濕式離合器冷卻油路溫度場(chǎng)特性仿真分析

朱茂桃，龔麗紅，成 宵

(江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013)

濕式離合器作為車輛動(dòng)力傳遞過(guò)程中的重要裝置，其良好的工作性能可保證汽車起步平穩(wěn)和換檔順暢，提高行駛平順性[1]。相比于干式離合器，濕式離合器的特點(diǎn)是在于其冷卻方式是油冷，其動(dòng)力傳遞產(chǎn)生的熱量主要通過(guò)流體與固體間的熱交換進(jìn)行冷卻[2]。離合器在接合過(guò)程中，摩擦片和對(duì)偶鋼片由于轉(zhuǎn)速差的存在而相互滑摩，從而產(chǎn)生大量摩擦熱[3]。滑摩熱的存在會(huì)使摩擦元件的溫度急劇上升，造成表面摩擦材料流失或剝蝕等[4]，同時(shí)也會(huì)使油液物理特性發(fā)生改變，降低其冷卻性能[5]，從而直接降低離合器的使用壽命。因此，離合器油路流域溫度場(chǎng)的研究對(duì)提升離合器性能具有重大意義[6]。中外學(xué)者針對(duì)濕式離合器流域流場(chǎng)特性進(jìn)行了大量研究。陶哲旭等[7]針對(duì)離合器分離空轉(zhuǎn)狀態(tài)下的摩擦副流場(chǎng)模型為研究對(duì)象，獲得了離合器分離狀態(tài)下的壓力云圖及溫度云圖，并研究了入口流量及相對(duì)轉(zhuǎn)速對(duì)帶排轉(zhuǎn)矩的影響規(guī)律，但其將摩擦片壁面設(shè)置為絕熱邊界條件，忽略了摩擦副間的熱量傳遞；楊洋等[8]以1對(duì)具有雙圓弧形油槽的摩擦副為研究對(duì)象，對(duì)摩擦副的流場(chǎng)特性進(jìn)行仿真分析，并獲得了不同轉(zhuǎn)速與流量下的摩擦副速度與壓力分布云圖，得出摩擦副流場(chǎng)壓力沿摩擦片徑向方向由內(nèi)而外呈線性增長(zhǎng)，但其假設(shè)摩擦副間為全油膜狀態(tài)，忽略了空氣相占比的影響。虞焰軍等[9]利用Flluent軟件建立了含Y型溝槽的濕式離合器油路三維有限元仿真模型，以油液入口流量為影響因素，研究其對(duì)摩擦片入口流速及入口壓力的影響。Zhang 等[10]以含徑向溝槽的濕式離合器單副摩擦副流域?yàn)檠芯繉?duì)象，研究了摩擦副間的帶排轉(zhuǎn)矩值隨潤(rùn)滑油液的流量大小、油液密度及油液的黏度的變化規(guī)律，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了所得結(jié)論的正確性；Kim等[11]建立了含3種不同溝槽形狀的三維濕式離合器CFD(computational fluid dynamics)流體仿真模型，對(duì)比分析了不同溝槽形狀下摩擦副間油液的流動(dòng)特性并獲得摩擦片表面溫度分布云圖，通過(guò)調(diào)整溝槽的幾何參數(shù)加快了冷卻油液在溝槽中的流動(dòng)速度；Miao等[12]利用Fluent軟件建立了帶徑向溝槽的摩擦副間油膜仿真模型，并以摩擦片與對(duì)偶鋼片間的對(duì)流換熱系數(shù)為研究對(duì)象，研究了油液流量及油液溫度對(duì)其的影響。

綜上，目前對(duì)于濕式離合器在多種工況下流場(chǎng)特性以及溫度場(chǎng)特性的研究主要以單副摩擦副流域模型為研究對(duì)象，鮮有對(duì)濕式離合器整體油路進(jìn)行熱傳遞分析，同時(shí)大多假設(shè)離合器內(nèi)部流域?yàn)槿湟籂顟B(tài)，忽略了空氣相對(duì)離合器溫度場(chǎng)的影響。現(xiàn)通過(guò)建立濕式離合器整體內(nèi)流域的三維有限元模型，以摩擦片壁面熱傳遞、潤(rùn)滑油溫度為評(píng)價(jià)指標(biāo)，在考慮入口處油液占比隨摩擦副轉(zhuǎn)速變化的情況下，依次采用單一因素控制法和正交設(shè)計(jì)法分析各因素對(duì)油路冷卻性能的影響規(guī)律。

