列車齒輪箱新型軸端密封結構參數優化設計

林佳旭，沙智華，李寶良

(大連交通大學機械工程學院，遼寧大連 116028)

密封結構對主機的穩定、高效運行具有決定性作用，密封結構的設計與制造技術是當前流體傳動與控制領域的發展重點之一。

國內外研究人員對不同密封結構進行了深入研究。張偉政等[1]基于葉輪轉子系統下干氣密封結構特性，建立了葉輪轉子-軸承-干氣密封系統軸向振動模型，通過有限元分析表明氣膜剛度對動、靜環振動幅值影響不大，軸向激振力嚴重影響干氣密封的穩定性。杜飛龍等[2]通過對雙葉輪攪拌機構中葉輪的軸距、葉片夾角和葉片數量對流體湍流效果的研究，發現減小軸距、葉片夾角減小、增加葉片數能提高攪拌機混合效果。黎義斌等[3]研究了軸向竄動量和離心泵葉輪軸向力及其口環結構的定量關系，研究結果表明，相比單口環密封結構雙口環密封結構對高壓液體泄漏的抑制作用明顯，其容積效率較高。吳大轉等[4]分析了低功耗的副葉輪密封結構并將其應用在立式自吸泵上，數值分析結果表明，后彎形葉片并配合阻旋片的多級副葉輪密封結構具有良好的密封性能，且功耗為單級結構功耗的55%左右。劉偉[5]為提升減速器軸端密封的密封效果，將填料函與減速箱軸端蓋設計成一體結構，通過結構分析最終得出了相對最優的設計結構。李松泰等[6]針對傳統迷宮密封作為氣膜密封裝置的軸端密封存在的問題，設計了一種組合軸端密封結構，該結構可產生泵送效果實現了徑向密封。ZHANG等[7]建立了組合密封結構模型，對比了壓力比和旋轉速度對傳統迷宮密封結構和袋式阻尼密封結構在旋轉條件下的泄漏特性影響，結果表明在旋轉條件下3種密封結構的泄漏率均隨壓力比和旋轉速度的增加而降低，組合密封結構中射流結構對密封特性有較大影響。ZHANG等[8]設計了一種新型孔-膜片迷宮密封結構，相較于傳統密封結構其直接剛度系數、直接阻尼系數提高70%以上。曹恒超等[9]試驗獲得了不同轉速條件下空氣和滑油的泄漏速率，定量地研究了密封裝置中的甩油環、迷宮齒槽及回油通道等結構的減漏作用；同時為適應曲軸箱軸端密封大軸徑、大間隙的特點，提出了基于刷式密封的改進方案。楊博峰等[10]介紹了深冷泵軸封的工作參數及難點，分析了目前深冷泵用各類軸端密封型式及特點，并針對深冷泵用機械密封面臨的難題提出了相應對策。王世宏等[11]針對機械密封使用壽命短、可靠性低的問題，開發了激光加工多孔端面新型機械密封，并對其沖洗方案進行調整，相比于原用普通機械密封，新型機械密封的使用壽命大幅提高，滿足了企業的需求。

動車組軸端密封主要采用塑料密封堵密封結構[12]，對于其軸端密封的研究主要針對密封材料，對于機械結構密封研究相對較少。本文作者設計的密封結構為葉輪組隨傳動軸同步雙向旋轉，攪動軸承端蓋內部的流體，形成相對于兩側高壓區域，從而提升軸端密封性能。

1 密封結構前期研究結果

文中主要在前期已完成的密封結構設計參數[13]基礎上進一步優化設計。為保證軸承端蓋內部的密封結構隨傳動軸雙向旋轉時，均可實現提升減速器的密封效果，前期研究各葉輪中每個葉片均采用對稱結構設計。前期研究密封結構主要參數包括：軸承端蓋內徑D=180 mm，兩側葉輪結構相同，但裝配方向相反如圖1所示；兩側葉輪軸孔直徑D1=110 mm，葉輪外徑D5=178 mm；葉片的高度在D2=130 mm到D4=168 mm之間，即葉片高度小于(D4-D2)/2=19 mm；葉片厚度L1=15 mm，葉片數目為12，葉片底部為圓柱形，其直徑D3=145 mm，兩側為20°傾斜平面；葉片支撐筋厚度L2=15 mm，其結構如圖2所示；中部葉輪軸孔直徑D1=110 mm，葉輪根部直徑D2=160 mm，葉輪外徑D3=178 mm，葉輪厚度L1=11 mm，葉片厚度L2=7 mm，葉片數目18，如圖3所示。

