基于移動粒子半隱式方法的油冷電驅系統潤滑特性分析

王鑫 王濤 趙晨

（深藍汽車科技有限公司，重慶 400020）

主題詞：油冷電驅系統 潤滑特性 移動粒子半隱式方法 強制潤滑 吸空特性

1 前言

油冷電驅系統是適應高轉速、高扭矩及高輸出功率需求的高效電驅系統，可實現油路在減速器和電機間的貫通，將潤滑、冷卻、散熱強耦合。相比水冷電驅系統，其具有能量密度高、體積小、集成度高、高功率適應性廣、散熱性強等優勢，已成為新能源汽車領域研究的熱點[1-4]。

但油冷電驅系統因油路在電機和減速器間循環貫通，油路設計的復雜性和難度提升[5-9]，帶來了電驅系統潤滑特性的新問題[10-13]，即低轉速下飛濺潤滑失效、極端行車工況下油泵吸空、潤滑效果與嚙合效率難以平衡。其中，電驅系統極端姿態條件下的油泵吸空問題最為突出。

目前，針對油冷電驅集成系統潤滑特性鮮有研究。本文采用移動粒子半隱式（Moving Particle Semi-implicit，MPS）[14-17]方法進行油冷電驅系統潤滑特性分析，同時對耦合電機及減速器的綜合油路強制潤滑和飛濺潤滑的聯合潤滑特性進行分析，以期為油冷電驅系統的減速器潤滑特性研究與分析提供參考。

2 油冷電驅系統減速器潤滑分析理論

2.1 移動粒子半隱式法

MPS 方法是一種求解不可壓縮流體流動的半隱式非網格粒子數值方法，以追蹤粒子軌跡的拉格朗日算法為基礎，在求解區域內部和邊界上生成高度離散的粒子，采用粒子的運動描述流體微團的宏觀運動，求解各粒子間的相互作用關系方程和離散基本流動方程。

運動流體粒子在拉格朗日坐標系統下的運動質量連續性方程和動量納維-斯托克斯（Navier-Stokes，N-S）方程[7]分別為：

式中，ρ為密度；t為運動時間；P為流體壓力；g為重力加速度；φ為表面張力；U為運動速度；μ為運動粘度；f為作用在流體粒子上的外力矢量。

將控制方程離散化，采用加權核函數計算流體粒子間的相互作用[14]：

式中，r為流體粒子間的距離；r0為粒子間相互作用半徑。

式（3）表明，流體粒子僅與其半徑范圍內的粒子發生相互作用。

以核函數為基礎，進行粒子特性分析，流體粒子數密度模型、梯度矢量模型及拉普拉斯模型[14-15]分別為：

式中，d為求解區域內流體的空間維度；n0為流體粒子數密度常數；φj、φi分別為相鄰兩流體粒子j、i的物理參數標量值；λ為參數修正系數；rj、ri分別為相鄰兩粒子j、i的作用半徑。

MPS方法描述的最小物理特征為流體粒子，相比傳統基于網格特征的流體體積（Volume of Fluid，VOF）法等計算流體力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）求解算法，具有較強的魯棒性、靈活性和極強的邊界適應能力。同時，因無需有限體積網格解析，能夠在復雜流動中避免出現網格邊界畸變和扭曲，解決網格重構過程中導致的非物理意義上的誤差及精度問題。

2.2 移動粒子半隱式法湍流描述

油冷電驅系統減速器內部潤滑方式為飛濺潤滑與強制潤滑相結合，強制潤滑采用噴油方式，飛濺潤滑的主要特征是攪動，從齒面、軸承角度分析，因結構特征尺寸分布廣泛且復雜，內部流體粒子有較大的應變率，潤滑油的主要運動特征為湍流，采用k-ε雙方程對N-S方程[14]進行細化描述：

式中，k湍流動能；ε為湍流耗散率；ui為粒子i的速度分量；xi、xj為位移標量；μeff為k-ε的湍流粘度修正項；Gk為速度梯度引起的湍動能；為C1ε的修正項；Cμ、C1ε、C2ε、αk、αε為湍流模型常數。

