液黏離合器摩擦副對流換熱系數(shù)數(shù)值模擬研究

代吉超， 崔紅偉,2,3*， 常宗旭,3， 王其良， 李 隆

(1.太原理工大學機械與運載工程學院, 太原 030024； 2.浙江大學流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室, 杭州 310058； 3.太原理工大學煤礦綜采裝備山西省重點實驗室, 太原 030024)

液黏離合器是利用油膜的剪切力和摩擦表面之間的相互接觸來傳遞動力的一種傳動裝置,具有無級調速、減小啟動沖擊、過載保護等功能[1],目前主要應用于重載刮板輸送機的柔性啟動以及風機、水泵等設備的調速[2]。

液黏離合器摩擦副在柔性啟動過程中,因摩擦片和鋼片劇烈的相對滑動,會產生大量的熱量,使摩擦副的溫度急劇升高,引起摩擦副的結構變形,嚴重影響液黏離合器的工作性能[3]。所以對摩擦副的散熱尤為重要,而對流換熱系數(shù)是準確計算散熱量以及預測部件溫度的關鍵。

對流換熱系數(shù)以前主要是由經(jīng)驗公式來計算,在計算過程中對結構的簡化較多,準確性較差。對流換熱系數(shù)的影響因素很多,它是一個隨眾多因素變化的復雜函數(shù)[4]。目前對流換熱系數(shù)沒有一個權威的定義,牛頓冷卻定律給出了對流換熱系數(shù)的定義式,但它既沒有使工程上對流換熱系數(shù)的計算簡化,也沒有揭示各相關因素對換熱系數(shù)的影響規(guī)律,它只是將傳熱計算的復雜性轉移到了對流換熱系數(shù)的求解上。所以在工程上計算傳熱時,主要的工作就是計算對流換熱系數(shù)。

目前,中外學者研究了許多結構的對流換熱系數(shù),主要用的是解析法和數(shù)值分析法。夏德茂等[5-6]建立了火車制動閘片三維模型,采用瞬態(tài)分析方法研究了閘片與空氣散熱面的對流換熱系數(shù)隨制動時間的變化規(guī)律。王國林等[7]采用耦合傳熱的方法,分析了輪胎空氣耦合表面各種工況下的對流換熱系數(shù)分布,總結出輪胎表面幾何形狀對換熱系數(shù)的影響規(guī)律。McPhe等[8]利用解析法對某翼片制動轉子的對流換熱系數(shù)進行求解,總結了影響因素和經(jīng)驗公式。石宏巖等[9]采用了Beijan提出的新計算模型,通過數(shù)值模擬的方法計算了品字形三圓管在空氣中自然對流的表面換熱系數(shù)。片錦香等[10]為了提高對流換熱系數(shù)的計算精度,建立了機械主軸的瞬態(tài)溫度場數(shù)學模型,提出了一種基于蜂群算法確定對流換熱系數(shù)的方法,并進行試驗驗證了方法的有效性。Belhocine等[11-12]以汽車制動盤為對象,利用計算流體動力學(computational fluid dynamics,CFD)分析確定制動盤瞬時狀態(tài)下各表面對流換熱系數(shù)隨時間的變化規(guī)律,然后將對流換熱系數(shù)作為初始條件進行了盤溫分析。

雖然已有很多研究人員對換熱系數(shù)做了研究,但是目前針對復雜油槽摩擦副的研究較少?，F(xiàn)以雙圓弧油槽摩擦副為對象,采用CFX仿真分析方法,針對液黏離合器的工作狀況,精確計算了雙圓弧油槽摩擦副與工作油間的對流換熱系數(shù),并研究了該系數(shù)的分布情況及主要影響因素。

1 液黏離合器摩擦副結構

液黏離合器含有多個摩擦副,由摩擦片和鋼片相間分布組成。摩擦片由摩擦基片和摩擦襯片構成,摩擦襯片分布在摩擦基片兩側。摩擦副結構如圖1所示。

為了提高摩擦副與油液之間的對流換熱效果,摩擦襯片表面開有雙圓弧油槽,油槽深度d1=0.5 mm,散熱油液主要存在于雙圓弧油槽中。由于花鍵對換熱幾乎沒有影響,對其進行合理簡化。摩擦襯片模型如圖2所示。

圖1 摩擦副示意圖

圖2 摩擦襯片模型

2 數(shù)值仿真求解

2.1 對流換熱控制方程

當摩擦副被環(huán)形油缸壓緊時,摩擦片和鋼片的表面微凸峰接觸并相對滑動,勢必會產生摩擦熱。摩擦副之間的間隙非常小,可以認為相互接觸,間隙內幾乎沒有油液。液黏離合器運行過程中主要采用油槽里的油液進行散熱。摩擦副和油液之間的對流傳熱滿足流體動力學中的連續(xù)性方程、動量方程和能量方程。

連續(xù)性方程：

(1)

動量方程：

(2)