1 數(shù)學(xué)模型

1.1 流體控制方程和湍流模型

假設(shè)潤(rùn)滑油為不可壓縮流體，湍流狀態(tài)下采用時(shí)間平均法，即用平均值與脈動(dòng)值之和代替流動(dòng)變量，進(jìn)行流場(chǎng)穩(wěn)態(tài)模擬分析，則平均質(zhì)量和動(dòng)力傳輸方程如下：

(1)

(2)

湍流模型采用可實(shí)現(xiàn)的κ-ε兩層模型，湍動(dòng)能κ和湍流耗散率ε的傳輸方程如下:

(3)

(4)

式中：μ為動(dòng)力黏度；μt為湍流黏度；σκ、σε、Cε1和Cε2為模型系數(shù)；Ρκ和Ρε為結(jié)果項(xiàng)；f2為阻尼函數(shù)；Sκ和Sε為指定源項(xiàng)；ε0為源項(xiàng)中阻止湍流衰減的環(huán)境湍流值；Tε為大渦時(shí)間尺度；T0為單位時(shí)間尺度。

1.2 對(duì)流換熱

油路模型中參與對(duì)流換熱的固體壁面主要為離合器殼表面、摩擦副盤(pán)面、摩擦副環(huán)面和摩擦副溝槽面。參考式(5)，離合器殼壁面和摩擦副盤(pán)面對(duì)流換熱系數(shù)可近似作橫掠平板對(duì)流換熱計(jì)算[13]；參考式(6)，離合器殼環(huán)面和摩擦副環(huán)面對(duì)流換熱系數(shù)可近似作橫掠圓柱體對(duì)流換熱計(jì)算[14]；參考式(7)，采用徑向槽，故摩擦副溝槽面對(duì)流換熱系數(shù)的計(jì)算可近似為管內(nèi)對(duì)流換熱[15]。

h=(0.037Re0.8-871)Pr1/3(λF/L)

(5)

h=0.027Re0.8Pr1/3(μF/μW)0.14(λF/d)

(6)

h=0.023Re0.8Pr0.4(μF/μW)0.11(λF/de)

(7)

式中：λF為油液的導(dǎo)熱系數(shù);Re為雷諾數(shù);Pr為普朗特?cái)?shù);L為特征長(zhǎng)度;d為直徑尺寸;de為特征直徑，μF為油液在該表面處黏度值；μW為油液在混合平均溫度下的黏度值。

2 有限元模型的建立

在進(jìn)行數(shù)值仿真運(yùn)算之前，對(duì)物理模型進(jìn)行如下假設(shè)：①離合器內(nèi)部各組摩擦副間隙保持相同；②忽略重力和油液泄漏量的影響；③忽略摩擦副上內(nèi)外齒和離合器殼上花鍵齒等細(xì)小復(fù)雜結(jié)構(gòu)；④同一工況下摩擦副滑摩生熱量和進(jìn)油口溫度保持不變；⑤摩擦片轉(zhuǎn)動(dòng)，鋼片固定。

2.1 幾何模型建立及網(wǎng)格劃分

濕式離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖,如圖1所示。離合器冷卻油由內(nèi)殼入油口流入，在冷卻油壓與離心力的作用下流經(jīng)摩擦片與對(duì)偶鋼片后,從外殼出油口流出。

利用catia軟件對(duì)離合器冷卻油流經(jīng)空間進(jìn)行建模，所得濕式離合器油路流體模型如圖2所示。

圖1 濕式離合器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Simplified structure of the wet clutch

圖2 濕式離合器油路流體三維模型Fig.2 3D model of wet clutch oil way

其中，入口流域指噴油口出口到離合器內(nèi)殼外表面的油液區(qū)；入油口內(nèi)流域指流經(jīng)進(jìn)油口的油液區(qū)；摩擦副內(nèi)流域是包括溝槽中的油液和附在摩擦片表面的薄層油液；摩擦副外流域由附在離合器殼內(nèi)表面的薄層油液和離合器內(nèi)腔中不觸及任何固體壁面的油液組成；出油口內(nèi)流域指流經(jīng)出油口的油液區(qū)；出口流域是附在離合器外殼外表面的油液層。

在STAR-CCM+中導(dǎo)入幾何模型并對(duì)其進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，在驗(yàn)證網(wǎng)格獨(dú)立性后，最終所得網(wǎng)格模型如圖3所示，總單元數(shù)為863 692。

