汽車(chē)動(dòng)力耦合系統(tǒng)止推片潤(rùn)滑流場(chǎng)仿真研究

李健，趙舟，王小美，王焱，喜冠南

(1.南通理工學(xué)院汽車(chē)工程學(xué)院，江蘇南通 226002；2.中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司無(wú)錫油泵油嘴研究所，江蘇無(wú)錫 214063)

0 前言

隨著汽車(chē)行業(yè)的發(fā)展，能源與環(huán)保問(wèn)題日益凸顯，混合動(dòng)力汽車(chē)同時(shí)采用電機(jī)和內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，因其可以有效解決空氣污染和續(xù)航問(wèn)題得到世界各大車(chē)企的重視[1-2]。動(dòng)力耦合系統(tǒng)作為混合動(dòng)力汽車(chē)的功率分流裝置，可以實(shí)現(xiàn)汽車(chē)能量的有效分配，對(duì)汽車(chē)的穩(wěn)定性與經(jīng)濟(jì)性具有重要意義[3]。動(dòng)力耦合系統(tǒng)內(nèi)部齒輪較多，潤(rùn)滑要求高，針對(duì)齒輪動(dòng)態(tài)特性及止推片的油膜潤(rùn)滑特性，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在該領(lǐng)域進(jìn)行了不斷的研究與探索?？圼4]分析了動(dòng)力耦合裝置齒輪的動(dòng)態(tài)接觸特性，研究了不同轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩造成的影響。GORLA等[5]應(yīng)用流體仿真技術(shù)研究了不同工況下動(dòng)力裝置的功率損失情況。HOHN等[6]主要研究了無(wú)負(fù)載下的齒輪傳動(dòng)流場(chǎng)特性，分析了齒輪與潤(rùn)滑油作用的能量損耗問(wèn)題。冀宏、趙光明[7]提供了一種基于FLUENT動(dòng)網(wǎng)格流場(chǎng)分析的方法，研究齒輪徑向力的變化規(guī)律，得出了齒側(cè)間隙是影響困油壓力的最敏感參數(shù)。楊軍[8]針對(duì)重載工況的動(dòng)力裝置，提出了傾斜潤(rùn)滑的仿真分析方法和測(cè)試方法，驗(yàn)證強(qiáng)制潤(rùn)滑在系統(tǒng)中實(shí)施的可行性。林銀輝等[9]運(yùn)用FLUENT軟件分析了變速箱內(nèi)部油氣兩相流下的噴油及飛濺潤(rùn)滑情況，驗(yàn)證了油軌潤(rùn)滑的可行性。古瑩奎等[10]針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸、止推片結(jié)構(gòu)，采用Monte Carlo方法仿真模擬了可靠度，研究行駛里程對(duì)止推片穩(wěn)定性的影響。王士忠、趙斌[11]針對(duì)止推片的間隙要求、潤(rùn)滑條件及磨損原因做了初步的研究。張文濤等[12]針對(duì)軸和止推片，建立了相關(guān)流-固耦合模型，研究了止推片的溫度場(chǎng)及潤(rùn)滑特性和不同油膜厚度的影響規(guī)律。

綜上分析，目前的潤(rùn)滑流場(chǎng)分析主要集中在齒輪之間以及曲軸和止推片之間，差速式動(dòng)力耦合系統(tǒng)中的齒輪與止推片之間的潤(rùn)滑流場(chǎng)研究并不多見(jiàn)。但是混合動(dòng)力汽車(chē)行業(yè)遇到止推片經(jīng)常性損壞這一問(wèn)題，說(shuō)明該項(xiàng)研究的重要性和緊迫性?；诖?，本文作者研究接觸面間的潤(rùn)滑流場(chǎng)特性，尋求油膜厚度與止推片磨損的內(nèi)在關(guān)聯(lián)，進(jìn)而指導(dǎo)后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 差速式動(dòng)力耦合系統(tǒng)

1.1 動(dòng)力耦合系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)

差速式動(dòng)力耦合系統(tǒng)是混合動(dòng)力汽車(chē)耦合系統(tǒng)的一種，動(dòng)力耦合系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示，主要由外殼體、從動(dòng)錐齒輪、左半軸齒輪、右半軸齒輪、行星齒輪以及傳動(dòng)軸等部件組成。

圖1 差速式動(dòng)力耦合系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

在汽車(chē)運(yùn)行時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)將動(dòng)力通過(guò)主動(dòng)錐齒輪傳遞給從動(dòng)錐齒輪，右半軸錐齒輪和驅(qū)動(dòng)電機(jī)相連，左半軸錐齒輪和發(fā)電機(jī)相連，經(jīng)過(guò)耦合的動(dòng)力最終傳遞至車(chē)輪，驅(qū)動(dòng)車(chē)輛前進(jìn)。根據(jù)不同工況，動(dòng)力耦合裝置可以高效匹配發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)的功率，并利用發(fā)電機(jī)回收能量，對(duì)蓄電池進(jìn)行充電，為車(chē)輛平穩(wěn)、經(jīng)濟(jì)運(yùn)行提供保障。

