转盘轴承有限元分析报告

转盘轴承有限元分析报告-1-目录1.本次有限元分析的目的…………………………………………………(2)2.有限元分析模型的说明…………………………………………………(2)2.1变桨轴承有限元分析策略的简要说明……………………………(2)2.2有限元分析模型参数………………………………………………(4)2.2.1变桨轴承的尺寸参数及坐标系………………………………(4)2.2.2轴承材料参数……………………………………………………(4)2.2.3轴承载荷参数…………………………………………………(4)2.3整体有限元分析计算模型……………………………………………(5)2.3.1非线性连接单元刚度曲线的计算………………………………(5)2.3.2滚动体的仿真模拟………………………………………………(6)2.3.3轴承支承座及回转支承体的仿真模拟…………………………(6)2.3.4安装螺栓的仿真模拟……………………………………………(6)2.3.5载荷及边界条件设置……………………………………………(6)2.3.6模型网格化参数…………………………………………………(6)2.4分析子模型的创建……………………………………………………(7)3.计算结果及分析……………………………………………………………(8)3.1滚动体的负荷分布及接触强度校核………………………………………(8)3.1.1滚动体负荷的计算结果……………………………………………(9)3.1.2滚动体沿圆周方向的负荷分布……………………………………(10)3.1.3变桨轴承接触强度的校核……………………………………(12)3.2连接螺栓的负荷分布及强度校核……………………………………(13)3.2.1连接螺栓工作负荷计算结果……………………………………(13)3.2.2连接螺栓沿圆周方向工作负荷分布………………………………(13)3.2.3连接螺栓强度校核………………………………………………(14)3.3套圈的应力及位移分布…………………………………………………(15)3.4套圈危险部位的强度校核……………………………………………(16)4.有限元分析的结论…………………………………………………………(17)-2-1．本次有限元分析的目的变桨轴承用于联接风力发电机的桨叶和轮毂，是风力发电机的关键部件之一。变桨轴承随桨叶的转动其受力处于交替变化的状态，其内外套圈属不规则几何体，受载后套圈上的应力分布十分复杂。在变桨轴承的强度计算方面，目前多采用经典的赫兹接触理论进行接触强度的校核计算。对于使用者关心的轴承套圈强度及刚度的计算目前还没有成熟的简便的校核计算手段。因此，充分运用先进的有限元分析技术及软件，提高对此类轴承强度的理论分析和校核计算水平，对于提高企业的核心竞争力和自主研发能力，避免设计工作的盲目性均具有重要意义。有限元分析是目前利用计算机技术进行产品性能数值仿真的昀常用手段。它是利用数学逼近的方法对真实物理系统进行模拟，借助简单而又相互作用的单元，用有限数量的未知量去逼近无限未知量的真实系统的科学计算方法，是求解给定边界条件的物理场方程的昀强有力的工具。本次有限元分析使用的是法国达索公司的有限元分析软件Abaqus，该软件是目前国际上公认的结构有限元分析功能昀为强大的CAE工具。为提高有限元分析建模效率，还专门开发了基于面向对象脚本语言Python的自动建模软件，该软件可自动完成从轴承CAD系统的数据导入和手动交互式建模的全部工作，同时网格参数等的调整也变得异常方便。本次有限元分析的目的是研究风电变桨轴承在给定的载荷条件下的变形和应力分布，计算滚动体的负荷分布，螺栓的工作应力，计算确定该轴承危险部位的应力安全系数，为该轴承的结构尺寸设计提供理论依据。2．有限元分析模型的说明2.1变桨轴承有限元分析策略的简要说明所有的滚动轴承都是通过滚动体来实现内外圈之间的力的传递。转盘类滚动轴承的有限元分析必须首先进行轴承的整体分析。若不进行整体分析，则滚动体的负荷分布，即作用在每个滚动体上的载荷就无法取得，轴承的疲劳寿命和接触强度的计算就无从谈起。若采用经典的轴承理论进行计算则无法考虑套圈变形对滚动体的负荷分布的影响，使得计算的精度不高且往往偏于保守。因为经典轴承计算理论是基于轴承套圈均为刚体的假设，而转盘类-3-滚动轴承通常都属于簿壁大直径结构件，显然无法满足套圈刚性的假设。为提高分析计算的精度和可靠性，必须首先将套圈视为柔性体,进行整体有限元分析计算以便充分考虑套圈变形对滚动体负荷分布的影响。变桨轴承的尺寸较大，滚动体的数量通常较大。每个滚动体与内外圈形成四个接触对，因此接触对的数量十分庞大。在基于有限元的结构分析中，接触问题是一种高度非线性的分析问题。当接触对的数量很大时往往会给计算过程带来很大的困难。计算过程不仅耗时很长，常常还会因为迭代次数过多而无法得到收敛的结果。为了克服计算过程的收敛困难，同时保证分析计算具有足够的精度，本次有限元分析采用整体分析与局部子模型分析相结合的分析策略。首先进行的整体分析，用非线性连接单元模拟滚动体，用线性连接单元模拟安装连接螺栓，用两块刚性平板模拟转盘轴承与机架与支承回转体的摩擦接触连接，这样做既可以大大提高计算效率，又能保证计算过程的顺畅进行和计算结果具有足够的精度。由于整体分析模型的体积很大，受限于计算机的存贮能力，其单元的尺寸相应也较大。因此，虽然整体模型计算得到的位移具有较高的精度，但应力计算值的精度不高。为此，必须进行采用了细化网格的子模型分析。在子模型分析阶段，将整体模型计算得到的位移将成为子模型的位移边界条件，将危险区域定义成子模型进行详细建模和分析。在细化网格的同时，所有滚动体与滚道的接触均使用基于面面接触的接触对模型，保证接触计算更符合实际情况。实际计算表明，上述分析方法是切实可行的，计算结果也是真实可信的。