CN105550403A - 一种风机外购件强度校核工具 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种风机外购件强度校核工具，包括：制动器制动力校核模块，通过输入参数，计算不同油压下制动器制动力，校核锁紧时最大油压下制动器制扭矩，通过校核制动器联接螺栓以校核制动器强度；轴承螺栓校核模块，通过输入参数，校核风力发电机偏航轴承和变桨轴承高强螺栓的动态疲劳性能；偏航变桨轴承滚道校核模块，通过输入参数，校核风力发电机偏航轴承和变桨轴承的静强度与寿命；双列圆锥滚子轴承校核模块，通过输入参数，校核双列圆锥滚子轴承的静强度与寿命；双列球面滚子轴承校核模块，通过输入参数，校核双列球面滚子轴承的静强度与寿命。本发明能提高风机发电机组设计的可靠性，缩短生命周期，节约成本。

Description

一种风机外购件强度校核工具

技术领域

本发明涉及风力发电机组部件强度分析领域，尤其是指一种风机外购件强度校核工具。

背景技术

目前风电行业，对于三大部件系统中外购件强度计算问题主要集中在机组开发设计与认证阶段。现阶段，风机外购件一般都是由供应商进行校核，由于涉及不同供应商提供，他们自身的校核方法不同、周期较长及一般只告知最终计算结果数据等，造成风机厂商在部件存在失效或者双方进行专业交流时，常常处于被动状态。目前，国内风机厂商，针对不同的供应商校核报告，都做过一定的研究，但比较零散，没有整合性，仍不能很好地支持风机选型。此外，部分外购件工程算法比较复杂，需要借助计算机仿真进行迭代计算。

发明内容

本发明的目的是克服现有外购件校核过程中的弊端，提供一种高效的风机外购件强度校核工具，该工具集成了部件载荷处理及强度高效评估，可非常有效缩短整机开始设计周期，更好服务于风力发电机初始选型和认证阶段，提高风机发电机组设计的可靠性，节约成本。

为实现上述目的，本发明所提供的技术方案为：一种风机外购件强度校核工具，该工具区分有五大模块，分别为制动器制动力校核模块、轴承螺栓校核模块、偏航变桨轴承滚道校核模块、双列圆锥滚子轴承校核模块、双列球面滚子轴承校核模块。

所述制动器制动力校核模块的情况如下：

1)制动器制动力校核以油压为动力，活塞为受力面，计算所有制动器可提供的最大制动扭矩是否满足设计值，由以下公式推导计算：

$T_{Bmax}=2F_C*U_C*\frac{D_E}{2}*N_E---\left(1.1\right)$

$F_C=\frac{{\mathrm{\πD}}_P^2}{4}*N_P*P---\left(1.2\right)$

2)制动器强度通过校核联接螺栓的尺寸、螺栓最大许用应力、动态疲劳应力及螺栓头部对高强垫片的承压力来实现，如下：

2.1)螺栓尺寸校核

选定螺栓规格等级应满足：S_FM＝F_SP/F_Mmax≥1(1.3)

F_Mmax＝α_A*[F_Kerf+(1-φ)*F_A+F_Z](1.4)

2.2)螺栓最大许用应力校核

螺栓强度应满足：φ*F_A＜0.1*σ_0.2*A_T(1.5)

式中，σ_0.2为螺栓材料许用应力，A_T为螺栓心部受力面积，F_A为螺栓轴向工作载荷,φ为载荷系数；

2.3)螺栓动态疲劳应力校核

螺栓动态疲劳应力σ_a应满足： ${\mathrm{\σ}}_a=\frac{\mathrm{\φ}*F_A}{2A_T}\≤{\mathrm{\σ}}_A---\left(1.6\right)$

式中，σ_A为螺栓动态疲劳许用应力，A_T为螺栓心部受力面积；

2.4)螺栓头部对高强垫片的承压力校核

螺栓头部的承压力应满足：F_SP/A_S≤0.9F_G(1.7)

式中，F_SP为螺栓的许用夹紧力，F_G为螺栓材料许用承压面压力，A_S为螺栓头部受力面积；

3)输入制动器基本参数、螺栓基本参数、垫片基本参数；

4)其他输入参数：这部分参数由制动器材料、螺栓材料及相关的安装方式、螺栓分布决定。

所述轴承螺栓校核模块的情况如下：

1)螺栓动态疲劳应力σ_a应满足：σ_a≤σ_A(2.1)

式中，σ_A为螺栓许用动态疲劳应力；计算公式推导如下：

螺栓动态疲劳应力σ_a＝0.7φ_k*|F_A|/A₃(2.2)

式中，φ_k为螺栓头下部作用力的载荷系数，A₃为受力面积；F_A为螺栓最大工作载荷，由螺栓轴向工作载荷、径向工作载荷及弯矩根据经验系数转化得到；

螺栓头下部作用力的载荷系数φ_k＝δ_P/(δ_P+δ_S)(2.3)

式中，δ_S、δ_P分别为连接螺栓的回弹能、被夹紧件的回弹能；

${\mathrm{\δ}}_P=l_k/(E*\[\frac{\mathrm{\π}(d_W^2-d_h^2)}{4}+\frac{{\mathrm{\πd}}_W(D_A-d_W)}{8}*X(X+2)\])---\left(2.4\right)$

${\mathrm{\δ}}_S=(\frac{0.8d+l_k}{A_N}+\frac{0.5d}{A_3})/E_P---\left(2.5\right)$

$X=\sqrt[3]{(l_k*d_W)/D_A^2}---\left(2.6\right)$

d_W＝1.5d(2.7)

d_h＝1.155d(2.8)

D_A＝1.6d_W(2.9)

A_N＝πd²/4(2.10)

A₃＝π[0.5(d₂+d₃)]²/4(2.11)

式(2.4)～(2.11)中，d_W、d_h、D_A、d、d₂、d₃分别为螺栓头部直径、螺栓孔直径、连接体外部直径、螺栓公称直径、螺栓螺纹节圆直径、螺栓螺纹小径，X为中间变量，l_k为夹持件长度，A_N、A₃分别为螺栓两个弹性圆柱体的受力面积，E、Ep为对应材料的弹性模量；

螺栓许用动态疲劳应力σ_A＝[0.85*(150/d+45)]*(2-F_V/(σ_0.2*A₃))(2.13)

F_V＝F_m/[0.9(α_A-1)+1](2.14)

式中，d为螺栓公称直径，F_m为螺栓许用夹紧力，σ_0.2为材料屈服极限，α_A为拧紧系数，A₃为受力面积，Fv为中间变量；

螺栓最大工作载荷 $F_A=f_{Ka}*(f_{KK}*M/D_L-F_a)/n+0.5f_{Kr}*(f_{KK}*\frac{\left|F_r\right|}{n})---\left(2.15\right)$

式中，f_Ka为螺栓轴向载荷系数，f_Kr为螺栓径向载荷系数，f_KK为螺栓载荷分布系数，n为螺栓数量，D_L为螺栓中心径，M为螺栓所受弯矩，Fa为螺栓轴向力，Fr为螺栓径向力；

2)输入载荷值、螺栓基本参数。

所述偏航变桨轴承滚道校核模块的情况如下：

1)校核要求如下：静强度安全系数SF≥1.1；偏航、变桨轴承的寿命L_10m×2≥175000h；

2.1)静强度安全系校核

内滚道最大接触应力 ${\mathrm{\σ}}_{max1}=\frac{858\×{({\mathrm{\Σ\ρ}}_i^2\×Q_{max})}^{\frac{1}{3}}}{a_1^{*}{b}_1^{*}}---\left(3.5\right)$

内滚道的安全系数 ${\mathrm{SF}}_1=f_s{\left(\frac{{\mathrm{\σ}}_s}{{\mathrm{\σ}}_{\max 1}}\right)}^3---\left(3.6\right)$

外滚道最大接触应力 ${\mathrm{\σ}}_{max2}=\frac{858\×{({\mathrm{\Σ\ρ}}_{oi}^2\×Q_{max})}^{\frac{1}{3}}}{a_2^{*}{b}_2^{*}}---\left(3.7\right)$

外滚道的安全系数 ${\mathrm{SF}}_2=f_s{\left(\frac{{\mathrm{\σ}}_s}{{\mathrm{\σ}}_{max2}}\right)}^3---\left(3.8\right)$

2.2)轴承的寿命校核

内滚道的额定滚动体负荷Q_ci(N)

$Q_{ci}=98.1\mathrm{\η}{\left(\frac{2f_i}{2f_i-1}\right)}^{0.41}\×\frac{{(1-\mathrm{\γ})}^{1.39}}{{(1+\mathrm{\γ})}^{\frac{1}{3}}}\×{\left(\frac{D_w}{d_m}\right)}^{0.3}\×Z^{(-\frac{1}{3})}\×3.647\×D_w^{1.4}---\left(3.9\right)$

外滚道的额定滚动体负荷Q_ce(N)

