油相- 氣相兩相流對濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩影響的數(shù)值分析

成宵， 朱茂桃， 田乃利

(1.江蘇大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 江蘇 鎮(zhèn)江 212013; 2.珠海華粵傳動(dòng)科技有限公司 南京研發(fā)部, 江蘇 南京 211102)

0 引言

在車輛工作過程中，濕式離合器通過傳遞轉(zhuǎn)矩來控制車輛的動(dòng)力傳輸。由于離合器內(nèi)部充滿油液，使得摩擦組件在接合和斷開過程中接觸平穩(wěn)，且油液能帶走固體表面熱量，改善摩擦組件的工作條件。但是，處于分離狀態(tài)時(shí)，摩擦片和對偶鋼片都以不同轉(zhuǎn)速進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，使得盤片間油液產(chǎn)生黏性剪切阻力，產(chǎn)生帶排轉(zhuǎn)矩[1-2]。帶排轉(zhuǎn)矩會造成功率損耗，增加離合器內(nèi)部溫度。因此，研究者正在努力減少帶排轉(zhuǎn)矩，以克服其造成的不良影響。

目前，國內(nèi)外學(xué)者針對濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩進(jìn)行了大量研究。陳炎云等[3]考慮潤滑油的黏度- 溫度特性，運(yùn)用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)模擬分析潤滑油入口溫度對濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩的影響，得到摩擦片表面壓力、速度分布云圖，但摩擦片邊界定義為絕熱邊界條件，忽略了對流換熱。熊釗等[4]基于有限體積法建立對偶片間油相- 氣相兩相流動(dòng)模型，得出油液分布隨溝槽分布呈周期性變化的結(jié)論，研究轉(zhuǎn)速和溝槽數(shù)目對帶排轉(zhuǎn)矩的影響，認(rèn)為增加溝槽數(shù)目可降低帶排轉(zhuǎn)矩最大值，但未考慮入口流量的影響。師路騏等[2]基于全轉(zhuǎn)速下的間隙油膜動(dòng)態(tài)變化情況，提出兩種不同轉(zhuǎn)速段下的帶排轉(zhuǎn)矩改進(jìn)模型，研究偏置現(xiàn)象和油膜收縮現(xiàn)象對帶排轉(zhuǎn)矩的影響。林天昊[5]建立了大尺寸摩擦元件的油路模型，對比分析4種溝槽結(jié)構(gòu)對帶排轉(zhuǎn)矩的影響，其中，徑向油槽的帶排轉(zhuǎn)矩最小。但是，忽略了溫度對油液的物理特性的影響，且溝槽結(jié)構(gòu)形式不夠完善。Kitabavashi等[6]提出了基于圓盤間隙層流的理論模型，假設(shè)在摩擦副間隙中潤滑油始終處于全充液狀態(tài)，體現(xiàn)了帶排轉(zhuǎn)矩在低轉(zhuǎn)速期間隨轉(zhuǎn)速上升的現(xiàn)象。Kato等[7]提出由于氣蝕的存在導(dǎo)致潤滑液油膜發(fā)生破裂，利用湍流運(yùn)動(dòng)控制方程推導(dǎo)出間隙內(nèi)油液流動(dòng)壓力分布，認(rèn)為油膜破裂是從摩擦副內(nèi)徑處開始。但是，Yuan等[8]得出了相反的結(jié)論，考慮潤滑油表面張力的影響，認(rèn)為油膜破裂是由空化引起的外徑處油液缺失，根據(jù)油膜等效外徑的變化情況估算帶排轉(zhuǎn)矩。Iqbal等[9]基于納維- 斯托克斯動(dòng)量方程計(jì)算摩擦副間油液速度場和壓力場，通過量化油液體積分?jǐn)?shù)研究不同轉(zhuǎn)速下流體特性，利用仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證帶排轉(zhuǎn)矩的變化情況，但忽略了摩擦片表面油槽的影響。Yuan等[10]在有限元分析軟件ANSYS/Fluent中建立二維摩擦副流場模型來模擬穩(wěn)態(tài)兩相層流流體狀況，研究了鋼片轉(zhuǎn)速和旋轉(zhuǎn)方向?qū)ζg油膜流動(dòng)狀況的影響，以及不同轉(zhuǎn)速下氣體與流體(簡稱氣液)流動(dòng)形勢和氣液交界面的變化情況。Neupert等[11]建立三維瞬態(tài)模型對比分析了徑向槽和復(fù)合槽的油液流動(dòng)情況，并使用高速攝像機(jī)記錄試驗(yàn)過程中油氣分布情況，但部分仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)誤差較大。