圖1 密封結構總裝配圖Fig.1 General assembly drawing of sealing structure

圖2 兩側葉輪結構尺寸Fig.2 Structural dimensions of impellers on both sides

圖3 中間葉輪三維模型Fig.3 Three dimensional model of intermediate impeller

前期分析結果表明，通過葉輪組結構可實現提升密封效果的目的，但在中部葉輪與兩側葉輪表面的面積加權平均壓力差均值僅為22.97 Pa[13]，雖然已初步實現10.00 Pa內外壓差目標，但該密封結構的密封效果仍待加強。本文作者將在不放大結構尺寸參數的前提下，進一步研究各葉輪結構參數與密封效果的關系，以提升密封結構的密封效果。

2 密封結構設計參數及流道模型

對密封結構的多參數分析設計，具體包括兩側葉輪中葉片內徑、葉片側面傾角、葉片底面傾角、葉片側邊倒圓角(靠近中部葉輪一側)和中間葉輪的葉片數目。兩側葉輪三維結構如圖4所示，中間葉輪僅對原葉輪結構中葉片數進行調整，其他參數不變。

圖4 兩側葉輪三維模型Fig.4 Three dimensional model of impellers on both sides

流道模型的建立，主要通過建立直徑和葉輪外徑相同、高度和葉輪厚度相同的實心圓柱，將兩元件重合裝配，通過元件操作中的布爾運算從圓柱中切除與葉輪重合部分，得到各葉輪的流道模型，再通過零件裝配最終得到密封結構的流道模型。

3 網格建立及分析設置

3.1 網格建立

由于葉輪的結構相對復雜，故對葉輪劃分網格采用四面體網格，并通過尺寸控制對各部分的網格大小進行控制，葉輪及葉輪與進出口區域接觸平面處網格尺寸設置為1.5 mm，進出口區域網格大小設置為4 mm，共計292 381個節點，1 514 476個單元。為提高流體計算效率、保證計算精度、消除高度偏斜的四面體網格，通過多面體網格轉化功能對四面體網格進行轉換，轉換后網格節點數為1 711 578個，310 312個單元，多面體網格單元數量約為四面體網格的20%，減少了網格計算數量。

為便于后續分析，特對流道模型中重點平面進行定義，如圖5所示。其中葉輪1左側平面命名為a平面，葉輪2左右兩側平面各命名為b、c平面，葉輪3右側平面命名為d平面，流道入口平面命名為in平面，出口平面為out平面。

圖5 流道模型Fig.5 Runner model

3.2 分析設置

將in平面進口初始壓力設置為0，出口out平面初始壓力為10.00 Pa，此處對應減速器內部一側。各葉輪轉速均為3 000 r/min。湍流分析模型采用了從混合長度模型發展而來、引入了各向同性湍流理論的k-ε模型進行求解計算[14]。葉片表面固壁面采用固壁無滑移假設，并用標準壁面函數法對近壁面的流動進行處理，計算區域間的耦合面定義為Interface[15]。流道模型材料為空氣，并從in平面開始初始化進行流體分析，其流場數值求解方法采用Simple壓力耦合方程組的半隱式算法。

4 葉輪結構參數與密封效果關系研究

密封結構主要通過兩側葉輪中葉片攪動流體提升密封性能，受尺寸空間限制葉片尺寸較小高度不超過19 mm，結合前期實驗數據大致確定各參數對密封效果的影響程度，由大到小依次進行分析。文中研究思路為：在前期的密封結構參數基礎上，首先通過調整葉片內徑調整葉片高度，探究其對密封效果的影響，確定相對較優的葉片內徑，再在此基礎上調整葉片側面傾角，確定相對較優尺寸，然后再依次探究葉片側面傾角、底面傾角、側邊倒圓角及中部葉輪葉片數目與密封效果的關系，逐步尋找相對較優的密封結構設計參數。