2.2 邊界條件

設(shè)置入口邊界為質(zhì)量流量進(jìn)口；出口邊界為壓力出口，靜壓值設(shè)為0，剩余面均設(shè)置為無(wú)滑移壁面。設(shè)置環(huán)境壁面溫度為363.15 K，滑摩面壁面溫度為482.45 K。與摩擦片直接接觸的壁面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)壁面，其余壁面設(shè)置為靜止壁面。入口處的油液體積分?jǐn)?shù)參照文獻(xiàn)[16]的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，如圖4所示，入口處的油液體積分?jǐn)?shù)與摩擦副相對(duì)轉(zhuǎn)速有關(guān)。

圖4 入口處油液體積分?jǐn)?shù)隨轉(zhuǎn)速的變化[16]Fig.4 Change of oil volume fraction with rotation speed at inlet[16]

2.3 計(jì)算方法

采用可實(shí)現(xiàn)κ-ε兩層湍流模型、分離多相溫度模型和VOF模型，進(jìn)行穩(wěn)態(tài)求解。定義潤(rùn)滑油為主相、空氣為次相。多相互動(dòng)作用選擇VOF-VOF相間相互作用模型和表面張力模型，在計(jì)算時(shí)將油液黏溫特性導(dǎo)入到軟件中，以便材料參數(shù)隨計(jì)算中的溫度隨時(shí)變化，提高仿真精度。摩擦副結(jié)構(gòu)參數(shù)及仿真工況參數(shù)如表1及表2所示。

表1 摩擦副結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1 Parameters of friction pair system

表2 仿真模型參數(shù)Table 2 Technical data of flow field simulation

3 仿真結(jié)果分析

針對(duì)摩擦副流域溫度場(chǎng)特性分析，以摩擦片壁面熱傳遞情況和潤(rùn)滑油溫度分布為評(píng)價(jià)指標(biāo)，研究不同相對(duì)轉(zhuǎn)速及入口流量對(duì)摩擦副流域溫度場(chǎng)在徑向及軸向上的影響規(guī)律。單片摩擦副油膜壁面劃分如圖5所示。

圖5 單片摩擦副油膜壁面劃分示意Fig.5 Schematic diagram of oil film wall of friction pair division

不同影響因素下摩擦片壁面熱傳遞與潤(rùn)滑油溫度沿軸向的分布趨勢(shì)相同，曲線均呈現(xiàn)以摩擦片的兩側(cè)流域?yàn)橹芷诘牟ɡ诵畏植肌Ａ硗猓谙嗤绊懸蛩厮较履Σ疗γ娴臒醾鬟f量均高于溝槽面，這是因?yàn)樵诮雍线^(guò)程中摩擦熱主要作用于滑摩面，其溫度高于溝槽面，溫差相對(duì)較大。

3.1 摩擦片壁面熱傳遞

不同相對(duì)轉(zhuǎn)速及入口流量下摩擦片壁面熱傳遞隨軸向位置的分布情況如圖6所示。參見(jiàn)圖6(a)，不同相對(duì)轉(zhuǎn)速下摩擦片滑摩面與溝槽面的熱傳遞變化情況類似，均隨著轉(zhuǎn)速差的升高而下降。定義相對(duì)轉(zhuǎn)速低于1 200 r/min為低轉(zhuǎn)速差階段，此時(shí)轉(zhuǎn)速差的變化對(duì)熱傳遞幾乎無(wú)影響。中高轉(zhuǎn)速差階段，油液熱傳遞隨轉(zhuǎn)速差的升高而迅速下降，且曲線波動(dòng)幅度逐漸變緩，即摩擦片兩側(cè)流域的壁面熱傳遞差距減小。如轉(zhuǎn)速差由1 200 r/min升至1 400 r/min時(shí)，摩擦片滑摩面平均熱傳遞下降25.10%，而溝槽面下降72.01%。這是因?yàn)橹懈咿D(zhuǎn)速差階段，空氣的進(jìn)入使得油液紊流增加，壁面附著油液占比減小，流動(dòng)環(huán)境較差，尤其體現(xiàn)在溝槽結(jié)構(gòu)處。同時(shí)當(dāng)轉(zhuǎn)速差升至1 700 r/min時(shí)，摩擦片溝槽面熱傳遞量幾乎為0，即該工況下溝槽面散熱性能較差。

圖6 摩擦片壁面熱傳遞隨軸向位置分布情況Fig.6 Distribution of heat transfer on friction sheet wall with axial position