$Q_{ce}=98.1\mathrm{\λ}\mathrm{\η}{\left(\frac{2f_o}{2f_o-1}\right)}^{0.41}\×\frac{{(1+\mathrm{\γ})}^{1.39}}{{(1-\mathrm{\γ})}^{\frac{1}{3}}}\×{\left(\frac{D_w}{d_m}\right)}^{0.3}\×Z^{(-\frac{1}{3})}\×3.647\×D_w^{1.4}---\left(3.10\right)$

内圈主推力滚道的当量滚动体负荷Q_ei1(N)

$Q_{ei1}={\[\frac{{\left({\mathrm{\ΣQ}}_{j1}\right)}^3}{Z}\]}^{10/3};j=1,Z---\left(3.11\right)$

外圈主推力滚道的当量滚动体负荷Q_ee(N)

$Q_{ee1}={\[\frac{{\left({\mathrm{\ΣQ}}_{j1}\right)}^3}{Z}\]}^{10/3};j=1,Z---\left(3.12\right)$

Q_j1是作用于主推力滚道各个滚动体上的负荷

内圈反推力滚道的当量滚动体负荷Q_ei2(N)

$Q_{ei2}={\[\frac{{\left({\mathrm{\ΣQ}}_{j2}\right)}^3}{Z}\]}^{10/3};j=1,Z---\left(3.13\right)$

外圈反推力滚道的当量滚动体负荷Q_ee2(N)

$Q_{ee2}={\[\frac{{\left({\mathrm{\ΣQ}}_{j2}\right)}^3}{Z}\]}^{10/3};j=1,Z---\left(3.14\right)$

Q_j2是作用于反推力滚道各个滚动体上的负荷

内圈主推力滚道的额定寿命 $L_{10ei1}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ei1}}\right)}^{0.333}---\left(3.15\right)$

外圈主推力滚道的额定寿命 $L_{10ee1}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ee1}}\right)}^{0.3}---\left(3.16\right)$

内圈反推力滚道的额定寿命 $L_{10ei2}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ei2}}\right)}^{0.333}---\left(3.17\right)$

外圈反推力滚道的额定寿命 $L_{10ee2}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ee2}}\right)}^{0.3}---\left(3.18\right)$

单排轴承的额定寿命L₁₀(转)

L₁₀＝[L_10ei1 ^(-10/9)+L_10ee1 ^(-10/9)+L_10ei2 ^(-10/9)+L_10ee2 ^(-10/9)]^-0.9×10⁶(3.19)

轴承的修正寿命L_10m＝a₂L₁₀(3.20)

双排四点球转盘轴承的额定寿命L_10m×2＝L_10m ^(9/10)(3.22)

3)输入载荷值、轴承基本参数。

所述双列圆锥滚子轴承校核模块的情况如下：

1)校核要求为：静强度安全系数S₀≥2；主轴轴承的修正基本额定寿命L_10m≥130000h；修正参考基本额定寿命L_10mr≥175000h；

2.1)静强度安全系数校核

$S_0=\frac{C_{0r}}{P_{0r}}---\left(4.1\right)$

式中，C_0r轴承基本额定径向动载荷，p_0r为轴承当量静载荷；

$C_{0r}=44(1-\frac{D_{we}cos\mathrm{\α}}{D_{pw}}){\mathrm{iZL}}_{we}{D}_{we}^{2}cos\mathrm{\α}---\left(4.2\right)$

式中，L_we为滚子的有效长度，C_0r为基本额定径向动载荷；D_we为滚子在直径，应用在寿命计算中；α为接触角，i为滚动体列数，Z为每一列滚子的滚子数，D_pw为节圆直径；

p_0r＝X₀F_r+Y₀F_a(4.3)

p_0r＝F_r(4.4)

式中，X₀、Y₀为计算系数，由轴承类型和初始接触角决定，式(4.4)适用于接触角为0度，轴承仅承受径向载荷的情况；

2.2)疲劳寿命校核

基本的额定寿命： $L_{10}=\frac{{10}^6}{60\×n}{\left(\frac{C_r}{P_r}\right)}^{\mathrm{\ϵ}}---\left(4.5\right)$

ε＝10/3，C_r为基本额定动载荷，P_r为当量动载荷，n为轴承旋转速度，ε为疲劳指数；

综合基本额定寿命： $L_{10Weighted}={\left(\mathrm{\Σ}\frac{q_i}{L_{10i}}\right)}^{-1}---\left(4.6\right)$

q_i为i条件下的占总时长的百分比，L_10i为i条件下的额定寿命，其中i为载荷计算得到的不同工况；

修正基本的额定寿命： $L_{nm}=a_1{a}_{ISO}\frac{{10}^6}{60\×n}{\left(\frac{C_r}{P_r}\right)}^{\mathrm{\ϵ}}---\left(4.7\right)$

L_nm为修正基本额定寿命，a₁为可靠度修正系数，a_ISO为寿命修正系数；

修正参考基本的额定寿命：

$L_{nmr}=a_1{\{\underset{k=1}{\overset{n_s}{\Σ}}\[a_{ISO}{(\frac{e_C{C}_{ur}}{P_{ks}},\mathrm{\κ})}^{-9/8}\×({\left(\frac{q_{kci}}{q_{kei}}\right)}^{-9/2}+{\left(\frac{q_{kce}}{q_{kee}}\right)}^{-9/2})\]\}}^{-8/9}---\left(4.8\right)$

式中，L_nmr为修正参考基本的额定寿命，e_c为污染因子，C_ur为疲劳载荷寿命，P_ks为当量载荷，n_s为切片数量，n为转速，κ为粘度比，q_kci、q_kce分别为内外圈之间轴承薄板基本额定动载荷，q_kei、q_kee分别为内外圈之间轴承薄板当量负荷；

3)输入载荷值、轴承基本参数、传动链基本参数。

所述双列球面滚子轴承校核模块的情况如下：

1)校核要求为：静强度安全系数S₀≥2；主轴轴承的寿命修正基本额定寿命L_10m≥130000h；修正参考基本额定寿命L_10mr≥175000h；

2)公式推导如下：

双列球面滚子的公式推导与双列圆锥滚子一致，请参照双列圆锥滚子轴承公式(4.1)～(4.8)推导；

3)输入载荷值、前后轴承基本参数、传动链基本参数。

本发明与现有技术相比，具有如下优点与有益效果：

本发明的风机外购件强度校核工具为风力发电机组初期选型及认证方面的专业工具，集成了制动器制动力校核模块、轴承螺栓校核模块、偏航变桨轴承滚道校核模块、双列圆锥滚子轴承校核模块、双列球面滚子轴承校核模块等五大模块，既能实现部件载荷的自动处理转化、三大系统关键外购件极限疲劳强度自动计算等功能，又能实现自动化生成动器制动力强度计算报告、轴承螺栓罗特艾德方法计算报告、偏航变桨轴承滚道静强度计算报告、主轴轴承(双列圆锥滚子轴承)校核报告、主轴轴承(双列球面滚子轴承)校核报告等。此工具不仅满足风机初期选型的需要，而且大大缩短了外购件强度校核周期，原先供应商校核结果需要2～3个月(含报告)，采用本工具理想情况下可缩短至1～2周且可自动输出计算报告，非常有有效地节省了风机初期选型的周期及成本。此外，此工具的开发，可以保证部件失效等技术交流中的主动地位，保证机组的安全可靠，也是现阶段风机选型及认证所缺乏的。

附图说明

图1为本发明的外购件强度校核工具(MYcomponent)Web页面图。

图2为本发明的制动器制动力校核模块输入制动器基本参数的界面图。

图3为本发明的制动器制动力校核模块输入螺栓规格参数的界面图。

图4为本发明的制动器制动力校核模块输入垫片规格参数的界面图。

图5为本发明的轴承螺栓校核模块的界面图。

图6为本发明的偏航变桨轴承滚道校核模块的界面图。

图7为本发明的双列圆锥滚子轴承校核模块的界面图。

图8为本发明的双列球面滚子轴承校核模块的界面图。

具体实施方式

下面结合具体实施例对本发明作进一步说明。

本实施例所述的风机外购件强度校核工具，为基于Matlab、Python、Web开发的风机外购件强度校核软件，主要用于风力发电机初期选型与认证阶段，如图1所示，该工具区分有五大模块：

1、制动器制动力校核模块

1)功能描述：所述制动器制动力校核模块通过输入所需的基本参数，计算不同油压下制动器制动力，校核锁紧时最大油压下制动器制扭矩，同时通过校核制动器联接螺栓以校核制动器强度，并自动生成制动器制动力强度计算报告。

2)原理描述

2.1)制动器制动力校核以油压为动力，活塞为受力面，计算所有制动器可提供的最大制动扭矩是否满足设计值。由以下公式推导计算：

$T_{Bmax}=2F_C*U_C*\frac{D_E}{2}*N_E---\left(1.1\right)$

$F_C=\frac{{\mathrm{\πD}}_P^2}{4}*N_P*P---\left(1.2\right)$

式中，T_Bmax为锁紧油压下的最大制动扭矩，N_E为制动器个数，D_E为制动盘有效直径，U_C为锁紧油压对应下的摩擦系数，F_C为单个制动器的制动力，P为锁紧油压，N_P为活塞数量，D_P为活塞直径。

