基于瞬態(tài)有限元的齒輪箱迷宮密封泄漏研究

陳子昂，范靜園，沈龍江，胡玉梅，楊光程

(1.重慶大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，重慶 400030；2.中車株洲電力機(jī)車有限公司，湖南株洲 412001)

在齒輪箱動(dòng)力及運(yùn)動(dòng)輸入-輸出的結(jié)構(gòu)處，旋轉(zhuǎn)軸與軸承座孔附近靜止的箱體之間必須要留出間隙，否則運(yùn)動(dòng)件與靜止件之間就會(huì)出現(xiàn)干涉，導(dǎo)致振動(dòng)、磨損等[1]。然而，軸承及齒輪等滾滑界面必須要有潤(rùn)滑油進(jìn)行潤(rùn)滑。例如高速列車齒輪箱采用飛濺潤(rùn)滑的方式對(duì)箱體內(nèi)的齒輪、軸承等零部件進(jìn)行潤(rùn)滑，箱體內(nèi)大的油滴會(huì)被高線速度齒輪打碎成可以混入空氣中的油霧，進(jìn)而在壓差的作用下進(jìn)入到旋轉(zhuǎn)軸與箱體軸孔之間的配合間隙處，隨后在間隙中向外運(yùn)動(dòng)并最終進(jìn)入大氣，造成潤(rùn)滑油泄漏問(wèn)題。

高速列車齒輪箱常采用非接觸的迷宮密封來(lái)防止?jié)櫥托孤?。迷宮密封可分為軸向迷宮密封和徑向迷宮密封，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、使用壽命長(zhǎng)、使用簡(jiǎn)單等特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于齒輪箱動(dòng)-靜密封處[2]。迷宮密封通過(guò)節(jié)流間隙將壓力能轉(zhuǎn)化為動(dòng)能，再通過(guò)空腔的渦流效應(yīng)將流體的動(dòng)能耗散，以此來(lái)達(dá)到密封的效果[3-4]。

但是，迷宮密封結(jié)構(gòu)不盡相同，當(dāng)結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)不當(dāng)，潤(rùn)滑油仍會(huì)有較多泄漏[5]。為此，國(guó)內(nèi)外學(xué)者做了大量研究。張雨等人[6]研究了空腔寬度對(duì)直通式迷宮性能的影響，發(fā)現(xiàn)隨著空腔寬度的增加，潤(rùn)滑油泄漏量減少。巴鵬等人[7-8]研究了空腔深度、密封間隙對(duì)迷宮密封性能的影響，發(fā)現(xiàn)迷宮密封泄漏量隨空腔深度的增加而減少，隨著間隙寬度的增大而逐漸增大。夏威等人[9]研究了齒高對(duì)密封性能的影響，發(fā)現(xiàn)油氣泄漏率隨齒高的增加呈先降低后增加的趨勢(shì)。湯赫男等[10]研究了齒形角對(duì)迷宮密封性能的影響，發(fā)現(xiàn)隨齒形角的增大，迷宮密封的泄漏量呈先減小后增大的趨勢(shì)，當(dāng)齒形角為30°時(shí)，迷宮密封性能最佳。此外，STOFF[11]首次采用有限差分法對(duì)迷宮密封中不可壓縮流體進(jìn)行了計(jì)算；ZHAO等[12]分析了空腔對(duì)直通式軸向迷宮密封的影響；RHODE和NAIL[13]采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件探究了迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)泄漏量的影響。

這些研究說(shuō)明迷宮密封結(jié)構(gòu)的幾何參數(shù)對(duì)密封性能的影響存在規(guī)律性，同時(shí)還與旋轉(zhuǎn)的軸與靜止的箱體孔配合處的轉(zhuǎn)速差有關(guān)。另外考慮到箱體及齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)，旋轉(zhuǎn)的軸與靜止的箱體孔配合處的間隙不宜設(shè)計(jì)得過(guò)小[14]，通常情況下該間隙不會(huì)小于0.2 mm。對(duì)于具體的迷宮密封結(jié)構(gòu)，需合理選擇迷宮密封結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)，才能確保在間隙不過(guò)小的情況下最大程度減少泄漏量。

