林佳旭 李寶良

(1.哈爾濱地鐵集團有限公司 黑龍江哈爾濱 150000；2.大連交通大學機械工程學院 大連遼寧 116028)

高速列車齒輪箱經(jīng)常在嚴寒、高溫、潮濕等惡劣工況下運行，其密封的可靠性與高速列車運行的穩(wěn)定性息息相關(guān)[1]。列車齒輪箱密封通常采用O形圈接觸式密封和非接觸式迷宮密封相結(jié)合的方式[2]。但當列車高速通過隧道、橋洞等類似空間時，在活塞風的作用，齒輪箱內(nèi)部氣壓大于外部氣壓，出現(xiàn)齒輪箱內(nèi)部潤滑油泄漏的現(xiàn)象。

研究人員對各種密封進行了較為深入的研究。楊博峰等[3]對深冷泵軸端密封結(jié)構(gòu)型式進行了探討，對齒輪箱采用填料密封、迷宮密封、機械密封3種密封形式的優(yōu)缺點進行了詳細闡述。張亞琴[4]針對高速列車齒輪箱的圓形、菱形、方形迷宮密封，分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能的影響。張奎全等[5]對CRH380D 型動車組軸端密封結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化研究。李鳳成等[6]對機械密封軸周向失效機制進行了詳細的分析研究。 楊書棋[7]提出一種雙層軸端密封結(jié)構(gòu)以提升齒輪箱密封效果。劉偉[8]設(shè)計了一種新型減速箱軸端密封結(jié)構(gòu)，在日常探傷工作中無需拆卸軸承端蓋，降低了對密封零件的損耗，從而提高了密封結(jié)構(gòu)的壽命。但針對因壓差導(dǎo)致的潤滑油泄漏問題，上述研究很少涉及。

本文作者針對上述因壓差導(dǎo)致的潤滑油泄漏問題，結(jié)合葉片式油氣混輸泵結(jié)構(gòu)原理，提出了一種在軸承端蓋內(nèi)部繞軸同步轉(zhuǎn)動的新型密封結(jié)構(gòu)，同時結(jié)合流道模型的流體力學分析結(jié)果，對密封結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)進行了優(yōu)化，得到相對最優(yōu)密封結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)。

1 新型密封結(jié)構(gòu)及模型建立

1.1 減速機新型復(fù)合密封的設(shè)計

參考葉片式油氣混輸泵中葉片組結(jié)構(gòu)形式，在軸承端蓋與軸承間設(shè)置一組繞軸同步轉(zhuǎn)動的葉輪組結(jié)構(gòu)，葉輪組攪動軸承端蓋內(nèi)部空氣形成高壓區(qū)，阻止齒輪箱內(nèi)部潤滑油泄漏。葉輪組中各葉輪結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 各葉輪結(jié)構(gòu)Fig 1 Impeller structure (a) impeller 1,3;(b) impelluer 2

設(shè)計的葉輪組密封將配合軸承端蓋的迷宮密封工作，改善齒輪箱軸端出現(xiàn)潤滑油漏油現(xiàn)象[9]，密封結(jié)構(gòu)具體裝配情況如圖2所示。

圖2 密封結(jié)構(gòu)裝配圖Fig 2 Assembly drawing of sealing structure

1.2 模型建立及網(wǎng)格生成

通過Creo軟件對密封結(jié)構(gòu)中的葉輪結(jié)構(gòu)進行建模，分別建立直徑與軸承端蓋內(nèi)徑相等、長度為葉輪厚度的圓柱體；建立裝配體文件，導(dǎo)入葉輪和圓柱體，將兩零件進行同心及面重合裝配；通過零件操作中的布爾運算，從圓柱體中去除圓柱體與葉輪相交部分以及與軸相交部分，得到各葉輪對應(yīng)流道模型。其中葉輪2的流道模型建立過程如圖3所示。

圖3 流道模型建立Fig 3 Establishment of runner model

流體力學分析過程中網(wǎng)格劃分是關(guān)鍵步驟，網(wǎng)格劃分質(zhì)量對分析結(jié)果具有重要影響[10]。將流道模型自左向右分為入口區(qū)域、葉輪1、葉輪2、葉輪3、出口區(qū)域5部分。為便于區(qū)分、計算流道各重要平面平均壓力，特在流道入口命名為in平面；在流道出口命名為out平面；葉輪1左側(cè)平面命名為a平面，右側(cè)為b平面；葉輪3左側(cè)平面命名為c平面，右側(cè)為d平面。文中分析采用ANSYS Workbench自帶的四面體網(wǎng)格Patch Conforming 劃分方法，基于TGRID Tetra算法由表面網(wǎng)格生成體網(wǎng)格。流道入口及出口區(qū)域劃分網(wǎng)格大小為6 mm，各葉輪劃分網(wǎng)格大小為3 mm，流道出入口與葉輪接觸部分網(wǎng)格進行細化，最小網(wǎng)格尺寸為0.18 mm。為保證流體流動充分發(fā)展，增加分析結(jié)果準確性，已適當延長出入口流道模型[11]。流道模型命名及網(wǎng)格劃分情況如圖4所示。