2.2)制动器强度通过校核联接螺栓的尺寸、螺栓最大许用应力、动态疲劳应力及螺栓头部对高强垫片的承压力来实现。

2.2.1)螺栓尺寸校核

选定螺栓规格等级应满足下式：

S_FM＝F_SP/F_Mmax≥1(1.3)

F_Mmax＝α_A*[F_Kerf+(1-φ)*F_A+F_Z](1.4)

式中，S_FM为螺栓规格安全系数，F_Mmax为螺栓最大初始预紧力，F_SP为螺栓许用夹紧力，α_A为拧紧系数，F_Kerf为工作载荷下单个螺栓的夹紧力，φ为载荷系数，F_A为螺栓轴向工作载荷，F_Z为由于嵌入量引起的预紧力的损失量。

2.2.2)螺栓最大许用应力校核

螺栓强度应满足下式：

φ*F_A＜0.1*σ_0.2*A_T(1.5)

式中，σ_0.2为螺栓材料许用应力，A_T为螺栓心部受力面积，F_A为螺栓轴向工作载荷,φ为载荷系数。

2.2.3)螺栓动态疲劳应力校核

螺栓动态疲劳应力σ_a应满足下式：

${\mathrm{\σ}}_a=\frac{\mathrm{\φ}*F_A}{2A_T}\≤{\mathrm{\σ}}_A---\left(1.6\right)$

式中，σ_A为螺栓动态疲劳许用应力，A_T为螺栓心部受力面积。

2.2.4)螺栓头部对高强垫片的承压力校核

螺栓头部的承压力应满足下式：

F_SP/A_S≤0.9F_G(1.7)

式中，F_SP为螺栓的许用夹紧力，F_G为螺栓材料许用承压面压力，A_S为螺栓头部受力面积。

3)输入制动器基本参数、螺栓基本参数、垫片基本参数，如下：

制动器基本参数：制动器数目N_E、活塞个数N_P、制动器有效直径D_E、缸体厚度(单片)H_G、锁紧油压P_Bmax、制动器材料粘性摩擦系数Uc及材料杨氏模量Ep。如图2所示，除相关参数外，图中还给出了偏航液压制动器的示意图。

螺栓基本参数：螺栓规格等级相关参数(通过相关标准查得)，如：螺栓公称直径d、螺纹小径d3、螺栓螺杆长度L、螺纹长度b、螺栓头部直径Dw、螺栓许用应力σ、许用夹紧力F_SP等，如图3所示。

垫片基本参数：垫片规格等级相关参数(通过相关标准查得)，如：垫片公称直径d_K、内径Dk、外径D0、厚度H_K及与材料特性相关的许用应力ES、许用承压面压力P_G2等，如图4所示。

4)其他输入参数：

这部分参数由制动器材料、螺栓材料及相关的安装方式、螺栓分布决定。目的是校核连接制动器偏心夹紧螺栓，计算制动器螺栓偏心夹紧时螺栓头下部作用力的载荷系数φ_k，此值与载荷系数φ有η倍的关系，η为载荷因素，与连接螺栓的受力方式有关。此部分计算方法源于德国标准VDI_Richtlinie_2230，螺栓分析如图2右侧示意图。计算公式推导如下：

${\mathrm{\φ}}_K={\mathrm{\σ}}_P^{*}/({\mathrm{\σ}}_P^{**}+{\mathrm{\σ}}_S)---\left(1.8\right)$

式中，σ_S为螺栓回弹能，为被夹紧件的回弹能(偏心夹紧时)，为偏心作用载荷的回弹能。

螺栓回弹能σ_S计算是将螺栓分割成多个单个圆柱体和螺栓外的变形区域，将各个区域回弹能逐次叠加得到，计算公式推导如下：

σ_S＝σ_SK+σ₁+σ₂+...+σ_Gew+σ_GM(1.9)

式中，σ_SK，σ₁，σ₂，…，σ_Gew，σ_GM分别是螺栓头部回弹能、非螺纹部分回弹能、螺栓细杆回弹能、…、非衔接的夹紧部分回弹能、啮合螺纹部分回弹能。

各个部分回弹能计算如下：

σ_i＝l_i/(E_S*A_i)(1.20)

式中，l_i为各个部分长度，A_i为交叉区域面积，E_S为材料弹性模量。

偏心夹紧时被夹紧件的回弹能由两部分组成：同心夹紧时被夹紧件的回弹能σ_P和偏心作用部分的叠加回弹能。公式推导如下：

${\mathrm{\σ}}_P^{*}={\mathrm{\σ}}_P+(S_{sym}^2*l_k)/(E_P*I_{Bers})---\left(1.21\right)$

式中，w为连接系数，根据连接类型，计算中取为1；d_h为螺栓孔直径(计算中取为螺栓公称直径d加上3mm的数值)，d_W为螺栓头部直径，D_A为外部直径(取1.4倍的d_W)，l_k为夹持长度，为螺栓连接的圆锥体角度(计算见公式1.23)，S_sym为偏心距离(见公式1.24)，I_Bers为变形体等效旋转力矩(计算见公式1.25)，E_P为对应材料的弹性模量。

$S_{sym}=\frac{C_T}{2}-e---\left(1.24\right)$

$I_{Bers}=\frac{l_k}{\frac{2}{w}(l_V/I_{Bers}^{Ve})+l_H/I_{Bers}^H}---\left(1.25\right)$

$I_{Bers}^H=(B_T*C_T^3)/12---\left(1.26\right)$

$I_{Bers}^{Ve}=0.147\frac{(D_A-d_W)*d_W^3*D_A^3}{D_A^3-d_W^3}+S_{sym}^2*\frac{\mathrm{\π}}{4}{D}_A^2---\left(1.27\right)$

l_H＝l_k-2l_V/w(1.28)

式1.23～1.29中，l_H、l_V分别为轴套长度、变形椎体长度，分别为轴套轴套等效旋转力矩、偏心变形椎体旋转力矩，C_T、B_T分别为分界面宽度，e为开口风险端界面边缘到螺栓轴线的距离，其他参数意义同式1.21～1.22。

偏心作用载荷的回弹能公式推导如下：

${\mathrm{\σ}}_P^{**}={\mathrm{\σ}}_P+a*(S_{sym}*l_k)/(E_P*I_{Bers})---\left(1.30\right)$

式中，a为从轴线载荷等效作用线到想象的横向对称变形固件间的距离，其他参数意义等同于式1.23～1.29。

该部分主要有参数：拧紧系数α_A、结合面个数i、单个接合面嵌入量f_zi、载荷因素η、分界面宽度(C_T、B_T)、开口风险端界面边缘到螺栓轴线的距离e、从轴线载荷等效作用线到想象的横向对称变形固件间的距离a。如图3～图4所示。

2、轴承螺栓校核模块

1)功能描述：所述轴承螺栓校核模块通过输入所需的基本参数，校核风力发电机偏航轴承和变桨轴承高强螺栓的动态疲劳性能，并自动生成轴承螺栓罗特艾德方法计算报告。

2)原理描述：此部分计算方法以罗特艾德多年实践经验为主，计算系数来源于工程实践，思想方法源于德国标准VDI_Richtlinie_2230。

螺栓动态疲劳应力σ_a应满足下式：

σ_a≤σ_A(2.1)

式中，σ_A为螺栓许用动态疲劳应力。

计算公式推导如下：

螺栓动态疲劳应力σ_a：

σ_a＝0.7φ_k*|F_A|/A₃(2.2)

式中，φ_k为螺栓头下部作用力的载荷系数，A₃为受力面积，F_A为螺栓最大工作载荷(由螺栓轴向工作载荷、径向工作载荷及弯矩根据经验系数转化得到)。

螺栓头下部作用力的载荷系数φ_k：

φ_k＝δ_P/(δ_P+δ_S)(2.3)

式2.3中，δ_S、δ_P分别为连接螺栓的回弹能、被夹紧件的回弹能。

${\mathrm{\δ}}_P=l_k/(E*\[\frac{\mathrm{\π}(d_W^2-d_h^2)}{4}+\frac{{\mathrm{\πd}}_W(D_A-d_W)}{8}*X(X+2)\])---\left(2.4\right)$

${\mathrm{\δ}}_S=(\frac{0.8d+l_k}{A_N}+\frac{0.5d}{A_3})/E_P---\left(2.5\right)$

$X=\sqrt[3]{(l_k*d_W)/D_A^2}---\left(2.6\right)$

d_W＝1.5d(2.7)

d_h＝1.155d(2.8)

D_A＝1.6d_W(2.9)

A_N＝πd²/4(2.10)

A₃＝π[0.5(d₂+d₃)]²/4(2.11)

