強(qiáng)度為1 323 MPa。

圖1 NU2232E軸承數(shù)值模型

1.2 邊界條件

依據(jù)5 MW風(fēng)機(jī)齒輪箱輸出軸端軸承的實(shí)際工況,限制外圈、、方向的移動(dòng)和旋轉(zhuǎn)自由度，限制內(nèi)圈方向的移動(dòng)自由度和、方向的旋轉(zhuǎn)自由度。對(duì)內(nèi)圈施加50 kN的徑向載荷和5種轉(zhuǎn)速(800、1 200、1 600、1 800、2 000 r/min)。滾子與內(nèi)圈、外圈采用面與面接觸；不考慮保持架對(duì)軸承滾子的影響，將保持架設(shè)為剛體。為使軸承在開始時(shí)能夠穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)，徑向載荷先作用，0.01 s后轉(zhuǎn)速和載荷同時(shí)作用，0.2 s時(shí)結(jié)束運(yùn)轉(zhuǎn)。

2 軸承數(shù)值分析

2.1 局部缺陷建模

在實(shí)際中，軸承外圈局部剝落缺陷的形狀不規(guī)則，為方便劃分網(wǎng)格進(jìn)行仿真，將外圈缺陷理想化為矩形，軸承未運(yùn)轉(zhuǎn)之前，缺陷位于外圈上19號(hào)滾子與20號(hào)滾子之間，如圖2所示。

圖2 滾子與外圈局部剝落缺陷示意

矩形缺陷長(zhǎng)度40 mm，深度0.3 mm，選取不同寬度尺寸1、3、4、6和7 mm，模擬缺陷擴(kuò)展對(duì)軸承各部件動(dòng)力性能的影響。

2.2 應(yīng)力分析

有局部剝落缺陷(寬度、深度分別為7、0.3 mm)的軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，滾子滾入外圈的缺陷和滾出外圈缺陷。選取無缺陷軸承和有缺陷軸承的1號(hào)滾子上與外圈接觸面中間的節(jié)點(diǎn)，提取節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線，進(jìn)行應(yīng)力分析。

在轉(zhuǎn)速800 r/min的情況下，軸承內(nèi)圈受到徑向載荷和轉(zhuǎn)速的作用，有缺陷軸承和無缺陷軸承在0.12 s時(shí)的等效應(yīng)力如圖3所示，其各部件最大等效應(yīng)力如表2所示。在整個(gè)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，徑向載荷和轉(zhuǎn)速都是平滑加載，隨著徑向載荷和轉(zhuǎn)速隨時(shí)間不斷加大，有缺陷軸承的等效應(yīng)力大于無缺陷軸承的等效應(yīng)力，這是因?yàn)槿毕葺S承在運(yùn)轉(zhuǎn)到0.12 s時(shí)，滾子還未滾入缺陷，距離缺陷的邊緣較近。提取兩軸承1號(hào)滾子節(jié)點(diǎn)的等效應(yīng)力曲線，如圖4所示。可以看出：運(yùn)轉(zhuǎn)到0.12 s時(shí)，缺陷軸承滾子節(jié)點(diǎn)應(yīng)力波動(dòng)較大，這是由于其他滾子經(jīng)過缺陷造成內(nèi)圈受力偏載過大，1號(hào)滾子與內(nèi)圈接觸發(fā)生偏移，從而使得有缺陷軸承滾子節(jié)點(diǎn)應(yīng)力大于無缺陷軸承節(jié)點(diǎn)應(yīng)力。