3 油冷電驅系統分析模型及試驗驗證

3.1 油冷電驅系統潤滑油路

本文的研究對象為某搭載于某純電動車型的油冷電驅系統，該系統主要包括電機（轉子、繞組、定子、殼體等）、減速器（殼體、輸入軸齒輪及軸承、中間軸齒輪及軸承、輸出軸齒輪及差速器軸承等）、電機控制器及油冷附件系統（油泵和濾清器、油冷器）4個部分。潤滑油依次在油泵、濾清器、減速器、油冷器、電機、回油腔室內動態循環，實現電機冷卻與減速器潤滑耦合。在電機內部，潤滑油從殼體集油槽直接噴射到繞組上，冷卻后回到下部集油腔室，集油腔室貫穿減速器及電機底部，實現油路聯通，在減速器內部，潤滑油經油泵吸入加壓后，一部分對減速器各齒輪及軸承進行強制噴油潤滑，另一部分進入電機定子與殼體的腔室和電機主軸，電機運行時，主軸上的噴油孔將轉子中的油甩出，對電機轉子和繞組內部冷卻，同時，減速器齒輪攪動齒輪池中的潤滑油進行飛濺潤滑，整個過程相互影響。具體油路如圖1所示。

圖1 油冷電驅系統油路

3.2 油冷電驅系統潤滑分析模型

考慮油路流動特性，對潤滑系統進行簡化和模型分區處理，同時考慮飛濺潤滑及強制潤滑，處理后的分析模型包括電機及內部部件和減速器及內部部件，油泵吸油采用MPS吸油噴油等效模型，如圖2所示。

圖2 電驅系統整體模型

3.3 分析參數及考核工況

油冷電驅系統減速器潤滑與水冷電驅系統減速器潤滑的最大區別為油路貫通和變間接接觸為直接接觸，以及油路內部的通路尺寸較小。因此，在進行潤滑特性分析時，需要設置較小的流體粒子尺寸（小于1 mm），同時設置強制潤滑分析的泵流量（基礎流量2.0 L）。油品參數如表1所示。

表1 不同溫度下油品參數

根據整車運行姿態進行電驅系統模型姿態調整，同時考慮試驗驗證工況特征，選取相對惡劣的工況條件對潤滑工況進行分類，包括水平前進擋工況、上坡前進擋工況、下坡前進擋工況、左傾前進擋工況和右傾前進擋工況，如表2所示。

表2 分析工況

3.4 油冷電驅系統試驗及分析模型驗證

為對油冷電驅系統潤滑特性進行驗證，并進行減速器潤滑性能評價，制作透明殼體開展驗證試驗。通過觀察潤滑油的攪油形態和嚙合齒輪、各軸承等潤滑部位及在各工況下的潤滑程度，對潤滑系統的性能進行評價。

試驗液面與分析模型仿真結果如圖3所示。從圖3中可以得出，分析模型與試驗液面在同一工況下具有一致性，基于MPS 方法的分析結果能夠真實反映實際運轉情況，具有較高的分析精度。

圖3 傾角30°條件下電驅系統潤滑特性驗證結果

4 結果及分析

4.1 轉速對飛濺潤滑的影響特性

不同轉速條件下水平前進擋飛濺潤滑分析結果如圖4、圖5所示。

圖4 不同轉速條件下電驅系統水平飛濺潤滑特性仿真結果

圖5 不同轉速條件下部件飛濺潤滑流量特性仿真結果

從圖4中可以看出，低轉速（900 r/min）條件下，減速器潤滑特性較差，高轉速（9 000 r/min）條件下，潤滑特性較好，輸入軸、中間軸和輸出軸的軸承、一二級齒輪副、差速器均分布有充裕的油粒子。從圖5中可以看出，隨著轉速從900 r/min 提高到9 000 r/min，輸入軸、中間軸和輸出軸油量均呈現逐漸增加的態勢，其中輸入軸流量從5 mL/min增加到170 mL/min，中間軸流量從6 mL/min增加到230 mL/min，輸出軸流量從8 mL/min 增加到190 mL/min。電驅系統飛濺潤滑的主要特性為低速條件下流量小、潤滑不良，高速條件下流量大、潤滑良好。主要原因在于高轉速齒輪對油粒子的攪動更為充分，能夠提升粒子運動的湍流性，而在低轉速條件下，這種潤滑機理便無法滿足潤滑需求。因此，對于油冷電驅系統，飛濺潤滑無法滿足低轉速下的潤滑需求，需要加入強制潤滑。