式2.4～2.11中，d_W、d_h、D_A、d、d₂、d₃分别为螺栓头部直径、螺栓孔直径、连接体外部直径、螺栓公称直径、螺栓螺纹节圆直径、螺栓螺纹小径，X为中间变量，l_k为夹持件长度，A_N，A₃分别为螺栓两个弹性圆柱体的受力面积，E、Ep为对应材料的弹性模量。

螺栓许用动态疲劳应力σ_A：

σ_A＝[0.85*(150/d+45)]*(2-F_V/(σ_0.2*A₃))(2.13)

F_V＝F_m/[0.9(α_A-1)+1](2.14)

式中，d为螺栓公称直径，F_m为螺栓许用夹紧力，σ_0.2为材料屈服极限，α_A为拧紧系数，A₃为受力面积，Fv为中间变量。

螺栓最大工作载荷F_A：

$F_A=f_{Ka}*(f_{KK}*M/D_L-F_a)/n+0.5f_{Kr}*(f_{KK}*\frac{\left|F_r\right|}{n})---\left(2.15\right)$

式中，f_Ka为螺栓轴向载荷系数，f_Kr螺栓径向载荷系数，f_KK螺栓载荷分布系数，n为螺栓数量，D_L为螺栓中心径，M为螺栓所受弯矩，Fa为螺栓轴向力，Fr为螺栓径向力。

3)输入载荷值、螺栓基本参数，如下：

载荷值：需要输入螺栓的轴向力F_a、径向力F_r和弯矩M，以GL坐标系下的变桨轴承为例，载荷值一般取S-N曲线斜率参数m＝4对应的力和弯矩，具体计算如下：

F_a＝F_z(2.16)

$F_r=\sqrt{F_x+F_y}---\left(2.17\right)$

$M=\sqrt{M_x+M_y}---\left(2.18\right)$

式中，F_x，F_y，F_z，M_x，M_y分别为应用载荷计算专用软件GHBladed计算得到的力和弯矩值。

螺栓基本参数：螺栓规格等级相关参数(通过相关标准查得，如：螺栓公称直径d、螺纹节圆直径d₂、螺纹小径d₃、许用夹紧力F_m、屈服极限σ_0.2、弹性模量E等)、螺栓中心径D_L、加持长度l_k、螺栓数量n、拧紧系数α_A、结合面摩擦系数mu、螺栓轴向载荷系数fka、螺栓径向载荷系数fkr、螺栓载荷分布系数fkk(如图5所示)。

此模块计算方法为罗特艾德风力发电机偏航变桨轴承经验算法，计算系数为经验系数，用于计算大型风力发电机偏航变桨轴承螺栓的动态疲劳性能。

3、偏航变桨轴承滚道校核模块

1)功能描述：所述偏航变桨轴承滚道校核模块，通过输入所需的基本参数，校核风力发电机偏航轴承和变桨轴承的静强度与寿命，进而为风力发电机组偏航、变桨轴承的初步设计和选型提供可靠的理论依据，并自动生成偏航变桨轴承滚道静强度计算报告。

2)原理描述：根据ISO76/ISO281/16281标准，以Hertz的接触理论和Palmgren提出的接触变形(式3.1)为基础，采用Newton-Raphson数值算法求解滚动体上的载荷分布，校核偏航、变桨轴承的静强度与寿命。

2.1)校核要求如下：

静强度安全系数SF≥1.1

偏航、变桨轴承的寿命L_10m×2≥175000h

2.2)公式推导如下：

根据Hertz点接触理论，接触对i在位置角ψ处，法向接触载荷Q_iψ和接触变形δ_iψ的关系为

$Q_{i\mathrm{\&psi;}}=\left\{\begin{array}{cc}{K}_n{{\mathrm{\&delta;}}_{i\mathrm{\&psi;}}}^{1.5}& \&ForAll;{\mathrm{\&delta;}}_{i\mathrm{\&psi;}}\&GreaterEqual;0\\ 0& \&ForAll;{\mathrm{\&delta;}}_{i\mathrm{\&psi;}}<0\end{array}\right.---\left(3.1\right)$

式中，Kn为滚动体与内外圈总的负荷变形常数。

在角位置ψ_j处，内圈受到轴向载荷、径向载荷、倾覆力矩以及钢球对内滚道的接触载荷的作用。

内圈在外部载荷和所有滚动体载荷的作用下处于平衡状态，内圈的力学平衡方程为：

$\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}-Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}+Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}-Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})-F_a=0---\left(3.2\right)$

$\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}+Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}+Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}+Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})-F_r=0---\left(3.3\right)$

$\begin{array}{c}\frac{1}{2}{d}_m\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}-Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}+Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}-Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})\cos \mathrm{\&psi;}+\\ \frac{1}{2}{d}_c\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}+Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}-Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}-Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})\cos \mathrm{\&psi;}-M=0\end{array}---\left(3.4\right)$

式中α_1ψ、α_2ψ、α_3ψ、α_4ψ分别为受载后四个接触对对应的接触角，Q_1ψ、Q_2ψ、Q_3ψ、Q_4ψ分别为四个接触对对应的接触力，d_m为轴承的滚动体中心圆直径，d_c为两排滚道中心圆间距，当给定外载荷时，非线性方程组可运用Newton–Raphson迭代法求解。

2.2.1)静强度安全系校核

内滚道最大接触应力：

${\mathrm{\&sigma;}}_{max1}=\frac{858\&times;{({\mathrm{\&Sigma;\&rho;}}_i^2\&times;Q_{max})}^{\frac{1}{3}}}{a_1^{*}{b}_1^{*}}---\left(3.5\right)$

内滚道的安全系数SF₁：

${\mathrm{SF}}_1=f_s{\left(\frac{{\mathrm{\&sigma;}}_s}{{\mathrm{\&sigma;}}_{max1}}\right)}^3---\left(3.600\right)$

f_s—滚道硬度降低系数；

外滚道最大接触应力σ_max2：

${\mathrm{\&sigma;}}_{max2}=\frac{858\&times;{({\mathrm{\&Sigma;\&rho;}}_{oi}^2\&times;Q_{max})}^{\frac{1}{3}}}{a_2^{*}{b}_2^{*}}---\left(3.7\right)$

外滚道的安全系数SF₂：

${\mathrm{SF}}_2=f_s{\left(\frac{{\mathrm{\&sigma;}}_s}{{\mathrm{\&sigma;}}_{max2}}\right)}^3---\left(3.8\right)$

式3.5～3.8中，Σρ_i为内滚道接触曲率和，Σρ_o为外滚道接触曲率和，f_s为滚道硬度降低系数，σ_s为许用接触应力。

2.2.2)轴承的寿命校核

内滚道的额定滚动体负荷Q_ci(N)

$Q_{ci}=98.1\mathrm{\&lambda;}\mathrm{\&eta;}{\left(\frac{2f_i}{2f_i-1}\right)}^{0.41}\&times;\frac{{(1-\mathrm{\&gamma;})}^{1.39}}{{(1+\mathrm{\&gamma;})}^{\frac{1}{3}}}\&times;{\left(\frac{D_w}{d_m}\right)}^{0.3}\&times;Z^{(-\frac{1}{3})}\&times;3.647\&times;D_w^{1.4}---\left(3.9\right)$

外滚道的额定滚动体负荷Q_ce(N)

$Q_{ce}=98.1\mathrm{\&lambda;}\mathrm{\&eta;}{\left(\frac{2f_o}{2f_o-1}\right)}^{0.41}\&times;\frac{{(1+\mathrm{\&gamma;})}^{1.39}}{{(1-\mathrm{\&gamma;})}^{\frac{1}{3}}}\&times;{\left(\frac{D_w}{d_m}\right)}^{0.3}\&times;Z^{(-\frac{1}{3})}\&times;3.647\&times;D_w^{1.4}---\left(3.10\right)$

内圈主推力滚道(接触对1)的当量滚动体负荷Q_ei1(N)

$Q_{ei1}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j1}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.11\right)$

外圈主推力滚道(接触对1)的当量滚动体负荷Q_ee(N)

$Q_{ee1}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j1}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.12\right)$

Q_j1是作用于主推力滚道各个滚动体上的负荷

内圈反推力滚道(接触对2)的当量滚动体负荷Q_ei2(N)

$Q_{ei2}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j2}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.13\right)$

外圈反推力滚道(接触对2)的当量滚动体负荷Q_ee2(N)

$Q_{ee2}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j2}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.14\right)$

Q_j2是作用于反推力滚道各个滚动体上的负荷

内圈主推力滚道的额定寿命L_10ei1

$L_{10ei1}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ei1}}\right)}^{0.333}---\left(3.15\right)$

外圈主推力滚道的额定寿命L_10ee1

$L_{10ee1}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ee1}}\right)}^{0.3}---\left(3.16\right)$

内圈反推力滚道的额定寿命L_10ei2

$L_{10ei2}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ei2}}\right)}^{0.333}---\left(3.17\right)$

