變槳軸承密封過盈量優化設計

宗海勇，龐健華，高學海,2

(1. 上海歐際柯特回轉支承有限公司，上海 201906;2. 上海泛一工程技術有限公司，上海 201907)

變槳軸承是風力發電機變槳系統的重要零部件，有內齒、外齒及無齒3種結構，連接輪轂與葉片，由齒輪或皮帶等調節裝置驅動，以改變葉片的槳葉迎角，在保證獲取最大風能的同時降低風力對風機的沖擊。

變槳軸承密封漏脂問題一直是風電行業的頑疾。隨風機功率的增加，風機載荷、變槳軸承尺寸也隨之增加，這會導致變槳軸承內外圈偏移增大。目前變槳軸承的密封多采用Y型密封結構，通過橡膠密封條與密封型面的接觸壓力在軸承內部空間形成密封，但軸承內外圈受載偏移易引起密封條對密封型面的接觸應力和接觸狀態發生改變，導致軸承密封能力下降，甚至密封條與密封型面出現張口，軸承內部油脂易從密封壓力不足或張口處溢出，溢出的油脂在離心力作用下會甩在葉片上，既浪費油脂，增加風機潤滑成本,又會對風機造成污染，定期清理時需耗費大量的人力物力；另外，大多數風機機艙空間狹小，不能現場更換密封條，增加后期運維成本和難度。

目前，國內外已提出多種方案來提高軸承的密封性能，主要分為2類:1)通過控制密封圈與密封唇口間的接觸距離改進軸承密封圈的過盈量[1-2]，過盈量過大會增加密封圈的摩擦力矩，加速密封圈唇口磨損，降低密封圈的使用壽命；過盈量較小會導致密封壓力不足，易形成張口，密封效果差；2)改進密封圈的幾何結構，可采用數值模擬的方法對不同結構的密封性能進行仿真分析[3-5]，以減少油脂泄漏。

此外，密封圈材料選取、加工精度等也會影響密封性能[6]，常見的密封圈橡膠材料包括丁腈橡膠、氟化橡膠等，以及通過材料改性，保證密封圈在一定硬度下具有較好的彈性。密封圈過硬不易安裝，過軟密封唇口易張開，需嚴格控制密封圈的圓度、同軸度、平面度以及唇口尺寸，確保表面光潔、無毛刺，防止產生應力集中致使密封圈在使用過程中斷裂。油脂的選擇及注脂量的確定也會影響軸承的密封性能[6-7]，注脂過少軸承潤滑不充分，過多時軸承內部在充分潤滑下易形成多余油脂，增大漏脂率。

針對變槳軸承的漏脂問題，采用有限元法對軸承變形進行分析，通過改變密封圈與密封唇口之間的接觸距離，對密封過盈量進行優化設計。

1 變槳軸承數值分析

1.1 有限元模型

作為連接風機輪轂以及葉片的關鍵部件，變槳軸承受載復雜、工況惡劣[8-10]。以某主機廠2.5 MW風機所采用的變槳軸承為例，根據軸承在極限工況以及常規工況下的變形對軸承的密封結構進行優化設計。

變槳軸承及其連接部件的有限元模型如圖1所示，由于風力發電機采用的輪轂具有周期對稱性結構，取整體模型的1/3，網格劃分如圖2所示，采用四節點四面體單元和八節點六面體單元。材料參數見表1，其中葉片是各向異性材料，其彈性模量及泊松比在徑向、周向及縱向上均不同，下標1表示徑向，2表示周向，3表示縱向。

圖1 輪轂-變槳軸承-葉根整體模型

圖2 網格劃分

表1 材料參數

輪轂安裝于風力發電機機艙一側，外載荷作用于葉片，模型的邊界條件如圖3所示，輪轂與機艙連接一側施加固定約束，外載荷施加于葉片的葉根端面。外載荷由整機廠家提供，見表2，載荷作用方向如圖4所示[11]，分析模型中載荷方向也由此而定，其中x方向為來風方向。

圖3 模型邊界條件

表2 外載荷

圖4 載荷方向

1.2 變形分析

變槳軸承在極限工況及常規工況下的變形如圖5所示。由圖可知，變槳軸承內、外圈最大變形位于內圈輪轂側，與來風方向夾角為110°～170°。

圖5 變槳軸承內外圈變形

只要確保內外圈最大變形處變槳軸承密封圈有足夠的密封壓力，即能保證軸承在使用過程中具有良好的密封性能。輪轂側軸承內外圈端面上的相對徑向及軸向變形量如圖6所示(-x方向為起始位置，順時針編號)。對于相對徑向變形，正值代表軸承內圈靠近外圈，負值代表軸承內圈遠離外圈；對于相對軸向變形，正值代表內圈相對外圈向+z方向偏移，負值代表內圈相對外圈向-z方向偏移。根據圖6可知軸承在輪轂側的最大徑向、軸向偏移量見表3。

