基于壓裂車底盤變速箱油溫研究①

王雨晨

(合肥財經職業(yè)學院,安徽 合肥 230601)

0 引 言

汽車變速箱互鎖閥是為了在汽車行進過程中防止檔位自動換擋或者脫檔,因此變速箱互鎖閥在汽車正常行駛過程中扮演著重要的角色。石油壓裂車自身重量大、車身長、安全性要求高,底盤互鎖閥就顯得很重了。壓裂車在進行施工作業(yè)時經常會使用底盤取力,通常情況下底盤取力時發(fā)動機負載率都會在60%以上,這就導致了底盤變速箱油溫過高(180℃以上)從而引起互鎖閥O形圈失效,導致車輛安全性降低。因此對底盤變速箱油溫研究這一問題就顯得尤為重要。劉顯玉[1]認為造成變速箱油溫過高的原因可能有如下幾個方面:變速箱的油位過高、發(fā)動機冷卻液過熱、所使用的液壓油型號不匹配、車輛過載等;莫小強[2]認為造成變速箱油溫高的原因可能有以下幾個方面:油位過低或過高;車輛過載、油中混入空氣或起泡沫、車輛過載、冷卻劑不足、離合器打滑等;張宗獻[3]認為致使汽車變速箱動態(tài)過程油溫偏高的主要原因有:潤滑液力傳動油散熱器物理性阻塞、變速箱內油壓不足或內泄、離合器機械式損壞、液力距減壓閥彈簧機械折斷;張溫舫[4]認為造成變速箱油溫過高的原因如下:系統(tǒng)進油壓力不足、散熱器散熱不良、傳動油位或使用標號不當、超負荷運行;結合上述分析,本文認為影響底盤變速箱油溫偏高的主要原因是底盤負載率偏高導致的,提出的解決方案是為底盤變速箱加裝一套風冷裝置,通過底盤電瓶箱為風冷裝置提供能量,在底盤變速箱長時間高負載運行時,打開風冷裝置為底盤變速箱潤滑油散熱來降低底盤變速箱潤滑油油溫。

1 重型汽車底盤變速箱組成及工作原理

重型汽車底盤變速箱是通過變速箱內潤滑油的定向流動性帶走齒輪副轉動摩擦及軸承組轉動產生的熱量,潤滑油對底盤變速箱也起到了一定的降溫作用,因此變速箱的潤滑系統(tǒng)及潤滑油的選型對底盤變速箱的性能至關重要。

某重型商用車底盤變速箱齒輪組潤滑方式采用齒輪副自發(fā)飛濺式潤滑。在某重型商用車底盤變速箱殼體3內注入一定量的潤滑油9,用于對該變速箱內的齒輪副10,11,12進行運動潤滑以及流動散熱,某重型商用車底盤變速箱齒輪組右中軸4上的右中間軸齒輪12與主軸齒輪11嚙合,兩個齒輪在嚙合運動時,由于旋轉會將變速箱殼體3內的潤滑油9甩濺到殼體內部上?；跐櫥臀锢硖匦?使其在正常工作溫度下具有粘性,通過齒輪副之間的轉動及嚙合時會帶走一部分潤滑油9到左中間軸齒輪10上使?jié)櫥蛯ψ兯傧錃んw內所有零件進行全角度動態(tài)浸潤。變速箱在工作時,由于機械傳動效率的存在,會在變速箱殼體內部產生大量的熱,這是導致變速箱升溫的一個主要原因。這些熱量主要是由左中間軸齒輪10和右中間軸齒輪12與主軸齒輪11嚙合傳動摩擦產生的熱量、軸承6的轉動摩擦產生熱量以及各個齒輪的轉動攪拌潤滑油產生的熱量組成。研究的重型底盤在底盤取力時變速箱中輸出軸最高轉速在1900r/min,因此可以忽略風阻損失[1]。

正常行駛的載重汽車存在一個自然風冷的現(xiàn)象且底盤發(fā)動機的負載率并不是長時間維持在一個較高的狀態(tài),因此載重汽車在正常行駛中不會出現(xiàn)互鎖閥O形圈損壞。壓裂車施工作業(yè)時底盤車是不運動的,在使用底盤取力通常負載率較高(60%以上),底盤變速箱的油溫很容易超過互鎖閥的正常使用溫度120℃,導致互鎖閥失效。基于上述問題,本文提出了一種采用潤滑油外循環(huán)式風冷方式對其變速箱降溫,得到了很好的效果。

圖1 某變速箱結構示意圖

2 底盤變速箱傳熱原理

2.1 齒輪嚙合過程中的摩擦功率計算

齒輪嚙合過程中產生的摩擦功率損失最終將轉化為熱量傳遞到潤滑油中,使?jié)櫥偷臏囟壬摺?/p>

某重型商用車底盤變速箱齒輪組齒輪在配合齒嚙合過程中產生的摩擦功率發(fā)生損耗,即齒輪副表面單位時間內產生的熱量可由式(1)表示:

Ps=f×Fn×vs

(1)

式(1)中:Ps為齒輪摩擦功率損失,KW;f為瞬態(tài)滑移摩擦系數;Fn為齒面法向載荷,N;vs為齒輪嚙合點出瞬時滑動速度,m/s。齒面法向載荷Fn:

(2)

vs=1.0472×10-4n1(1+z2/z1)s

(3)

式(3)中:n1為主齒轉速,r/min;z1為主動齒輪齒數;z2為從動齒輪齒數;s為嚙合齒輪節(jié)距,m。

忽略變速箱齒輪自身的加工誤差以及設計參數對變速箱熱源的影響。代表當發(fā)動機保持輸出轉速不變時,變速箱產生的輸入扭矩及輸入功率直接影響了變速箱內的熱量產出。在計算齒輪嚙合產生的摩擦功率時,由于齒輪的轉動潤滑油會在齒側間隙處形成一層油膜。嚴格意義上講,由于潤滑油膜的存在計算的齒輪嚙合的摩擦功率并不完全等于實際的摩擦功率。

2.2 變速箱軸承的摩擦功率計算

所設計的齒輪箱由10個支座組成,所有支座都是由深溝滾珠支座構成。從接觸方式上來看,深溝球軸承是點線接觸型的,其導線與摩擦副的接觸所引起的摩擦功耗就是摩擦副的熱功耗。在齒輪箱的熱分配中,它所產生的熱在齒輪箱總的熱分配中所占的比例很大,是齒輪箱熱分配系統(tǒng)中不可忽視的一個重要熱源。齒輪箱軸承的摩擦熱能是由于滾動摩擦力矩M1而產生的。軸承滾動摩擦力矩計算公式為:

M1=f1×P×dm

(4)

式(4)中:M1為摩擦力矩,Nm;f1為摩擦系數;P為當量動載荷;dm為軸承的公稱直徑,mm。

P=fp×X×Fr

(5)

式(5)中:fp為當量摩擦系數;X為徑向載荷系數;Fr為軸承徑向載荷。

Fr=T1/r

(6)

軸承滾動摩擦力矩M1為:

(7)

根據軸承的摩擦熱經驗公式[3]:

Q=1.05×10-4M1nz

(8)

式(8)中:Q為摩擦熱,J;nz為軸承轉速大小依據發(fā)動起轉速,r/min。

2.3 攪油功率損失計算

齒輪圓周面功率損失計算公式[4]:

(9)

輪齒側面功率損失為:

當齒輪周圍潤滑油為層流時:

(10)

當齒輪周圍潤滑油為紊流時:

(11)

而兩齒間的渦流損耗,主要是因為當齒輪轉動時,油液在兩齒間的間隙中流動,而間隙中的油液流動方向與周邊油液流動方向不同,從而導致了兩齒間的渦流損耗。渦流損耗的大小與齒輪箱的油液浸入深度和最初的油液粘度有關。其計算公式如式(12):

(12)

齒輪副產生的的攪油熱功率為:

QM=PM=P1+P2+P3

(13)

式(13)中:DP為齒頂圓直徑,m;w為齒輪角速度,m/s;ψ為齒輪浸入潤滑油角度;S為齒輪浸入面積,m2;ro為齒頂圓半徑,m;r1為齒頂圓半徑,m;∪為潤滑油運動粘度,m2/s;ρ為潤滑油密度,kg/m2。

3 重型底盤變速箱油溫計算

型汽車底盤變速箱齒輪嚙合摩擦生熱和軸承摩擦生熱都是以對流換熱的方式被傳遞到潤滑油中的,潤滑油經過箱體與外界空氣進行熱量交換,最終達到了變速箱的散熱。

3.1 傳熱理論

對流換熱采用冷卻定律表達:

q=h(T-Tc)

(14)

式(14)中:q為對流熱流密度,W/m2;h為對流換熱系數,W/(m2·℃);T為固體溫度,℃;Tc為流體溫度,℃。

3.2 變速箱與周圍空氣換熱分析

壓裂車正常工作時是處于靜止狀態(tài)的,對其變速箱進行改裝后,底盤變速箱的散熱不僅有與空氣的對流換熱,還有流經空冷散熱器中的強空冷散熱,變速箱的結構類似于一個長方體結構,本文將變速箱模型簡化為一個軸對稱模型來研究變速箱內潤滑油的溫度值,根據上述簡化壓裂車底盤變速箱的熱流交換模型如下圖2所示。