-4-2.2有限元分析模型参数2.2.1变桨轴承的尺寸参数表(1)轴承主要内部参数表名称符号数值名称符号数值钢球直径Dw50.8钢球数量Z2x116钢球中心径Dwp2410接触角alfa45内圈沟曲率系数fi0.52外圈沟曲率系数fo0.522.2.2轴承材料参数表(2)轴承材料参数表弹性模量(MPa)泊松比屈服强度(MPa)强度极限(MPa)2070000.393010802.2.3轴承载荷参数表(3)轴承载荷参数表轴向载荷Fy(kN)径向载荷Fx(kN)倾覆力矩Mz(kNm)110009100-5-2.3整体有限元分析计算模型2.3.1非线性连接单元刚度曲线的计算取钢球的1/8建立有限元分析模型如图(2)所示。在通过球心的三个互相垂直的剖切面上分别施加对称约束，球面顶部与一个刚性弧形滚道相接触。建立若干个分析步。在每个分析步中都令刚性滚道沿钢球的直径方向(Y轴)平行移动一个微小的位移来挤压钢球。通过此模型可以计算出钢球的挤压变形位移(U)与钢球/刚性滚道间弹性接触力(F)之间的数量关系。图(3)是本变桨轴承用钢球的接触压力/位移曲线。在整体分析中用非线性连接单元来代替滚动体时，连接单元的位移(U)与作用力(F)的关系即使用这些数据。图(2):1/8钢球的有限元分析模型图(3):钢球的接触压力/位移曲线-6-2.3.2滚动体的仿真模拟每个滚动体用一个非线性连接单元(connector)来模拟,用于模拟钢球的传递力的过程。连接单元的参数由2.3.1节计算取得，参数设置如图(3)所示。图(3):连接单元的参数设置2.3.3轴承支承座及回转支承体的仿真模拟分别各用一块刚性半圆环段来模拟轴承支承座及回转支承体。轴承套圈端面与两者建立面对面的接触关系。同时，设定法向接触属性为硬接触，切向接触属性为库仑摩擦，摩擦系数由实际接触面的加工状态确定。2.3.4安装螺栓的仿真模拟每个安装螺栓用一个类似弹簧的线性连接单元(connector)来模拟,弹簧的刚性系数根据螺栓的连接相关参数确定。弹簧的一端模拟螺母，与轴承套圈安装孔的端面建立耦合关系，另一端则与上述刚性半圆环建立运动耦合关系。弹簧的初始拉伸量由整体模型经试算确定，即保证轴承在未受载时弹簧的拉伸力等于螺栓的初始预紧力。2.3.5载荷及边界条件设置在代表轴承回转支承体的刚性半圆环的中心建立一个参考点(RP)。所有外载荷均加载到此参考点上。内外套圈的剖切面上施加对称约束。2.3.6模型网格化参数-7-所有网格均采用六面体缩减积分单元,内外圈结点总数约为161万个，单元总数约为144万个,连接单元总数为300个。2.4分析子模型的创建在轴承的危险部位（沿X轴的左右两个极限位置）附近切出子模型，用较细的网格进行详细分析。所有滚动体不做简化，均与滚道使用面接触模型进行连接。两侧剖切面的位移则取自整体模型的位移计算结果。危险部位的尖角进行了网格细化以模拟真实的加工结果。创建的子模型如图(4),(5)所示。图(4)分析子模型图(5):网格细化后的分析子模型子模型所有网格均采用六面体单元(C3D8R)，内外圈结点总数约为53万个，-8-单元总数约为50万个，10个滚动体共计单元数别约为8万个,结点总数约为9万个。3．计算结果及分析3.1滚动体的负荷分布及接触强度校核3.1.1滚动体负荷的计算结果表(4)滚动体负荷的计算结果表滚动体负荷(N)滚动体编号下排主推力下排反推力上排主推力上排反推力17487304610702760990471650376157047450047715904876405790120507940680837053064078226405501408856630588910988472062352010913680664750119506707129801299127077029013101270080899014103664084909015105550087918016104861088877017104163089742018103184090610019100855090160020978580893290219549208888302291453087136023864130842350248078408083302573561075218026648860678750275605906032102846988052616029372840442670302702103531003117035026309256332654281801670519757-9-330215497725395033403079312135273135037935065754360411250701953704351307908538043875080467390460520868884004560608703441047443094287420473190926394304936009940744048660099497450511600104778460506480103288470525470110354480517970108382490540520112925500530330112926510548730117241520544310115334530557220119460540549160119338550564210120527560559290120413570564170122960580564030121206-10-3.1.2滚动体沿圆周方向的负荷分布图(6)上排钢球负荷分布图图(7)上下两排滚道负荷分布对比图由图(6),(7)可以看出，由于套圈柔性的存在，两排滚动体负荷的分布形状虽大致相同，但数值差异较大。经计算，下排昀大滚动体负荷是上排的XX倍。昀大负荷的发生角位置也由刚性套圈的零度变成了约±40度的位置。承受较大载荷的滚动体数量增多，滚动体负荷的分布更趋于均匀。-11-图(8)下排滚道与刚性滚道负荷分布对比图图(9)上排滚道与刚性滚道负荷分布对比图由图(8),(9)可以看出，与刚性套圈相比较，考虑套圈柔性后的滚动体负荷分布发生了很大的变化，承受