4.2 上、下坡姿態對飛濺潤滑的影響特性

電驅系統實際運行過程中會出現一定的傾角，而油冷電驅系統在大傾角姿態下表現出與非油冷電驅系統潤滑特性的較大差異。為評估油冷電驅系統大角度姿態運行時的潤滑特性，對行車過程中可能出現的上、下坡潤滑特性進行評估，分析結果如圖6、圖7所示。

圖6 900 r/min轉速下不同坡度條件飛濺潤滑特性仿真結果

圖7 不同上、下坡傾角條件下中間軸飛濺潤滑流量特性仿真結果

從圖6 中可以看出，上、下坡條件下電驅系統表現出不同的潤滑特性，上坡工況下各部件表面基本無油粒子存在，而下坡工況下部件表面存在一定的油粒子分布；從圖7 中可以看出，針對中間軸，隨著傾角的不斷增大，上坡工況的流量呈現不斷下降的趨勢（流量從11 mL/min 降低到接近0 mL/min），下坡工況趨勢相反（流量從12 mL/min增加到38 mL/min左右）。31°上坡條件下，因電機腔體與減速器腔體連通，整體液面無法與齒輪面接觸而導致攪動潤滑失效，齒輪、軸承等部件表面無油粒子存在；31°下坡條件下，齒輪與油面接觸較深，但因轉速較低，無法有效實現油粒子飛濺，潤滑效果較差；從31°下坡條件下的液面位置可以看出，油泵吸油口高于液面，導致油泵吸空造成強制潤滑和電機冷卻失效，給減速器潤滑和電機運行帶來極大風險。因此，上坡工況下主要不良特性為部件潤滑不良，下坡工況下不良特性主要為油泵吸空。

4.3 左、右傾姿態對飛濺潤滑特性的影響

針對電驅系統運行過程中存在的左、右傾姿態，對油冷電驅系統左、右傾20°條件下的飛濺潤滑特性進行分析，結果如圖8、圖9所示。

圖9 不同側傾角條件下中間軸飛濺潤滑流量特性仿真結果

從圖8中可以看出：左傾20°時，油粒子完全進入電機腔體側，減速器齒輪無法與液面接觸導致潤滑失效，同時，吸油口露出液面外而導致油泵吸空；右傾20°時，飛濺潤滑表現出一定的潤滑效果，但因轉速較低（900 r/min），攪油效果存在一定折扣，輸入軸軸承仍存在潤滑不良問題。同時，從圖9 中可以看出，左、右傾工況下飛濺潤滑油量表現相反，隨著傾角增大，左傾工況下油量從15 mL/min 逐漸下降到接近0 mL/min，右傾工況下油量從12 mL/min逐漸增加到50 mL/min。因此，左傾工況下表現為無潤滑效果和吸油口吸空的不良特性，右傾工況下表現為低速攪油效果差的不良特性。

4.4 強制潤滑分析

根據4.1 節～4.3 節的分析結果，油冷電驅油路系統因減速器與電機回油腔體聯通，在大角度上、下坡和左、右傾工況下運行時，飛濺潤滑失效問題在低轉速下較為明顯。而強制潤滑可以實現與電驅系統轉速無關的潤滑特性，因此，油冷電驅的潤滑需要在潤滑機理上遵循強制潤滑為主、飛濺潤滑為輔的設計理念，以適應任何轉速工況（特別是低轉速）條件的場景需求。

