变桨轴承密封过盈量优化设计

宗海勇，庞健华，高学海,2

(1. 上海欧际柯特回转支承有限公司，上海 201906;2. 上海泛一工程技术有限公司，上海 201907)

变桨轴承是风力发电机变桨系统的重要零部件，有内齿、外齿及无齿3种结构，连接轮毂与叶片，由齿轮或皮带等调节装置驱动，以改变叶片的桨叶迎角，在保证获取最大风能的同时降低风力对风机的冲击。

变桨轴承密封漏脂问题一直是风电行业的顽疾。随风机功率的增加，风机载荷、变桨轴承尺寸也随之增加，这会导致变桨轴承内外圈偏移增大。目前变桨轴承的密封多采用Y型密封结构，通过橡胶密封条与密封型面的接触压力在轴承内部空间形成密封，但轴承内外圈受载偏移易引起密封条对密封型面的接触应力和接触状态发生改变，导致轴承密封能力下降，甚至密封条与密封型面出现张口，轴承内部油脂易从密封压力不足或张口处溢出，溢出的油脂在离心力作用下会甩在叶片上，既浪费油脂，增加风机润滑成本,又会对风机造成污染，定期清理时需耗费大量的人力物力；另外，大多数风机机舱空间狭小，不能现场更换密封条，增加后期运维成本和难度。

目前，国内外已提出多种方案来提高轴承的密封性能，主要分为2类:1)通过控制密封圈与密封唇口间的接触距离改进轴承密封圈的过盈量[1-2]，过盈量过大会增加密封圈的摩擦力矩，加速密封圈唇口磨损，降低密封圈的使用寿命；过盈量较小会导致密封压力不足，易形成张口，密封效果差；2)改进密封圈的几何结构，可采用数值模拟的方法对不同结构的密封性能进行仿真分析[3-5]，以减少油脂泄漏。

此外，密封圈材料选取、加工精度等也会影响密封性能[6]，常见的密封圈橡胶材料包括丁腈橡胶、氟化橡胶等，以及通过材料改性，保证密封圈在一定硬度下具有较好的弹性。密封圈过硬不易安装，过软密封唇口易张开，需严格控制密封圈的圆度、同轴度、平面度以及唇口尺寸，确保表面光洁、无毛刺，防止产生应力集中致使密封圈在使用过程中断裂。油脂的选择及注脂量的确定也会影响轴承的密封性能[6-7]，注脂过少轴承润滑不充分，过多时轴承内部在充分润滑下易形成多余油脂，增大漏脂率。

针对变桨轴承的漏脂问题，采用有限元法对轴承变形进行分析，通过改变密封圈与密封唇口之间的接触距离，对密封过盈量进行优化设计。

1 变桨轴承数值分析

1.1 有限元模型

作为连接风机轮毂以及叶片的关键部件，变桨轴承受载复杂、工况恶劣[8-10]。以某主机厂2.5 MW风机所采用的变桨轴承为例，根据轴承在极限工况以及常规工况下的变形对轴承的密封结构进行优化设计。

变桨轴承及其连接部件的有限元模型如图1所示，由于风力发电机采用的轮毂具有周期对称性结构，取整体模型的1/3，网格划分如图2所示，采用四节点四面体单元和八节点六面体单元。材料参数见表1，其中叶片是各向异性材料，其弹性模量及泊松比在径向、周向及纵向上均不同，下标1表示径向，2表示周向，3表示纵向。

图1 轮毂-变桨轴承-叶根整体模型

图2 网格划分

表1 材料参数

轮毂安装于风力发电机机舱一侧，外载荷作用于叶片，模型的边界条件如图3所示，轮毂与机舱连接一侧施加固定约束，外载荷施加于叶片的叶根端面。外载荷由整机厂家提供，见表2，载荷作用方向如图4所示[11]，分析模型中载荷方向也由此而定，其中x方向为来风方向。

图3 模型边界条件

表2 外载荷

图4 载荷方向

1.2 变形分析

变桨轴承在极限工况及常规工况下的变形如图5所示。由图可知，变桨轴承内、外圈最大变形位于内圈轮毂侧，与来风方向夹角为110°～170°。

图5 变桨轴承内外圈变形

只要确保内外圈最大变形处变桨轴承密封圈有足够的密封压力，即能保证轴承在使用过程中具有良好的密封性能。轮毂侧轴承内外圈端面上的相对径向及轴向变形量如图6所示(-x方向为起始位置，顺时针编号)。对于相对径向变形，正值代表轴承内圈靠近外圈，负值代表轴承内圈远离外圈；对于相对轴向变形，正值代表内圈相对外圈向+z方向偏移，负值代表内圈相对外圈向-z方向偏移。根据图6可知轴承在轮毂侧的最大径向、轴向偏移量见表3。

