高速列車塞拉門橡膠密封條的結構優化和壓縮特性研究

李錦偉，貢智兵，譚文才，王 衛

（南京康尼機電股份有限公司，江蘇 南京 210013）

門扇是列車最主要的活動部件之一，在列車行進過程中起著隔熱、隔聲和隔振等重要作用。門系統的密封性能是列車密封性能的關鍵因素，國內外列車主機企業標準和國際標準均對門系統的密封性能提出了相關要求[1-5]。

作為高速列車塞拉門系統密封中的重要部件，其橡膠密封條（簡稱密封條）在塞拉門關閉過程中，通過塞拉門的塞拉運動在門框壓條上產生壓縮變形，以獲得預定的密封力，滿足介質密封、環境隔離及外觀裝飾等要求。然而，密封條因壓縮變形而導致能量消耗，其密封力在滿足塞拉門密封要求的同時，也成為塞拉門關閉過程中的主要阻力，從而需要驅動電動機提供驅動力來關閉塞拉門[6]。因此，合理的密封條結構不僅需要提供足夠的密封力，還要減小門扇在關門過程中的阻力。

在此介紹高速列車塞拉門密封條的結構及其密封原理，推導關門力與密封條壓縮載荷間的數學關系，對不同硬度密封條進行仿真與試驗分析，確定不同硬度密封條的兩參數Mooney-Rivlin超彈性本構模型的材料常數，并對優化后密封條的壓縮特性進行仿真分析及對氣密性進行試驗驗證。

1 密封條的結構及壓縮特性

密封條的結構決定了門系統的密封性能[7-10]。密封條的密封性能主要由其截面結構和整體外形結構決定，通常采用密封性能優異的整體外形結構，即將不同截面結構的密封條通過硫化連接，并使接頭處平整光滑，從而使密封條與門框壓條形成連續的密封環。密封條的截面形狀雖有多種，但從截面結構功能而言，主要有密封功能和裝卡功能。其中密封部位通常為唇形結構，在設計壓縮量下可產生預定的密封力，從而實現密封功能；裝卡部位可使密封條裝入門扇型材后獲得合適的拔脫力，以防止密封條從門扇中脫開甚至脫離。

軌道車輛塞拉門密封條的結構形式及其優缺點和應用場合如表1所示[6，11-13]。

表1 軌道車輛塞拉門密封條的結構形式及其優缺點和應用場合Tab.1 Structural types，advantages，disadvantages and applications of sealing strip for sliding plug door of rail vehicle

塞拉門的周邊有內、外膠條的雙重防護，其中外膠條硬度較高，其主要作用是隔絕雨雪和異物等進入，保護密封條不受損壞，防止密封失效。塞拉門關閉的密封結構如圖1所示，e為密封條壓縮量。無論車廂外部氣壓高還是內部氣壓高，圖中的雙唇結構密封條均被壓縮，接觸面積較大。此外，該結構密封條在壓縮變形后還可與門框壓條間形成氣腔，同時提高門系統的隔熱和隔聲性能[12]。

在密封條（以下均指塞拉門密封條）的壓縮特性分析中，因外膠條的剛度較小且壓縮量也小，可忽略其對開門力的影響。設塞拉門高度為h，門系統寬度為w，塞拉門運動軌跡函數為f（x），密封條的壓縮載荷線密度為q，密封條與門框壓條間的摩擦因數為μ，可得式（1）和（2）[14]：

式中：F1為密封條與門框壓條間的壓縮阻力，與門扇橫向平行；F2為密封條與門框壓條間的摩擦阻力，與門扇縱向平行。

塞拉門關閉過程中門系統上滾輪的受力如圖2所示，N為上滾輪所受的正壓力，Fq為驅動電動機的驅動力，f為克服門系統摩擦所需的力，α為塞拉角度，R為上滾輪運動軌跡半徑。

圖2中各力滿足式（3）：

將式（1）和（2）代入式（3），可得：

令

代入式（4）得：

確定塞拉門的結構后，在一定的壓縮量下，當q增大時，驅動電動機提供的關門驅動力是增大的，不利于關門，甚至會引發障礙檢測等開門誤操作；相反，當q減小時，門扇更容易關上，但密封壓力會減小。可見，密封條的使用效果主要通過密封效果和塞拉力兩方面來綜合評估，密封條前期設計時，對其壓縮特性的研究必不可少。

2 密封條仿真分析及材料常數的確定

2.1 密封條的有限元模型

優化前密封條截面結構如圖3所示?？紤]到密封膠條長度方向上的幾何尺寸遠遠大于截面的幾何尺寸，且沿長度方向均勻承受相同壓縮量，故將密封條的應變分析簡化為平面應變分析。

根據所建立的有限元模型，結合試驗中密封條的工況和邊界條件，對與密封條相配合的門框型材施加固定約束，沿密封條的垂直方向施加指定的壓縮量，門框壓條與密封條接觸面間的摩擦因數設為0.15，密封條采用Plane 183單元進行離散。

2.2 材料的本構模型

橡膠材料為典型的非線性材料，目前基于應變能密度的本構方程主要有兩類。本工作采用Mooney-Rivlin模型來描述橡膠材料的應力-應變關系，該模型能夠較好地描述橡膠材料應變（在150%以內）：

