摩擦離合器路面摩擦片流動(dòng)仿真分析

摩擦離合器路面摩擦片流動(dòng)仿真分析

0摩擦片熱傳導(dǎo)濕式多片式聯(lián)軸器具有壽命長(zhǎng)、摩擦性能穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于各種設(shè)備中。離合器脫排時(shí),摩擦片在潤(rùn)滑油的作用下自動(dòng)分離。理想狀態(tài)下,離合器空轉(zhuǎn)時(shí)摩擦片間隙內(nèi)都充滿潤(rùn)滑油,不會(huì)產(chǎn)生很大的熱量,但在實(shí)際情況下仍會(huì)出現(xiàn)過(guò)熱現(xiàn)象。分析發(fā)現(xiàn),當(dāng)離合器潤(rùn)滑油路結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理時(shí),摩擦片間隙處油壓分布不均勻,使得摩擦片間隙大小變得不一致。間隙較小的摩擦片處于相對(duì)滑動(dòng)速度較高、潤(rùn)滑冷卻不良的狀態(tài),導(dǎo)致潤(rùn)滑油溫升過(guò)高而影響正常工作。特別是在摩擦片片數(shù)較多且轉(zhuǎn)速較高時(shí),過(guò)熱現(xiàn)象更加明顯。目前,濕式多片摩擦離合器發(fā)熱問(wèn)題的研究主要集中在摩擦片溫度場(chǎng)計(jì)算、摩擦片材料及油槽結(jié)構(gòu)試驗(yàn)等方面。文獻(xiàn)通過(guò)建立摩擦片傳熱分析模型,采用有限元法對(duì)空轉(zhuǎn)或結(jié)合時(shí)摩擦片的熱傳導(dǎo)過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值模擬。在此基礎(chǔ)上,文獻(xiàn)通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)摩擦片上的不同油槽結(jié)構(gòu)對(duì)摩擦片溫升的影響進(jìn)行了研究,文獻(xiàn)通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了摩擦片表面熱載荷分布引起的翹曲變形。隨著計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)技術(shù)的日趨成熟,結(jié)合計(jì)算機(jī)數(shù)值模擬和圖形顯示技術(shù),可以對(duì)管道、閥、水潤(rùn)滑軸承的復(fù)雜流場(chǎng)問(wèn)題進(jìn)行分析,但對(duì)摩擦離合器潤(rùn)滑油路流場(chǎng)的研究極為少見(jiàn)。本文應(yīng)用CFD方法研究濕式多片摩擦離合器的潤(rùn)滑油路結(jié)構(gòu)對(duì)摩擦片間隙處油壓分布的影響,以保證摩擦片和對(duì)偶片間隙大小一致,減少滑摩和疊片現(xiàn)象產(chǎn)生,從而指導(dǎo)離合器潤(rùn)滑油路的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。1摩擦片與對(duì)偶片之間的間隙大小分布圖1所示為濕式摩擦離合器的結(jié)構(gòu)圖,其中摩擦片10片,對(duì)偶片11片。三組噴油孔,每組10個(gè),均勻分布在90°、210°、330°圓周位置上。離合器空轉(zhuǎn)時(shí),噴油孔噴出的油充滿摩擦片間隙中,使摩擦片在潤(rùn)滑油的作用下分離。理想狀態(tài)下,由摩擦片和對(duì)偶片形成的20個(gè)環(huán)狀間隙大小應(yīng)相等。將圖1中的潤(rùn)滑油路簡(jiǎn)化得到油路結(jié)構(gòu)一,如圖2a所示。實(shí)際使用證明,該結(jié)構(gòu)的分片效果不理想,高速情況下容易產(chǎn)生過(guò)熱現(xiàn)象。為解決這一問(wèn)題,本文提出一種與結(jié)構(gòu)一相近的另一種結(jié)構(gòu)(結(jié)構(gòu)二),如圖2b所示,即在結(jié)構(gòu)一基礎(chǔ)上將其最右端編號(hào)為7、8、9、10的4個(gè)噴油孔與摩擦片座內(nèi)腔貫穿而成。離合器空轉(zhuǎn)時(shí),活塞處于最右端。