能量方程：

(3)

無內熱源的固體三維瞬態(tài)熱傳導控制方程為

(4)

式(4)中：C為比熱容；Ts為固體溫度；ks是固體材料導熱系數(shù)。

摩擦襯片、鋼片和油液交界面處的溫度和熱流密度相等,即

Ts=Tf

(5)

(6)

2.2 CFX模型及邊界條件

2.2.1 CFX模型

取一對摩擦副為研究對象。厚度方向上,由于摩擦副結構和導熱的對稱性,可以認為摩擦片和鋼片在一半厚度的截面上沒有熱交換,鋼片和摩擦基片各取一半的厚度,中心面設為絕熱邊界條件[13]。又由于摩擦片是旋轉對稱結構,每2°為一個周期,建立摩擦副1/180模型。

圖4 摩擦襯片邊界條件

將摩擦副模型導入ICEM中,為簡化計算并保證計算精度,細化流體與固體接觸區(qū)域的網(wǎng)格。流體各表面均控制最大尺寸0.1 mm,設置全局最大單元尺寸0.5 mm,采用四面體劃分方法對摩擦副進行網(wǎng)格劃分。模型共含2 425 715單元,490 614節(jié)點,如圖3所示。

圖3 摩擦副模型

2.2.2 邊界條件

2.2.2.1 摩擦副固體域

假設摩擦片和鋼片各個區(qū)域溫度一致,給定其初始溫度為T0=50 ℃。摩擦襯片是紙基材料,摩擦基片和鋼片材料為65Mn,材料熱物理性能參數(shù)如表1所示。

表1 摩擦副熱物理性能參數(shù)

(1)摩擦襯片：內、外圓周面均采用絕熱邊界條件,如圖4所示；上、下截面設置為周期性邊界條件,旋轉軸為摩擦副的中心軸；與摩擦基片接觸的一側設置為傳導傳熱,油槽面與油液進行對流換熱,各個菱形面與鋼片進行傳導傳熱。

(2)鋼片和摩擦基片：與摩擦襯片和油液有接觸的面都設為傳熱界面,其余面均設置為絕熱邊界。

2.2.2.2 流體域

工作油初始溫度設定為25 ℃。油液的熱物理性能參數(shù)如表2所示。

表2 油液熱物理性能參數(shù)

設置入口壓力Pi=0.1～0.3 MPa,出口靜壓Po=0；油液設為不可壓縮流體,如圖5所示。上、下截面(7對)分別周期循環(huán)對稱,統(tǒng)一設置為周期性邊界條件,旋轉中心為摩擦副中心軸。剩余各接觸面設置為對流換熱邊界。

2.2.2.3 接觸面區(qū)域

各部件之間建立接觸面,與流體接觸的流體域耦合面設置為光滑、無滑移的邊界條件。設置各接觸面?zhèn)鳠岱绞綖椤氨Ｊ氐慕缑嫱俊?網(wǎng)格連接設置為“GGI”。

圖5 流體邊界條件

2.3 求解設置

設置分析總時間t=2 s,載荷步0.2 s。根據(jù)流體和固體的溫差及材料的熱物理性質計算熱流量及熱流密度,依據(jù)牛頓冷卻公式,計算與流體接觸各面的對流換熱系數(shù)hconv為

(7)

式(7)中:qw為熱流密度。

3 結果分析

3.1 摩擦副溫度場仿真結果

圖6所示為摩擦副溫度場云圖,可以看出,油液對摩擦副的散熱效果顯著。油液從內徑流向外徑方向的過程中不斷吸熱,流固溫差不斷下降,所以靠近出口部位的散熱效果比入口部位差。

圖6 摩擦副溫度場分布

從圖6(a)可以看到,在摩擦襯片的菱形區(qū)域,中心部分比外圍部分溫度高,易形成熱斑,這是因為菱形區(qū)域外圍部分更靠近流體,散熱效果好。對比圖6(c)和圖6(d)發(fā)現(xiàn),由于在軸向方向上鋼片直接與流體接觸,而摩擦基片和油槽間隔有d2=0.5 mm厚的摩擦襯片,摩擦襯片的導熱系數(shù)僅為8.2 W/(m·℃),所以摩擦襯片的散熱效果整體上比鋼片差,但溫度場分布情況相似。

3.2 對流換熱系數(shù)

設置入口壓力Pi=0.3 MPa,油液黏度η=0.06 Pa·s。圖7所示為油液的流速圖,圖8所示為流固換熱面對流換熱系數(shù)云圖。從圖7可以看到,油槽交叉部位的流速明顯高于其他區(qū)域。這是由于兩油槽交叉部位的橫截面積小于兩個油槽橫截面積和,所以流速在此處迅速加快。徑向方向上,由于油槽數(shù)量相同,油槽橫截面積幾乎沒變,所以流速在兩油槽交叉部位基本相同；其余部位流速處于較低水平,流速也基本相同。