本文基于濕式離合器基本結(jié)構(gòu)，建立了含徑向槽的三維摩擦副流場模型，考慮了油、氣混合分布對帶排轉(zhuǎn)矩的影響?；诓煌D(zhuǎn)速下入口邊界油液體積分?jǐn)?shù)的變化情況，從兩相流角度研究摩擦副表面油液占比和帶排轉(zhuǎn)矩隨潤滑油流量、摩擦副相對轉(zhuǎn)速變化的情況，研究油氣分布和帶排轉(zhuǎn)矩的關(guān)聯(lián)性，并進(jìn)行試驗(yàn)對比驗(yàn)證。研究溝槽旋向和角度大小對油液流動(dòng)特性和帶排轉(zhuǎn)矩的影響規(guī)律，為優(yōu)化設(shè)計(jì)濕式離合器系統(tǒng)提出研究方向。

1 數(shù)值方法

在進(jìn)行計(jì)算之前，進(jìn)行如下假設(shè)：

1)離合器內(nèi)部各組摩擦副分離間隙相同；

2)潤滑油流量均勻進(jìn)入8對摩擦副中；

3)忽略鋼片的外齒和摩擦片內(nèi)齒等無關(guān)特征；

4)忽略重力影響；

5)不考慮溫度、壓力對油液物理特性的影響，比如黏度、密度等；

6)摩擦片轉(zhuǎn)動(dòng)，鋼片固定。

1.1 物理模型

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

如圖1所示，為濕式離合器結(jié)構(gòu)簡圖。采用摩擦副內(nèi)流域作為研究對象，即鋼片中截面(垂直于旋轉(zhuǎn)軸線)到相鄰一側(cè)的摩擦片中截面之間的油路區(qū)域，搭建摩擦副流體模型，如圖2所示，其中：rf為摩擦副內(nèi)半徑，Rf為摩擦副外半徑，rw為離合器內(nèi)殼半徑，Rw為離合器外殼半徑，d為溝槽深度，w為溝槽寬度，δ為單對摩擦副間隙。將仿真模型分為入口流域、摩擦片附近油膜、鋼片附近油膜、出口流域4個(gè)部分，其中：入口流域是附在離合器內(nèi)殼體的油液層；摩擦片附近油膜是由溝槽中的油液和附在摩擦片表面的薄層油液組成；鋼片附近油膜是附在鋼片表面的薄層油液；出口流域是附在離合器外殼體上的油液層。摩擦副模型結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖2 摩擦副流體模型Fig.2 Model of friction pair flow field

表1 摩擦副模型結(jié)構(gòu)參數(shù)

Tab.1 Parameters of friction pair system

參數(shù)數(shù)值rf/mm70Rf/mm84rw/mm65Rw/mm90d/mm0.3參數(shù)數(shù)值w/mm1.5溝槽數(shù)目64δ/mm0.2摩擦副數(shù)8

1.2 周期性流場模型

如圖3所示，建立含一個(gè)徑向溝槽的周期性模型，采用旋轉(zhuǎn)周期邊界進(jìn)行計(jì)算，降低計(jì)算所需資源。

圖3 摩擦副流場周期性模型Fig.3 Periodic flow field model of friction pair system

1.3 網(wǎng)格劃分

采用多面體網(wǎng)格和棱柱層網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分，分別選擇4種不同的網(wǎng)格尺寸，進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證，如表2所示。由表2可知，隨網(wǎng)格尺寸的減小，帶排轉(zhuǎn)矩的數(shù)值逐漸增大且變化率逐漸減小，即網(wǎng)格1和網(wǎng)格2的結(jié)果值接近。圖4(a)和圖4(b)分別為不同網(wǎng)格下的油液切向速度沿徑向分布和油液體積分?jǐn)?shù)沿周向分布的對比圖。由圖4可知，網(wǎng)格1和網(wǎng)格2的結(jié)果值相差不大，可認(rèn)為基本尺寸低于2 mm的網(wǎng)格滿足獨(dú)立性。

表2 不同網(wǎng)格大小的模型對比

圖4 不同網(wǎng)格尺寸的模型求解結(jié)果對比Fig.4 Comparison of computed results of different mesh size models