外圈反推力滚道的额定寿命L_10ee2

$L_{10ee2}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ee2}}\right)}^{0.3}---\left(3.18\right)$

单排轴承的额定寿命L₁₀(转)

L₁₀＝[L_10ei1 ^(-10/9)+L_10ee1 ^(-10/9)+L_10ei2 ^(-10/9)+L_10ee2 ^(-10/9)]^-0.9×10⁶(3.19)

轴承的修正寿命L_10m(转)

L_10m＝a₂L₁₀(3.20)

双排四点球转盘轴承的额定寿命

L_10m×2＝L_10m ^(9/10)(3.22)

式3.9～3.22中，λ为接触状态、引导方式引起的修正系数，η为额定静负载降低系数，f_i内滚道沟曲率半径与滚动体直径比值，f_o内滚道沟曲率半径与滚动体直径比值，γ为滚动体直径D_w和触角余弦乘积与承节圆直径d_m之比，Z为滚子数目，Q_j1主推力滚道第j个滚子的接触载荷，Q_j2反推力滚道第j个滚子接触载荷，f_s为滚道硬度降低系数，a₂为滚道硬度引起的寿命降低系数，σ_s为许用接触应力。

3)输入载荷值、轴承基本参数，如下：

载荷值：输入Excel格式的极限疲劳载荷(由载荷专用计算软件GHBladed计算提取)，校核工具内部程序转换成校核计算所需形式。轴承基本参数：轴承钢球直径D、钢球中心径Dm、钢球数目Z、初始接触角α₀、内外圈沟曲系数fi/fo、双排滚道间的轴向间距dc、滚道硬度HRC、轴承径向游隙Gr、许用接触应力δ。

此模块计算方法适用于偏航变桨滚道校核计算，轴承类型为四点接触双排角接触球轴承，如图6所示。

4、双列圆锥滚子轴承校核模块

1)功能描述：所述双列圆锥滚子轴承校核模块，通过输入所需的基本参数，校核作为风力发电机主轴轴承的双列圆锥滚子轴承的静强度与寿命，进而为双列圆锥滚子轴承的初步设计和选型提供可靠的理论依据，并自动生成双列圆锥滚子轴承校核报告。

2)原理描述：根据ISO76/ISO281/16281标准，以Hertz的接触理论和Palmgren提出的接触变形(式3.1)为基础，采用Newton-Raphson数值算法求解滚动体上的载荷分布，校核主轴轴承(双列圆锥滚子轴承)静强度与寿命。

2.1)校核要求如下：

静强度安全系数S₀≥2

主轴轴承的修正基本额定寿命L_10m≥130000h

修正参考基本额定寿命L_10mr≥175000h

2.2)公式推导如下：

2.2.1)静强度安全系数校核

$S_0=\frac{C_{0r}}{P_{0r}}---\left(4.1\right)$

式中，C_0r轴承基本额定径向动载荷，p_0r为轴承当量静载荷。

$C_{0r}=44(1-\frac{D_{we}cos\mathrm{\&alpha;}}{D_{pw}}){\mathrm{iZL}}_{we}{D}_{we}^{2}cos\mathrm{\&alpha;}---\left(4.2\right)$

式中，L_we为滚子的有效长度，C_0r为基本额定径向动载荷，D_we为滚子在直径(应用在寿命计算中)，α为接触角，i为滚动体列数，Z为每一列滚子的滚子数，D_pw为节圆直径。

p_0r＝X₀F_r+Y₀F_a(4.3)

p_0r＝F_r(4.4)

式中，X₀，Y₀为计算系数(由轴承类型和初始接触角决定，一般由轴承供应商给定)，式4.4适用于接触角为0度，轴承仅承受径向载荷的情况。

2.2.2)疲劳寿命校核

基本的额定寿命：

$L_{10}=\frac{{10}^6}{60\&times;n}{\left(\frac{C_r}{P_r}\right)}^{\mathrm{\&epsiv;}}---\left(4.5\right)$

ε＝10/3(滚子轴承)

L₁₀—基本额定寿命，C_r—基本额定动载荷，P_r—当量动载荷，n—旋转速度，ε—疲劳指数；

综合基本额定寿命：

$L_{10Weighted}={\left(\mathrm{\&Sigma;}\frac{q_i}{L_{10i}}\right)}^{-1}---\left(4.6\right)$

q_i—i条件下的占总时长的百分比，L_10i—i条件下的额定寿命[hours]，其中i为载荷计算得到的不同工况。

修正基本的额定寿命：

$L_{nm}=a_1{a}_{ISO}\frac{{10}^6}{60\&times;n}{\left(\frac{C_r}{P_r}\right)}^{\mathrm{\&epsiv;}}---\left(4.7\right)$

L_nm—修正基本额定寿命，a₁—可靠度修正系数(1表示90％的可靠度)，a_ISO—寿命修正系数；

修正参考基本的额定寿命：

$L_{nmr}=a_1{\{\underset{k=1}{\overset{n_s}{\&Sigma;}}\&lsqb;a_{ISO}{(\frac{e_C{C}_{ur}}{P_{ks}},\mathrm{\&kappa;})}^{-9/8}\&times;({\left(\frac{q_{kci}}{q_{kei}}\right)}^{-9/2}+{\left(\frac{q_{kce}}{q_{kee}}\right)}^{-9/2})\&rsqb;\}}^{-8/9}---\left(4.8\right)$

式中，L_nmr为修正参考基本的额定寿命，e_c为污染因子，C_ur为疲劳载荷寿命，P_ks为当量载荷，n_s为切片数量，n为转速，κ为粘度比，q_kci、q_kce分别为内外圈之间轴承薄板基本额定动载荷，q_kei、q_kee分别为内外圈之间轴承薄板当量负荷。

3)输入载荷值、轴承基本参数、传动链基本参数，如下：

载荷值：输入Excel格式的极限疲劳载荷(由载荷专用计算软件GHBladed计算提取)，校核工具内部程序转换成校核计算所需形式；轴承基本参数：滚子直径Dw、轴承中心径Dm、滚子数目Z、滚子初始接触角α₀、滚子有效长度lw、双排滚道间的轴向间距dc、轴承径向游隙Gr、许用接触应力δ；传动链基本参数：轴承中心支轮毂中心距离H_B、前后轴承距离B1_B2、齿轮箱重心至轮毂中心距离H_G、主轴中心至轮毂中心距离H_M、主轴倾角θ、齿轮箱重量Ggear、主轴重量Gmin、风轮额定转速nr、前后轴承基本额定动静载荷C0_1，C0_2，C_1，C_1。

此模块计算中，轴承为虽为单点支撑轴承，但在计算时将其等效为两点支撑型轴承，如图7所示。

5、双列球面滚子轴承校核模块

1)功能描述：所述双列球面滚子轴承校核模块通过输入所需的基本参数，校核作为风力发电机主轴轴承校核的双列球面滚子轴承的静强度与寿命，进而为双列球面滚子轴承的初步设计和选型提供可靠的理论依据，并自动生成双列球面滚子轴承校核报告。

2)原理描述：根据ISO76/ISO281/16281标准，以Hertz的接触理论和Palmgren提出的接触变形(式3.1)为基础，采用Newton-Raphson数值算法求解滚动体上的载荷分布，校核主轴轴承(双列球面滚子轴承)静强度与寿命。

2.1)校核要求如下：

静强度安全系数S₀≥2

主轴轴承的寿命修正基本额定寿命L_10m≥130000h

修正参考基本额定寿命L_10mr≥175000h

2.2)公式推导如下：

双列球面滚子的公式推导与双列圆锥滚子一致，请参照双列圆锥滚子轴承公式4.1～4.8推导。

3)输入载荷值、前后轴承基本参数、传动链基本参数，如下：

载荷值：输入Excel格式的极限疲劳载荷(由载荷专用计算软件GHBladed计算提取)，校核工具内部程序转换成校核计算所需形式；前后轴承基本参数：滚子直径Dw、轴承中心径Dm、轴承内外圈曲率半径ri/ro、滚子曲率半径R、接触角α、滚子数目Z、轴承径向游隙Gr、滚子有效长度lw；传动链基本参数：轴承中心支轮毂中心距离H_B、前后轴承距离B1_B2、齿轮箱重心至轮毂中心距离H_G、主轴中心至轮毂中心距离H_M、主轴倾角θ、齿轮箱重量Ggear、主轴重量Gmin、风轮额定转速nr、前后轴承基本额定动静载荷C0_1，C0_2，C_1，C_1。

此模块为两点支撑轴承，前后轴承参数均需输入，如图8所示。

本发明的每个模块在自动计算后会都在各自页面形式word报告下载链接(报告模板在附图中未画出)。

以上所述之实施例子只为本发明之较佳实施例，并非以此限制本发明的实施范围，故凡依本发明之形状、原理所作的变化，均应涵盖在本发明的保护范围内。

Claims (2)

