間隙密封結構在高速重載軸承座上的應用研究*

(1.河南省機械設計及傳動系統(tǒng)重點實驗室 河南洛陽 471003；2.河南科技大學機電工程學院 河南洛陽 471003；3.洛陽LYC軸承有限公司 河南洛陽 471039)

高速重載軸承座常用間隙式密封結構進行密封，間隙式密封結構具有無摩擦、后期維護成本低的優(yōu)點[1]。但是，間隙密封只有在密封間隙極小的情況下才有良好的密封效果[2]。因此，間隙密封結構對加工精度和配合精度有很高的要求[3]。為了解決大尺寸零/部件在加工精度、配合精度較低的情況下，間隙式密封結構無法實現(xiàn)完全密封的問題，一些學者對間隙式密封進行了研究。DANISH等[4]和MORRISON等[5]運用流體力學及其相關理論找到了影響間隙式密封結構泄漏量的因素，并推導出了泄漏量與影響因素間的關系式。研究發(fā)現(xiàn)，間隙式密封結構在理論狀態(tài)下可以實現(xiàn)完全密封，但是受加工精度和裝配精度的影響，實際應用中很難實現(xiàn)完全密封。SHEN等[6]基于泄漏量公式，運用FLUENT對間隙密封結構進行了密封性能、內(nèi)部流場和泄漏量等分析。YANG等[7]對非接觸式端面密封進行了研究，得到了利用動態(tài)端面壓力形成的封閉空間和結構的靜壓效應實現(xiàn)非接觸密封的機制。程寧等人[8]和周棟棟等[9]利用有限元分析軟件FLUENT對間隙式密封間隙中流體的工作狀態(tài)和泄漏量等進行了數(shù)值仿真，分析了間隙式密封結構的流體速度和壓力分布等。余常武等[10]根據(jù)磨削主軸的實際情況分析了應用于磨削主軸的間隙式密封結構，并運用有限元分析驗證了其結構應用于磨削主軸中可以實現(xiàn)完全密封。

本文作者首先運用流體力學對傳統(tǒng)間隙密封結構應用于高速重載軸承座的可行性進行了計算驗證。經(jīng)計算發(fā)現(xiàn)，傳統(tǒng)間隙密封結構應用于高速重載軸承座能夠?qū)崿F(xiàn)完全密封后，但最大密封間隙寬度極小，在實際工程應用中有較大的困難。對傳統(tǒng)間隙密封結構進行了改進，對改進后的密封結構進行了理論計算，分析了其可行性和影響其最小壓差的影響因素；對改進后的間隙密封結構進行有限元分析，并將改進后的間隙密封結構應用于高速重載軸承座，驗證了改進間隙密封結構的性能。

1 間隙密封結構理論分析

傳統(tǒng)間隙密封結構為回轉(zhuǎn)體結構，其主要由側蓋和密封盤組成。側蓋和密封盤在裝配完成后形成間隙，構成傳統(tǒng)間隙密封結構。傳統(tǒng)間隙密封結構如圖1所示。

圖1 傳統(tǒng)間隙密封結構

對于圖1所示的高速重載軸承座，由于其內(nèi)部設計有蓄油池，且蓄油池位于間隙密封結構的下方，在靜止狀態(tài)下，不會有油進入間隙密封段。文獻[11]已對靜止狀態(tài)下間隙密封結構進行過分析，因此，文中對于靜止狀態(tài)下間隙密封結構的密封性能不再進行分析，只計算分析高速重載軸承座在工作狀態(tài)下使用間隙密封結構在理論上能否實現(xiàn)完全密封。

1.1 工作狀態(tài)下間隙密封結構的理論分析

間隙密封結構密封盤隨著主軸轉(zhuǎn)動，側蓋靜止不動。工作中密封盤表面氣體分為兩層，一層處于邊界層中，其運動速度與密封盤速度相同，另一層處于邊界層之外，其速度隨著與密封盤距離的增加而急劇減小。間隙密封結構由間隙中氣體的速度差產(chǎn)生壓差進而達到密封的效果，旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下密封間隙中的氣體主要受3個壓差的影響：軸承座內(nèi)外部壓差，間隙內(nèi)氣體由離心力所產(chǎn)生的壓差，間隙內(nèi)氣體由伯努利原理所產(chǎn)生的壓差。計算時假設密封間隙足夠小，間隙內(nèi)氣體均處于密封盤邊界層內(nèi)。