圖4 流道平面命名及網(wǎng)格劃分Fig 4 Naming and meshing of runner plane

2 控制方程

密封結(jié)構(gòu)流道模型的轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，齒輪箱內(nèi)部壓力為10 Pa，外部壓力為0。對于密封腔內(nèi)不可壓縮流體的恒定流動,根據(jù)Boussinesq渦黏性假設(shè),連續(xù)性方程和動量方程、k方程、ε方程寫成如下通用形式:

(1)

式中:φ為通用變量，可以代表u、v、w等求解變量；Γ為廣義擴散系數(shù)；S為廣義源項。

式(1)中各項依次為瞬態(tài)項、對流項、擴散項和源項[12]。

3 密封性能主要影響因素

3.1 葉輪組旋轉(zhuǎn)方向

根據(jù)新型密封裝機實際運行情況，齒輪箱雙向轉(zhuǎn)動過程中新型密封結(jié)構(gòu)均滿足密封性能要求。密封結(jié)構(gòu)中的葉輪1、2、3均采用沿葉片中性面左右對稱結(jié)構(gòu)，經(jīng)多組流體力學分析可知，葉輪組正反方向轉(zhuǎn)動各面平均壓力及各葉輪左右界面壓差基本相同，該密封結(jié)構(gòu)可滿足隨軸雙向轉(zhuǎn)動密封要求。

3.2 葉輪組葉片厚度

當葉輪2厚度取9 mm時，同時調(diào)整葉輪1、3的厚度，分析葉片1、3兩側(cè)壓差平均值變化情況，結(jié)果如圖5所示。流體分析時壓差均值計算公式為

(2)

式中：pa為葉輪1左側(cè)平面(平面a)平均壓力；pb為葉輪1右側(cè)平面(平面b)平均壓力；pc為葉輪3左側(cè)平面(平面c)平均壓力；pd為葉輪3右側(cè)平面(平面d)平均壓力。

從圖5中葉片厚度與平均壓差關(guān)系可知，隨著葉片厚度不斷增加，葉片1、3兩側(cè)壓差平均值總體趨勢不斷增大。這是因為當葉輪2兩側(cè)的葉輪1、3厚度增加時，油氣混合流體在葉輪1、3的流道中流過的通道更長，流體通過流道阻力增加，轉(zhuǎn)速不變的情況下葉輪1、3兩側(cè)出入口壓差更大，故葉片2兩側(cè)的平均壓差更大，密封結(jié)構(gòu)的密封效果更好。在滿足密封性能要求的前提下，密封結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)盡可能小以節(jié)約空間，因此葉片1、3厚度取值為16 mm較好。

圖5 葉片厚度與平均壓差關(guān)系Fig 5 Relationship between blade thicknessand average pressure difference

3.3 葉輪裝配方向

探究在葉輪組中葉輪1、3裝配方向?qū)X輪箱密封性能的影響時，由于葉輪雙向旋轉(zhuǎn)故僅考慮如圖6所示的A、B、C 3種裝配形式，分別對流道模型進行動力學仿真分析。葉輪1、3兩側(cè)平均壓力變化情況如表1所示。

圖6 各葉輪裝配形式Fig 6 Assembly form of each impeller (a)form A;(b)form B;(c)form C

表1 葉輪組各裝配形式流體分析結(jié)果Table 1 Fluid analysis results of various assembly forms of impeller group

從表1中流體分析結(jié)果可以看出,當葉輪組中葉片1、3采取裝配形式C時，此時在葉輪組中部相對于葉輪組兩側(cè)形成的相對平均壓差最大，密封效果最好。

3.4 葉輪組葉片傾斜角度

在探究葉片沿軸線傾斜角度對密封性能的影響過程中，由于葉片沿中性面左右對稱且由于空間原因葉片角度最多為22°，故文中僅討論葉片沿軸線傾斜角度在0°～22°范圍內(nèi)葉輪兩側(cè)平均壓力變化情況。同時改變?nèi)~輪1、3葉片角度，根據(jù)流體分析結(jié)果探究葉片角度與葉輪1兩側(cè)平面平均壓差、葉輪3兩側(cè)平面平均壓差以及葉輪1、3兩側(cè)壓差的平均值的關(guān)系，結(jié)果如圖7所示。葉片重點角度的各面平均壓力見表2。