因此，選擇基本尺寸2 mm的網(wǎng)格進(jìn)行整體流域劃分，再進(jìn)行局部細(xì)化。通過體積控制指定間隙中油膜的基本單元尺寸為1 mm，并采用表面控制設(shè)置旋轉(zhuǎn)壁面的目標(biāo)表面尺寸為0.2 mm，總單元數(shù)為45 165，網(wǎng)格模型如圖5所示。

圖5 摩擦副流場網(wǎng)格模型Fig.5 Mesh medol of periodic flow field in friction pair

1.4 邊界條件

基本邊界條件設(shè)置如下：入口邊界設(shè)置為質(zhì)量流量進(jìn)口；出口邊界設(shè)置壓力出口，以一個(gè)大氣壓作為環(huán)境壓力；入口流域和出口流域中平行于Oxy平面的液體界面設(shè)置為對稱面，其物理值使用重構(gòu)梯度根據(jù)相鄰網(wǎng)格單元推算得出；其余面設(shè)置為無滑移壁面。

針對運(yùn)動(dòng)邊界，流體域中與摩擦片直接接觸的壁面設(shè)置移動(dòng)參考坐標(biāo)系來模擬表面油液運(yùn)動(dòng)，其余壁面設(shè)置基準(zhǔn)坐標(biāo)系，表現(xiàn)為靜止邊界條件。

針對初始條件，需提供入口處的兩相體積分?jǐn)?shù)分布。根據(jù)Takagi等[12]提出該數(shù)值與摩擦副相對轉(zhuǎn)速有關(guān)，其試驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖6所示。

圖6 入口處油液體積分?jǐn)?shù)隨轉(zhuǎn)速變化[12]Fig.6 Chang of oil volume fraction with rotating speed at inlet[12]

1.5 計(jì)算方法

采用可實(shí)現(xiàn)k-ε兩層湍流模型(k為湍流動(dòng)能，ε為耗散率)和歐拉多相流模型下的流體體積函數(shù)(VOF)模型，進(jìn)行穩(wěn)態(tài)求解。歐拉相選擇兩相流，定義潤滑油為主相，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，使用某潤滑油在35 ℃下物理特性參數(shù)，相關(guān)設(shè)置參數(shù)如表3所示。

表3 仿真模型參數(shù)

2 仿真結(jié)果分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

2.1 油氣分布與帶排轉(zhuǎn)矩

圖7為不同轉(zhuǎn)速下的油氣分布圖，圖8為不同入口流量下摩擦片表面油液體積分?jǐn)?shù)和帶排轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的變化情況。

圖7 入口流量7 L/min不同相對轉(zhuǎn)速下油氣分布云圖Fig.7 Comparison of oil-air distributions with oil proportion isoline at various rotation speeds

圖8 不同入口流量下油液占比和帶排轉(zhuǎn)矩的變化情況Fig.8 Oil volume fraction and drag torque at the surface of FP

不同入口流量變化趨勢相同，油液體積分?jǐn)?shù)隨轉(zhuǎn)速的增加而降低，但不同轉(zhuǎn)速段變化速率不同。針對入口流量為7 L/min，當(dāng)轉(zhuǎn)速低于1 100 r/min時(shí)，定義為低速段，油液占比隨轉(zhuǎn)速下降緩慢到0.93. 由圖7(a)可知，摩擦副片間流域充滿油液，且油膜完好，空氣主要存在于出口流域。油液體積分?jǐn)?shù)等值線在摩擦片表面沿徑向呈層狀平行分布，越靠近出口處等值線數(shù)值變小。當(dāng)相對轉(zhuǎn)速范圍是1 100～1 500 r/min，定義為中速段，油液占比急劇下降至0.16，中速段的下降速率是低速段的20倍。由圖7(b)可知，空氣主要由出口處進(jìn)入片間流域，摩擦片表面油氣分布呈現(xiàn)不均勻性。在相同半徑下，摩擦片表面溝槽處與非溝槽域相比油液占比較高。當(dāng)相對轉(zhuǎn)速高于1 500 r/min時(shí)，定義為高速段，油液占比逐漸下降并趨于平緩，最后穩(wěn)定在0.1. 由圖7(c)、圖7(d)可知，片間油膜被完全破壞，空氣由入口和出口進(jìn)入摩擦副間隙，間隙幾乎被空氣所占據(jù)，僅溝槽處存留油液，且油液分布在與轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同的溝槽一側(cè)。這是因?yàn)?，附著在摩擦片壁面的油液滿足無滑移邊界。