某高速機(jī)車驅(qū)動(dòng)齒輪箱的迷宮密封存在潤(rùn)滑油泄漏現(xiàn)象，經(jīng)多次分析和調(diào)整仍沒(méi)有解決問(wèn)題。本文作者以該迷宮密封結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象，采用ANSA軟件建立該齒輪箱及迷宮密封的有限元模型，并運(yùn)用FLUENT軟件對(duì)齒輪箱和迷宮密封的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬。首先，通過(guò)對(duì)齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行仿真，得出密封口的壓力值與油液體積分?jǐn)?shù)，作為迷宮密封結(jié)構(gòu)的入口邊界條件。接著，分析了迷宮密封結(jié)構(gòu)的相對(duì)嚙合深度、節(jié)流齒厚、回油孔直徑和個(gè)數(shù)、齒離臺(tái)階距離、齒寬、密封間隙對(duì)密封性能的影響。最后，對(duì)迷宮密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，改進(jìn)后的迷宮密封結(jié)構(gòu)潤(rùn)滑油泄漏量穩(wěn)定時(shí)段的平均漏油量降為原始密封結(jié)構(gòu)漏油量的3.6%。文中對(duì)迷宮密封的研究結(jié)果，可為工程實(shí)際中合理設(shè)計(jì)齒輪箱迷宮密封結(jié)構(gòu)提供一定的參考。

1 驅(qū)動(dòng)齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)仿真分析

為了給后續(xù)迷宮密封內(nèi)部流場(chǎng)仿真分析提供入口邊界條件，需要先對(duì)高速列車的驅(qū)動(dòng)齒輪箱進(jìn)行內(nèi)部流場(chǎng)仿真分析，得到迷宮入口處的壓力和油液體積分?jǐn)?shù)。相關(guān)的分析工作包括：利用ANSA軟件對(duì)齒輪箱結(jié)構(gòu)進(jìn)行幾何清理與網(wǎng)格劃分，齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)有限元模型建立與仿真分析等。

1.1 齒輪箱幾何清理與內(nèi)部流場(chǎng)有限元模型建立

所研究的齒輪箱由3個(gè)圓柱直齒輪及若干零部件裝配而成。先利用ANSA軟件對(duì)齒輪箱進(jìn)行幾何清理，得到齒輪箱的簡(jiǎn)化模型如圖1所示；然后對(duì)齒輪箱進(jìn)行網(wǎng)格劃分，進(jìn)而建立齒輪箱有限元模型如圖2所示。

圖1 齒輪箱簡(jiǎn)化模型

圖2 齒輪箱有限元模型

1.2 邊界條件

齒輪箱采用飛濺潤(rùn)滑方式進(jìn)行潤(rùn)滑，潤(rùn)滑油密度取866 kg/m3，黏度取16.6 mm2/s，箱體內(nèi)潤(rùn)滑油總量為8 L。齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)仿真模型如圖3所示，小齒輪為主動(dòng)輪，轉(zhuǎn)速為3 500 r/min；紅色部分表示潤(rùn)滑油，綠色部分表示最高油液面，藍(lán)色箭頭表示齒輪的旋轉(zhuǎn)方向。設(shè)置通氣孔o(hù)ut1、out2、out3為壓力出口，壓力為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，設(shè)置密封口監(jiān)測(cè)面S。

圖3 齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)仿真模型

1.3 仿真結(jié)果

采用1.2節(jié)的仿真條件，對(duì)驅(qū)動(dòng)齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行仿真。提取密封口S處絕對(duì)壓力值和油液體積分?jǐn)?shù)，絕對(duì)壓力與時(shí)間的關(guān)系如圖4所示，油液體積分?jǐn)?shù)與時(shí)間的關(guān)系如圖5所示，Tc為大齒輪旋轉(zhuǎn)一周所用的時(shí)間。

圖4 密封口S處壓力變化曲線

圖5 密封口S處油液體積分?jǐn)?shù)變化曲線

由圖4和圖5可知，通過(guò)對(duì)高速列車驅(qū)動(dòng)齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行仿真分析，得出了密封口的絕對(duì)壓力平均值為102 939 Pa，油液體積分?jǐn)?shù)平均值為11%，為后續(xù)迷宮密封內(nèi)部流場(chǎng)仿真分析提供了入口邊界條件。

