濕式離合器摩擦片油槽傳熱特性的仿真分析

何佩蕓 蘇楚奇

(武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院1) 武漢 430070) (現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實驗室2) 武漢 430070)

濕式離合器摩擦片油槽傳熱特性的仿真分析

何佩蕓1,2)蘇楚奇1,2)

(武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院1)武漢 430070) (現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實驗室2)武漢 430070)

針對汽車適時四驅(qū)系統(tǒng)軸間濕式離合器在極限工況易出現(xiàn)過熱，從而導(dǎo)致摩擦片失效的現(xiàn)象，論文基于傳統(tǒng)油槽的結(jié)構(gòu)，提出了一種新的斜T型油槽以提高摩擦片的散熱能力.根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，基于溫度云圖、速度云圖、跡線圖分析其傳熱特性并與傳統(tǒng)徑向油槽進(jìn)行對比分析.研究結(jié)果表明，斜T型油槽增加了對流換熱面積，加速了摩擦片散熱，有效緩解了摩擦片的熱失效.

濕式離合器；油槽；對流換熱；熱失效；適時四驅(qū)

0 引 言

濕式離合器作為汽車傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，在四驅(qū)汽車中有著舉足輕重的地位[1]，而目前針對汽車適時四驅(qū)系統(tǒng)軸間離合器的研究很少.適時四驅(qū)系統(tǒng)軸間濕式離合器因布置空間的限制，體積小、油路短，在極限工況時容易出現(xiàn)過熱現(xiàn)象，從而導(dǎo)致摩擦片失效.合適的油槽結(jié)構(gòu)可起到刮油、冷卻的作用，有助于加強(qiáng)離合器的散熱能力.近年來有不少學(xué)者分析了徑向油槽和復(fù)合油槽的傳熱特性[2-4]，2種油槽結(jié)構(gòu)各有其優(yōu)缺點(diǎn).徑向油槽結(jié)構(gòu)簡單，但是油道短，散熱能力有限且摩擦系數(shù)低,不利于傳遞轉(zhuǎn)矩.復(fù)合油槽結(jié)構(gòu)復(fù)雜，雖然對于摩擦材料的散熱能力有所加強(qiáng)，但是油液容易長時間停留在油道內(nèi)，造成油液溫度過高，導(dǎo)致油液粘度降低、熱分解等問題.基于傳統(tǒng)油槽的不足，有必要針對汽車適時四驅(qū)系統(tǒng)研究新的油槽結(jié)構(gòu)，使之既能滿足摩擦片散熱的需要，又可以避免油液溫升過高，故提出了一種新的斜T型油槽結(jié)構(gòu).

1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及理論分析

1.1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

適時四驅(qū)從兩驅(qū)到四驅(qū)的轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)稱為液力耦合器，液力耦合器由濕式離合器、活塞、前后油泵及油泵體組成，內(nèi)置于后差速器總成中，與其合成為一體，見圖1a).系統(tǒng)既輕便又緊湊，不同于全時四驅(qū)，適時四驅(qū)只有在前后輪達(dá)到一定的轉(zhuǎn)速差，前后油泵的液壓差足夠大時，活塞才會推動軸間濕式離合器接合，車輛自動轉(zhuǎn)換成四驅(qū)模式.

圖1b)為濕式離合器的結(jié)構(gòu)分解圖，它由導(dǎo)套、軸套、隔板、摩擦片、壓盤等組成.其中，導(dǎo)套通過結(jié)合法蘭與傳動軸連接，并接收來自分動器總成的驅(qū)動力，在油泵體中驅(qū)動隔板和前油泵旋轉(zhuǎn).軸套驅(qū)動摩擦片和后油泵旋轉(zhuǎn)，并將驅(qū)動力傳遞到后差速器.

圖1 適時四驅(qū)濕式離合器

圖2a)為傳統(tǒng)徑向油槽，文中提出1種新的斜T型油槽結(jié)構(gòu)，見圖2b).新的結(jié)構(gòu)將徑向油槽連通起來，且連通部分與徑向部分成一定的傾斜角度，使油液能夠及時流出油道，避免了油液在油道中長時間停留，導(dǎo)致溫度過高，從而對油液的工作性能造成影響.斜T型油槽結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)符合適時四驅(qū)系統(tǒng)軸間濕式離合器的實際工作情況，滿足其工作需要.