圖7 流速

圖8 對流換熱系數(shù)分布

通過對比換熱系數(shù)云圖和流速圖,可以看出，流速與換熱系數(shù)有很大的相關性。如圖8所示,從內徑到外徑方向依次取7個交叉處中心點,研究此單位面積上的對流換熱系數(shù)。7個點處數(shù)值如圖9所示。

圖9 徑向對流換熱系數(shù)分布

從圖9可以看出,對流換熱系數(shù)在摩擦副半徑方向上波動不大,波動是因為網(wǎng)格劃分和計算誤差等因素。

3.3 對流換熱系數(shù)影響因素分析

當只改變摩擦副的初始溫度,散熱相同時間后的溫度場會發(fā)生改變,但是換熱系數(shù)無任何變化,說明摩擦副和油液的溫差只對單位時間內的散熱量有影響,對對流換熱系數(shù)沒有影響。以下將詳細闡述對流換熱系數(shù)的幾個影響因素。

3.3.1 油液入口壓力

油液入口壓力對換熱系數(shù)有較大的影響。假定油液動力黏度η=0.06 Pa·s保持不變,逐漸增大油液的入口壓力,分別計算流固接觸面的平均對流換熱系數(shù)和油槽中油液的平均流速,結果如圖10所示。從圖10中可以看到,隨著壓力的上升,油槽內的流速加快,單位時間內帶走的熱量隨之增加,進而使對流換熱系數(shù)變大。

3.3.2 摩擦片轉速

設置入口邊界條件為總壓入口Pi=0.1～0.3 MPa,油液動力黏度η=0.06 Pa·s。從圖11可以看到,隨著摩擦片旋轉速度增加,對流換熱系數(shù)顯著增大。這是因為摩擦片旋轉時,一方面離心力會使油液流速加快,另一方面也會改變油液的流動狀態(tài),對油液的散熱起到了促進的作用,增強了散熱效果。

圖10 油液流速和平均對流換熱系數(shù)隨入口壓力的變化

圖11 平均對流換熱系數(shù)隨轉速變化

3.3.3 油液黏度

首先,利用黏度測定器測得工作油的黏溫特性，如圖12所示。根據(jù)油液溫度Tf變化范圍為30～60 ℃,可以得知油液的動力黏度η為0.03～0.10 Pa·s。

圖12 工作油黏溫特性

圖13 平均對流換熱系數(shù)隨黏度變化

改變工作油的黏度,計算流固換熱表面的平均對流換熱系數(shù)。圖13所示為不同壓力下平均對流換熱系數(shù)隨黏度的變化。從圖13中可以看到,隨著黏度的增加,平均對流換熱系數(shù)逐漸降低,油液黏度與對流換熱系數(shù)負相關。因為當油液的黏度升高,壁面對油液流動的阻力越來越大,導致流速降低,進而影響到對流換熱系數(shù)的大小。

隨著油液黏度的增大,平均對流換熱系數(shù)下降得越來越慢。這是因為傳熱方式不僅有對流傳熱,還有傳導傳熱。當黏度變大,流速降低,對流傳熱帶走的熱量逐漸減少,傳導傳熱所占的比重逐漸增大,所以黏度增加到一定程度,對換熱系數(shù)的影響會減弱。

3.3.4 油液比熱容和導熱系數(shù)

設置油液入口壓力Pi=0.3 MPa,出口靜壓Po=0 MPa,動力黏度η=0.06 Pa·s,分別改變油液的比熱容和導熱系數(shù),分析它們對換熱系數(shù)的影響。

不同型號工作油的比熱容范圍在1 600～2 100 J/(kg·℃)[14],等間隔取樣本點進行仿真分析,結果如圖14、圖15所示。

從圖14、圖15可以看到,油液的比熱容和導熱系數(shù)越大,換熱系數(shù)越大。所以在選用油液的時候,為了保證散熱效果,可以選擇比熱容和導熱系數(shù)較大的油液,同時對油液的熱物理性能提出了更高的要求。

圖14 平均對流換熱系數(shù)隨比熱容變化

圖15 平均對流換熱系數(shù)隨導熱系數(shù)變化

4 結論

以液黏離合器摩擦副為研究對象,利用CFX計算流體動力學仿真軟件,獲得摩擦副的對流換熱系數(shù)和溫度場分布,并研究了摩擦副對流換熱系數(shù)的影響因素，得出如下主要結論。

(1)摩擦副溫度從內徑到外徑逐漸變高,菱形區(qū)域中心溫度高于周邊溫度,易形成熱斑。

(2)油槽交叉部分流速快,對流換熱系數(shù)大于其他部位；半徑方向上對流換熱系數(shù)變化較小。

(3)在散熱過程中,油液入口壓力、摩擦片旋轉速度和油液黏度變化會影響油液流速和流動狀態(tài),從而對換熱系數(shù)產生影響。為提高散熱效果,應選用比熱容和導熱系數(shù)大的油液。