图6 变桨轴承内、外圈相对变形

表3 轮毂侧最大偏移量

2 密封过盈量优化设计

2.1 密封圈数值模拟

变桨轴承密封圈通常采用双唇(Y型)结构，如图7所示，主要通过密封圈的上、下唇口与轴承内圈之间的接触形成密闭空间以达到密封效果，其主要优点在于结构简单、加工方便、安装容易，缺点是完全依赖接触压力密封，在没有合适过盈量的情况下油脂易从密封唇口溢出，形成漏脂。鉴于此，对密封过盈量进行优化设计。

图7 双唇(Y型)密封圈

密封圈材料为丁腈橡胶，属于非线性超弹性材料，在受载后会出现大变形及大应变。在橡胶接触分析中，常常涉及到材料非线性、接触非线性、结构非线性，使密封圈变形分析成为一个高度复杂的非线性问题。

常见的超弹性材料的本构模型有Mooney-Rivilin模型、Neo-Hookean模型、Yeoh模型、Ogden模型[12]等，这些超弹性材料本构模型可准确拟合材料的应力-应变关系，根据所需材料的力学性质，选择本构模型，减少参数，使计算结果精确。橡胶材料的本构模型所需参数可以通过单轴拉伸压缩试验、等双轴拉伸压缩试验、平面拉伸压缩试验以及体积拉伸压缩试验等方式获取。根据GB/T 528—2009《硫化橡胶或热塑性橡胶拉伸应力应变性能的测定》对密封圈进行单轴拉伸压缩试验，得到橡胶材料的应力-应变关系，见表4。

表4 密封圈单轴拉伸压缩试验数据

保证密封圈截面尺寸不变，通过改变密封圈与密封唇口之间的距离实现密封过盈量的改变，提高轴承的密封性能，如图7所示，C0为原始设计，C1，C2，C3依次减小0.5 mm，即过盈量最小增加0.5 mm，最大增加1.5 mm。

2.2 结果分析

密封圈在不受外载荷作用、极限工况及常规工况下的工作状态如图8所示(密封圈在极限载荷以及常规载荷下的偏移量见表3)。

图8 密封圈接触状态

轴承密封性能可以根据密封圈的接触状态分为优秀(密封圈与内圈处于双唇完全接触状态)、良好(密封圈与内圈处于单唇半接触状态)、差(密封圈与内圈处于双唇完全非接触状态)。根据图8中接触状态的云图(深色区为接触状态，其他为非接触状态)，在不受外载荷作用时，4种过盈设计的密封圈密封性能均为优秀；在极限工况下，C0过盈设计的密封圈密封性能差，C1过盈设计的密封圈处于半张开状态，密封性能良好，而C2，C3过盈设计的密封圈则密封优秀；在常规工况下，C0过盈设计的密封圈与内圈处于半非接触状态，密封性能良好，而C1，C2，C3过盈设计的密封圈密封性能优秀。C0，C1，C2，C3密封唇口与轴承内圈间的接触应力见表5，接触过盈量越大，接触应力越大，油脂不易从唇口溢出。

表5 密封唇口接触应力

由表5可知，C2，C3在各个工况下的密封唇口接触应力相对C0，C1较大，即C2，C3密封性能相对较好。综上分析C2，C3在3种状态下均有优秀密封性能。变桨轴承从装配完成到在风机上运行，会在仓库中保存很长一段时间，由图8c、图8d可以看出，在装配状态下，C3过盈设计的密封圈处于极限张紧的状态，易出现应力集中，加剧密封圈老化,并会增加内圈与密封圈之间的摩擦力矩，加剧密封条磨损，降低密封圈的使用寿命，且装配时密封圈极难安装。故C2过盈设计为最佳设计。

3 试验分析

取2套同规格变桨轴承，一套采用原始密封过盈设计(C0设计)，另一套过盈量在此基础上增加1 mm(C2设计)，2套变桨轴承背对背安装，施加极限工况载荷，分别从任意位置进油孔注入等量的油脂，C2过盈设计的轴承密封唇口干净，多余注入的油脂从出油孔正常排除；而采用原始密封过盈设计的轴承，密封唇口有较多油脂溢出，多余油脂未能从出油孔正常排出。

4 结束语

以某2.5 MW风力发电机变桨轴承为研究对象，根据实际工况对变桨轴承密封圈的过盈量进行了优化设计，密封圈过盈量在原设计基础上增加1 mm，既能保证轴承具有良好的密封性能，又能确保密封圈便于安装；此外，引入有限元数值分析方法对密封圈过盈量进行模拟分析，得到较合理的密封过盈尺寸，能够有效地保证轴承的密封性能，降低漏脂风险，减少轴承后期运维成本。