2 迷宮密封仿真方法可行性驗(yàn)證

為了確保文中迷宮密封仿真分析結(jié)果正確可靠，通過(guò)理論計(jì)算與仿真結(jié)果對(duì)比，來(lái)驗(yàn)證迷宮密封仿真方法的可行性，確保后續(xù)仿真分析的準(zhǔn)確性。

2.1 迷宮密封泄漏量理論計(jì)算

圖6所示為直通式迷宮密封結(jié)構(gòu)，其幾何參數(shù)如表1所示。在迷宮密封理論研究方面，高光藩和白鳳娥[15]總結(jié)了迷宮密封泄漏速率的計(jì)算公式，并經(jīng)過(guò)大量實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了驗(yàn)證。泄漏量理論公式如式(1)所示。

(1)

表1 直通式迷宮密封幾何參數(shù) 單位：mm

圖6 直通式迷宮密封結(jié)構(gòu)

式中：G為泄漏量，kg/s；ψ為迷宮系數(shù)，取3.34；A1、An為前后節(jié)流間隙面積，A1=6.3×10-4m2，An=6.3×10-4m2；n為節(jié)流齒數(shù)；λ為迷宮總壓力比，λ=pn/p0，p0、pn為密封前后流體介質(zhì)的絕對(duì)壓力，p0=103 325 Pa，pn=101 325 Pa；T0為流體介質(zhì)初始溫度，取298 K；R為氣體常數(shù)，取2.1×103J/(kg·K)。計(jì)算得出直通式迷宮密封的泄漏量理論值為0.053 4 kg/s。

2.2 迷宮密封泄漏量仿真分析

運(yùn)用FLUENT軟件對(duì)圖6所示直通式迷宮密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真，得到迷宮密封泄漏量與時(shí)間的關(guān)系曲線如圖7所示，計(jì)算出口流量穩(wěn)定時(shí)段的平均值為0.049 3 kg/s。

圖7 迷宮密封結(jié)構(gòu)出口流量曲線

2.3 理論與仿真對(duì)比

通過(guò)FLUENT軟件模擬出的泄漏量為0.049 3 kg/s，理論計(jì)算的直通式迷宮密封泄漏量為0.053 4 kg/s，兩者之間的誤差僅為7.7%，證明了文中迷宮密封仿真方法的可行性。

3 原始迷宮密封結(jié)構(gòu)泄漏仿真分析

某高速列車驅(qū)動(dòng)齒輪箱潤(rùn)滑油泄漏嚴(yán)重，文中基于ANSA軟件建立原始迷宮密封流場(chǎng)有限元模型，并運(yùn)用FLUENT軟件對(duì)其仿真分析，獲取原始迷宮密封的潤(rùn)滑油泄漏量，為后續(xù)迷宮密封結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了參考。

3.1 驅(qū)動(dòng)齒輪箱密封口S處迷宮密封結(jié)構(gòu)

驅(qū)動(dòng)齒輪箱密封口S處的迷宮密封結(jié)構(gòu)如圖8所示，圖9給出了其軸向截面圖。

圖8 迷宮密封結(jié)構(gòu)

由圖9可知，該密封結(jié)構(gòu)由徑向迷宮密封和軸向迷宮密封組成。為了減少仿真時(shí)間成本，文中針對(duì)徑向迷宮密封(見(jiàn)圖10)和軸向迷宮密封(見(jiàn)圖11)分別展開(kāi)探究。其中T/L為相對(duì)嚙合深度、H為齒厚、C1為徑向間隙、C為密封間隙、B為齒寬、P為齒與臺(tái)階距離。原始迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示，其有限元模型網(wǎng)格劃分方式如圖12所示。

表2 原始迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖10 徑向迷宮密封

圖12 迷宮密封有限元模型網(wǎng)格劃分

3.2 邊界條件

采用齒輪箱內(nèi)部流場(chǎng)的仿真結(jié)果，設(shè)置入口邊界條件為壓力入口，絕對(duì)壓力值為102 939 Pa，出口邊界條件為壓力出口，壓力為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，即101 325 Pa。油液體積分?jǐn)?shù)為11%，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速取1 410 r/min，空氣介質(zhì)采用理想氣體。選用κ-ε湍流、Euler雙相流模型，結(jié)構(gòu)壁面采用無(wú)滲透、無(wú)滑移邊界條件，且均按絕熱面處理。為了保證仿真精度，有限體積法離散控制方程均采用二階迎風(fēng)格式離散，且采用分離求解方式；同時(shí)，為了縮短仿真時(shí)間，在迷宮密封內(nèi)部流場(chǎng)中預(yù)設(shè)油液體積分?jǐn)?shù)為11%的流體介質(zhì)。