圖3 0.12 s時(shí)各軸承的等效應(yīng)力云圖

表2 軸承各部件在0.12 s時(shí)最大等效應(yīng)力 單位：MPa

圖4 滾子節(jié)點(diǎn)在0.11～0.12 s時(shí)等效應(yīng)力

圖5所示為有缺陷軸承和無缺陷軸承在0.13 s時(shí)的等效應(yīng)力云圖?？梢钥闯觯旱刃?yīng)力較大的是有缺陷的軸承。這是由于有缺陷軸承運(yùn)轉(zhuǎn)到0.13 s時(shí)，1號(hào)滾子準(zhǔn)備滾入缺陷，與缺陷邊緣接觸，缺陷左邊緣出現(xiàn)應(yīng)力集中(如圖6(a)所示)，0.14 s時(shí)滾子滾出缺陷，與缺陷右邊緣接觸，右邊緣出現(xiàn)應(yīng)力集中(如圖6(b)所示)，使得載荷力無法作用在該滾子上，所以造成局部剝落缺陷軸承應(yīng)力大的原因是缺少1號(hào)滾子來承受徑向載荷的作用，使得內(nèi)圈受力不均。圖7所示為兩軸承的1號(hào)滾子節(jié)點(diǎn)等效應(yīng)力曲線，可以看出1號(hào)滾子滾入和退出缺陷的應(yīng)力變化過程，3次應(yīng)力幅值波動(dòng)分別對(duì)應(yīng)滾入缺陷、在缺陷里和滾出缺陷這3個(gè)事件。

圖5 0.13 s時(shí)各軸承的等效應(yīng)力云圖

圖6 缺陷邊緣等效應(yīng)力云圖

圖7 滾子節(jié)點(diǎn)在0.13～0.14 s時(shí)等效應(yīng)力

不同轉(zhuǎn)速下無缺陷軸承和有缺陷軸承各部件的最大等效應(yīng)力分別如圖8—圖10所示?？芍簭较蜉d荷相同時(shí)，轉(zhuǎn)速越大，軸承各部件的等效應(yīng)力越大，其中內(nèi)圈應(yīng)力變化趨勢(shì)最大，其次是滾子、外圈。隨著缺陷尺寸的擴(kuò)大，外圈的應(yīng)力也逐漸增大。在實(shí)際中，齒輪箱輸出軸端受到徑向載荷的作用傳遞給軸承內(nèi)圈，由于外圈存在局部剝落缺陷，每個(gè)滾子在滾入和滾出缺陷時(shí)，使內(nèi)圈出現(xiàn)偏載過大，造成內(nèi)圈應(yīng)力集中。

圖8 各軸承內(nèi)圈最大等效應(yīng)力

圖9 各軸承滾子最大等效應(yīng)力

圖10 各軸承外圈最大等效應(yīng)力

3 疲勞壽命分析

3.1 疲勞損傷機(jī)制

疲勞損壞是指零件在運(yùn)行過程中受到載荷的沖擊從而發(fā)生損壞。在循環(huán)載荷施加于零件的作用過程中，零件上會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中區(qū)域，還會(huì)引起局部變形，從而使零件永久性損壞。另外，機(jī)構(gòu)的運(yùn)轉(zhuǎn)使循環(huán)次數(shù)逐漸上升，機(jī)構(gòu)發(fā)生故障的可能性也會(huì)增加。當(dāng)循環(huán)次數(shù)到了一定數(shù)值后，該機(jī)構(gòu)就不能工作了，也就是失效。

3.2 疲勞損傷理論

為更加準(zhǔn)確地分析風(fēng)機(jī)齒輪箱輸出軸端軸承疲勞壽命，選用Palmgren-Miner累積損傷準(zhǔn)則進(jìn)行計(jì)算。在實(shí)際工況中，由于循環(huán)載荷對(duì)零件整體起作用，會(huì)引起零件材料損傷，而損傷的累積最終會(huì)使零件發(fā)生疲勞破壞。此理論中，損傷的大小與載荷的循環(huán)作用次數(shù)呈線性關(guān)系，而且零件失效時(shí)吸收的凈功和負(fù)載歷程都與零件的損傷無關(guān)。因此，可以推導(dǎo)出零件長(zhǎng)期運(yùn)轉(zhuǎn)后發(fā)生疲勞失效時(shí)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)和吸收的凈功的關(guān)系為

