雷賢卿，牛屾，郭長建

（1.河南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，河南 洛陽 471003；2.人本集團(tuán) 技術(shù)中心，上海 201411）

輪轂軸承是汽車重要的零部件，其主要作用是承載，精確引導(dǎo)輪轂的轉(zhuǎn)動(dòng)。輪轂軸承的密封性差會(huì)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，甚至?xí)斐蓢?yán)重的交通事故。因此，對輪轂軸承的密封性有非常嚴(yán)格的要求。

為改善輪轂軸承的密封性，國內(nèi)外一些專家學(xué)者進(jìn)行了相關(guān)研究。文獻(xiàn)［1］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(xiàn)［2］設(shè)計(jì)了軸向和徑向雙唇口互補(bǔ)接觸式密封；文獻(xiàn)［3］為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(yàn)或者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(jìn)，沒有分析軸承漏脂的根本原因，而且參數(shù)確定的理論依據(jù)也不夠充分。

1 輪轂軸承迷宮密封簡化模型

密封軸承漏脂的根本原因是軸承運(yùn)轉(zhuǎn)引起的內(nèi)部潤滑脂的重新分布以及內(nèi)部空氣的溫升［4］，高溫導(dǎo)致了氣壓增加，推動(dòng)密封唇向外擴(kuò)張，使得潤滑脂被擠出，造成了漏脂現(xiàn)象。因此，僅僅依靠改進(jìn)多唇接觸式密封結(jié)構(gòu)并不能從根本上解決輪轂軸承單元的漏脂問題，需要選用能夠轉(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(diǎn)，適用于中高速場合。氣流在迷宮密封中通過節(jié)流齒隙的節(jié)流作用和迷宮空腔的能量耗散達(dá)到密封的效果［5］。由于輪轂軸承的軸向尺寸緊湊、徑向尺寸較大，因此，徑向迷宮密封結(jié)構(gòu)比較適合汽車輪轂軸承。由于該結(jié)構(gòu)本身具有的功能優(yōu)勢，可將其作為研究新型低摩擦力矩密封結(jié)構(gòu)的一個(gè)方向［6］。

迷宮密封齒型角是影響迷宮密封結(jié)構(gòu)的重要參數(shù)，增大齒型角可以增加密封齒根部的寬度，有利于提高密封圈的強(qiáng)度，但對迷宮密封的性能也會(huì)產(chǎn)生很大的影響。目前，對輪轂軸承徑向迷宮密封結(jié)構(gòu)最佳齒型角的研究較少。下文以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，應(yīng)用ANSYSFLUENT軟件平臺(tái)，結(jié)合計(jì)算流體力學(xué)相關(guān)理論，研究不同壓比下齒型角對泄漏量的影響規(guī)律。迷宮密封結(jié)構(gòu)如圖1所示，圖中θ為齒型角。

圖1 輪轂軸承徑向直通式迷宮密封結(jié)構(gòu)

2 流體計(jì)算模型和收斂標(biāo)準(zhǔn)

流體在迷宮密封內(nèi)的流動(dòng)過程可以認(rèn)為是二維穩(wěn)態(tài)標(biāo)準(zhǔn)湍流流動(dòng)［7］。流體在迷宮密封中的流動(dòng)采用Reynolds平均Navier-Stokes方程和k-ε湍流模型來描述，其中包括連續(xù)性方程、能量方程、湍動(dòng)能方程、動(dòng)量方程和耗散率方程［8］。使用散度符號(hào)可得方程的通用形式

式中：ρ為流體密度；t為時(shí)間；?為通用變量；u為流體速度矢量；Γ為廣義擴(kuò)散系數(shù)；S為廣義源項(xiàng)。

對（1）式的離散采用有限體積法，為保證計(jì)算精度，連續(xù)性方程、能量方程和動(dòng)量方程的離散采用二階迎風(fēng)格式，湍動(dòng)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。當(dāng)連續(xù)性方程、速度、湍動(dòng)能及湍動(dòng)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(jìn)出口流量相差小于0.1%時(shí)，可認(rèn)為計(jì)算收斂［9］。

3 邊界條件

采用ANSYSFLUENT軟件對迷宮密封二維流場進(jìn)行仿真計(jì)算，邊界條件設(shè)置為：迷宮密封左端采用壓力入口，模擬工作總壓分別為0.15，0.21，0.27和0.35 MPa，氣流方向垂直于入口邊界；右端出口壓力為大氣壓，其值為0.1 MPa。軸承模擬內(nèi)圈工作轉(zhuǎn)速為3 000 r／min，其中芯軸即為迷宮密封模型的旋轉(zhuǎn)軸。軸承內(nèi)外圈相對運(yùn)動(dòng)采用移動(dòng)參考系模型（MRF）模擬，并將參考坐標(biāo)系設(shè)置在流場區(qū)域，邊界壁面均采用無滑移無滲透的固體壁面。求解器采用SIMPLE算法。工作介質(zhì)采用理想氣體。計(jì)算收斂后，用測得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輪轂軸承內(nèi)部聚集的氣壓勢能在迷宮密封內(nèi)轉(zhuǎn)化、衰減得越充分，密封性能就越好。