1.1.1 由伯努利原理產(chǎn)生的壓差

高速重載軸承座在工作時其密封盤會隨著主軸進行高速轉(zhuǎn)動，由邊界層效應可知，密封盤周圍處于邊界層內(nèi)的氣體會形成與密封盤相同的轉(zhuǎn)速，選取軸向間隙2和8處(見圖1)氣體進行計算，伯努利方程如下：

(1)

式中：p1、p2分別為兩點處壓力，Pa；v1、v2分別為兩點處速度，m/s；h1、h2分別為兩點處高度，m；g為重力加速度，m/s2。

將式(1)變形得：

(2)

對于文中研究的密封結構，密封盤最大半徑為167.5 mm，位于軸向間隙8處；最小半徑為118.5 mm，位于軸向間隙2處。兩處高度差即半徑差，轉(zhuǎn)速2 000 r/min，求得兩點線速度并代入式(2)可得：

(3)

1.1.2 由離心力產(chǎn)生的壓差

旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，間隙內(nèi)氣體會由離心力產(chǎn)生壓差：

(4)

式中：ω為氣體旋轉(zhuǎn)速度，r/s；ro和ri分別為間隙內(nèi)外半徑，m；po和pi分別為兩點處壓力，Pa。

代入密封盤最大最小半徑及旋轉(zhuǎn)速度可得：

(5)

由式(3)和式(5)可知，傳統(tǒng)間隙密封結構由開口到出口處總壓差為

Δp=Δp1+Δp2=3 711+9.6=3 720.6 (Pa)

(6)

1.1.3 高速重載軸承座內(nèi)外部壓差

當軸承以2 000 r/min的轉(zhuǎn)速工作時，軸承座內(nèi)部形成由內(nèi)向外的壓差，經(jīng)過實驗測得其大小為1 kPa。而從式(6)可知，密封結構由外向內(nèi)產(chǎn)生的壓差為3.72 kPa，遠大于軸承座內(nèi)部產(chǎn)生的由內(nèi)向外的壓差，故使用間隙密封可以實現(xiàn)對高速重載軸承座的完全密封。

但是，由于高速重載軸承座尺寸較大，其加工精度和裝配精度難以保證，計算中假設的微小縫隙在實際中能否保證就需要進行計算。

1.2 實現(xiàn)完全密封的最大密封間隙寬度

間隙密封結構通過密封結構自身旋轉(zhuǎn)，帶動表面邊界層內(nèi)氣體旋轉(zhuǎn)。由于回轉(zhuǎn)類工件角速度相同，線速度不同，導致其邊界層內(nèi)氣體的線速度不同。由伯努利方程可知，速度差產(chǎn)生壓差，進而由壓差實現(xiàn)密封。但是，當密封間隙變大，間隙寬度大于邊界層厚度，間隙中氣體分為兩部分，一部分為鄰近密封盤一側處于邊界層中的氣體，一部分為遠離密封盤一側處于邊界層之外的氣體。由于氣體在脫離邊界層后速度會急劇下降，導致遠離密封盤一側氣體速度不能達到實現(xiàn)密封所需的速度，使得整體密封結構無法實現(xiàn)完全密封。因此，要計算其能夠?qū)崿F(xiàn)完全密封的間隙寬度，只需計算其邊界層厚度即可。

由文獻[12]得，物體表面氣體邊界層厚度計算公式如下：

(7)

式中：μ為氣體的動力黏度，Pa·s；x為結構的特征長度，m；ρ為氣體密度，kg/m3；v∞為物體運動速度，m/s。

對式(7)應用于軸承座后進行變形，由于x=d，v∞=πdv/60,將其代入式(7)可得：

(8)

式中：v為密封盤旋轉(zhuǎn)角速度，r/min。

由式(8)可以看出，密封盤上各處邊界層厚度δ與半徑大小r無關，且各點處角速度相同，因此，密封盤上各個點處氣體邊界層厚度均相同。

20 ℃和標準大氣壓下，空氣的動力黏度為1.81×10-5Pa·s，密度為12.05 kg/m3。密封盤轉(zhuǎn)動速度與主軸轉(zhuǎn)速相同，為2 000 r/min，代入式(8)得：

(9)

