變槳軸承密封過盈量優(yōu)化設計

宗海勇，龐健華，高學海,2

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

變槳軸承是風力發(fā)電機變槳系統(tǒng)的重要零部件，有內(nèi)齒、外齒及無齒3種結(jié)構(gòu)，連接輪轂與葉片，由齒輪或皮帶等調(diào)節(jié)裝置驅(qū)動，以改變?nèi)~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(yè)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(nèi)外圈偏移增大。目前變槳軸承的密封多采用Y型密封結(jié)構(gòu)，通過橡膠密封條與密封型面的接觸壓力在軸承內(nèi)部空間形成密封，但軸承內(nèi)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(tài)發(fā)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(xiàn)張口，軸承內(nèi)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(shù)風機機艙空間狹小，不能現(xiàn)場更換密封條，增加后期運維成本和難度。

目前，國內(nèi)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(jié)構(gòu)，可采用數(shù)值模擬的方法對不同結(jié)構(gòu)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(chǎn)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(nèi)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(yōu)化設計。

1 變槳軸承數(shù)值分析

1.1 有限元模型

作為連接風機輪轂以及葉片的關(guān)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(jù)軸承在極限工況以及常規(guī)工況下的變形對軸承的密封結(jié)構(gòu)進行優(yōu)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(fā)電機采用的輪轂具有周期對稱性結(jié)構(gòu)，取整體模型的1/3，網(wǎng)格劃分如圖2所示，采用四節(jié)點四面體單元和八節(jié)點六面體單元。材料參數(shù)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(wǎng)格劃分

表1 材料參數(shù)

輪轂安裝于風力發(fā)電機機艙一側(cè)，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(cè)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(guī)工況下的變形如圖5所示。由圖可知，變槳軸承內(nèi)、外圈最大變形位于內(nèi)圈輪轂側(cè)，與來風方向夾角為110°～170°。

圖5 變槳軸承內(nèi)外圈變形

只要確保內(nèi)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(cè)軸承內(nèi)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(nèi)圈靠近外圈，負值代表軸承內(nèi)圈遠離外圈；對于相對軸向變形，正值代表內(nèi)圈相對外圈向+z方向偏移，負值代表內(nèi)圈相對外圈向-z方向偏移。根據(jù)圖6可知軸承在輪轂側(cè)的最大徑向、軸向偏移量見表3。

圖6 變槳軸承內(nèi)、外圈相對變形

表3 輪轂側(cè)最大偏移量

2 密封過盈量優(yōu)化設計

2.1 密封圈數(shù)值模擬

變槳軸承密封圈通常采用雙唇(Y型)結(jié)構(gòu)，如圖7所示，主要通過密封圈的上、下唇口與軸承內(nèi)圈之間的接觸形成密閉空間以達到密封效果，其主要優(yōu)點在于結(jié)構(gòu)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(yōu)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(xiàn)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(jié)構(gòu)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(gòu)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(gòu)模型可準確擬合材料的應力-應變關(guān)系，根據(jù)所需材料的力學性質(zhì)，選擇本構(gòu)模型，減少參數(shù)，使計算結(jié)果精確。橡膠材料的本構(gòu)模型所需參數(shù)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(jù)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(guān)系，見表4。

表4 密封圈單軸拉伸壓縮試驗數(shù)據(jù)

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(xiàn)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(jié)果分析

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

圖8 密封圈接觸狀態(tài)

軸承密封性能可以根據(jù)密封圈的接觸狀態(tài)分為優(yōu)秀(密封圈與內(nèi)圈處于雙唇完全接觸狀態(tài))、良好(密封圈與內(nèi)圈處于單唇半接觸狀態(tài))、差(密封圈與內(nèi)圈處于雙唇完全非接觸狀態(tài))。根據(jù)圖8中接觸狀態(tài)的云圖(深色區(qū)為接觸狀態(tài)，其他為非接觸狀態(tài))，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(yōu)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(tài)，密封性能良好，而C2，C3過盈設計的密封圈則密封優(yōu)秀；在常規(guī)工況下，C0過盈設計的密封圈與內(nèi)圈處于半非接觸狀態(tài)，密封性能良好，而C1，C2，C3過盈設計的密封圈密封性能優(yōu)秀。C0，C1，C2，C3密封唇口與軸承內(nèi)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(tài)下均有優(yōu)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(tài)下，C3過盈設計的密封圈處于極限張緊的狀態(tài)，易出現(xiàn)應力集中，加劇密封圈老化,并會增加內(nèi)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(guī)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(chǔ)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(jié)束語

以某2.5 MW風力發(fā)電機變槳軸承為研究對象，根據(jù)實際工況對變槳軸承密封圈的過盈量進行了優(yōu)化設計，密封圈過盈量在原設計基礎(chǔ)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(shù)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。