圖2 摩擦片幾何模型

1.2 摩擦片油槽流場特性數(shù)值計算方法

濕式離合器浸于油液內(nèi)，油液的循環(huán)流動會直接影響離合器的散熱能力及使用壽命.因此，文中主要從流體力學(xué)的角度，對摩擦片油槽的傳熱特性進(jìn)行分析與探討.摩擦片油槽內(nèi)的潤滑油流動受到油槽結(jié)構(gòu)及離合器工作狀況的影響，油液流動比較復(fù)雜.針對潤滑油的流動特性，利用流體力學(xué)，選用相關(guān)的數(shù)值計算方法，對不同油槽結(jié)構(gòu)的摩擦片流場特性進(jìn)行數(shù)值計算.

1.2.1 基本假設(shè)及三維流動基本方程

在進(jìn)行摩擦片油槽流場特性仿真之前，為了簡化計算，對模型進(jìn)行如下的假設(shè)[5-6]：①潤滑油的密度及粘度為常數(shù)，工作介質(zhì)為不可壓縮的非定常粘性流動；②摩擦片油槽入口溫度始終保持不變；③工作腔內(nèi)的介質(zhì)全部都是液體；④忽略油液泄漏及熱輻射.

任何流動問題都必須滿足質(zhì)量守恒、動量守恒及能量守恒定律，根據(jù)守恒定律[7]，結(jié)合模型的假設(shè)，得到三維流動基本方程.

div(v)=0

(1)

(2)

(3)

式(1)為質(zhì)量守恒方程，v為速度矢量，引入矢量符號div(v)=?u/?x+?v/?y+?w/?z，其中u，v，w為速度矢量在x，y，z 3個方向的分量.

式(2)為動量守恒方程，U為速度的矩陣向量形式；ρ為流體的密度；μ為流體的粘度；p為微元體上的壓力.式子gradU=?U/?x+?U/?y+?U/?z；Su，Sv，Sw為動量守恒方程的廣義源項，Su=Fx+sx，Sv=Fy+sy，Sw=Fz+sz，其中Fx，F(xiàn)y，F(xiàn)z是微元體的體力，對于粘度為常數(shù)的不可壓縮流體sx=sy=sz=0.

式(3)為能量守恒方程，cp是比定壓熱容；T為溫度；k為流體的傳熱系數(shù)；ST為流體的內(nèi)熱源及流體機(jī)械能轉(zhuǎn)換成熱能的部分，該部分主要是由于粘性作用產(chǎn)生的.

1.2.2 湍流數(shù)值計算方法

經(jīng)計算，文中討論的油液的雷諾數(shù)大于雷諾臨界值，故油液的流動狀態(tài)為湍流，流動變?yōu)闊o序的混亂狀態(tài)，它是1種三維非穩(wěn)態(tài)且高度復(fù)雜的不規(guī)則流動，故系統(tǒng)還要遵守附加的湍流運(yùn)動方程.

針對濕式離合器摩擦片的流場具有強(qiáng)旋流的特征，需要選用收斂速度快的湍流模型，模型的穩(wěn)定性要好且具有適當(dāng)?shù)挠嬎憔?，故選擇RNGk-ε湍流模型.在形式上，RNGk-ε模型和標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型相似，但是前者在ε方程中增加了一個附加項Rε，使RNG模型對于應(yīng)變和流線曲率的變化有更快的響應(yīng)速度.RNG模型考慮了帶有彎曲壁面的流體流動情況，修正了湍流粘度，并且考慮了湍流中渦流的產(chǎn)生，有效地提高了計算精度.對于湍流普朗特數(shù)部分，標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型使用的是用戶自定義的常數(shù)，而RNG理論為湍流普朗特數(shù)提供了一個解析公式，進(jìn)一步改善了計算精度.通過以上的修正與完善，RNGk-ε模型更適用于高應(yīng)變率及流線曲率較大的流動，并且能夠更好地處理湍流中的渦流.RNGk-ε模型中的k方程、ε方程及附加項Rε分別為

