混合動力變速器高位軸承風冷散熱的研究

秦運德，沈小波，李夢喆，許英豪，盧力源，孫潔

柳州賽克科技發展有限公司，廣西柳州 545616

0 引言

隨著節能環保大力推行，純電動汽車逐步占有市場，然而在完全純電化之前，研發混合動力逐漸成為提高發動機的燃油經濟性重要課題。世界各國汽車企業也都在致力于開發高效節能的動力驅動產品。而混合動力變速器因其結構復雜，在某些工況下，部分軸承處于總成高位，潤滑系統不能飛濺潤滑軸承，增加潤滑油道是目前解決高位軸承難潤滑的有效方法。然而油道長、加工困難、加工節拍長，還會由于壓鑄缺陷產生滲油風險。殼體在無油道情況下滿足散熱要求，需要對殼體結構散熱進行研究分析，提高殼體與空氣散熱功率，在無潤滑油工況下使軸承處于規定溫度120 ℃以下的熱平衡狀態工作滿足整車極限工況運行。

1 高位軸承潤滑分析

圖1為混合動力變速器高位軸承布置示意。由圖可知，殼體沒有設計潤滑油道，高位軸承只能靠主減速齒輪將油液飛濺到軸承。然而，汽車在某些比較極限工況下行走時，主減速齒輪不能將潤滑油飛濺到軸承。

圖1 混合動力變速器高位軸承布置示意

經流體軟件shonDy分析，在車速低于或等于15 km/h工況下，差速器齒輪的潤滑油無法飛濺到變速器總成上方，高位軸承是沒有潤滑油的。圖2為車速15 km/h工況下的高位軸承潤滑情況。

圖2 車速為15 km/h工況下的高位軸承潤滑情況

本次研究主要通過分析計算車速為5～15 km/h的軸承最大的發熱功率以及殼體與空氣之間的散熱系數。最后通過優化殼體結構，提高軸承孔表面與空氣接觸面積，使軸承的發熱功率小于殼體散熱功率，并使軸承處于規定溫度以下正常工作，同時也為混合動力變速器殼體的結構設計提供數據依據。

2 軸承的摩擦損失

軸承的摩擦損失是指軸承運轉過程中由于摩擦力矩而導致功率損失的程度。摩擦力矩造成功率損失將會全部轉為軸承的發熱功率。通常摩擦力矩M計算公式為：

M=μ·F·r/1 000

(1)

式中：M為摩擦力矩，N·m;μ為軸承滾動摩擦因數，取值范圍0.001 0～0.001 5;r為軸承當量半徑,mm;F為當量動負荷,N。

發熱功率P的計算公式為:

P=M·n·2·π/60

(2)

式中：P為軸承發熱功率，W;n為軸承轉速，r/min。

軸承的發熱功率如圖3所示。高位軸承由電機驅動，在車速為5～15 km/h存在轉速和扭矩之間的變化，高位軸承承受扭矩隨著轉速升高而增大，軸承的當量動負荷會對應增大。由式(1)可知，當量動負荷增大，軸承的摩擦力矩會增大;由公式(2)可知，摩擦力矩變大，高位軸承的發熱功率會增大。由圖3可知，高位軸承在車速為15 km/h工況下的最大發熱功率為104.89 W。

圖3 軸承的發熱功率

3 殼體風冷散熱功率及影響因數

3.1 高位軸承座參數

本文的軸承為球軸承，殼體材料為ADC12，與其配合的殼體軸承座設計基本參數見表1，圖4為高位軸承座殼體正面和反面結構。

表1 殼體軸承座設計基本參數

圖4 高位軸承座殼體正面和反面結構

3.2 殼體風冷散熱功率計算

應用UG軟件建立殼體軸承座模型來研究軸承座結構的變化，在殼體軸承座上增加散熱片，改變其與空氣之間接觸面積和散熱系數，計算得到殼體軸承座結構變化前后的散熱功率。研究公式與數據通過電子表格進行計算。殼體與空氣總散熱系數k[1]計算公式為：

(3)

aca=acon+arad

(4)