圖2 變速箱換熱模型

變速箱的前端與發(fā)動機的輸出端相連,由于發(fā)動機工作時溫度相對較高當發(fā)動機變速箱溫度達到穩(wěn)態(tài)時,變速箱與發(fā)動機的結合面處溫度不變此時假設此處不發(fā)生熱量交換,將發(fā)動機與變速箱的結合面處定義為絕熱邊界條件,底盤變速箱其他部分變速箱均與空氣直接接觸因此本文定義為正常的空冷邊界條件,由于改進后的變速箱增加了一套風冷裝置潤滑油進入空冷散熱器后與空氣發(fā)生強對流換熱,本文將此過程定義為強對流換熱邊界,對流換熱系數通過熱力學方程以及變速箱潤滑油溫實測值進行反向推導得出相對應的對流換熱系數。

齒輪潤滑油溫度場控制方程:

(15)

式(15)中:ρ為潤滑油密度,kg/m2;c為潤滑油的比熱容,J/(kg·℃);

采用ADI差分算法對傳熱方程進行求解,交替方向隱式格式法將時間步分前后兩個半時間步,在前半步x方向隱式、y方向顯式,后半時間步反過來,求解時前半時間步長采用三對角追趕法,后半時間步長采用高斯塞德爾迭代法。交替方向的隱式差分格式屬于混合格式,它對偏微分方程的解有很好的穩(wěn)定性,而且在計算的速度方面,它要比Crank-Nicolson更好,它是一種在傳熱方程中表變化的比較理想的差分格式。

風冷裝置中的潤滑油也按照此種方法進行網格劃分邊界定義來進行數值計算,風冷裝置實際上相當于增加了底盤變速箱潤滑油的散熱面積以及局部增加了散熱系數。針對此現(xiàn)象,本文做了一定的變換,在對底盤變速箱潤滑油溫度場進行有限差分計算時,將變速箱相應尺寸按照風冷裝置的相應尺寸進行擴展,強對流邊界條件加在底盤變速箱相應的位置處。對變換后的物理模型進行數值計算求解底盤變速箱潤滑油達到穩(wěn)態(tài)時的溫度值。

3.3 數據計算與實測結果

加裝風冷以后,在環(huán)境地表溫度為36℃的環(huán)境下,潤滑油的傳熱系數為0.25W/m·K,潤滑油的密度為850kg/m2,潤滑油的比熱容為1.87KJ(kg·℃)。

根據經驗,變速箱與空氣的對流換熱系數取值范圍在12-59W/(m2·℃)。

采用測溫槍每15min測量一次變速箱表面溫度,啟動底盤車發(fā)動機使底盤車發(fā)動機的負載率達到80%左右,對底盤變速箱油溫進行測試實驗,測試時間6.5h,變速箱油溫達到穩(wěn)態(tài)。將測溫槍測試的變速箱表面溫度值作為變速箱內潤滑油溫度值。通過實測75min時的實測溫度值,可反算出空氣的對流換熱系數為46W/(m2·℃),

空冷散熱器的強對流換熱系數為1260W/(m2·℃),根據上述反算出的對流換熱系數值,將上述對流換熱系數值代入到變速箱潤滑油溫度場方程中進行熱力學計算,得出不同時刻變速箱潤滑油的溫度值,實測值以及相對誤差。

加裝風冷以后,對底盤變速箱油溫進行理論數值計算,每間隔15min取一個數值點,直到達到穩(wěn)態(tài)平衡,根據所取數值點繪制實測與數值理論計算溫度曲線,如下圖3所示。

通過上述實測值及理論計算值的對比,可以看出兩條曲線相對吻合,只有在剛開始的時候有一定誤差,誤差值最大值在7%以內,有限差分模型滿足精度要求。初始階段相對誤差比較大,這是因為在剛開始的時候溫度以及散熱都還沒有達到一個相對穩(wěn)定的狀態(tài),理論計算按照恒定的散熱功率進行計算的,由于是通過一個點進行理論計算得出,可能具有一定的誤差。隨著時間的延長,溫度值逐漸趨于穩(wěn)定狀態(tài),此時相對誤差就會逐漸減小。

圖3 變速箱實測與理論計算油溫曲線

4 結 論

針對上述建立的變速箱潤滑油溫度有限差分模型,研究了控制底盤變速箱油溫控制方法,可得出如下結論。

(1)底盤變速箱油溫在沒有加風冷之前,底盤負載率在80%時,平衡溫度高達180℃,此溫度嚴重影響了底盤的正常使用。

(2)根據實驗測試及理論計算在加上風冷裝置以后底盤變速箱油溫溫度降至110℃左右滿足底盤互鎖閥的使用要求。

(3)通過建立有限差分數學模型可以得出所需的散熱功率,利于后續(xù)風冷裝置的選型工作。