(4)

(5)

(6)

式中：k為湍流動能；ε為湍流動能的耗散率；Gk為由平均速度梯度而引起的湍流動能；C1ε，C2ε為經(jīng)驗系數(shù)，C1ε=1.42，C2ε=1.68；σk，σε分別為k方程、ε方程對應(yīng)的湍流普朗特數(shù)，在高雷諾數(shù)的情況下，σk=σε≈1.393；μeff為有效的粘度，μeff=μ+μt，在高雷諾數(shù)的情況下，μeff可用μt進(jìn)行替代，μt=ρCμk2/ε，Cμ=0.0845.在附加項Rε等式中，η=Sk/ε,η0=4.38，β=0.012.

2 仿真模型的建立

2.1 基本參數(shù)的選取及幾何模型的簡化

為確保對比分析的可靠性，徑向油槽摩擦片和斜T型油槽摩擦片仿真模型選取相同的幾何尺寸及材料.基于某適時四驅(qū)SUV的實際測量，摩擦片的幾何尺寸見表1.根據(jù)SUV的實際情況，摩擦片基體選用45鋼，摩擦材料選用銅基燒結(jié)合金摩擦材料，潤滑油選用CD40，其物性參數(shù)具體見表2[8]. 摩擦片參與計算的部分是基體鋼片和摩擦材料，因為摩擦片的內(nèi)齒不參與計算，為了精簡計算，提高計算效率，將不參與計算的部分通過布爾減運(yùn)算刪除，簡化后的模型見圖3.

表1 摩擦片幾何參數(shù)

表2 材料物性參數(shù)

2.2 網(wǎng)格的劃分及有限元計算軟件的選取

ICEM CFD是一種專業(yè)的CAE前處理軟件，在CFD分析中得到廣泛應(yīng)用，論文選用ICEM CFD劃分網(wǎng)格.使用Delaunay方法，先生成面網(wǎng)格，然后在此基礎(chǔ)上生成非結(jié)構(gòu)四面體網(wǎng)格.因為油槽結(jié)構(gòu)為主要研究對象，所以油槽的網(wǎng)格尺寸要小于其他部分，以得到更加精確的仿真結(jié)果，以

圖3 簡化后的摩擦片幾何模型

此思想劃分網(wǎng)格得到徑向油槽和斜T型油槽摩擦片模型的網(wǎng)格數(shù)分別為1 263 936和1 738 472.

對于有限元計算軟件的選擇，F(xiàn)LUENT軟件采用基于完全非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的有限體積法，具有基于網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)和網(wǎng)格單元的梯度算法，有利于提高模型的計算精度.論文主要考慮流體加傳熱，即無相變的槽內(nèi)強(qiáng)制對流換熱過程的仿真計算，F(xiàn)LUENT含有熱傳導(dǎo)的相關(guān)模塊，有利于提高計算速度，故選用FLUENT進(jìn)行仿真計算.

2.3 邊界條件的確定

將摩擦片仿真模型分成摩擦材料固體域、鋼片固體域和流體域3個不同的區(qū)域，選擇三維基于壓力的隱式求解器進(jìn)行計算.根據(jù)該SUV的結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)，計算得到離合器的轉(zhuǎn)速為50.93 rad/s，摩擦片接合的初始壓力為1.2 MPa.結(jié)合具體工況及文獻(xiàn)[9]，潤滑油的初始溫度取為300 K，油槽入口油液流速為1 m/s，環(huán)境溫度為300 K，摩擦片與環(huán)境的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為100 W/(m2·K).

3 數(shù)值仿真分析

3.1 徑向油槽和斜T型油槽的溫度場分析

徑向油槽摩擦片的整體表面溫度在344～420 K之間，見圖4a)，因為油液的循環(huán)流動，油槽中的溫度明顯低于其他部分，而摩擦片的內(nèi)外端浸于油液中也帶走了一部分熱量，所以摩擦材料部分的溫度從邊緣到中間呈梯度上升，最高溫度是420 K.