1.一种风机外购件强度校核工具，其特征在于：该工具为基于Matlab、Python、Web开发的风机外购件强度校核软件，主要用于风力发电机初期选型与认证阶段，该工具区分有五大模块，分别为制动器制动力校核模块、轴承螺栓校核模块、偏航变桨轴承滚道校核模块、双列圆锥滚子轴承校核模块、双列球面滚子轴承校核模块；其中：

所述制动器制动力校核模块，通过输入所需的基本参数，计算不同油压下制动器制动力，校核锁紧时最大油压下制动器制扭矩，同时通过校核制动器联接螺栓以校核制动器强度，并自动生成制动器制动力强度计算报告；

所述轴承螺栓校核模块，通过输入所需的基本参数，校核风力发电机偏航轴承和变桨轴承高强螺栓的动态疲劳性能，并自动生成轴承螺栓罗特艾德方法计算报告；

所述偏航变桨轴承滚道校核模块，通过输入所需的基本参数，校核风力发电机偏航轴承和变桨轴承的静强度与寿命，进而为风力发电机组偏航、变桨轴承的初步设计和选型提供可靠的理论依据，并自动生成偏航变桨轴承滚道静强度计算报告；

所述双列圆锥滚子轴承校核模块，通过输入所需的基本参数，校核作为风力发电机主轴轴承的双列圆锥滚子轴承的静强度与寿命，进而为双列圆锥滚子轴承的初步设计和选型提供可靠的理论依据，并自动生成双列圆锥滚子轴承校核报告；

所述双列球面滚子轴承校核模块，通过输入所需的基本参数，校核作为风力发电机主轴轴承校核的双列球面滚子轴承的静强度与寿命，进而为双列球面滚子轴承的初步设计和选型提供可靠的理论依据，并自动生成双列球面滚子轴承校核报告。

2.根据权利要求1所述的一种风机外购件强度校核工具，其特征在于：

所述制动器制动力校核模块的情况如下：

1)制动器制动力校核以油压为动力，活塞为受力面，计算所有制动器可提供的最大制动扭矩是否满足设计值，由以下公式推导计算：

$T_{Bmax}=2F_C*U_C*\frac{D_E}{2}*N_E---\left(1.1\right)$

$F_C=\frac{{\mathrm{\&pi;D}}_P^2}{4}*N_P*P---\left(1.2\right)$

式中，T_Bmax为锁紧油压下的最大制动扭矩，N_E为制动器个数，D_E为制动盘有效直径，U_C为锁紧油压对应下的摩擦系数，F_C为单个制动器的制动力，P为锁紧油压，N_P为活塞数量，D_P为活塞直径；

2)制动器强度通过校核联接螺栓的尺寸、螺栓最大许用应力、动态疲劳应力及螺栓头部对高强垫片的承压力来实现，如下：

2.1)螺栓尺寸校核

选定螺栓规格等级应满足下式：

S_FM＝F_SP/F_Mmax≥1(1.3)

F_Mmax＝α_A*[F_Kerf+(1-φ)*F_A+F_Z](1.4)

式中，S_FM为螺栓规格安全系数，F_Mmax为螺栓最大初始预紧力，F_SP为螺栓许用夹紧力，α_A为拧紧系数，F_Kerf为工作载荷下单个螺栓的夹紧力，φ为载荷系数，F_A为螺栓轴向工作载荷，F_Z为由于嵌入量引起的预紧力的损失量；

2.2)螺栓最大许用应力校核

螺栓强度应满足下式：

φ*F_A＜0.1*σ_0.2*A_T(1.5)

式中，σ_0.2为螺栓材料许用应力，A_T为螺栓心部受力面积，F_A为螺栓轴向工作载荷,φ为载荷系数；

2.3)螺栓动态疲劳应力校核

螺栓动态疲劳应力σ_a应满足下式：

${\mathrm{\&sigma;}}_a=\frac{\mathrm{\&phi;}*F_A}{2A_T}\&le;{\mathrm{\&sigma;}}_A---\left(1.6\right)$

式中，σ_A为螺栓动态疲劳许用应力，A_T为螺栓心部受力面积；

2.4)螺栓头部对高强垫片的承压力校核

螺栓头部的承压力应满足下式：

F_SP/A_S≤0.9F_G(1.7)

式中，F_SP为螺栓的许用夹紧力，F_G为螺栓材料许用承压面压力，A_S为螺栓头部受力面积；

3)输入制动器基本参数、螺栓基本参数、垫片基本参数，如下：

制动器基本参数：制动器数目N_E、活塞个数N_P、制动器有效直径D_E、缸体厚度H_G、锁紧油压P_Bmax、制动器材料粘性摩擦系数Uc及材料杨氏模量Ep；

螺栓基本参数：螺栓规格等级相关参数，包括螺栓公称直径d、螺纹小径d3、螺栓螺杆长度L、螺纹长度b、螺栓头部直径Dw、螺栓许用应力σ、许用夹紧力F_SP；

垫片基本参数：垫片规格等级相关参数，包括垫片公称直径d_K、内径Dk、外径D0、厚度H_K及与材料特性相关的许用应力ES、许用承压面压力P_G2；

4)其他输入参数

这部分参数由制动器材料、螺栓材料及相关的安装方式、螺栓分布决定，目的是校核连接制动器偏心夹紧螺栓，计算制动器螺栓偏心夹紧时螺栓头下部作用力的载荷系数φ_k，此值与载荷系数φ有η倍的关系，η为载荷因素，与连接螺栓的受力方式有关；此部分计算方法源于德国标准VDI_Richtlinie_2230，计算公式推导如下：

${\mathrm{\&phi;}}_K={\mathrm{\&sigma;}}_P^{*}/({\mathrm{\&sigma;}}_P^{**}+{\mathrm{\&sigma;}}_S)---\left(1.8\right)$

式中，σ_S为螺栓回弹能，为偏心夹紧时被夹紧件的回弹能，为偏心作用载荷的回弹能；

螺栓回弹能σ_S计算是将螺栓分割成多个单个圆柱体和螺栓外的变形区域，将各个区域回弹能逐次叠加得到，计算公式推导如下：

σ_S＝σ_SK+σ₁+σ₂+...+σ_Gew+σ_GM(1.9)

式中，σ_SK，σ₁，σ₂，…，σ_Gew，σ_GM分别是螺栓头部回弹能、非螺纹部分回弹能、螺栓细杆回弹能、…、非衔接的夹紧部分回弹能、啮合螺纹部分回弹能；

各个部分回弹能计算如下：

σ_i＝l_i/(E_S*A_i)(1.20)

式中，l_i为各个部分长度，A_i为交叉区域面积，E_S为材料弹性模量；

偏心夹紧时被夹紧件的回弹能由两部分组成：同心夹紧时被夹紧件的回弹能σ_P和偏心作用部分的叠加回弹能，公式推导如下：

${\mathrm{\&sigma;}}_P^{*}={\mathrm{\&sigma;}}_P+(S_{sym}^2*l_k)/(E_P*I_{Bers})---\left(1.21\right)$

式中，w为连接系数，根据连接类型，计算中取为1；d_h为螺栓孔直径，计算中取为螺栓公称直径d加上3mm的数值；d_W为螺栓头部直径；D_A为外部直径，取1.4倍的d_W；l_k为夹持长度；为螺栓连接的圆锥体角度，计算见公式(1.23)，S_sym为偏心距离，计算见公式(1.24)，I_Bers为变形体等效旋转力矩，计算见公式(1.25)，E_P为对应材料的弹性模量；

$S_{sym}=\frac{C_T}{2}-e---\left(1.24\right)$

$I_{Bers}=\frac{l_k}{\frac{2}{w}(l_V/I_{Bers}^{Ve})+l_H/I_{Bers}^H}---\left(1.25\right)$

$I_{Bers}^H=(B_T*C_T^3)/12---\left(1.26\right)$

$I_{Bers}^{Ve}=0.147\frac{(D_A-d_W)*d_W^3*D_A^3}{D_A^3-d_W^3}+S_{sym}^2*\frac{\mathrm{\&pi;}}{4}{D}_A^2---\left(1.27\right)$

l_H＝l_k-2l_V/w(1.28)

式(1.23)～(1.29)中，l_H、l_V分别为轴套长度、变形椎体长度，分别为轴套轴套等效旋转力矩、偏心变形椎体旋转力矩，C_T、B_T分别为分界面宽度，e为开口风险端界面边缘到螺栓轴线的距离，其他参数意义同式(1.21)～(1.22)；

偏心作用载荷的回弹能公式推导如下：

${\mathrm{\&sigma;}}_P^{**}={\mathrm{\&sigma;}}_P+a*(S_{sym}*l_k)/(E_P*I_{Bers})---\left(1.30\right)$

式中，a为从轴线载荷等效作用线到想象的横向对称变形固件间的距离，其他参数意义等同于上式(1.23)～(1.29)；

所述轴承螺栓校核模块的情况如下：

1)螺栓动态疲劳应力σ_a应满足下式：

σ_a≤σ_A(2.1)

