雷賢卿，牛 屾，范玉春,郭長建

(1.河南科技大學(xué) 機電工程學(xué)院，河南 洛陽 471003;2.黎明化工研究院 綜合分廠，河南 洛陽 471001；3.人本集團 技術(shù)中心，上海 201411)

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輪轂軸承徑向直通式迷宮密封的數(shù)值分析

雷賢卿1，牛 屾1，范玉春2,郭長建3

(1.河南科技大學(xué) 機電工程學(xué)院，河南 洛陽 471003;2.黎明化工研究院 綜合分廠，河南 洛陽 471001；3.人本集團 技術(shù)中心，上海 201411)

以輪轂軸承徑向直通式迷宮密封為研究對象，針對影響密封結(jié)構(gòu)的4個參數(shù)(間隙寬度、空腔深度、空腔寬度、空腔數(shù)目)，運用計算流體力學(xué)和正交試驗方法，通過FLUENT軟件的仿真計算，確定了泄漏量最小的密封結(jié)構(gòu)最優(yōu)參數(shù)，探討了各因素對泄漏量的影響規(guī)律。研究結(jié)果表明：泄漏量隨間隙寬度的增加而增加，隨空腔深度或者空腔寬度的增加先減小后增加，隨空腔數(shù)目的增加而減少。此外，隨著進出口壓差的增加，泄漏量幾乎呈線性增加，但是軸承轉(zhuǎn)速對泄漏量的影響很小。

輪轂軸承；迷宮密封；正交試驗；泄漏量

0 引言

輪轂軸承是汽車的一個非常重要的零部件，其主要作用是承重和為輪轂的轉(zhuǎn)動提供精確引導(dǎo)。如果輪轂軸承的密封能力不好，會導(dǎo)致其內(nèi)部潤滑脂的泄漏和外部泥沙、水汽、灰塵等污染物的侵入，不僅影響軸承的使用壽命，有時還會造成嚴重的交通事故[1-2]。因此，汽車對輪轂軸承的密封能力有著非常嚴格的要求。

為改善輪轂軸承的密封能力，國內(nèi)外一些專家學(xué)者也進行了研究。文獻[3]對輪轂軸承的密封唇采用了大“U”形結(jié)構(gòu)和主副密封唇結(jié)構(gòu)。文獻[4]設(shè)計了軸向和徑向雙唇口互補接觸式密封。文獻[5]對雙列汽車輪轂軸承開發(fā)了低摩擦整體式密封。雖然這些研究在一定程度上提高了軸承的密封效果，但大多是生產(chǎn)廠家靠經(jīng)驗或者類比對某一軸承在某一工況下的多唇接觸式密封結(jié)構(gòu)的改進，沒有建立在軸承漏脂的根本原因上去分析，而且參數(shù)確定的理論依據(jù)也不夠充分。

文獻[6]揭示了密封軸承漏脂的根本原因：(1)軸承運轉(zhuǎn)引起了內(nèi)部潤滑脂的重新分布；(2)軸承在運轉(zhuǎn)時引起了內(nèi)部空氣溫度的升高，高溫導(dǎo)致了氣壓的增加，增加的氣壓推動密封唇向外擴張開了一個通道使得潤滑脂被擠出，從而造成了漏脂現(xiàn)象的發(fā)生。因此，僅僅依靠改進多唇接觸式密封結(jié)構(gòu)并不能從根本原因上解決輪轂軸承單元的漏脂問題，需要對其選用能夠轉(zhuǎn)化、衰減內(nèi)部氣壓聚集的密封結(jié)構(gòu)。

迷宮密封具有摩擦小、壽命長的優(yōu)點，適用于中高速場合。氣流每通過一級腔室的溫度升高，壓力逐級降低，就達到了密封的目的[7]。考慮到輪轂軸承的軸向尺寸緊湊，徑向尺寸較大，因此，徑向迷宮比較適合汽車輪轂軸承，易形成良好的密封。由于“迷宮式”密封結(jié)構(gòu)本身具有的功能優(yōu)勢，可以把它作為研究新型低摩擦力矩密封結(jié)構(gòu)的一個方向[8]。