3.3 密封口S處迷宮密封仿真結(jié)果

采用3.2節(jié)的仿真邊界條件，對(duì)原始迷宮密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真。提取油液速度矢量圖和壓力云圖分別如圖13、圖14所示；迷宮密封結(jié)構(gòu)潤(rùn)滑油泄漏量與時(shí)間的關(guān)系曲線如圖15所示。

圖13 原始迷宮密封結(jié)構(gòu)油液速度矢量圖

圖14 原始迷宮密封結(jié)構(gòu)壓力云圖

圖15 原始迷宮結(jié)構(gòu)潤(rùn)滑油泄漏量曲線

由圖13、圖14可知，從密封結(jié)構(gòu)入口到出口，由于節(jié)流作用和空腔耗散作用，壓力分布呈現(xiàn)逐漸降低的趨勢(shì)。由圖15計(jì)算仿真穩(wěn)定時(shí)段的潤(rùn)滑油泄漏量平均值為0.025 1 kg/s，泄漏量較大，因此，需要對(duì)迷宮密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

4 徑向迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)影響分析

為了探究迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)密封性能的影響規(guī)律，采用3.2節(jié)的仿真邊界條件，對(duì)迷宮密封的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行仿真分析，研究了相對(duì)嚙合深度、齒厚及徑向間隙對(duì)徑向迷宮密封性能的影響，分析了回油孔的直徑及數(shù)量、齒與臺(tái)階距離、齒寬、密封間隙對(duì)軸向迷宮密封性能的影響，研究結(jié)果為之后迷宮密封的結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了參考。

4.1 相對(duì)嚙合深度對(duì)徑向迷宮密封性能的影響

迷宮密封模型采用3.2節(jié)的仿真條件，以原始模型相對(duì)嚙合深度0.5為中間值，分別建立相對(duì)嚙合深度為-0.1、0、0.5、0.7、0.9的5組模型，并對(duì)其進(jìn)行仿真。圖16給出了相對(duì)嚙合深度分別為-0.1、0、0.5、0.9的油液速度矢量圖，對(duì)各個(gè)模型的出口油液流量進(jìn)行提取，得到迷宮密封結(jié)構(gòu)相對(duì)嚙合深度與潤(rùn)滑油泄漏量的關(guān)系如圖17所示。

圖17 相對(duì)嚙合深度與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

如圖16和圖17所示，當(dāng)相對(duì)嚙合深度由-0.1向0變化時(shí)，由于節(jié)流齒縫隙和空腔出入口縫隙減小，增強(qiáng)了節(jié)流效應(yīng)，潤(rùn)滑油泄漏量減少；當(dāng)相對(duì)嚙合深度由0向0.5變化時(shí)，空腔深度減小，進(jìn)而減弱了空腔中渦流的動(dòng)能耗散作用，潤(rùn)滑油泄漏量增加；當(dāng)相對(duì)嚙合深度由0.5向0.9變化時(shí)，空腔深度減小使渦流耗散作用繼續(xù)減弱，但隨著相對(duì)嚙合深度的增加，節(jié)流齒縫隙繼續(xù)減小，使得節(jié)流效應(yīng)增強(qiáng)，潤(rùn)滑油泄漏量減少。

當(dāng)相對(duì)嚙合深度大于0.5時(shí)，隨著相對(duì)嚙合深度的增加，迷宮密封的泄漏量越來(lái)越少。綜合考慮結(jié)構(gòu)的可行性以及迷宮密封的性能，相對(duì)嚙合深度0.7為最佳選擇。

4.2 節(jié)流齒厚對(duì)徑向迷宮密封性能的影響

迷宮密封模型采用3.2節(jié)的仿真條件，以原始模型節(jié)流齒厚10.5 mm為中間值，分別建立節(jié)流齒厚H為6.5、8.5、10.5、12.5、14.5 mm的5組模型，并對(duì)其進(jìn)行仿真。圖18給出了節(jié)流齒厚分別為6.5和14.5 mm的油液速度矢量圖，節(jié)流齒厚和潤(rùn)滑油泄漏量之間的關(guān)系如圖19所示。