式中，σ_A为螺栓许用动态疲劳应力；

计算公式推导如下：

螺栓动态疲劳应力σ_a＝0.7φ_k*|F_A|/A₃(2.2)

式中，φ_k为螺栓头下部作用力的载荷系数，A₃为受力面积；F_A为螺栓最大工作载荷，由螺栓轴向工作载荷、径向工作载荷及弯矩根据经验系数转化得到；

螺栓头下部作用力的载荷系数φ_k：

φ_k＝δ_P/(δ_P+δ_S)(2.3)

式(2.3)中，δ_S、δ_P分别为连接螺栓的回弹能、被夹紧件的回弹能；

${\mathrm{\&delta;}}_P=l_k/(E*\&lsqb;\frac{\mathrm{\&pi;}(d_W^2-d_h^2)}{4}+\frac{{\mathrm{\&pi;d}}_W(D_A-d_W)}{8}*X(X+2)\&rsqb;)---\left(2.4\right)$

${\mathrm{\&delta;}}_S=(\frac{0.8d+l_k}{A_N}+\frac{0.5d}{A_3})/E_P---\left(2.5\right)$

$X=\sqrt[3]{(l_k*d_W)/D_A^2}---\left(2.6\right)$

d_W＝1.5d(2.7)

d_h＝1.155d(2.8)

D_A＝1.6d_W(2.9)

A_N＝πd²/4(2.10)

A₃＝π[0.5(d₂+d₃)]²/4(2.11)

式(2.4)～(2.11)中，d_W、d_h、D_A、d、d₂、d₃分别为螺栓头部直径、螺栓孔直径、连接体外部直径、螺栓公称直径、螺栓螺纹节圆直径、螺栓螺纹小径，X为中间变量，l_k为夹持件长度，A_N、A₃分别为螺栓两个弹性圆柱体的受力面积，E、Ep为对应材料的弹性模量；

螺栓许用动态疲劳应力σ_A：

σ_A＝[0.85*(150/d+45)]*(2-F_V/(σ_0.2*A₃))(2.13)

F_V＝F_m/[0.9(α_A-1)+1](2.14)

式中，d为螺栓公称直径，F_m为螺栓许用夹紧力，σ_0.2为材料屈服极限，α_A为拧紧系数，A₃为受力面积，Fv为中间变量；

螺栓最大工作载荷F_A：

$F_A=f_{Ka}*(f_{KK}*M/D_L-F_a)/n+0.5f_{Kr}*(f_{KK}*\frac{\left|F_r\right|}{n})---\left(2.15\right)$

式中，f_Ka为螺栓轴向载荷系数，f_Kr为螺栓径向载荷系数，f_KK为螺栓载荷分布系数，n为螺栓数量，D_L为螺栓中心径，M为螺栓所受弯矩，Fa为螺栓轴向力，Fr为螺栓径向力；

2)输入载荷值、螺栓基本参数，如下：

载荷值：需要输入螺栓的轴向力F_a、径向力F_r和弯矩M，在GL坐标系下的变桨轴承，载荷值取S-N曲线斜率参数m＝4对应的力和弯矩，具体计算如下：

F_a＝F_z(2.16)

$F_r=\sqrt{F_x+F_y}---\left(2.17\right)$

$M=\sqrt{M_x+M_y}---\left(2.18\right)$

式中，F_x，F_y，F_z，M_x，M_y分别为应用载荷计算专用软件GHBladed计算得到的力和弯矩值；

螺栓基本参数：螺栓规格等级相关参数，包括螺栓公称直径d、螺纹节圆直径d₂、螺纹小径d₃、许用夹紧力F_m、屈服极限σ_0.2、弹性模量E、螺栓中心径D_L、加持长度l_k、螺栓数量n、拧紧系数α_A、结合面摩擦系数mu、螺栓轴向载荷系数fka、螺栓径向载荷系数fkr、螺栓载荷分布系数fkk；

此模块计算方法为罗特艾德风力发电机偏航变桨轴承经验算法，计算系数为经验系数，用于计算大型风力发电机偏航变桨轴承螺栓的动态疲劳性能；

所述偏航变桨轴承滚道校核模块的情况如下：

根据ISO76/ISO281/16281标准，采用Newton-Raphson数值算法求解滚动体上的载荷分布，校核偏航、变桨轴承的静强度与寿命；

1)校核要求如下：

静强度安全系数SF≥1.1

偏航、变桨轴承的寿命L_10m×2≥175000h

2)公式推导如下：

根据Hertz点接触理论，接触对i在位置角ψ处，法向接触载荷Q_iψ和接触变形δ_iψ的关系为：

$Q_{i\mathrm{\&psi;}}=\left\{\begin{array}{cc}{K}_n{{\mathrm{\&delta;}}_{i\mathrm{\&psi;}}}^{1.5}& \&ForAll;{\mathrm{\&delta;}}_{i\mathrm{\&psi;}}\&GreaterEqual;0\\ 0& \&ForAll;{\mathrm{\&delta;}}_{i\mathrm{\&psi;}}<0\end{array}\right.---\left(3.1\right)$

式中，Kn为滚动体与内外圈总的负荷变形常数；

在角位置ψ_j处，内圈受到轴向载荷F_a、径向载荷F_r、倾覆力矩M以及钢球对内滚道的接触载荷的作用；

内圈在外部载荷和所有滚动体载荷的作用下处于平衡状态，内圈的力学平衡方程为：

$\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}-Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}+Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}-Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})-F_a=0---\left(3.2\right)$

$\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}+Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}+Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}+Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})-F_r=0---\left(3.3\right)$

$\begin{array}{c}\frac{1}{2}{d}_m\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}-Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}+Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}-Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{sin\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})\cos \mathrm{\&psi;}+\\ \frac{1}{2}{d}_c\underset{\mathrm{\&psi;}=0}{\overset{2\mathrm{\&pi;}}{\&Sigma;}}(Q_{1\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{1\mathrm{\&psi;}}+Q_{2\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{2\mathrm{\&psi;}}-Q_{3\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{3\mathrm{\&psi;}}-Q_{4\mathrm{\&psi;}}{\mathrm{cos\&alpha;}}_{4\mathrm{\&psi;}})\cos \mathrm{\&psi;}-M=0\end{array}---\left(3.4\right)$

式中，α_1ψ、α_2ψ、α_3ψ、α_4ψ分别为受载后四个接触对对应的接触角，Q_1ψ、Q_2ψ、Q_3ψ、Q_4ψ分别为四个接触对对应的接触力，d_m为轴承的滚动体中心圆直径，d_c为两排滚道中心圆间距，当给定外载荷时，非线性方程组运用Newton–Raphson迭代法求解；

2.1)静强度安全系校核

内滚道最大接触应力σ_max1：

${\mathrm{\&sigma;}}_{max1}=\frac{858\&times;({\mathrm{\&Sigma;\&rho;}}_i^2\&times;Q_{max})\frac{1}{3}}{a_1^{*}{b}_1^{*}}---\left(3.5\right)$

内滚道的安全系数SF₁：

${\mathrm{SF}}_1=f_s{\left(\frac{{\mathrm{\&sigma;}}_s}{{\mathrm{\&sigma;}}_{\max 1}}\right)}^3---\left(3.6\right)$

外滚道最大接触应力σ_max2：

${\mathrm{\&sigma;}}_{max2}=\frac{858\&times;{({\mathrm{\&Sigma;\&rho;}}_o^2\&times;Q_{max})}^{\frac{1}{3}}}{a_2^{*}{b}_2^{*}}---\left(3.7\right)$

外滚道的安全系数SF₂：

${\mathrm{SF}}_2=f_s{\left(\frac{{\mathrm{\&sigma;}}_s}{{\mathrm{\&sigma;}}_{max2}}\right)}^3---\left(3.8\right)$

式(3.5)～(3.8)中，Σρ_i为内滚道接触曲率和，Σρ_o为外滚道接触曲率和，f_s为滚道硬度降低系数，σ_s为许用接触应力；

2.2)轴承的寿命校核

内滚道的额定滚动体负荷Q_ci(N)

$Q_{ci}=98.1\mathrm{\&lambda;}\mathrm{\&eta;}{\left(\frac{2f_i}{2f_i-1}\right)}^{0.41}\&times;\frac{{(1+\mathrm{\&gamma;})}^{1.39}}{{(1-\mathrm{\&gamma;})}^{\frac{1}{3}}}\&times;{\left(\frac{D_w}{d_m}\right)}^{0.3}\&times;Z^{(-\frac{1}{3})}\&times;3.647\&times;D_w^{1.4}---\left(3.9\right)$

外滚道的额定滚动体负荷Q_ce(N)

$Q_{ce}=98.1\mathrm{\&lambda;}\mathrm{\&eta;}{\left(\frac{2f_o}{2f_o-1}\right)}^{0.41}\&times;\frac{{(1+\mathrm{\&gamma;})}^{1.39}}{{(1-\mathrm{\&gamma;})}^{\frac{1}{3}}}\&times;{\left(\frac{D_w}{d_m}\right)}^{0.3}\&times;Z^{(-\frac{1}{3})}\&times;3.647\&times;D_w^{1.4}---\left(3.10\right)$