本文以圖1所示的某汽車輪轂軸承單元徑向直通式迷宮密封結(jié)構(gòu)為研究對象，對其內(nèi)部流場區(qū)域建立二維模型，應(yīng)用計算流體力學(xué)(CFD)軟件平臺，結(jié)合計算流體力學(xué)相關(guān)理論和正交試驗設(shè)計方法，研究間隙寬度、空腔深度、空腔寬度、空腔數(shù)目、進出口壓比和軸承轉(zhuǎn)速對泄漏量的影響規(guī)律。

1 流體控制方程

流體在迷宮密封內(nèi)的流動過程，可以認為是二維穩(wěn)態(tài)標(biāo)準(zhǔn)湍流流動[9]。流體在迷宮密封中的流動采用雷諾平均Navier-Stokes方程和k-ε湍流模型來描述。包括連續(xù)性方程、能量方程、湍動能方程、動量方程和耗散率方程[10]。使用散度符號可寫出方程的通用形式：

圖1 輪轂軸承徑向直通式迷宮密封結(jié)構(gòu)

div(Γgradφ)+S，

(1)

對式(1)的離散采用有限體積法，連續(xù)性方程、能量方程和動量方程的離散格式采用高精度的二階迎風(fēng)格式，湍動能方程和耗散率方程采用一階迎風(fēng)格式，壓力插值格式采用標(biāo)準(zhǔn)插值。

2 模型建立和網(wǎng)格處理

考慮到圖1所示輪轂軸承單元的公稱尺寸和內(nèi)外圈厚度，對其徑向直通式迷宮密封的二維流場區(qū)域模型總長定為7.8 mm，密封齒寬度定為0.5 mm,壓力入口距軸承旋轉(zhuǎn)中心軸距離定為21.0 mm，并引入間隙寬度A、空腔深度B、空腔寬度C和空腔數(shù)目D這4個結(jié)構(gòu)參數(shù)。

采用ANSYS ICEM CFD前處理軟件對該模型生成的二維四邊形結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。為了保證計算精度，最大網(wǎng)格尺寸為0.01 mm，并對流動比較復(fù)雜的近壁面處進行網(wǎng)格加密處理[11]。

3 模擬條件和收斂標(biāo)準(zhǔn)

采用ANSYS FLUENT軟件進行仿真計算。由于是軸承運轉(zhuǎn)時內(nèi)部產(chǎn)生的氣壓聚集導(dǎo)致了漏脂發(fā)生，因此工作介質(zhì)采用理想氣體。模型入口采用“壓力入口”，模擬工作總壓為0.16 MPa，氣流方向垂直于入口邊界；出口壓力為大氣壓，其值為0.10 MPa。輪轂軸承模擬內(nèi)圈工作轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，其中心軸即為密封流場的旋轉(zhuǎn)軸。

求解器采用SIMPLE算法。當(dāng)連續(xù)性方程、速度、湍動能及湍動能耗散率的殘差都小于1×10-4、能量方程的殘差小于1×10-6、進出口流量相差小于0.1%時[12]，可認為仿真計算收斂。用迷宮密封“壓力出口”的質(zhì)量流速來表示理想氣體的仿真泄漏量。仿真泄漏量越小，說明氣壓在迷宮密封內(nèi)轉(zhuǎn)化、衰減的越充分，密封性能就越好。

4 正交試驗設(shè)計和仿真結(jié)果分析

4.1 正交試驗和仿真結(jié)果

正交試驗中基于四因素三水平的正交方法已被證明是一種科學(xué)、合理的方法。對模型中引入的4個結(jié)構(gòu)參數(shù)，記作間隙寬度A、空腔深度B、空腔寬度C和空腔數(shù)目D，每個因素各取3個水平，表1為試驗因素和水平表。