斜T型油槽摩擦片的整體表面溫度在342～403 K之間，見圖4b)，且摩擦片最高溫度是403 K，

圖4 溫度場

明顯低于徑向油槽摩擦片表面的最高溫度.斜T型油槽徑向部分的溫度沒有太大的變化，而連通部分的溫度有局部升高，見圖4c).斜T型油槽進(jìn)出口的油液溫度差明顯高于徑向油槽，提高油液的利用率.

通過2個摩擦片模型溫度場的分析，可以看出斜T型油槽有效降低摩擦片表面的最高溫度，熱交換更充分，散熱能力明顯強(qiáng)于徑向油槽.以下通過斜T型油槽速度場和跡線圖的單獨(dú)分析，解釋其散熱能力強(qiáng)的原因.

3.2 斜T型油槽的速度場和跡線圖分析

由圖5a)所示的斜T型油槽摩擦片的速度場中可知，油槽中的油液流速變化跨度較大，在0.33～3.10 m/s之間.在斜T型油槽的大多數(shù)連通部分，油液流速比徑向部分大.然而，在少數(shù)油槽的連通部分，油液流速極小，見圖5b).

跟蹤油液粒子軌跡得到斜T型油槽摩擦片中油液的跡線圖，特別是油液流速極大或極小的一些典型部分的局部放大圖，以分析油液在油槽中的流動情況，見圖6.圖6b)和c)為大部分油槽中油液的流動情況，油液從入口垂直流入，部分經(jīng)過油槽連通部分從下一個出口流出，另一部分油液流動的路徑較長，從第三、四甚至更遠(yuǎn)的出口流出.在這些油槽中，油液對流換熱的效果明顯有所增強(qiáng).部分油液在油槽連通部分沖擊壁面受到阻礙而產(chǎn)生渦流，擾亂油液流動，降低了油液的流速，影響了油液對流換熱的效果，故該處溫度明顯高于其他油槽部分，造成了局部熱現(xiàn)象，但溫度值小于摩擦片的最高溫度及潤滑油黏度下降的極限溫度，對摩擦片和潤滑油的正常工作沒有影響.

圖5 速度場

圖6 斜T型油槽油液跡線的局部放大圖

4 結(jié) 論

1) 斜T型油槽的進(jìn)出口油液溫度差明顯大于徑向油槽，有效地提高了油液的利用率.

2) 斜T型油槽增加了對流換熱的面積，使熱交換更充分，有效降低了摩擦片表面的最高溫度，提高了摩擦片的散熱能力，緩解了摩擦片的熱失效.

3) 斜T型油槽的連通部分存在一定的角度，所以油液在足夠的熱交換之后能夠及時的流出.油液不會在油槽中長時間停留，而造成油液溫度升高，避免了油液粘度降低、熱分解等問題.

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Simulation Analysis on Heat Transfer of Wet Multi-plate Clutch with Consideration of Grooved Friction Surfaces

HE Peiyun1,2)SU Chuqi1,2)

(SchoolofAutomotiveEngineering,WuhanUniversityofTechnology,Wuhan430070,China)1)(KeyLaboratoryofModernAutomobilePartsTechnologyofHubeiProvince,Wuhan430070,China)2)

The wet clutch between the transmission shafts in real-time all-wheel drive tends to lose efficacy in some extreme working conditions, due to the overheating of the friction plates. Based on traditional oil grooves, a new skew T-Junction oil groove structure is proposed in this paper. The temperature and velocity fields and stream traces are presented for analyzing the heat transfer characteristics of oil grooves. Research results indicate that compared with radial grooves, skew T-junction oil grooves increase the area of heat convection. In addition, the heat dissipation of the friction plates is accelerated. Consequently, this new groove effectively improves the thermal failure of the friction plates.

wet clutch; grooves; heat convection; thermal failure; real-time all-wheel drive

2016-12-19

U463.2

10.3963/j.issn.2095-3844.2017.01.035

何佩蕓(1992—)：女，碩士生，主要研究領(lǐng)域為汽車底盤