另外，同一轉(zhuǎn)速下油液體積分?jǐn)?shù)隨入口流量的增加而增加，油液占比出現(xiàn)陡降時(shí)對應(yīng)的相對轉(zhuǎn)速值越大。當(dāng)入口流量為3 L/min時(shí)，最大油液占比變化率出現(xiàn)在1 200 r/min時(shí)，相比5 L/min數(shù)值降低了19.3%；當(dāng)入口流量為7 L/min時(shí)，最大油液占比變化率出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速為1 300 r/min，相比5 L/min增加了25.8%. 入口流量對油液占比的影響主要出現(xiàn)在中速段，高速段入口流量對油液占比幾乎沒有影響。

針對不同入口流量，帶排轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢相同。針對入口流量為5 L/min，當(dāng)轉(zhuǎn)速低于1 100 r/min時(shí)，帶排轉(zhuǎn)矩的數(shù)值隨轉(zhuǎn)速呈正比增加，最大值為3.66 N·m； 隨后，帶排轉(zhuǎn)矩迅速下降并趨于平緩，最小值為1.36 N·m；當(dāng)轉(zhuǎn)速高于2 200 r/min，帶排轉(zhuǎn)矩會有一個(gè)小幅回升階段，增加至1.66 N·m. 另外，當(dāng)入口流量降低至3 L/min，帶排轉(zhuǎn)矩最大值出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速1 000 r/min時(shí)，數(shù)值為3.07 N·m，相比5 L/min降低了16.12%. 當(dāng)流量增加至7 L/min，帶排轉(zhuǎn)矩最大值對應(yīng)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min，數(shù)值為4.63 N·m，相比5 L/min增加了26.50%. 帶排轉(zhuǎn)矩受入口流量的影響主要出現(xiàn)在中、高速段，低速段入口流量對帶排轉(zhuǎn)矩的影響不大。

因此，相對轉(zhuǎn)速和油氣分布對帶排轉(zhuǎn)矩的影響存在相關(guān)性。低速段時(shí)，因油液占比較高且變化不大，帶排轉(zhuǎn)矩只與轉(zhuǎn)速正相關(guān)；中速段時(shí)，空氣進(jìn)入，油液接觸面積減小，導(dǎo)致帶排轉(zhuǎn)矩迅速下降；高速段時(shí)，由于油液過少，產(chǎn)生的黏性剪切力較低，造成帶排轉(zhuǎn)矩較小且隨轉(zhuǎn)速變化不大。

2.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證仿真結(jié)果，搭建了離合器帶排轉(zhuǎn)矩試驗(yàn)臺架。試驗(yàn)中離合器為8組摩擦副，忽略各組間差異，將結(jié)果換算為單組摩擦副。由電機(jī)連接摩擦片端進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)傳遞動(dòng)力，制動(dòng)器與鋼片端連接使鋼片固定。將摩擦片端轉(zhuǎn)速從0 r/min逐步增加至2 500 r/min. 每隔200 r/min，設(shè)置該轉(zhuǎn)速不變旋轉(zhuǎn)5 s，以便在測量時(shí)得到穩(wěn)定的帶排扭矩值，記錄該轉(zhuǎn)速下的數(shù)值，取平均值。試驗(yàn)期間設(shè)置的物理參數(shù)如表4所示。

表4 試驗(yàn)條件參數(shù)值

圖9所示為帶排轉(zhuǎn)矩的試驗(yàn)結(jié)果圖，與圖8(b)對比可知：仿真與試驗(yàn)的結(jié)果趨勢相似，數(shù)值基本吻合。但是，在中速段時(shí)，仿真值比試驗(yàn)值偏高。這是因?yàn)椋抡婺Ｐ徒Y(jié)構(gòu)簡化導(dǎo)致油液流動(dòng)條件更好，接觸面增加，造成帶排轉(zhuǎn)矩值偏高。而處于高速段時(shí)，仿真值比試驗(yàn)值偏低，是因?yàn)榇藭r(shí)仿真入口邊界油液體積分?jǐn)?shù)下降較快。同理，仿真中出現(xiàn)高轉(zhuǎn)速區(qū)轉(zhuǎn)矩回升現(xiàn)象，試驗(yàn)中未出現(xiàn)，是由于此時(shí)入口處油液占比變化不大，帶排轉(zhuǎn)矩僅與轉(zhuǎn)速正相關(guān)，而試驗(yàn)中油液因轉(zhuǎn)速升高仍在下降，造成帶排轉(zhuǎn)矩持續(xù)下降。