表1 矩形空腔迷宮正交試驗因素和水平表

表2為正交試驗的模擬方案和結(jié)果。表2中，“Kij”表示第j個因素在第i個水平下試驗數(shù)據(jù)之和的平均值，各因素平均值的最小值為該因素的優(yōu)選水平。因此，本文取正交試驗的優(yōu)選方案1、2、2、3，并測得該方案下仿真泄漏量為0.012 2 kg/s，其壓力分布云圖和速度分布云圖，分別如圖2和圖3所示。

表2 正交試驗的模擬方案和結(jié)果

圖2 優(yōu)選方案下的壓力分布云圖(單位：Pa) 圖3 優(yōu)選方案下的速度分布云圖(單位：m/s)

綜合圖2和圖3可以看出：在壓差推動下，氣流從入口高壓側(cè)向出口低壓側(cè)流動。當(dāng)氣流進入密封間隙時，由于流道變窄，流速增高，壓力降低，即壓力勢能轉(zhuǎn)化為動能。當(dāng)氣流進入空腔時，由于流動截面面積突然增大，從間隙出來形成高速射流的氣體和空腔內(nèi)部低速湍流的氣體之間不斷發(fā)生摩擦和摻混，產(chǎn)生了劇烈的繞流漩渦，使得氣體大部分動能轉(zhuǎn)化為熱能，氣體在每一個空腔的平均流速逐漸降低。迷宮密封的密封效果就是通過以上過程不斷重復(fù)實現(xiàn)的。

4.2 間隙寬度對泄漏量的影響規(guī)律

僅改變優(yōu)選方案1、2、2、3下間隙寬度的值，對2、2、2、3和3、2、2、3方案建立模型并仿真計算，仿真泄漏量分別為0.037 12 kg/s和0.075 45 kg/s，得其速度分布云圖，分別見圖4和圖5。

圖4 方案2、2、2、3下的速度分布云圖(單位：m/s) 圖5 方案3、2、2、3下的速度分布云圖(單位：m/s)

根據(jù)計算結(jié)果可以得出：泄漏量隨間隙寬度的增加而迅速增大。比較圖3、圖4和圖5可知：隨著間隙寬度的增加，直通效應(yīng)顯著增加，間隙射流和空腔中繞流漩渦的強度明顯減弱，導(dǎo)致氣體從間隙和空腔上部高速流出，泄漏量增大。所以，減小間隙寬度可有效提高迷宮密封的密封能力。但是輪轂軸承在實際運行中，受到生產(chǎn)裝配和熱膨脹接觸磨損的影響，間隙寬度不可能無限小，應(yīng)綜合考慮各方面的因素而定。

4.3 空腔深度對泄漏量的影響規(guī)律

僅改變優(yōu)選方案1、2、2、3下空腔深度的值，分別對1、1、2、3和1、3、2、3方案建立模型并仿真計算，仿真泄漏量分別為0.012 43 kg/s和0.012 37 kg/s。

根據(jù)計算結(jié)果可以得出：隨著空腔深度的增加，泄漏量呈現(xiàn)出先減小后增大的趨勢。這是因為：當(dāng)空腔深度較淺時，空腔中繞流漩渦的強度較弱，能量轉(zhuǎn)化不夠充分，臨近壓力出口的空腔上部氣流速度較大。當(dāng)空腔深度較深時，左端出來的氣流進入空腔后在中部產(chǎn)生繞流漩渦，但空腔右下方的氣流速度很低，參與能量轉(zhuǎn)化的作用很小，導(dǎo)致間隙左端的高速射流大部分直接流向下一個空腔。而在優(yōu)選方案的空腔深度下，繞流漩渦完整清晰，說明動能轉(zhuǎn)化熱能耗散基本充分，臨近壓力出口的空腔上部氣體平均流速明顯降低。

4.4 空腔寬度對泄漏量的影響規(guī)律

僅改變優(yōu)選方案1、2、2、3下空腔寬度的值，分別對1、2、1、3和1、2、3、3方案建立模型并仿真計算，仿真泄漏量分別為0.013 56 kg/s和0.013 93 kg/s。