對加入強制潤滑的油冷電驅系統進行分析，結果如圖10～12所示。

圖10 油冷電驅系統強制潤滑特性仿真結果

從圖10 中可以看出，電驅系統整體油路循環在減速器和電機之間，在減速器所需的潤滑點上設計專門的導油噴口，對每個減速器潤滑點進行強制噴油，解決了電驅系統低轉速下齒輪與油液面飛濺潤滑效果差的問題。從圖11 中可以看出，每個油泵流量點都可實現對輸入軸、中間軸和輸出軸的潤滑效果，而且可以根據潤滑點進行專門的流量設計，使每個潤滑點呈現出一定的潤滑油量梯度，如油泵流量為4 L/min 時，輸入軸、中間軸、輸出軸和電機的流量分別為0.16 L/min、0.14 L/min、0.12 L/min和3.58 L/min。

圖11 不同油泵流量下部件強制潤滑流量特性

從圖12中可以看出，輸入軸、中間軸和輸出軸的流量比例呈現的態勢較為良好，其中泵流量為4 L/min時，各軸占比分別為4.0%、3.5%和3.0%。

圖12 不同油泵流量下部件強制潤滑流量占比

因此，對于油冷電機，加入強制潤滑后，不僅可以解耦潤滑特性依賴于電驅轉速的問題，同時可以綜合考慮電驅系統中電機和減速器的流量需求和比例，提升整體的設計整合度。

4.5 吸空及油量分析

由4.4 節的分析結果可知，強制潤滑是解決油冷電驅系統低速水平和極端運行姿態下不良潤滑特性的有效手段。同時，從4.1節～4.3節的分析中亦可看出，車輛在下坡及左傾運行狀態下，潤滑油在電機腔體間游動及倒灌現象將導致油泵吸油口吸空或部分吸空，從而產生2 個方面的問題：電驅系統油路中斷，電機無法正常進油而使冷卻失效，給后期電機溫升評估帶來巨大風險；減速器強制潤滑失效，在低轉速水平工況及極端姿態運行工況下無法滿足軸承及差速器的潤滑需求，惡化減速器軸承潤滑特性，長期運行將導致磨損和燒蝕損壞。

針對油泵吸空導致的強制潤滑失效問題，本文在保持電驅系統結構不變的前提下對吸油口的油量進行分析，以改善下坡工況和左傾極端姿態下的吸空特性，具體分析結果如圖13 所示。同時，考慮到油量增加將會導致油冷電驅系統攪油損失的增加，對不同油量下的減速器效率進行了分析，結果如圖14所示。

圖13 油量2.1 L時下坡和左傾極端姿態下潤滑特性仿真結果

圖14 不同油量下電驅效率特性

從圖13 中可以看出，油量從2.0 L 增加到2.1 L 后，下坡31°和左傾20°工況下，油泵吸油口均處于油液液面以下，采用4.4節的強制潤滑機理能夠避免極端姿態下的吸空現象。

圖14所示為不同油量下電驅系統效率特性分析結果，從圖14 中可以看出，隨著油量的增加，電驅系統效率呈現下降趨勢，主要原因在于油量增加導致攪油損失增加。因此，解決電驅極端姿態下強制潤滑吸空問題需要綜合考慮電驅效率的下降。

5 結束語

本文采用MPS 方法針對油冷電驅系統建立了三維流體分析模型，開展油路強耦合的油冷電驅潤滑特性研究，分析水平姿態和實車極端姿態下飛濺潤滑特性及強制潤滑的有效性和相應的油泵吸空風險，得到以下結論：

a.單純飛濺潤滑難以消除實車各工況下的潤滑風險，加入強制噴油可從根本上改變潤滑機制，適應極端工況下的潤滑需求。

b.對于油冷電機，強制潤滑不僅可解耦潤滑特性依賴電驅轉速的問題，還可綜合考慮電機和減速器的流量需求和比例改善潤滑特性。同時，強制潤滑機制可擴展到所有電驅動部件潤滑風險改善設計。

c.電驅系統引入強制潤滑機制后可能存在油泵吸空現象，特別是大角度姿態下吸空現象較為明顯。為解決吸空問題，需在考慮電驅效率下降的前提下適當增加注油量，同時，也可在保持注油量不變的基礎上改善油口位置和油口結構形式。

后續將在結構優化基礎上分析潤滑存在的潛在改善措施，同時分析不同結構下的油冷電驅系統油路特性。