圖9 臺架試驗(yàn)下帶排轉(zhuǎn)矩的變化情況Fig.9 Measured drag torques on FP surface

如表5所示，不同入口流量下帶排轉(zhuǎn)矩最大值的試驗(yàn)值和仿真值的誤差較小，驗(yàn)證了計(jì)算流體力學(xué)(CFD)仿真在摩擦副帶排轉(zhuǎn)矩計(jì)算中的正確性。

表5 帶排轉(zhuǎn)矩最大值比較

3 結(jié)構(gòu)影響因素分析

改變溝槽的方向和角度γ，查看槽角對帶排轉(zhuǎn)矩的影響效果。保證入口流量為5 L/min不變的情況下，改變轉(zhuǎn)速查看仿真結(jié)果。定義槽角傾斜角度與摩擦片旋轉(zhuǎn)方向相反為正槽角，槽角傾斜角度相同為負(fù)槽角，如圖10所示γ為正槽角。

圖10 摩擦副流場模型槽角示意圖Fig.10 Positive groove angle on FP surface

如圖11所示，不同槽角在1 200 r/min下的整體油氣分布相似，油液占比等值線均呈層狀平行分布，且隨半徑增大，數(shù)值逐漸減小。在同一半徑處，油液更多集中在與旋轉(zhuǎn)方向相同的溝槽側(cè)面，即+x軸方向。但是，不同表面處油液流動(dòng)存在差異。正向槽角的油液主要流經(jīng)溝槽正面，溝槽+x軸方向側(cè)面空氣占比較大。而負(fù)向槽角情況相反，且負(fù)向溝槽入口處出現(xiàn)油液滯留區(qū)，油液占比較周圍區(qū)域差異較大。因此，正向槽角的油膜連續(xù)性較好，油液更易進(jìn)入溝槽中，而負(fù)向槽角油氣混合情況更為復(fù)雜。同一半徑處橫截面A-A的油氣分布更能體現(xiàn)該特點(diǎn)。負(fù)向槽角的溝槽兩側(cè)和片間間隙油液占比都較大，是因?yàn)橛鸵弘S摩擦片轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，負(fù)向槽角導(dǎo)致油液不易流通，易觸及溝槽壁面而產(chǎn)生紊流，造成大部分油液滯留在溝槽兩側(cè)。

圖11 不同槽角方向的溝槽在1 200 r/min下的油氣分布云圖Fig.11 Comparison of oil-air distributions with oil proportion isoline at 1 200 r/min in different directions of groove angle

如圖12所示，不同槽角的摩擦片表面平均油液體積分?jǐn)?shù)隨相對轉(zhuǎn)速的變化趨勢相同，但同一轉(zhuǎn)速下油液比存在差異。定義油液占比高于0.9時(shí)，摩擦副流場處于單相流轉(zhuǎn)速區(qū)，其余為兩相流轉(zhuǎn)速區(qū)。單相流轉(zhuǎn)速區(qū)時(shí)，與槽角0°相比，正向槽角油液占比高，負(fù)向槽角油液占比低，但差距不大。無論槽角方向如何，槽角增大油液占比增大。而在兩相流轉(zhuǎn)速區(qū)，槽角的存在均降低摩擦片表面油液占比。正向槽角的油液比高于負(fù)向槽角，且槽角越大、油液占比越小。另外，負(fù)向槽角進(jìn)入兩相流對應(yīng)的轉(zhuǎn)速低于正向槽角，優(yōu)先進(jìn)入兩相流轉(zhuǎn)速區(qū)。

圖12 不同溝槽角摩擦片表面油液占比隨轉(zhuǎn)速變化Fig.12 Change of oil volume fraction on FP with various groove angles

槽角對油氣分布影響在+x軸方向的槽角側(cè)面更為明顯(見圖13)，不同槽角在該側(cè)面隨半徑增大、油液體積分?jǐn)?shù)逐漸減小。槽角0°的油液占比最大，且槽角角度越大，油液占比越小。正向槽角20°的油液占比最高為0.79，槽角增大20°，油液占比減少6.10%. 負(fù)向槽角20°的油液占比最大值與正向槽角20°相同，但不同半徑處的數(shù)值偏高。當(dāng)負(fù)向槽角為40°時(shí)，油液占比最大值比20°槽角降低16.46%，比40°槽角減少12.16%. 這是因?yàn)樨?fù)向槽角過大時(shí)，油液流通性更差，整體流域油液占比更小，最大值僅為0.65.