圖7 葉片傾斜角度與各葉輪壓差關(guān)系Fig 7 Relationship between blade inclination angleand impeller pressure difference

從圖7可以看出，在葉片傾角0°～20°范圍內(nèi)葉輪壓差均值隨葉片傾角增大呈波動上升趨勢，當葉片傾斜角度為3°和20°時葉輪兩側(cè)壓差會顯著增大。其中葉片傾角為20°時葉輪兩側(cè)壓差達到最大值，當葉片傾角大于20°后葉片兩側(cè)壓差均值開始下降。

從圖7及表2中流體分析結(jié)果可以看出，當葉輪的葉片角度取20°時，葉輪1和葉輪3兩側(cè)平面的平均壓力差值均大于其他葉片角度；葉輪1右側(cè)平均壓力大于左側(cè)26.3 Pa，葉輪3左側(cè)平均壓力大于右側(cè)19.63 Pa，兩側(cè)葉輪均壓差約23 Pa，可實現(xiàn)提高密封效果的要求。

4 流體分析結(jié)果

4.1 葉輪組流道壓力分布情況

葉片角度為20°時，葉輪組中各葉輪流體分析得到的壓力分布如圖8所示。

圖8 葉輪組流道壓力分布(Pa)Fig 8 Pressure distribution of impeller group(Pa)

從圖8可以看出，葉輪1和葉輪3相對于葉輪2最大壓力更大，在葉輪外緣區(qū)域的壓力比靠近齒輪軸區(qū)域壓力更大。主要平面壓力分布情況如圖9所示?？梢悦黠@地看出，葉輪1靠近葉輪2的b表面壓力要明顯大于其他表面，綜合葉輪組壓力分布及主要表面的壓力分布情況，可以看出葉輪組流道模型在b表面附近區(qū)域能形成高壓區(qū)，b表面平均壓力高于葉輪組兩側(cè)表面平均壓力約23 Pa，可有效地阻止齒輪箱內(nèi)部的油氣漏出。葉輪流道最外側(cè)的流道由于翼型長度較大，對油氣做功大，此處的壓力較大。在靠近傳動軸部分區(qū)域壓力明顯較低，可能發(fā)生氣蝕現(xiàn)象[13]。

圖9 葉輪組流道主要平面壓力分布Fig 9 Main plane pressure distribution of impeller group channel(a) face a；(b) face b；(c) face c；(d) face d；

4.2 流道模型速度分布

葉輪角度為20°時，流體分析得到的流道模型中葉輪1、2、3速度分布如圖10所示?？梢钥闯觯~輪2的外邊緣處的流體速度要明顯高于其他部分的流體速度，葉輪1、3葉片頂部流速較大，此處的翼型長度大，對油氣做的功要大一些。流道中的速度分布沒有出現(xiàn)明顯的斷流、渦流現(xiàn)象，表明葉輪葉片設(shè)計及裝配較為合理[14]。

圖10 葉輪流道速度分布Fig 10 Velocity distribution of impeller passage (a) impeller 1; (b) impeller 2;(c) impeller 3

5 結(jié)論

(1)新型密封結(jié)構(gòu)流道的流體力學分析表明，當流道模型初始入口壓力為10 Pa，出口壓力為0時，在葉輪組隨軸同步雙向轉(zhuǎn)動過程中，均會在靠近葉輪組中部葉輪2區(qū)域形成相對于兩側(cè)的高壓區(qū)，葉輪1右側(cè)平均壓力大于左側(cè)26.3 Pa，葉輪3左側(cè)平均壓力大于右側(cè)19.63 Pa，配合軸承端蓋處的迷宮密封結(jié)構(gòu)，可有效改善齒輪箱內(nèi)部因內(nèi)外壓差導(dǎo)致油氣泄漏問題，增強齒輪箱密封性能。

(2)葉輪流道中的速度分布沒有出現(xiàn)明顯的斷流、渦流現(xiàn)象，表明葉輪葉片設(shè)計及裝配較為合理。

(3)文中設(shè)計的密封結(jié)構(gòu)中葉輪1、3的結(jié)構(gòu)相同，可進一步對葉輪1和葉輪3結(jié)構(gòu)分別進行調(diào)整，調(diào)整葉片形狀，研究其對齒輪箱密封性能的影響。