圖18 不同節(jié)流齒厚下油液速度矢量圖

圖19 節(jié)流齒厚與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

如圖19所示，隨著節(jié)流齒厚的增加，潤(rùn)滑油泄漏量呈下降趨勢(shì)。增加節(jié)流齒厚加強(qiáng)了其節(jié)流效應(yīng)，進(jìn)而使?jié)櫥托孤┝繙p少。為了最大程度提升密封性能，并兼顧結(jié)構(gòu)限制，節(jié)流齒厚應(yīng)選擇14.5 mm。

4.3 徑向間隙對(duì)徑向迷宮密封性能的影響

迷宮密封模型采用3.2節(jié)的仿真條件，分別建立徑向間隙C1為0.5、1、1.5、2、2.5 mm的5組模型，并對(duì)其進(jìn)行仿真。圖20給出了徑向間隙分別為0.5和2.5 mm的油液速度矢量圖，徑向間隙和潤(rùn)滑油泄漏量之間的關(guān)系如圖21所示。

圖20 不同徑向間隙下油液速度矢量圖

圖21 徑向間隙與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

如圖21所示，隨著徑向間隙的增加，密封結(jié)構(gòu)的泄漏量增加。徑向間隙增加使得入口節(jié)流效應(yīng)減弱，單位時(shí)間內(nèi)進(jìn)入密封結(jié)構(gòu)的潤(rùn)滑油量增加，而節(jié)流齒的節(jié)流效應(yīng)和空腔的渦流耗散作用有限，最終導(dǎo)致密封結(jié)構(gòu)潤(rùn)滑油泄漏量增加?？紤]到結(jié)構(gòu)的限制，建議徑向間隙取值0.3～0.5 mm。

5 軸向迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)影響分析

5.1 回油孔直徑的影響

大直徑回油孔可以有效地將密封空腔底部的潤(rùn)滑油排出，但靜子空腔的寬度有限，且過(guò)大的回油孔可能會(huì)增加空腔的透氣效應(yīng)，不利于空腔中渦流的形成，進(jìn)而影響迷宮密封結(jié)構(gòu)的性能。因此應(yīng)在滿足回油的條件下，盡可能地減小回油孔直徑。在軸向迷宮密封結(jié)構(gòu)每個(gè)空腔底部均設(shè)置一個(gè)回油孔，共4個(gè)回油孔?；赜涂孜恢萌鐖D22所示。

圖22 回油孔位置

迷宮密封模型采用3.2節(jié)的仿真條件，分別建立回油孔直徑為2、3、4、5、6 mm的5組模型，并對(duì)其進(jìn)行仿真。圖23給出了回油孔直徑分別為2和6 mm的油液速度矢量圖，回油孔直徑和潤(rùn)滑油泄漏量的關(guān)系如圖24所示。

圖23 不同回油孔直徑下油液速度矢量圖

圖24 回油孔直徑與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

如圖23所示，第一個(gè)空腔內(nèi)高流速油液分布區(qū)域最廣，而其他3個(gè)空腔內(nèi)油液流速偏低。這說(shuō)明第一個(gè)空腔的回油孔承擔(dān)著主要的回油作用。

如圖24所示，隨著回油孔直徑的增加，潤(rùn)滑油的泄漏量呈下降趨勢(shì)。這說(shuō)明在研究范圍內(nèi)，回油孔的回油作用大于其對(duì)空腔渦流的破壞作用，進(jìn)而使密封性能增強(qiáng)。當(dāng)回油孔直徑由5 mm向6 mm變化時(shí)，潤(rùn)滑油泄漏量變化率較低?？紤]到所研究齒輪箱密封的具體結(jié)構(gòu)限制，回油孔直徑宜選用5 mm，如果結(jié)構(gòu)允許，6 mm及以上更佳。

5.2 回油孔數(shù)量的影響

選用合適的回油孔數(shù)量對(duì)降低潤(rùn)滑油泄漏量至關(guān)重要。在軸向迷宮密封空腔底部建立回油孔數(shù)量分別為1、2、3、4、5的5組模型，回油孔直徑均為5 mm，分布形式如圖25所示。采用3.2節(jié)的仿真條件，對(duì)其進(jìn)行仿真，得到回油孔數(shù)量和潤(rùn)滑油泄漏量的關(guān)系如圖26所示。