在簡(jiǎn)化的潤(rùn)滑油路中,假設(shè)摩擦片和對(duì)偶片之間的20個(gè)間隙值相等,其大小均為0.4mm。20個(gè)環(huán)狀間隙和10個(gè)噴油孔編號(hào)見(jiàn)圖2。2湍流模型的假設(shè)假設(shè)潤(rùn)滑油為不可壓縮流體,在湍流狀態(tài)下,采用時(shí)間平均法,即流場(chǎng)的速度(u、v、w)和壓力(p)變量可分解為平均值與脈動(dòng)值之和,即u=ˉu+u′?v=ˉv+v′?w=ˉw+w′?p=ˉp+p′u=uˉ+u′?v=vˉ+v′?w=wˉˉˉ+w′?p=pˉ+p′。則笛卡兒坐標(biāo)Oxyz下時(shí)均形式的流體控制方程為式中,ˉu為時(shí)均速度矢量;ˉu、ˉv、ˉw為時(shí)均速度分量;u′、v′、w′為脈動(dòng)速度分量;ρ為潤(rùn)滑油密度;μ為動(dòng)力黏度;ˉp為時(shí)均壓力;p′為脈動(dòng)壓力;t為時(shí)間。式(1)為質(zhì)量守恒方程,式(2)～式(4)為動(dòng)量守恒方程。由離合器油路結(jié)構(gòu)可知,潤(rùn)滑油從噴油孔流出,再流入摩擦片和對(duì)偶片的間隙過(guò)程中會(huì)有較大的應(yīng)變率,符合RNGk-ε湍流模型的應(yīng)用特征,故采用RNGk-ε兩方程湍流模型。假設(shè)潤(rùn)滑油為不可壓縮流體,因此在RNGk-ε湍流模型中,動(dòng)能方程和動(dòng)能耗散率方程分別為式中,k為湍動(dòng)能;ε為動(dòng)能耗散率;μt為湍流黏度;Cμ、C2ε為RNGk-ε湍流模型的模型常數(shù)。式(6)中的Gk為平均速度梯度引起的湍動(dòng)能k的產(chǎn)生項(xiàng),由下式計(jì)算:Gk=2μt[(?u?x)2+(?v?y)2+(?w?z)2]+μt[(?u?y+?v?x)2+(?u?z+?w?x)2+(?v?z+?w?y)2](7)式(6)中的C*1ε為對(duì)RNGk-ε湍流模型常數(shù)C1ε的修正系數(shù),由下式計(jì)算:式中,β、C1ε、η0為RNGk-ε湍流模型的模型常數(shù)。湍流動(dòng)能方程和動(dòng)能耗散率方程中的模型常數(shù)的具體數(shù)值如下:Cε=0.085,C1ε=1.42,C2ε=1.68,β=0.012,η0=4.38。由上述質(zhì)量守恒方程、動(dòng)量守恒方程、湍動(dòng)能方程和湍動(dòng)能耗散率方程組成的偏微分方程組就可以解出p、u、v、w、k、ε共6個(gè)流場(chǎng)參數(shù)。3三維元代模型3.1油路結(jié)構(gòu)網(wǎng)格模型在ANSYS/FLOTRANCFD中分別建立兩種潤(rùn)滑油路的實(shí)體模型。采用Fluid142單元對(duì)實(shí)體模型進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分。圖3所示為離合器潤(rùn)滑油路結(jié)構(gòu)網(wǎng)格模型。圖3a所示為油路結(jié)構(gòu)一的網(wǎng)格模型,節(jié)點(diǎn)總數(shù)為282244,單元總數(shù)為347789;圖3b所示為油路結(jié)構(gòu)二的網(wǎng)格模型,節(jié)點(diǎn)總數(shù)為310378,單元總數(shù)為399711。因模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜,為保證網(wǎng)格劃分的精度,對(duì)幾何結(jié)構(gòu)進(jìn)行大量的剖切,使之成為形狀規(guī)則的若干小塊,便于六面體單元的劃分;在油路局部壓力損失較大處增大網(wǎng)格密度,以減小因壓力、速度梯度過(guò)大而導(dǎo)致的計(jì)算誤差。圖4所示為兩種油路結(jié)構(gòu)的局部網(wǎng)格模型。3.2進(jìn)行流場(chǎng)分析離合器用的潤(rùn)滑油為CD40船用潤(rùn)滑油,密度為880kg/m3,質(zhì)量熱容為1600J/(kg·K),導(dǎo)熱系數(shù)為0.144W/(m·K),油溫40℃時(shí)運(yùn)動(dòng)黏度為110mm2/s。