4.1 葉片內徑與密封效果的關系分析

在前期確定的密封結構參數基礎上，結合圖4中兩側葉輪結構，在葉片兩側及底部均無傾斜角度、葉片側邊無圓角情況下，通過改變葉片的內徑，研究其對密封效果的影響。

由于密封結構在旋轉過程會在葉輪2區域形成相對于兩側的高壓區，可通過重點平面的面積加權平均壓力差值來判斷密封效果強弱。

密封結構葉輪1兩側的平均壓差等于b平面與a平面的平均壓力差值，其計算式為

p1=pb-pa

密封結構葉輪3兩側的平均壓差等于c平面與d平面的平均壓力差值，其計算式為

p2=pc-pd

密封結構兩側平均壓差為

p=(p1+p2)/2

密封結構的各壓力差值隨兩側葉片內徑變化情況如圖6所示，平面a和平面d的平均壓力變化情況如圖7所示。

圖6 葉片內徑與平均壓差關系Fig.6 Relationship between blade inner diameter and average differential pressure

圖7 平面a和平面d的平均壓力與葉片內徑關系Fig.7 Relationship between average pressure in plane a and plane d and blade inner diameter

從圖6中可以看出，葉片內徑在132～145 mm范圍內變化時，密封結構兩側面積加權平均壓差在170～350 Pa范圍內變化，其對密封效果影響較為明顯。隨著葉片內徑不斷增大兩側葉輪1、3兩側的平均壓差不斷增大，當內徑增大到160 mm后平均壓差迅速減小。在葉片內徑為150～158 mm范圍內壓差均值都在340 Pa以上，結合圖6中平面a和平面c的平均壓力變化情況可知，隨著葉片內徑增大平面平均壓力不斷減小，但在葉片內徑為160 mm后開始增大。在保證壓差均值和a、d平面的平均壓力盡可能大的前提下，將葉輪內徑確定為150 mm，此時葉片高度為9 mm，葉輪1兩側壓差為p1=347.04 Pa，葉輪3兩側壓差為p2=337.77 Pa，兩側葉輪壓差平均值p=342.41 Pa。

4.2 葉片側面傾角與密封效果的關系分析

如圖4所示，葉片側面傾角為葉片靠近扇形支撐一側的葉片平面，受葉輪中葉片與扇形支撐間空間的影響，葉片側面傾斜角度的范圍是-15°～40°，在葉片內徑為150 mm前提下，密封效果隨葉片側面傾角變化情況如圖8所示。

從圖8可以看出，葉片側面傾角對密封結構的密封效果影響較大，葉片傾角在±3°范圍內時，葉輪兩側平均壓力差值有小幅提升；當傾角增大時，密封效果迅速下降；在葉片傾角大于15°后兩側壓差開始增大，但仍小于傾角為0°時壓差。當葉片傾角為2°時密封效果相對較好，其中葉輪1兩側壓差p1=355.10 Pa，葉輪3兩側壓差p2=345.26 Pa，兩側葉輪壓差平均值p=350.18 Pa。

圖8 葉片側面傾角與平均壓差關系Fig.8 Relationship between blade side inclination and average differential pressure

4.3 葉片底面傾角與密封效果的關系分析

葉片底部傾角調整主要通過改變兩側葉輪中兩側的葉片內徑來實現，其中靠近葉輪2一側的葉片內徑d1保持不變，另一側的葉片內徑d2計算式為

d2=d1-2Ltanα

式中：L為葉輪厚度；α為葉片底部傾角。

葉片底部傾角與葉輪兩側壓差變化情況如圖9所示。

從圖9可以看出，底部傾角在-20°～16°范圍內變化時，密封結構兩側平均壓差在315～365 Pa范圍內變化；當葉片傾角在-10°～-3°范圍內變化時，兩側壓差在350～360 Pa范圍內波動；當傾角小于-10°和大于-3°時，兩側壓差開始下降。當葉片底部傾角為-5°時，兩側壓差相對較大。此時葉輪1兩側壓差p1=362.84 Pa，葉輪3兩側壓差p2=353.03 Pa，兩側葉輪壓差平均值p=357.94 Pa。

圖9 葉片底面傾角與平均壓差關系Fig.9 Relationship between blade bottom inclination and average differential pressure