内圈主推力滚道的当量滚动体负荷Q_ei1(N)

$Q_{ei1}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j1}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.11\right)$

外圈主推力滚道的当量滚动体负荷Q_ee(N)

$Q_{ee1}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j1}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.12\right)$

内圈反推力滚道的当量滚动体负荷Q_ei2(N)

$Q_{ei2}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j2}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.13\right)$

外圈反推力滚道的当量滚动体负荷Q_ee2(N)

$Q_{ee2}={\&lsqb;\frac{{\left({\mathrm{\&Sigma;Q}}_{j2}\right)}^3}{Z}\&rsqb;}^{10/3};j=1,Z---\left(3.14\right)$

内圈主推力滚道的额定寿命L_10ei1

$L_{10ei1}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ei1}}\right)}^{0.333}---\left(3.15\right)$

外圈主推力滚道的额定寿命L_10ee1

$L_{10ee1}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ee1}}\right)}^{0.3}---\left(3.16\right)$

内圈反推力滚道的额定寿命L_10ei2

$L_{10ei2}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ei2}}\right)}^{0.333}---\left(3.17\right)$

外圈反推力滚道的额定寿命L_10ee2

$L_{10ee2}={\left(\frac{Q_{ci}}{Q_{ee2}}\right)}^{0.3}---\left(3.18\right)$

单排轴承的额定寿命L₁₀(转)

L₁₀＝[L_10ei1 ^(-10/9)+L_10ee1 ^(-10/9)+L_10ei2 ^(-10/9)+L_10ee2 ^(-10/9)]^-0.9×10⁶(3.19)

轴承的修正寿命L_10m(转)

L_10m＝a₂L₁₀(3.20)

双排四点球转盘轴承的额定寿命

L_10m×2＝L_10m ^(9/10)(3.22)

式(3.9)～(3.22)中，λ为接触状态、引导方式引起的修正系数，η为额定静负载降低系数，f_i内滚道沟曲率半径与滚动体直径比值，f_o内滚道沟曲率半径与滚动体直径比值，γ为滚动体直径D_w和触角余弦乘积与承节圆直径d_m之比，Z为滚子数目，Q_j1主推力滚道第j个滚子的接触载荷，Q_j2反推力滚道第j个滚子接触载荷，f_s为滚道硬度降低系数，a₂为滚道硬度引起的寿命降低系数，σ_s为许用接触应力；

3)输入载荷值、轴承基本参数，如下：

载荷值：输入Excel格式的极限疲劳载荷，由载荷专用计算软件GHBladed计算提取，校核工具内部程序转换成校核计算所需形式；

轴承基本参数：轴承钢球直径D、钢球中心径Dm、钢球数目Z、初始接触角α₀、内外圈沟曲系数fi/fo、双排滚道间的轴向间距dc、滚道硬度HRC、轴承径向游隙Gr、许用接触应力δ；

此模块计算方法适用于偏航变桨滚道校核计算，轴承类型为四点接触双排角接触球轴承；

所述双列圆锥滚子轴承校核模块的情况如下：

根据ISO76/ISO281/16281标准，采用Newton-Raphson数值算法求解滚动体上的载荷分布，校核双列圆锥滚子轴承的静强度与寿命；

1)校核要求如下

静强度安全系数S₀≥2

主轴轴承的修正基本额定寿命L_10m≥130000h

修正参考基本额定寿命L_10mr≥175000h

2)公式推导如下

2.1)静强度安全系数S₀校核

$S_0=\frac{C_{0r}}{P_{0r}}---\left(4.1\right)$

式中，C_0r轴承基本额定径向动载荷，p_0r为轴承当量静载荷；

$C_{0r}=44(1-\frac{D_{we}cos\mathrm{\&alpha;}}{D_{pw}}){\mathrm{iZL}}_{we}{D}_{we}^{2}cos\mathrm{\&alpha;}---\left(4.2\right)$

式中，L_we为滚子的有效长度，C_0r为基本额定径向动载荷；D_we为滚子直径，D_pw为轴承节圆直径，应用在寿命计算中；α为接触角，i为滚动体列数，Z为每一列滚子的滚子数；

p_0r＝X₀F_r+Y₀F_a(4.3)

p_0r＝F_r(4.4)

式中，X₀、Y₀为计算系数，由轴承类型和初始接触角决定，式(4.4)适用于接触角为0度，轴承仅承受径向载荷的情况；

2.2)疲劳寿命校核

基本的额定寿命L₁₀：

$L_{10}=\frac{{10}^6}{60\&times;n}\left(\frac{C_r}{P_r}\right)\mathrm{\&epsiv;}---(4.5)$

ε＝10/3

式中，C_r为基本额定动载荷，P_r为当量动载荷，n为轴承旋转速度，ε为疲劳指数；

综合基本额定寿命L_10Weighted：

$L_{10Weighted}={\left(\mathrm{\&Sigma;}\frac{q_i}{L_{10i}}\right)}^{-1}---\left(4.6\right)$

式中q_i为i条件下的占总时长的百分比，L_10i为i条件下的额定寿命，其中i为载荷计算得到的不同工况；

修正基本的额定寿命L_nm：

$L_{nm}=a_1{a}_{ISO}\frac{{10}^6}{60\&times;n}\left(\frac{C_r}{P_r}\right)\mathrm{\&epsiv;}---(4.7)$

式中，a₁为可靠度修正系数，a_ISO为寿命修正系数；

修正参考基本的额定寿命：

$L_{nmr}=a_1{\{\underset{k=1}{\overset{n_s}{\mathrm{\&Sigma;}}}\&lsqb;a_{ISO}{(\frac{e_C{C}_{ur}}{P_{ks}},\mathrm{\&kappa;})}^{-9/8}\&times;({\left(\frac{q_{kci}}{q_{kei}}\right)}^{-9/2}+{\left(\frac{q_{kce}}{q_{kee}}\right)}^{-9/2})\&rsqb;\}}^{-8/9}---\left(48\right)$

式中，L_nmr为修正参考基本的额定寿命，e_c为污染因子，C_ur为疲劳载荷寿命，P_ks为当量载荷，n_s为切片数量，n为转速，κ为粘度比，q_kci、q_kce分别为内外圈之间轴承薄板基本额定动载荷，q_kei、q_kee分别为内外圈之间轴承薄板当量负荷；

3)输入载荷值、轴承基本参数、传动链基本参数，如下：

载荷值：输入Excel格式的极限疲劳载荷，由载荷专用计算软件GHBladed计算提取，校核工具内部程序转换成校核计算所需形式；

轴承基本参数：滚子直径Dw、轴承中心径Dm、滚子数目Z、滚子初始接触角α₀、滚子有效长度lw、双排滚道间的轴向间距dc、轴承径向游隙Gr、许用接触应力δ；

传动链基本参数：轴承中心支轮毂中心距离H_B、前后轴承距离B1_B2、齿轮箱重心至轮毂中心距离H_G、主轴中心至轮毂中心距离H_M、主轴倾角θ、齿轮箱重量Ggear、主轴重量Gmin、风轮额定转速nr；前后轴承基本额定动静载荷C0_1，C0_2，C_1，C_1；

此模块计算中，轴承为虽为单点支撑轴承，但在计算时将其等效为两点支撑型轴承；

所述双列球面滚子轴承校核模块的情况如下：

根据ISO76/ISO281/16281标准，采用Newton-Raphson数值算法求解滚动体上的载荷分布，校核双列球面滚子轴承的静强度与寿命；

1)校核要求如下

静强度安全系数S₀≥2

主轴轴承的寿命修正基本额定寿命L_10m≥130000h

修正参考基本额定寿命L_10mr≥175000h

2)公式推导如下：

双列球面滚子的公式推导与双列圆锥滚子一致，请参照双列圆锥滚子轴承公式(4.1)～(4.8)推导；

3)输入载荷值、前后轴承基本参数、传动链基本参数，如下：

载荷值：输入Excel格式的极限疲劳载荷，由载荷专用计算软件GHBladed计算提取，校核工具内部程序转换成校核计算所需形式；

前后轴承基本参数：滚子直径Dw、轴承中心径Dm、轴承内外圈曲率半径ri/ro、滚子曲率半径R、接触角α、滚子数目Z、轴承径向游隙Gr、滚子有效长度lw；

传动链基本参数：轴承中心支轮毂中心距离H_B、前后轴承距离B1_B2、齿轮箱重心至轮毂中心距离H_G、主轴中心至轮毂中心距离H_M、主轴倾角θ、齿轮箱重量Ggear、主轴重量Gmin、风轮额定转速nr；前后轴承基本额定动静载荷C0_1，C0_2，C_1，C_1；

此模块为两点支撑轴承，前后轴承参数均需输入。