如圖6(b)所示，當(dāng)入口流量為3 L/min，每增加3 L/min，摩擦片滑摩面平均熱傳遞分別增加38.79%、27.93%，而溝槽面降低27.76%、22.03%。這是因?yàn)槿肟诹髁康脑黾樱Σ粮逼g油液占比增加，片間流體與滑摩面溫差增大，利于滑摩面的熱傳遞，但此時(shí)溝槽面的傳熱量因片間流體溫度的降低而減少。因此，滑摩面熱傳遞量主要與油液占比有關(guān)，而油液占比較高的情況下，溝槽面熱傳遞量主要與片間流體溫度有關(guān)。

3.2 潤(rùn)滑油溫度分布

3.2.1 軸向分布

如圖7所示，隨著相對(duì)轉(zhuǎn)速或入口流量的增加，摩擦副油膜溫度均呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。同時(shí)，單個(gè)摩擦片的兩側(cè)流域溫度左低右高，這是因?yàn)榭拷?x方向?yàn)闈?rùn)滑油入口端，溫度相對(duì)較低。但不同軸向位置的片間流域溫度分布存在差異。定義摩擦副間隙編號(hào)從左至右分別為間隙1、間隙2、等，軸向坐標(biāo)為1.1 mm 的流體溫度均是最低，即間隙5，是因?yàn)榇颂幜饔蚩拷M(jìn)出油口，擁有較好的冷卻條件。而軸坐標(biāo)為-5.6 mm 的流體溫度最高，即間隙2，是因?yàn)榇颂幜饔蚓嚯x進(jìn)出油口都較遠(yuǎn)，油液冷卻條件較差，需對(duì)該處流域溫度進(jìn)行重點(diǎn)關(guān)注。

3.2.2 徑向分布

由于間隙2處油液冷卻條件較差，故以其徑向截面溫度分布為例，研究不同相對(duì)轉(zhuǎn)速及入口流量下摩擦副間隙流體溫度沿徑向分布的規(guī)律，如圖8所示。整體可見(jiàn)，不同影響因素下除了溝槽位置的溫度比同半徑處的滑摩位置高外，數(shù)值整體呈徑向等值分布。同時(shí)溫度分布沿徑向由內(nèi)徑向外徑逐步升高，溫度最大值出現(xiàn)于摩擦片外徑處流域。

由圖8(a)～圖8(c)可知，隨著入口流量的增加，摩擦片內(nèi)徑處流域溫度由366.32 K下降至339.51 K，間隙2內(nèi)徑流域溫度分布有較大程度的改善，而外徑處流域溫度變化較小。同時(shí)隨著入口流量的增加，間隙2處流域徑向溫差增大，易在外徑處形成高溫區(qū)域，不利于油路外徑處的冷卻換熱。參考圖8(b)、圖8(d)、圖8(e)和圖8(f)，與熱傳遞情況類似，低轉(zhuǎn)速差階段，間隙2處流域溫度分布變化較小，中高轉(zhuǎn)速差階段，隨著轉(zhuǎn)速差的提高，摩擦副附著流域流速得到提升，加快了油液的對(duì)流換熱，間隙2處流域溫度分布明顯改善，高溫區(qū)域占比減小，溫度分布趨于均勻。

圖7 摩擦副油膜溫度體積平均值在不同軸向位置的變化情況Fig.7 Average oil film temperature with axial position of friction pair

圖8 不同工況因素下間隙流體溫度分布云Fig.8 Temperature distribution cloud map of clearance fluid in different conditions

3.3 結(jié)構(gòu)因素分析

2種不同出油孔分布形式如圖9所示。調(diào)整出油孔的孔徑大小以確保在不同分布形式下總橫截面積相同。出油孔的分布形式影響著流體的流動(dòng)路徑，從而影響著油路的散熱性能。

6 L/min、1 200 r/min條件下不同出油孔布置形式油氣混合分布圖如圖10所示。出油孔中間布置時(shí)，油膜出口處油液占比較高，油液占比最大值可達(dá)到0.826，出油孔為上下分布時(shí)，油膜入口處油液占比較高，油液占比最大值為0.775，降低了6.2%。由于滑摩過(guò)程中摩擦片外徑處溫度最高，而中間分布的出油孔結(jié)構(gòu)可提高摩擦副外徑流域的油液體積分?jǐn)?shù)，進(jìn)而改善摩擦副外徑附近油液流通環(huán)境，從而改善其散熱條件。