4.4 葉片側邊倒圓角與密封效果的關系分析

基于前期的分析發現葉輪1、3遠離葉輪2一側的葉片側邊倒圓角只會降低葉輪兩側壓差，故針對靠近葉輪2一側的葉片側邊倒圓角進行流體動力學分析。為保證網格劃分正確，特對布爾運算得到的葉輪1、3的流道模型中由于倒圓角產生的尖角進行倒圓角處理，半徑為0.5 mm。葉片側邊倒圓角與葉輪兩側壓差變化情況如圖10所示。

從圖10可以看出，在上述確定的參數基礎上，由于葉輪結構尺寸相對較小，葉片側邊倒圓角對密封效果提升不明顯，隨著葉片側邊倒圓角半徑的增加，葉輪兩側壓差總體呈下降趨勢，僅在圓角半徑為6 mm時平均壓差有細微的提升，此時葉輪壓差平均值p=359.77 Pa?？紤]到圓角半徑的影響較小，為簡化密封結構，文中將不對葉輪側邊進行倒圓角處理。

圖10 葉片側邊倒圓角與平均壓差關系Fig.10 Relationship between blade side fillet and average differential pressure

4.5 葉輪2葉片數與密封效果的關系分析

由于葉輪2位于密封結構中部，其葉片結構相對較為簡單，故僅針對葉輪2的葉片數目與密封效果關系進行探究，其流體分析結果如圖11所示。

從圖11可以看出，葉輪兩側平均壓差總體上隨著葉片數目的增加而緩慢增加，當葉輪2葉片數目增加到27之后密封效果開始迅速下降，其中當葉片數目為原參數18時，葉輪兩側平均壓差最大。

圖11 葉輪2葉片數與平均壓差關系Fig.11 Relationship between the number of blades of impeller 2 and the average differential pressure

5 密封結構流體分析結果

在不放大密封結構外形尺寸的前提下，結合前期研究結果并綜合上述密封結構各參數流體分析結果，可大致歸納出密封結構的優化參數為：兩側葉輪厚度為15 mm，葉片數目為12，葉片內徑為150 mm，側面傾角為2°，底面傾角為-5°且各葉片間均采用厚度和葉片厚度相同角度為5°的扇形支撐；中間葉輪厚度為11 mm，葉片數目為18，葉片厚度為7 mm，此時的密封結構葉輪壓差平均值p=357.94 Pa。

參數優化后該密封結構流道模型壓力分布云圖如圖12所示，速度流線圖如圖13所示。從圖12中可以看出，優化后密封結構的中間葉輪壓力分布總體上大于兩側葉輪的壓力分布，兩側葉輪最大壓力主要分布于葉片根部，而中間葉輪最大壓力分布于葉片頂部。結合圖13中密封結構速度流線圖分布情況，可以清晰地看出，密封結構在旋轉過程中在葉輪2和葉輪3之間會形成隔離區，阻止減速器內外流體溝通。

圖12 密封結構壓力分布云圖Fig.12 Cloud map of pressure distribution of sealing structure

圖13 密封結構速度流線圖Fig.13 Velocity streamline diagram of sealing structure

6 結論

(1)在原設計的動車組軸端密封結構的基礎上，對葉輪結構的兩側葉輪中葉片內徑、葉片側面傾角、葉片底面傾角、葉片側邊倒圓角(靠近中部葉輪一側)和中間葉輪的葉片數目等5個參數與密封效果的關系進行了分析。結果表明，兩側葉輪葉片內徑、葉片側面傾角對密封效果影響較大，其他參數對密封效果影響較小。

(2)對原動車組軸端密封結構參數進行民優化設計。優化后，相較于原密封結構，葉輪兩側面積加權平均壓力均值從22.97 Pa提升至357.94 Pa，基本實現了在不放大軸端密封結構外形尺寸的前提下提升密封性能的設計目標。

(3)從優化后密封結構的速度流線圖可以看出，密封結構在葉輪2、3之間形成隔離區域，有效提升了軸端密封效果。

(4)由于葉輪結構設計參數較多，文中基于前期實驗數據確定的各參數影響程度，依次進行分析，確定各參數的優化值。后續將結合優化設計算法，對眾多參數進行優化分析，尋找最優參數組合。