根據(jù)計算結(jié)果可以得出：泄漏量隨空腔寬度的增加先減小后增加。這是因為：當(dāng)空腔寬度較小時，氣流在空腔的中部偏右處產(chǎn)生了強烈的繞流漩渦，導(dǎo)致空腔右上方氣流速度較高，大部分從間隙出來的射流直接流向壓力出口，因此和優(yōu)選方案相比，該方案的泄漏量增大。當(dāng)空腔寬度較大時，氣流在空腔的中部偏左處形成漩渦，而空腔右下方氣流速度較低，參與能量轉(zhuǎn)化不充分，導(dǎo)致空腔上方大部分氣體高速流出，因此和優(yōu)選方案相比，該方案的泄漏量也增大。

4.5 空腔數(shù)目對泄漏量的影響規(guī)律

僅改變優(yōu)選方案1、2、2、3下空腔數(shù)目的值，分別對1、2、2、1和1、2、2、2方案建立模型并仿真計算，仿真泄漏量分別為0.013 69 kg/s和0.013 27 kg/s，得其速度分布云圖，分別如圖6和圖7所示。

圖6 方案1、2、2、1下的速度分布云圖(單位：m/s) 圖7 方案1、2、2、2下的速度分布云圖(單位：m/s)

根據(jù)計算結(jié)果可以得出：泄漏量隨空腔數(shù)目的增加而減小。比較圖3、圖6和圖7可知：隨著空腔數(shù)目的增加，發(fā)生節(jié)流降壓和繞流漩渦的次數(shù)也隨之增加，使得每個空腔都經(jīng)歷了動能轉(zhuǎn)化為熱能的過程，氣流的平均速度逐漸減小，泄漏量減小。但是迷宮密封的空腔數(shù)目不可能無限增大，應(yīng)根據(jù)輪轂軸承的具體型號，在保證密封圈整體強度的前提下，適當(dāng)增加空腔數(shù)目，從而提高密封能力。

5 進出口壓比和軸承轉(zhuǎn)速對泄漏量的影響規(guī)律

僅改變迷宮密封進出口的壓比，取值為1.1～2.0，其他模擬條件不變，對優(yōu)選方案進行仿真計算。圖8給出了泄漏量隨進出口壓比的變化規(guī)律。從圖8可以看出：隨著迷宮密封進出口壓比的增大，泄漏量幾乎呈線性增加。

圖8 泄漏量隨進出口壓比的變化規(guī)律

僅改變輪轂軸承的內(nèi)圈轉(zhuǎn)速，取值為1 000～8 000 r/min，其他模擬條件保持不變，對優(yōu)選方案進行仿真計算。仿真結(jié)果表明：軸承轉(zhuǎn)速對迷宮密封的泄漏量影響不大。

6 結(jié)論

(1)間隙寬度對輪轂軸承的密封能力起著決定性作用，泄漏量隨著間隙寬度的增加而迅速增大。應(yīng)在保證軸承裝配和運行的前提下，選擇盡可能小的間隙寬度，提高其密封能力。

(2)隨著空腔深度或者空腔寬度的增加，泄漏量均呈現(xiàn)出先減小后增加的趨勢。因此，在生產(chǎn)實際中，應(yīng)根據(jù)輪轂軸承的具體型號建立模型，并通過仿真計算確定其最優(yōu)的空腔深度和空腔寬度。

(3)泄漏量隨空腔數(shù)目的增加而減少。在保證輪轂軸承迷宮密封圈強度的前提下，可適當(dāng)增加空腔數(shù)目，提高其密封能力。

(4)泄漏量隨著迷宮密封進出口壓比的增加而增加，但是軸承轉(zhuǎn)速對泄漏量的影響不大。

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國家科技部重大專項基金項目(2012ZX04004011-053);河南省基礎(chǔ)與前沿技術(shù)研究計劃基金項目(122300410114)

雷賢卿(1963-),男,河南洛陽人,教授,博士，博士生導(dǎo)師,主要從事先進制造技術(shù)方面的研究.

2014-12-15

1672-6871(2015)04-0018-05

TH136

A