圖25 各回油孔數(shù)量下孔的布置方式

圖26 回油孔數(shù)量與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

如圖26所示，軸向迷宮密封結(jié)構(gòu)的泄漏量隨著回油孔數(shù)量的增加而減少，但隨著回油孔數(shù)量的增加，其對(duì)泄漏量的影響越來(lái)越小。綜合考慮，回油孔數(shù)量宜選擇4個(gè)。

5.3 齒與臺(tái)階距離對(duì)軸向迷宮密封性能的影響

如圖27所示，原始密封結(jié)構(gòu)中的各個(gè)齒離相應(yīng)臺(tái)階的距離分別為1.5、3.5、5.5、7.5 mm，平均值為4.5 mm。將各尺寸等量變化，分別建立密封齒與臺(tái)階距離平均值為4、4.5、5、5.5、6 mm的5組模型，迷宮密封模型采用3.2節(jié)的仿真邊界條件。

圖27 軸向迷宮密封結(jié)構(gòu)(mm)

圖28給出了齒與臺(tái)階平均距離分別為4和6 mm的油液速度矢量圖，齒與臺(tái)階距離與潤(rùn)滑油泄漏量的關(guān)系如圖29所示。

圖28 不同齒與臺(tái)階距離下油液速度矢量圖

圖29 齒和臺(tái)階的距離與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

如圖29所示，隨著密封齒與臺(tái)階之間距離的增加，密封結(jié)構(gòu)的泄漏量逐漸增大。這是因?yàn)槊芊恺X與臺(tái)階的距離增加，使它們之間形成的間隙增大，進(jìn)而使該處節(jié)流作用減弱，導(dǎo)致單位時(shí)間內(nèi)油氣混合物進(jìn)入空腔的總量增多，而空腔的動(dòng)能耗散作用有限，最終使?jié)櫥托孤┝吭黾?。綜合考慮迷宮密封性能和制造裝配難度，齒與臺(tái)階間的平均距離應(yīng)選擇4 mm。

5.4 齒寬對(duì)軸向迷宮密封性能的影響

采用3.2節(jié)的仿真條件，以原始模型齒寬5 mm為中間值，建立齒寬分別為4、4.5、5、5.5、6 mm的5組模型，并對(duì)其進(jìn)行數(shù)值模擬。圖30給出了齒寬分別為4和6 mm的油液速度矢量圖，齒寬與潤(rùn)滑油泄漏量之間的關(guān)系如圖31所示。

圖30 不同齒寬下油液速度矢量圖

圖31 齒寬與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

如圖31所示，隨著齒寬的增大，潤(rùn)滑油泄漏量呈逐漸增加的趨勢(shì)。增大齒寬尺寸會(huì)使軸向迷宮密封結(jié)構(gòu)的空腔寬度減小，渦流形成的難度增加，進(jìn)而使得空腔動(dòng)能耗散作用減弱，導(dǎo)致潤(rùn)滑油泄漏量增加。為了最大程度提升密封性能，齒寬選取4 mm為宜，如果加工條件允許，3 mm或2 mm更佳。

5.5 密封間隙對(duì)軸向迷宮密封性能的影響

迷宮密封模型采用3.2節(jié)的仿真條件，以原始模型密封間隙0.5 mm為中間值，分別建立密封間隙C為0.2、0.3、0.5、0.7、0.9 mm的5組模型，并對(duì)其進(jìn)行仿真。圖32給出了密封間隙分別為0.2和0.9 mm的油液速度矢量圖，密封間隙和潤(rùn)滑油泄漏量之間的關(guān)系如圖33所示。

圖32 不同密封間隙下油液速度矢量圖

圖33 密封間隙與潤(rùn)滑油泄漏量關(guān)系

由圖33可知，軸向迷宮密封潤(rùn)滑油的泄漏量和密封間隙近似呈線性關(guān)系。隨著密封間隙的增大，節(jié)流齒的節(jié)流作用被減弱，整個(gè)密封結(jié)構(gòu)直通效應(yīng)增強(qiáng)，最終導(dǎo)致潤(rùn)滑油泄漏量增加。綜合考慮迷宮密封性能和保證轉(zhuǎn)子、靜子運(yùn)動(dòng)不干涉，密封間隙應(yīng)選擇0.3 mm。