圖6 變槳軸承內、外圈相對變形

表3 輪轂側最大偏移量

2 密封過盈量優化設計

2.1 密封圈數值模擬

變槳軸承密封圈通常采用雙唇(Y型)結構，如圖7所示，主要通過密封圈的上、下唇口與軸承內圈之間的接觸形成密閉空間以達到密封效果，其主要優點在于結構簡單、加工方便、安裝容易，缺點是完全依賴接觸壓力密封，在沒有合適過盈量的情況下油脂易從密封唇口溢出，形成漏脂。鑒于此，對密封過盈量進行優化設計。

圖7 雙唇(Y型)密封圈

密封圈材料為丁腈橡膠，屬于非線性超彈性材料，在受載后會出現大變形及大應變。在橡膠接觸分析中，常常涉及到材料非線性、接觸非線性、結構非線性，使密封圈變形分析成為一個高度復雜的非線性問題。

常見的超彈性材料的本構模型有Mooney-Rivilin模型、Neo-Hookean模型、Yeoh模型、Ogden模型[12]等，這些超彈性材料本構模型可準確擬合材料的應力-應變關系，根據所需材料的力學性質，選擇本構模型，減少參數，使計算結果精確。橡膠材料的本構模型所需參數可以通過單軸拉伸壓縮試驗、等雙軸拉伸壓縮試驗、平面拉伸壓縮試驗以及體積拉伸壓縮試驗等方式獲取。根據GB/T 528—2009《硫化橡膠或熱塑性橡膠拉伸應力應變性能的測定》對密封圈進行單軸拉伸壓縮試驗，得到橡膠材料的應力-應變關系，見表4。

表4 密封圈單軸拉伸壓縮試驗數據

保證密封圈截面尺寸不變，通過改變密封圈與密封唇口之間的距離實現密封過盈量的改變，提高軸承的密封性能，如圖7所示，C0為原始設計，C1，C2，C3依次減小0.5 mm，即過盈量最小增加0.5 mm，最大增加1.5 mm。

2.2 結果分析

密封圈在不受外載荷作用、極限工況及常規工況下的工作狀態如圖8所示(密封圈在極限載荷以及常規載荷下的偏移量見表3)。

圖8 密封圈接觸狀態

軸承密封性能可以根據密封圈的接觸狀態分為優秀(密封圈與內圈處于雙唇完全接觸狀態)、良好(密封圈與內圈處于單唇半接觸狀態)、差(密封圈與內圈處于雙唇完全非接觸狀態)。根據圖8中接觸狀態的云圖(深色區為接觸狀態，其他為非接觸狀態)，在不受外載荷作用時，4種過盈設計的密封圈密封性能均為優秀；在極限工況下，C0過盈設計的密封圈密封性能差，C1過盈設計的密封圈處于半張開狀態，密封性能良好，而C2，C3過盈設計的密封圈則密封優秀；在常規工況下，C0過盈設計的密封圈與內圈處于半非接觸狀態，密封性能良好，而C1，C2，C3過盈設計的密封圈密封性能優秀。C0，C1，C2，C3密封唇口與軸承內圈間的接觸應力見表5，接觸過盈量越大，接觸應力越大，油脂不易從唇口溢出。

表5 密封唇口接觸應力

由表5可知，C2，C3在各個工況下的密封唇口接觸應力相對C0，C1較大，即C2，C3密封性能相對較好。綜上分析C2，C3在3種狀態下均有優秀密封性能。變槳軸承從裝配完成到在風機上運行，會在倉庫中保存很長一段時間，由圖8c、圖8d可以看出，在裝配狀態下，C3過盈設計的密封圈處于極限張緊的狀態，易出現應力集中，加劇密封圈老化,并會增加內圈與密封圈之間的摩擦力矩，加劇密封條磨損，降低密封圈的使用壽命，且裝配時密封圈極難安裝。故C2過盈設計為最佳設計。

3 試驗分析

取2套同規格變槳軸承，一套采用原始密封過盈設計(C0設計)，另一套過盈量在此基礎上增加1 mm(C2設計)，2套變槳軸承背對背安裝，施加極限工況載荷，分別從任意位置進油孔注入等量的油脂，C2過盈設計的軸承密封唇口干凈，多余注入的油脂從出油孔正常排除；而采用原始密封過盈設計的軸承，密封唇口有較多油脂溢出，多余油脂未能從出油孔正常排出。

4 結束語

以某2.5 MW風力發電機變槳軸承為研究對象，根據實際工況對變槳軸承密封圈的過盈量進行了優化設計，密封圈過盈量在原設計基礎上增加1 mm，既能保證軸承具有良好的密封性能，又能確保密封圈便于安裝；此外，引入有限元數值分析方法對密封圈過盈量進行模擬分析，得到較合理的密封過盈尺寸，能夠有效地保證軸承的密封性能，降低漏脂風險，減少軸承后期運維成本。