本文分別對(duì)油溫為44℃、50℃、58℃、70℃4種情況進(jìn)行流場(chǎng)分析,各種溫度下的潤(rùn)滑油黏度如圖5所示。有限元模型中管壁邊界采用無(wú)滑移的固壁條件,即所有固壁面速度為0。假設(shè)壁面光滑,近壁處采用壁面函數(shù)法將壁面上的物理量與管壁中心區(qū)待求量聯(lián)系起來(lái)。進(jìn)口給定體積流量為160L/min,出口處定義為101kPa(標(biāo)準(zhǔn)大氣壓)。4計(jì)算值和測(cè)試結(jié)果4.1結(jié)構(gòu)對(duì)摩擦片壓力分布的影響采用壓力耦合方程組的半隱式算法求湍流模型穩(wěn)態(tài)解。在各離散方程的求解中,離散動(dòng)量守恒方程用TDMA三對(duì)角算法求速度場(chǎng);離散質(zhì)量守恒方程用預(yù)條件共軛殘差算法求壓力場(chǎng);通過(guò)適當(dāng)調(diào)整松弛因子大小來(lái)加速模型收斂。由于離合器穩(wěn)定工作時(shí)油溫約為58℃,故僅對(duì)該溫度下的流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行詳細(xì)討論。圖6和圖7分別為兩種結(jié)構(gòu)的潤(rùn)滑油壓力云圖。由圖6a和圖7a可以看出,結(jié)構(gòu)一、結(jié)構(gòu)二在進(jìn)油管接頭處的油壓分別為284.947kPa和234.430kPa,結(jié)構(gòu)二較結(jié)構(gòu)一的進(jìn)口壓力小,對(duì)供油系統(tǒng)的負(fù)荷較低;由圖6b和圖7b可以得出,結(jié)構(gòu)一在噴油孔處的局部壓力損失較結(jié)構(gòu)二的大。為進(jìn)一步研究摩擦片間的壓力分布情況,提取兩種結(jié)構(gòu)摩擦片座90°圓周位置對(duì)應(yīng)的10個(gè)噴油孔出口處和20個(gè)摩擦片間隙入口處的壓力值,壓力曲線如圖8所示。結(jié)構(gòu)一在摩擦片間隙入口處和噴油孔出口處的壓力波動(dòng)較大,最大波動(dòng)值分別為2.7kPa和2.8kPa;結(jié)構(gòu)二的壓力分布較結(jié)構(gòu)一有明顯改善,摩擦片間隙處和噴油孔出口處的最大波動(dòng)值僅為1.4kPa和1.5kPa,分別較結(jié)構(gòu)一減小48%和46%,軸向壓力分布比較均勻。圖9所示為兩種結(jié)構(gòu)摩擦片座90°圓周位置上20個(gè)摩擦片間隙入口處的速度分布曲線。由圖9可見(jiàn),結(jié)構(gòu)二比結(jié)構(gòu)一的速度波動(dòng)要小得多,最大速度波動(dòng)值分別為0.26m/s和0.1m/s,波動(dòng)值減小約62.5%。圖10所示為兩種結(jié)構(gòu)摩擦片座210°和330°圓周位置上噴油孔出口處的壓力分布曲線。比較圖8b與圖10給出的三個(gè)位置噴油孔出口處壓力分布曲線,結(jié)構(gòu)二中30個(gè)噴油孔的最大壓力差4.5kPa僅為結(jié)構(gòu)一最大壓力差8.3kPa的54%,可見(jiàn)結(jié)構(gòu)二圓周方向的壓力分布更加均勻。4.2復(fù)合推進(jìn)器工作原理試驗(yàn)在齒輪箱綜合性能試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行,試驗(yàn)裝置如圖11所示,由直流變頻電機(jī)、試驗(yàn)齒輪箱、增速箱和水力測(cè)功器組成。濕式多片摩擦離合器安裝在試驗(yàn)齒輪箱中。受離合器結(jié)構(gòu)及試驗(yàn)手段的制約,噴油孔出口處及摩擦片間隙處的潤(rùn)滑油壓力很難用試驗(yàn)方法直接測(cè)得。因此,試驗(yàn)時(shí)記錄進(jìn)油管接頭處潤(rùn)滑油壓力,再與油路流場(chǎng)分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,其結(jié)果如表1所示。試驗(yàn)時(shí)油溫是通過(guò)控制冷卻器的進(jìn)水量來(lái)調(diào)節(jié)的。由表1可知,4種溫度下油壓計(jì)算值與試驗(yàn)值比較接近,最大相對(duì)誤差為8.6%。5油路結(jié)構(gòu)影響摩擦片