圖9 出油孔分布形式示意Fig.9 Schematic diagram of oil outlet distribution

4 多因素分析

4.1 正交方案表

選取入口流量、相對(duì)轉(zhuǎn)速、摩擦副間隙及出油孔數(shù)目4個(gè)影響因素，以摩擦片滑摩面的熱傳遞和間隙流域溫度為評(píng)價(jià)指標(biāo)，搭建了L9(34)正交表，分析了各因素對(duì)油路冷卻性能的影響程度。其中熱傳遞數(shù)值越大越好，間隙流域溫度值越低越好。影響因素水平、仿真方案及仿真結(jié)果分別如表3、表4所示。

圖10 不同出油孔分布形式下間隙油氣分布云Fig.10 Cloud map of clearance oil-air distributions in different oil outlet distribution forms

表3 因素水平表Table 3 Factor level table

表4 L9(34)正交表Table 4 L9(34)orthogonal table

4.2 極差分析法

表5 熱傳遞數(shù)據(jù)極差分析Table 5 Range analysis of heat transfer

表6 溫度數(shù)據(jù)極差分析Table 6 Range analysis of temperature data

綜合考慮2個(gè)評(píng)價(jià)指標(biāo)：針對(duì)入口流量，由上表可知，數(shù)值越大越好；針對(duì)相對(duì)轉(zhuǎn)速，選擇B1時(shí)，較B3而言，熱傳遞增加40.48%，溫度增加7.38%；即有利程度為40.48%，不利程度為7.38%；選擇B3時(shí)，較B1而言，熱傳遞減少28.82%，溫度減少6.87%，即有利程度為6.87%，不利程度為28.82%，因此，選擇B1較好，即中低轉(zhuǎn)速差下冷卻環(huán)境較佳。同理，針對(duì)摩擦副間隙，選擇C2時(shí)，較C3而言，有利程度為29.65%，不利程度為3.77%；選擇C3時(shí)，較C2而言，有利程度為3.63%，不利程度為22.87%，因此，選擇C2較好。針對(duì)出油孔數(shù)目，其極差值較其他因素而言，對(duì)熱傳遞的影響程度只占據(jù)2%，因此出油孔數(shù)目只考慮對(duì)油溫的影響，即數(shù)目越多越好，但油孔數(shù)會(huì)受到結(jié)構(gòu)性能的限制。綜上，以給出的因素和水平而言，最優(yōu)組合為A3B1C2D3，即入口流量為9 L/min，摩擦副相對(duì)轉(zhuǎn)速為700 r/min，摩擦副間隙為0.15 mm,油孔數(shù)目為30個(gè)。

5 結(jié)論

建立了含徑向槽的濕式離合器整體內(nèi)流域模型，以摩擦片壁面熱傳遞和摩擦副流體溫度分布為評(píng)價(jià)指標(biāo)，討論了不同入口流量及相對(duì)轉(zhuǎn)速對(duì)離合器摩擦副流域溫度場(chǎng)的影響規(guī)律。建立了4因素3水平正交分析表，對(duì)各因素的影響程度進(jìn)行了分析，綜合考慮2種評(píng)價(jià)指標(biāo)，獲得了給定因素水平下的最佳搭配。對(duì)比分析了2種出油孔布置形式對(duì)摩擦副片間流體油液占比的影響規(guī)律。結(jié)論如下。

(1)隨著相對(duì)轉(zhuǎn)速的升高，摩擦副流體溫度沿徑向分布得到明顯改善，尤其體現(xiàn)在內(nèi)徑附近流域處，溫度分布趨于均勻，但摩擦片壁面熱傳遞量隨轉(zhuǎn)速差的提高迅速下降，在溝槽面結(jié)構(gòu)處表現(xiàn)尤為明顯。

(2)隨著入口流量的增加，摩擦副內(nèi)徑附近流域處溫度呈下降趨勢(shì)，徑向溫差增大，溫度分布不均勻。同時(shí)入口流量的增加主要改善摩擦片滑摩面的熱傳遞情況。

(3)出油孔布置形式影響摩擦副間隙流體油液占比，相比于上下分布的出油孔布置形式，中間分布的出油孔布置形式更利于摩擦片外徑處的油液占比增加，從而改善外徑處油路冷卻效果。

(4)入口流量對(duì)摩擦副流域溫度場(chǎng)影響程度最高，相對(duì)轉(zhuǎn)速次之，摩擦副間隙及出油孔數(shù)目的影響程度都較小，綜合考慮2種評(píng)價(jià)指標(biāo)，得出最佳搭配是：入口流量9 L/min、相對(duì)轉(zhuǎn)速700 r/min、摩擦副間隙0.15 mm、出油孔30個(gè)。