由式(9)可知，與密封盤能夠保持同步高速轉(zhuǎn)動的氣體邊界層厚度只有0.556 mm，即若要采用傳統(tǒng)密封結構進行完全密封，則密封間隙最多只能達到0.556 mm。但是由于高速重載軸承座尺寸大，加工精度和裝配精度難以保證，若使用密封間隙只有0.556 mm的傳統(tǒng)間隙密封結構，在工作中由于表面誤差、形狀誤差、裝配誤差等導致間隙寬度變小或變大，將導致密封盤、主軸與側蓋產(chǎn)生摩擦或密封結構無法實現(xiàn)完全密封。

而要想解決此問題就要增大密封間隙寬度，但是在轉(zhuǎn)速等條件相同的條件下，密封盤表面氣體邊界層厚度依舊是0.556 mm，間隙寬度變大，遠離密封盤一側邊界層之外的氣體轉(zhuǎn)速逐漸降低，壓差隨之減小，就無法實現(xiàn)完全密封。而研究的高速重載軸承座加工和裝配可以保證的最小間隙寬度為1 mm，下面通過計算驗證在間隙寬度為1 mm時使用傳統(tǒng)間隙密封結構能否實現(xiàn)完全密封。

由文獻[13]可得物體表層氣體速度分布關系式為

vx=v

(10)

式中：y為所求點距物體表面高度，m。

間隙距密封盤表面最遠處氣體速度最小，而間隙寬度為1 mm，則y=1×10-3m。分別將最大半徑處速度與最小半徑處速度代入式(10)，計算密封盤最大半徑和最小半徑處的最低氣體線速度。

-7.40 (m/s)

(11)

-5.24 (m/s)

(12)

將式(11)和式(12)所得密封盤最大半徑和最小半徑處的最低氣體線速度代入式(2)得：

9.8×(0.334-0.237)=176.3 (Pa)

(13)

故密封結構所產(chǎn)生最小總壓差為Δp2+Δp3=185.9 Pa，而軸承座由內(nèi)向外的壓力為1 kPa，遠大于密封結構所產(chǎn)生壓差，證明傳統(tǒng)密封結構在間隙寬度為1 mm時無法實現(xiàn)高速重載軸承座的完全密封。

1.3 間隙密封結構的改進及分析

在傳統(tǒng)間隙密封結構的基礎上進行了改進,改進后的間隙密封結構為回轉(zhuǎn)體結構，在傳統(tǒng)間隙密封結構的基礎上調(diào)整側蓋尺寸使得密封間隙寬度增大，降低了對整個間隙密封結構加工精度和裝配精度的要求；在密封盤第一階凸臺上開設了8個均勻分布的氣壓孔。為了方便氣壓孔的加工，氣壓孔傾斜角度應隨氣壓孔的位置進行調(diào)整。改進后的間隙密封結構如圖2所示。軸承座側蓋和密封盤配合形成間隙密封。

圖2 改進后的間隙密封結構

此氣壓孔兩端由于氣體速度不同產(chǎn)生壓差，由于其位于密封盤內(nèi)部，直徑大小不受軸承座加工精度、裝配精度等因素影響，故兩端產(chǎn)生壓差穩(wěn)定。在密封盤旋轉(zhuǎn)過程中，8個氣壓孔所產(chǎn)生壓差實現(xiàn)對軸向間隙2和4之間的覆蓋，由于氣壓孔所產(chǎn)生壓差大于徑向間隙3所產(chǎn)生的壓差，因此對徑向間隙3產(chǎn)生了短路，氣壓孔代替徑向間隙3進行密封。氣壓孔兩端入口處線速度分別為24.8和28.2 m/s，代入式(2)得：

9.8×(0.269-0.237)=1 090 (Pa)

(14)

計算氣壓孔上端開口處至軸承座內(nèi)部入口處的壓差，將氣壓孔上端開口處密封盤線速度28.16 m/s代入式(10)可得：

-5.95 (m/s)

(15)

將vxmax與vxmid代入式(2)得：

9.8×(0.334-0.269)=124.8 (Pa)

(16)

故增加了氣壓孔后整個密封結構最小總壓差為Δp2+Δp4+Δp5=1 224.4 Pa，大于軸承座由內(nèi)向外產(chǎn)生的壓差，可以實現(xiàn)完全密封。