圖13 在1 200 r/min下不同溝槽角摩擦片的溝槽+x軸方向側(cè)面油液體積分?jǐn)?shù)沿徑向分布情況Fig.13 Radial distribution of oil volume fraction on the +x side of groove on FP with various groove angles at 1 200 r/min

如圖14所示：在單相流轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)，槽角40°的摩擦片帶排轉(zhuǎn)矩最高，最大值為3.94 N·m. 將其余4種槽角的帶排轉(zhuǎn)矩最大值由高到低排列，槽角依次為20°、0°、-20°、-40°，且最大值數(shù)值比槽角40°分別降低9.14%、11.67%、19.54%、24.37%；在雙相流轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)，槽角0°的帶排轉(zhuǎn)矩最高，其余槽角的帶排轉(zhuǎn)矩較小。針對整個(gè)轉(zhuǎn)速區(qū)，正向槽角的帶排轉(zhuǎn)矩高于負(fù)向槽角，20°槽角最大值為3.59 N·m，比0°槽角減少了1.94%，比-20°槽角增加了11.42%. 當(dāng)正向槽角增加20°，帶排轉(zhuǎn)矩最大值增加9.75%. 與槽角0°相比，當(dāng)負(fù)向槽角分別增加至20°、40°時(shí)，帶排轉(zhuǎn)矩最大值分別降低了9.98%、15.35%. 而正向槽角對降低帶排轉(zhuǎn)矩最大值的優(yōu)勢不大。因此，槽角的存在能有效降低兩相流轉(zhuǎn)速區(qū)的帶排轉(zhuǎn)矩，而負(fù)向槽角對于降低最大帶排轉(zhuǎn)矩有更大的優(yōu)勢。

圖14 不同溝槽角度摩擦片表面帶排轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速變化Fig.14 Changing curves of drag torque on FP surface at different groove angles

4 結(jié)論

本文采用數(shù)值計(jì)算和臺架試驗(yàn)相結(jié)合的研究方法， 討論了溝槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩的影響規(guī)律。建立了含徑向槽的摩擦副流體模型，研究了油氣分布形式和帶排轉(zhuǎn)矩的相關(guān)性，獲得了帶排轉(zhuǎn)矩隨潤滑油流量和摩擦副相對轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律。計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)基本吻合，驗(yàn)證了流體模型的正確性。得出以下主要結(jié)論：

1)單相流轉(zhuǎn)速區(qū)，帶排轉(zhuǎn)矩隨相對轉(zhuǎn)速近似呈正比增加。當(dāng)轉(zhuǎn)速差達(dá)到某一值時(shí)，空氣由出口和入口進(jìn)入摩擦副間隙，流體表現(xiàn)為兩相流形式，油氣分布沿徑向分層平行分布，且隨轉(zhuǎn)速增加油膜連續(xù)性越差，帶排轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值并隨轉(zhuǎn)速增加急劇下降，并趨于穩(wěn)定。

2)油液流動(dòng)情況與帶排轉(zhuǎn)矩的變化趨勢相關(guān)。入口流量越大，同一轉(zhuǎn)速下摩擦片表面油液占比越大，產(chǎn)生黏性轉(zhuǎn)矩的表面面積越大，即帶排轉(zhuǎn)矩越大。入口流量的增加減緩了單相流向兩相流過渡，造成帶排轉(zhuǎn)矩最大值對應(yīng)的轉(zhuǎn)速越大。

3)溝槽結(jié)構(gòu)影響摩擦副表面油液附著情況，且不同旋向的槽角影響不同。單相流轉(zhuǎn)速區(qū)，同向槽角對油液流動(dòng)有促進(jìn)作用，增加油液占比，增加帶排轉(zhuǎn)矩。負(fù)向槽角降低油液流動(dòng)性，油液占比較小，減小帶排轉(zhuǎn)矩。兩相流轉(zhuǎn)速區(qū)，因槽角的存在均降低油膜連續(xù)性，增加油液滯留的可能性，降低帶排轉(zhuǎn)矩。