式中：Aca為軸承座外表總面積，m2;Twall為殼體壁溫度,℃;T0為環境溫度，℃;aoil為潤滑油的散熱系數,W/(m2·K),由于本文研究內容為無油風冷工況，所以不予考慮;Aoil為軸承座的內表總面積,m2;δwall為軸承座壁厚,m;λwall為殼體的導熱系數,W/(m2·K);aca為殼體與空氣側散熱系數，W/(m2·K);acon為殼體與空氣對流的散熱系數，W/(m2·K);arad為殼體輻射散熱系數，W/(m2·K)。

(5)

式中:ε為殼體材料輻射率。

空氣對流可分為自由對流與強迫對流，其acon根據熱承載能力計算的研究[2]，計算公式為：

(6)

(7)

式中：ak.free為自由對流散熱系數，W/(m2·K),由于本文研究工況為車速15 km/h,即與空氣對流速度為4.2 m/s>1.5 m/s，屬于強迫對流[2]，ak.free=0，所以不予考慮;Aair為殼體通風面積，由于軸承座表面全部與接觸空氣，即Aair=Aca;η*為溫度因數，Tair為空氣溫度與環境溫度T0等同，所以η*=1;ak.forced為強迫對流散熱系數,W/(m2·K)，其計算公式為：

(8)

(9)

(10)

(11)

式中：Re為雷諾數;lx為空氣沿軸承座的流線行程;Gr為格拉曉夫數;vair為殼體與空氣相對速度,m/s;uair為環境溫度下的空氣運動黏度，取值為15.6×10-6m2/s;g為重力加速度,m/s2;hcm為軸承座的深度,m;ρ為空氣的密度,kg/m3。

殼體表面風冷散熱功率Qca計算公式為：

Qca=k·Aca·(Twall-T0)

(12)

3.3 無散熱片散熱功率計算

殼體軸承座表面無散熱片風冷熱功率的計算結果見表2。

表2 殼體軸承座表面無散熱片風冷散熱功率的計算結果

由表2的計算結果可以看出，在車輛車速為15 km/h工況下的殼體軸承座表面風冷散熱功率Qca為78.08 W，小于軸承的發熱功率(104.89 W)，不滿足散熱要求，因此需要對殼體結構進行優化。

3.4 殼體散熱優化

3.4.1 散熱片結構參數

在殼體軸承座表面增加散熱片，其基本設計參數見表3。

表3 散熱片基本設計參數 單位:mm

軸承座增加散熱片結構如圖5所示。

圖5 軸承座增加散熱片結構

3.4.2 優化后散熱功率計算

增加散熱片后，殼體與空氣側散熱系數aca[2-3]計算為：

(13)

(14)

(15)

式中：Afin為散熱片總面積，m2;Apro為單個散熱片面積m2;ηf為散熱片效率;m為散熱片系數;lfin為單個散熱片高度,m;δfin為單個散熱片厚度,m;λwall為殼體導熱系數。

優化后殼體軸承座表面風冷散熱功率計算結果見表4。從優化后的計算結果可以看出，在車輛車速為15 km/h工況下的殼體軸承座表面風冷散熱功率為115.09 W，大于軸承的發熱功率(104.89 W)，滿足散熱要求，即可保證混合動力變速器軸承在規定的最高溫度120 ℃以下運行。

表4 優化后殼體軸承座表面風冷散熱功率計算結果

4 結論

通過改變殼體軸承座設計結構，計算分析了殼體軸承座增加散熱片后，對殼體表面積、散熱系數以及散熱功率的影響，研究結論如下：

(1)殼體散熱片的表面積由11 984 mm2變成20 324 mm2，殼體與空氣的總散熱系數會減少，由68.58W/(m2·K)降低至59.61W/(m2·K)，總的散熱系數降低了13%。

(2)殼體增加散熱片，雖然散熱系數降低，但是由于殼體與空氣的接觸面積增大，散熱功率由78.08 W提高至115.09 W，散熱功率提升了47.4%。

本文通過對混合動力變速器殼體的局部散熱的研究與計算，找到殼體散熱功率的影響因子與相互關系，為殼體潤滑結構設計提供理論分析依據。在風冷散熱能滿足運行工況時，減少非必要的油道潤滑散熱。