2 有限元分析及驗證

基于高速重載軸承座的實際工況利用NX FLOW求解器對其密封結構進行有限元分析。選取密封結構參數(shù)如下：密封盤最小半徑118.5 mm，最大半徑167.5 mm，間隙寬度1 mm，軸向?qū)挾?5.5 mm，密封盤轉(zhuǎn)速2 000 r/min。

2.1 網(wǎng)格劃分和邊界條件

分別提取和建立傳統(tǒng)間隙密封結構和改進后的間隙密封結構間隙中氣體的模型，由于改進后的間隙密封結構含有8個均勻分布的氣壓孔，因此不能使用如圖2所示的簡化模型，應提取間隙密封結構內(nèi)部氣體空間的整體模型。

采用NX FLOW求解器3D四面體網(wǎng)格工具進行網(wǎng)格劃分，單元類型為十節(jié)點四面體CTETRA(10)，單元大小為5 mm。2個模型劃分為460 847個單元、764 007個節(jié)點和513 437單元、847 259個節(jié)點。設置模型材料為空氣，對2個模型施加相同的邊界條件。對模型緊鄰密封盤一側賦予流體域邊界層，并設置其邊界層厚度為0.56 mm。對模型緊鄰密封盤一側施加邊界流動面載荷，并對其賦予2 000 r/min繞密封盤中心旋轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)載荷。在模型與外部相接的開口處和模型接入軸承座內(nèi)部處施加開口邊界條件，氣壓為標準大氣壓，無壓頭損失。

2.2 有限元分析結果

2.2.1 傳統(tǒng)間隙密封結構分析結果

采用K-Epsilon湍流模型對所建立模型分別進行求解，傳統(tǒng)密封結構求解和后處理后所得壓力分布云圖如圖3和圖4所示。

如圖3所示，傳統(tǒng)間隙密封結構中氣體在緊鄰密

封盤一側壓力符合傳統(tǒng)間隙密封壓力分布規(guī)律，隨著半徑的增大，壓力逐漸增大，由內(nèi)向外產(chǎn)生壓差。但由圖4可以看出，密封盤中氣體在遠離密封盤一側由于處于邊界層之外，速度較低，導致其壓力幾乎相同，無法形成較大的壓差。

圖3 傳統(tǒng)間隙密封結構緊鄰密封盤側壓力分布圖

圖4 傳統(tǒng)間隙密封結構遠離密封盤側壓力分布圖

為了驗證上述計算的正確性，如圖5所示，從結果中提取了軸承座內(nèi)部入口處與軸承座外部入口處的壓力數(shù)值，提取的數(shù)據(jù)如表1所示。

圖5 提取軸承座內(nèi)部與外部入口處壓力

表1 軸承座內(nèi)部與外部入口處壓力

對表1中所取單元壓力求平均值，得密封結構與外界相接處壓力為-2.3 Pa，與軸承座內(nèi)部相接處壓力為232.8 Pa，因此其最小壓差為235.1 Pa，與計算所得壓差176 Pa相差不大，均遠小于軸承座內(nèi)外部壓差1 kPa，不能達到完全密封的效果。

2.2.2 改進后的間隙密封結構分析結果

改進后的間隙密封結構求解和后處理所得壓力分布圖如圖6和圖7所示。

圖6 改進后間隙密封結構緊鄰密封盤側壓力分布圖

圖7 改進后間隙密封結構遠離密封盤側壓力分布圖

將圖6、圖7與圖3、圖4進行對比可以發(fā)現(xiàn)，改進后間隙密封結構最大壓差與傳統(tǒng)間隙密封結構最大壓差幾乎相同，分別為1.911和1.907 kPa。但是密封結構的好壞不僅取決于最大壓差，更主要的是取決于最小壓差。

為了驗證改進后密封結構最小壓差計算的正確性，如圖8所示，從結果中提取了軸承座內(nèi)部入口處與氣壓孔上方軸向間隙處的壓力數(shù)值，同時如圖9所示，提取了氣壓孔所產(chǎn)生的壓力數(shù)值，分別如表2和表3所示。

圖8 提取軸承座內(nèi)部入口處與氣壓孔上方軸向間隙處壓力

序號內(nèi)部入口處壓力pi/Pa氣壓孔上方徑向間隙處壓力p/Pa13121082276102327673422573524996624911573128682769292259610225102111979612312108132631151426386152499316263861731273平均值263.894.1