(1)

零件因次循環(huán)載荷作用產(chǎn)生各種應(yīng)力，進(jìn)而引起損傷，即：

(2)

式中:為零件在級(jí)別應(yīng)力循環(huán)加載的次數(shù)；為零件在級(jí)別循環(huán)負(fù)載引起疲勞失效時(shí)的次數(shù)。因循環(huán)負(fù)載的沖擊導(dǎo)致零件損傷大于等于1時(shí)(≥1)，認(rèn)為該零件已被破壞。

3.3 結(jié)果分析

前人通過試驗(yàn)總結(jié)出軸承疲勞壽命計(jì)算方法，分別是應(yīng)變疲勞(E-N)和應(yīng)力疲勞(S-N)。根據(jù)風(fēng)電齒輪箱輸出軸端軸承實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)工況，軸承的運(yùn)轉(zhuǎn)屬于高循環(huán)疲勞，所以采用名義應(yīng)力法計(jì)算軸承疲勞壽命。仿真得到無缺陷軸承和局部剝落缺陷(寬度、深度分別為7、0.3 mm)軸承在轉(zhuǎn)速為800 r/min時(shí)的疲勞壽命和損傷云圖。

3.3.1 內(nèi)圈疲勞分析

無缺陷軸承和有缺陷軸承內(nèi)圈的疲勞壽命和損傷云圖分別如圖11、圖12所示。

圖11 內(nèi)圈損傷云圖

圖12 內(nèi)圈疲勞壽命云圖

由圖11、圖12可知：無缺陷軸承內(nèi)圈在節(jié)點(diǎn)N1764435處發(fā)生損傷，其最大損傷為2.240 86×10，在該節(jié)點(diǎn)處最小壽命為4.463×10次，而多數(shù)損傷在4.280×10～1.832×10，與之對(duì)應(yīng)的疲勞壽命為2.336×10～5.460×10次；有缺陷軸承內(nèi)圈在節(jié)點(diǎn)N1756404處發(fā)生損傷，其最大損傷為5.376×10，在該節(jié)點(diǎn)處最小疲勞壽命為1.860×10次，而多數(shù)損傷在3.107×10～4.087×10，與之對(duì)應(yīng)的疲勞壽命為3.219×10～2.447×10次。軸承內(nèi)圈內(nèi)表面處發(fā)生損傷，從而可以獲知該區(qū)域會(huì)出現(xiàn)故障，因?yàn)閮?nèi)圈受到徑向載荷的作用，會(huì)出現(xiàn)應(yīng)力集中，這與軸承動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果內(nèi)圈出現(xiàn)應(yīng)力集中相符合。

由圖11、圖12還可以看出：在載荷和轉(zhuǎn)速的作用下，有缺陷軸承內(nèi)圈的最大損傷比無缺陷軸承內(nèi)圈的最大損傷大，而且有缺陷軸承內(nèi)圈的疲勞壽命比無缺陷軸承的疲勞壽命小。這是由于缺陷軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，滾子滾入和滾出外圈缺陷時(shí)，軸承內(nèi)圈會(huì)出現(xiàn)偏載受力過大，造成內(nèi)圈應(yīng)力集中，導(dǎo)致發(fā)生損傷。