綜上所述，當(dāng)相對(duì)嚙合深度大于0.5時(shí)，潤(rùn)滑油泄漏量與相對(duì)嚙合深度呈負(fù)相關(guān)；潤(rùn)滑油泄漏量與齒厚、回油孔直徑、回油孔數(shù)量呈負(fù)相關(guān)；潤(rùn)滑油泄漏量與徑向間隙、齒寬、齒與臺(tái)階距離、密封間隙呈正相關(guān)。綜合考慮，相對(duì)嚙合深度宜取0.7，齒厚宜取14.5 mm?；赜涂字睆揭巳? mm，回油孔數(shù)量宜取4個(gè)，齒與臺(tái)階平均距離宜取4 mm，齒寬宜取4 mm，密封間隙宜取0.3 mm，徑向間隙宜取0.5 mm。

6 迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)改進(jìn)效果仿真分析

對(duì)高速列車齒輪箱迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)改進(jìn)情況如表3所示。由表4建立改進(jìn)后的迷宮密封模型如圖34所示。

表3 改進(jìn)前后迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖34 改進(jìn)后迷宮密封結(jié)構(gòu)(mm)

采用3.2節(jié)的仿真條件，對(duì)改進(jìn)后的模型進(jìn)行仿真分析，其壓力云圖和油液速度矢量圖分別如圖35、圖36所示，圖37給出了迷宮密封結(jié)構(gòu)改進(jìn)后泄漏量隨時(shí)間變化的曲線。

圖35 改進(jìn)后迷宮密封結(jié)構(gòu)壓力云圖

圖36 改進(jìn)后迷宮密封結(jié)構(gòu)油液速度矢量圖

圖37 迷宮密封結(jié)構(gòu)改進(jìn)后潤(rùn)滑油泄漏曲線

如圖35所示，由于回油孔的存在，使得改進(jìn)后軸向迷宮密封部分的空腔壓力較低。

如圖36所示，高流速油液主要分布在徑向密封和軸向密封的第一個(gè)空腔內(nèi)。這說(shuō)明改進(jìn)后的迷宮密封結(jié)構(gòu)，徑向迷宮密封部分和軸向迷宮密封的第一個(gè)空腔承擔(dān)著主要的密封作用。如圖37所示，迷宮密封潤(rùn)滑油泄漏量穩(wěn)定時(shí)段的平均值為0.000 9 kg/s，降為改進(jìn)前迷宮密封潤(rùn)滑油泄漏量的3.6%，整體迷宮密封性能得到了提升。

7 結(jié)論

(1)針對(duì)某高速列車齒輪箱的迷宮密封潤(rùn)滑油泄漏問(wèn)題，基于ANSA軟件建立了齒輪箱及迷宮密封結(jié)構(gòu)的流場(chǎng)有限元模型。直通式迷宮密封泄漏量的仿真值與理論計(jì)算值接近，說(shuō)明文中仿真方法用于模擬迷宮密封泄漏量可行。

(2)迷宮密封結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)泄漏量的影響存在規(guī)律性。當(dāng)相對(duì)嚙合深度大于0.5時(shí)，潤(rùn)滑油泄漏量與相對(duì)嚙合深度呈負(fù)相關(guān)；潤(rùn)滑油泄漏量與齒厚、回油孔直徑、回油孔數(shù)量呈負(fù)相關(guān)；潤(rùn)滑油泄漏量與徑向間隙、齒寬、齒與臺(tái)階距離、密封間隙呈正相關(guān)。

(3)對(duì)迷宮密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn)，得到的優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)為相對(duì)嚙合深度0.7、齒厚14.5 mm、回油孔直徑5 mm、回油孔數(shù)量4個(gè)、齒離臺(tái)階距離4 mm，齒寬4 mm、密封間隙0.3 mm、徑向間隙0.5 mm。優(yōu)化后迷宮密封結(jié)構(gòu)潤(rùn)滑油泄漏量穩(wěn)定時(shí)段的平均值為0.000 9 kg/s，降低為原始密封結(jié)構(gòu)漏油量的3.6%。