式中，W為應變能密度函數，C10和C01為材料參數，I1和I2分別為第一和第二應變不變量。

根據橡膠材料的邵爾A型硬度（HA）與彈性模量（E）的試驗數據，經擬合得到式（7）[15-19]：

因橡膠材料的不可壓縮性，其泊松比（μ1）約為0.5，故剪切模量（G）＝E/3，從而得到式（8）：

式中，k為材料常數。

2.3 不同硬度下密封條的仿真與試驗驗證

先以HA為75度的密封條來預估Mooney-Rivlin模型中的材料參數（k的取值分別為0，7.1和71）。仿真計算不同k下密封條壓縮載荷和壓縮量，并與試驗結果進行對比，如圖4所示。

從圖4可以看出：密封條的壓縮載荷隨壓縮量的增大均呈明顯的非線性特征；當壓縮量在0～4.5 mm時，3種k下密封條的仿真結果與試驗結果均表現較好的吻合度；當壓縮量大于4.5 mm、k取71時，仿真結果與試驗結果吻合較好；當壓縮量為6.6 mm、k取0和7.1時，仿真計算得到的壓縮載荷與試驗壓縮載荷間存在較大的誤差，誤差分別為25.6%和17.3%。

采用同樣方法，分別對HA為55，60，65和70度的密封條的仿真結果與試驗結果進行對比。當密封條的HA為55，60，65和70度時，對應k分別取19，25，34和48，仿真結果與試驗結果較一致。密封條兩參數Mooney-Rivlin模型的k-HA曲線如圖5所示。

從圖5可以看出，k與HA呈非線性關系。

3 優化后密封條的壓縮特性仿真分析與氣密性試驗驗證

3.1 壓縮特性仿真分析

優化后密封條的截面結構如圖6所示，密封條的HA為55度，將其原來的雙唇結構優化為多唇結構，并在密封條中部設計空腔。

優化前后密封條的壓縮載荷-壓縮量曲線如圖7所示。

從圖7可以看出，當壓縮量在0～5.5 mm時，優化后密封條的壓縮載荷小于優化前密封條，且與壓縮量呈非線性關系。進一步分析得出，當壓縮量在0～1.5 mm時，優化后密封條的內唇與門框壓條接觸，因內唇剛度較小，相應的壓縮載荷也較小；當壓縮量大于1.5 mm時，優化后密封條的內外4個唇均與門框壓條接觸，接觸面積增大，相應的壓縮載荷顯著增大；隨著壓縮量的繼續增大，優化后密封條的空腔內壁相互接觸，密封條的自身剛度提高，壓縮載荷急劇增大。

在壓縮量為4 mm下優化前后密封條的接觸壓力云圖如圖8所示。

從圖8可以看出：優化前密封條的最大接觸壓力出現在密封唇的前端部區域，優化后密封條的最大接觸壓力出現在外側唇的后端部區域，且4個密封唇均起密封作用；此外，優化前后密封條的最大接觸壓力分別為0.194 030和0.205 980 MPa，基本相同，但其對應的壓縮載荷由原來的0.17 N·mm-1減小到0.12 N·mm-1，減小了29.4%，從而使門扇更容易關閉。

3.2 氣密性試驗驗證

將優化后密封條安裝在門扇上，然后根據BS EN 14752—2019進行氣密性臺架試驗，其試驗臺架如圖9所示。

首先將門系統按尺寸規范安裝到試驗臺架上，并將門扇關閉，進行氣密性試驗。密封條氣密性測試及其要求為：（1）將密封艙充氣，氣壓達到4.2 kPa后停止充氣；（2）在密封艙壓力由4.0 kPa降至1.0 kPa過程中，降壓時間不短于210 s。

氣密性試驗結束后，優化后密封條的氣密性滿足要求。

優化后密封條密封艙的氣壓-時間曲線如圖10所示。

從圖10可以看出，優化后密封條密封艙的氣壓從4.0 kPa降至3.0 kPa的時間為43 s，從4.0 kPa降至2.0 kPa的時間為106 s，從4.0 kPa降至1.0 kPa的時間為224 s。與優化前密封條密封艙的氣壓降至1.0 kPa的時間（113 s）相比，優化后密封條密封艙的氣壓降至1.0 kPa的時間延長98.2%，即優化后密封條的密封性能提高近1倍。

4 結論

（1）對塞拉門關門過程進行受力分析，得到驅動電動機的驅動力與密封條的壓縮載荷間的數學關系。

（2）通過仿真結果與試驗結果對比，得到不同硬度橡膠材料Mooney-Rivlin模型的k，為仿真分析密封條的壓縮特性研究奠定了基礎。

（3）在壓縮量為4 mm下，優化前后密封條與門框壓條間的最大接觸壓力基本相同，但優化后密封條的壓縮載荷由原來的0.17 N·mm-1減小到0.12 N·mm-1，減小了29.4%，從而降低了關門過程中的阻力。

（4）經氣密性試驗驗證，密封條的密封性能較優化前提高近1倍。