3.3.2 圓柱滾子疲勞分析

圖13、14所示分別為無缺陷軸承和有缺陷軸承圓柱滾子的損傷和疲勞壽命云圖。

圖13 圓柱滾子損傷云圖

由圖13、圖14可知：無缺陷軸承的圓柱滾子在節(jié)點(diǎn)N1618788處發(fā)生損傷，其最大損傷為1.896×10，在該節(jié)點(diǎn)處最小壽命為5.274×10次，而多數(shù)損傷在4.826×10～2.327×10，與之對(duì)應(yīng)的疲勞壽命為2.072×10～4.297×10次；有缺陷軸承的圓柱滾子在節(jié)點(diǎn)N1591616處發(fā)生損傷，其最大損傷為2.479×10，在該節(jié)點(diǎn)處最小疲勞壽命為4.034×10次，而多數(shù)損傷在1.043×10～1.088×10，與之對(duì)應(yīng)的疲勞壽命為9.587×10～9.192×10次?？芍蠖鄶?shù)損傷發(fā)生在兩軸承的圓柱滾子與內(nèi)、外圈接觸面上，與動(dòng)力學(xué)仿真軸承的圓柱滾子受到的等效應(yīng)力集中的位置相符合，進(jìn)一步可以推測(cè)出軸承失效的區(qū)域。

圖14 圓柱滾子壽命云圖

3.3.3 外圈疲勞分析

圖15、圖16所示分別為無缺陷軸承和有缺陷軸承外圈的損傷和疲勞壽命云圖。

圖15 外圈損傷云圖

圖16 外圈壽命云圖

由圖15、圖16可知：無缺陷軸承的外圈節(jié)點(diǎn)N1303710處發(fā)生損傷，其最大損傷為1.299×10，該節(jié)點(diǎn)處最小壽命為7.700×10次，而多數(shù)損傷在4.310×10～1.855×10，與之對(duì)應(yīng)的壽命為2.320×10～5.390×10次；有缺陷軸承的圓柱滾子在節(jié)點(diǎn)N1327906處發(fā)生損傷，其最大損傷為1.854×10，在該節(jié)點(diǎn)處最小壽命為5.395×10次，而多數(shù)損傷為9.582×10～9.150×10，與之對(duì)應(yīng)的疲勞壽命為1.044×10～1.093×10次；外圈大多數(shù)損傷發(fā)生在與滾子的接觸面上，這與動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果相符合。根據(jù)圓柱滾子和外圈疲勞分析，軸承失效發(fā)生在滾子的內(nèi)、外圈滾道上。根據(jù)外圈的疲勞壽命云圖還可以看出，外圈有缺陷的軸承使用壽命比無缺陷軸承的壽命小。

3.3.4 不同轉(zhuǎn)速時(shí)軸承壽命分析

基于所建立的不同局部剝落缺陷軸承的模型，分別進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真疲勞、壽命計(jì)算，得到各軸承部件在不同轉(zhuǎn)速下的疲勞壽命，分別如圖17—圖19所示?？芍弘S著轉(zhuǎn)速增加，各軸承部件的疲勞壽命逐漸下降；隨外圈局部缺陷尺寸不斷增加，軸承各部件疲勞壽命呈下降趨勢(shì)。

4 總結(jié)

對(duì)有局部剝落缺陷軸承和無缺陷軸承進(jìn)行顯式動(dòng)力學(xué)和疲勞壽命分析，得出以下結(jié)論：

(1)無缺陷軸承滾子節(jié)點(diǎn)應(yīng)力波動(dòng)較小，而有局部剝落缺陷軸承滾子經(jīng)過外圈缺陷時(shí)，與外圈缺陷邊緣接觸，節(jié)點(diǎn)應(yīng)力會(huì)有劇烈的波動(dòng)；

(2)轉(zhuǎn)速不斷增加時(shí)，兩類軸承各部件的等效應(yīng)力均呈上升趨勢(shì)，有缺陷軸承各部件的等效應(yīng)力均比無缺陷軸承的等效應(yīng)力大，隨著缺陷尺寸不斷增加，缺陷軸承各部件的等效應(yīng)力也逐漸增大，從而縮短了疲勞壽命；

(3)在相同轉(zhuǎn)速時(shí)，無缺陷軸承的各部件壽命均比有局部剝落缺陷軸承長(zhǎng)；轉(zhuǎn)速不斷增加時(shí)，兩種軸承的各部件疲勞壽命均呈不同程度的下降趨勢(shì)；由于外圈存在局部剝落缺陷，隨缺陷尺寸不斷增加，外圈疲勞壽命急劇下降。