表3 氣壓孔所產(chǎn)生壓力

如表2所示，對所取單元壓力求平均值，得軸承座內(nèi)部入口處平均壓力為263.8 Pa，氣壓孔上方軸向間隙處平均壓力為94.1 Pa，求得軸承座入口處至氣壓孔上方軸向間隙處的壓差為169.7 Pa。如表3所示，氣壓孔出口處平均壓力為969.5 Pa，氣壓孔中平均壓力為14.1 Pa，求得氣壓孔所產(chǎn)生壓差為955.4 Pa，進入口處至氣壓孔上方軸向間隙處的壓差與氣壓孔所產(chǎn)生壓差相加即可求得改進后的間隙密封結構最小壓差為1 125.1 Pa，與計算所得壓差1 225 Pa有較小的誤差，但都大于軸承座內(nèi)外部壓差1 kPa。

由此可以證明，傳統(tǒng)間隙密封結構在大間隙的條件下最大壓差大于密封所需壓差，最小壓差卻遠小于密封所需壓差，無法實現(xiàn)完全密封效果。而改進后的間隙密封結構在大間隙條件下最大壓差和最小壓差均大于密封所需壓差，因此可以實現(xiàn)完全密封。

2.3 間隙密封結構最小壓差影響因素分析

為了了解改進后密封結構最小總壓差的影響因素，對改進后的密封結構進行了多組分析，結果如表4所示。

表4 改進后間隙密封結構最小總壓差影響因素分析

采用控制變量法進行對比分析。表4中2～9組數(shù)據(jù)為分別改變間隙寬度、轉(zhuǎn)速、氣壓孔直徑和氣壓孔傾斜角度與第1組數(shù)據(jù)進行對比分析。可見，在一定范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)速對最小總壓差影響最大，最小總壓差與轉(zhuǎn)速為正相關；而氣壓孔傾斜角度對最小總壓差影響最小；當間隙寬度遠遠大于邊界層厚度時，間隙寬度對最小總壓差影響最大，間隙寬度越大，最小總壓差越小；氣壓孔直徑在一定范圍內(nèi)對最小總壓差影響不大，但是氣壓孔直徑不能過大或過小，過大或過小都會影響其效果。通過式(2)和式(4)計算得出，該密封結構能夠?qū)崿F(xiàn)完全密封所需最低轉(zhuǎn)速為1 763 r/min。由于篇幅有限，不再對其影響因素進行更加深入的討論。

3 實際應用分析

運用傳統(tǒng)間隙密封結構和文中所改進間隙密封結構，分別設計制造了2臺使用工況相同的高速重載軸承座，如圖10和圖11所示。2臺軸承座均為高速重載軸承試驗機配試軸承的軸承座，其密封結構尺寸相同，密封間隙均為1 mm。

圖11 采用改進間隙密封結構的重載軸承座

2臺高速重載軸承座均已投入實際工作，其工作條件相同，工作轉(zhuǎn)速均為2 000 r/min，所受徑向載荷為150 kN，工作時間均已達到3 500 h。如圖10所示，采用傳統(tǒng)間隙密封結構的軸承座工作3 500 h后出現(xiàn)潤滑油泄漏，現(xiàn)場污染嚴重，需要經(jīng)常進行清理維護。如圖11所示，采用改進間隙密封結構的軸承座工作3 500 h后軸承座無潤滑油泄漏。可見，改進的間隙密封結構能夠?qū)崿F(xiàn)高速重載軸承座的完全密封。

4 結論

(1)驗證了傳統(tǒng)間隙密封結構運用于高速重載軸承座的可行性，但由于其使用條件苛刻，對其結構進行了改進，增大了間隙密封結構的密封間隙，并在密封盤第一階凸臺上增設了數(shù)個氣壓孔。

(2)仿真分析表明，改進后的間隙密封結構在密封盤以工作轉(zhuǎn)速2 000 r/min工作時，能夠?qū)崿F(xiàn)完全密封所需的最大密封間隙寬度可達1 mm以上，改善了間隙密封結構的使用條件。

(3)通過實驗驗證了理論計算和有限元分析的正確性，并顯示了改進后密封結構對于傳統(tǒng)密封結構的優(yōu)越性。這種高效節(jié)能的密封結構對高速、重載工況下的大型回轉(zhuǎn)類工件的密封問題具有指導性意義。