4 數(shù)值計(jì)算與仿真

4.1 幾何模型

該輪轂軸承單元徑向迷宮密封流場的幾何模型如圖2所示，幾何參數(shù)：總長L＝7.8 mm；密封齒高H＝2.5 mm；齒寬M＝2.4 mm；腔室頂端寬度W＝3 mm；間隙寬C＝0.2 mm。齒型角θ為變量，分別取90°，94.5°，99°，103.5°和108°。

圖2 輪轂軸承徑向迷宮密封流場的幾何模型

4.2 網(wǎng)格劃分

采用ANSYS ICEM CFD前處理軟件導(dǎo)入幾何模型并生成的二維四邊形結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格如圖3所示。為了保證計(jì)算精度，最大網(wǎng)格尺寸為0.01 mm，并對流動(dòng)比較復(fù)雜的近壁面處進(jìn)行網(wǎng)格加密處理［10］。

圖3 二維結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分

4.3 仿真結(jié)果

泄漏量隨齒型角的變化規(guī)律如圖4所示。由圖可知，4種壓比下泄漏量的變化規(guī)律基本一致。在所設(shè)定的結(jié)構(gòu)尺寸下，隨著齒型角的增加，空腔形狀由矩形變?yōu)榈妊菪危涨蝗莘e逐漸減小，泄漏量呈現(xiàn)出先減小后增大的變化規(guī)律。當(dāng)壓比增大時(shí)，最佳齒型角（泄漏量最小值對應(yīng)的齒型角）有所減小。因此，當(dāng)其他結(jié)構(gòu)尺寸一定時(shí)，存在最佳齒型角使得軸承徑向迷宮的密封效果最好。

圖4 不同壓比下泄漏量隨齒型角的變化規(guī)律

4.4 密封機(jī)理分析

在2.1倍壓比下，齒型角為99°時(shí)軸承迷宮密封流場的仿真壓力和速度分布云圖如圖5所示。

圖5 齒型角為99°的密封流場在2.1倍壓比下壓力和速度分布云圖

由圖5可知，在壓差推動(dòng)下，氣流從左端入口高壓側(cè)向右端出口低壓側(cè)流動(dòng)。當(dāng)氣流進(jìn)入密封間隙時(shí)，由于流道變窄，流速增高，壓力降低，即壓力勢能轉(zhuǎn)化為動(dòng)能；當(dāng)氣流進(jìn)入空腔時(shí)，由于流動(dòng)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(dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能，從而達(dá)到迷宮密封的效果。

在2.1倍壓比下，齒型角分別為90°，94.5°，103.5°和108°時(shí)軸承迷宮密封流場的速度分布如圖6所示。

對比圖5和圖6可知，氣流經(jīng)密封間隙流出后，形成強(qiáng)烈的射流沖擊到密封空腔中，并且呈一定角度擴(kuò)散，與壁面和周圍介質(zhì)發(fā)生摩擦和摻混，形成一個(gè)主渦。當(dāng)齒型角為90°時(shí)，主渦在空腔中部偏左的位置，空腔右下方大部分氣流速度較低，幾乎靜止。隨著齒型角的增大，不僅主渦的位置逐漸右移，而且空腔左右下角原先大量靜止的氣體也開始運(yùn)動(dòng)。當(dāng)齒型角為99°時(shí)，主渦在空腔中部，空腔左右下角原先幾乎靜止的氣體不斷與主渦周圍形成的氣流發(fā)生摩擦和摻混，并形成了幾個(gè)小渦，空腔內(nèi)氣體參與能量轉(zhuǎn)換較為充分，此時(shí)泄漏量較小。當(dāng)齒型角繼續(xù)增大時(shí)，空腔容積繼續(xù)減小，主渦逐漸偏向壓力出口，空腔右側(cè)氣流速度逐漸增高，使大量氣體高速流出，導(dǎo)致泄漏量又增大。

圖6 不同齒型角下密封流場的速度分布云圖

5 結(jié)束語

齒型角的變化對輪轂軸承徑向迷宮密封的泄漏量有一定影響，當(dāng)其他結(jié)構(gòu)尺寸一定，在同一壓比下，隨著齒型角的增大，迷宮密封的泄漏量先減小后增大。當(dāng)壓比增大時(shí)，最佳齒型角減小。對輪轂軸承徑向迷宮密封而言，存在最佳齒型角使其泄漏量最小。