摩擦止推片處于錐齒輪和外殼體之間，可以承受動(dòng)力耦合裝置的軸向載荷，錐齒輪和止推片的潤(rùn)滑主要是靠齒輪帶動(dòng)耦合裝置內(nèi)的潤(rùn)滑油進(jìn)行飛濺潤(rùn)滑，可以有效降低摩擦因數(shù)，二者之間的軸向間隙將會(huì)直接影響潤(rùn)滑油膜的形成和系統(tǒng)的散熱效果。選取止推片和錐齒輪為研究對(duì)象，對(duì)不同間隙下的潤(rùn)滑油膜流場(chǎng)特性展開(kāi)研究。

1.2 摩擦止推片參數(shù)

在齒輪與殼體、傳動(dòng)軸之間放置了摩擦止推片，建立合理的潤(rùn)滑油膜，可有效減小齒輪與殼體、傳動(dòng)軸之間的摩擦，從而增加錐齒輪的使用壽命。由表1可知摩擦止推片材質(zhì)選用65Mn，經(jīng)過(guò)熱處理以及冷拔硬化等工藝后，抗拉強(qiáng)度和屈服強(qiáng)度較高，材料的柔韌和可塑性能得到加強(qiáng)。選取摩擦止推片和錐齒輪為研究對(duì)象進(jìn)行建模，分析齒輪與摩擦止推片軸向間隙對(duì)潤(rùn)滑油膜流場(chǎng)變化的影響。

表1 摩擦止推片參數(shù)

2 差速式動(dòng)力耦合系統(tǒng)理論描述

2.1 計(jì)算基本方程

由于差速式動(dòng)力耦合系統(tǒng)中齒輪轉(zhuǎn)速普遍較高，殼體內(nèi)部油、氣混合基本為高雷諾數(shù)湍流。在流體相關(guān)研究中，常采用κ-ε雙方程對(duì)模型內(nèi)部湍流流場(chǎng)進(jìn)行模擬分析。κ-ε雙方程模型主要涵蓋了以下3種模型：Standardκ-ε湍流模型，當(dāng)對(duì)流線曲率、旋轉(zhuǎn)流等梯度大的流體進(jìn)行運(yùn)用，會(huì)產(chǎn)生精度較低的模擬結(jié)果；Realizableκ-ε湍流模型，耗散率的計(jì)算是通過(guò)增加方程來(lái)實(shí)現(xiàn)的；RNGκ-ε湍流模型，主要用于流道結(jié)構(gòu)彎曲的旋轉(zhuǎn)流體，但旋渦湍流強(qiáng)度仍會(huì)對(duì)所計(jì)算的內(nèi)容產(chǎn)生限制[13]。差速式動(dòng)力耦合裝置內(nèi)部流場(chǎng)主要為潤(rùn)滑油與氣體的兩相流問(wèn)題。采用Realizableκ-ε湍流模型，通過(guò)修正湍流系數(shù)來(lái)分析流體湍流旋渦和回落過(guò)程。

Realizableκ-ε雙方程模型如下式所示，可用于描述動(dòng)力耦合裝置內(nèi)部的湍流流場(chǎng)[14]。

Gb-ρε-YM+Sκ

(1)

(2)

式中：ρ為流體密度；xi、xj為坐標(biāo)分量；σκ、σε分別為湍動(dòng)能κ和耗散率ε的湍流普朗特?cái)?shù)；Gκ為由平均速度梯度所產(chǎn)生的湍動(dòng)能；Gb為由浮力影響所產(chǎn)生的湍動(dòng)能；YM為可壓縮湍動(dòng)脈動(dòng)膨脹對(duì)總的耗散率的影響；μ為分子黏性系數(shù)；μt為湍流黏性系數(shù)；Sκ、Sε為該模型所自定義的源項(xiàng)。

2.2 流體湍流旋渦的湍流系數(shù)修正

動(dòng)力耦合裝置旋轉(zhuǎn)后的流場(chǎng)會(huì)出現(xiàn)相互干擾的情況，瞬變流動(dòng)會(huì)使升力面的有效攻角出現(xiàn)變化，流動(dòng)狀態(tài)呈現(xiàn)出不穩(wěn)定性，并且會(huì)出現(xiàn)旋渦區(qū)域，對(duì)裝置的工作性能有較大影響。對(duì)于湍流旋渦結(jié)構(gòu)，主要是通過(guò)Omega準(zhǔn)則來(lái)進(jìn)行判定，即濾波函數(shù)fFBM小于設(shè)定閾值A(chǔ)時(shí)為非旋渦區(qū)域，大于設(shè)定閾值則為旋渦區(qū)域[15]。Omega準(zhǔn)則如式(3)—(5)所示：

(3)

(4)

(5)

式中：u、v分別為笛卡爾坐標(biāo)系中x、y方向上的流場(chǎng)速度；S為對(duì)稱(chēng)的形變速率張量；Ω為反對(duì)稱(chēng)的旋轉(zhuǎn)角速率張量。動(dòng)態(tài)修正系數(shù)fv如式(6)(7)所示：

(6)

(7)

(8)

式中：ρ為流體密度。

將旋渦區(qū)域的湍流黏性系數(shù)μt與動(dòng)態(tài)修正系數(shù)fv相乘，進(jìn)而將黏性系數(shù)再次代入湍流模型方程中進(jìn)行求解，最終可計(jì)算流場(chǎng)的壓力和速度分布信息，有利于提高流場(chǎng)邊界擾流預(yù)測(cè)精度。

3 動(dòng)力耦合系統(tǒng)齒輪止推片簡(jiǎn)化模型

混合動(dòng)力汽車(chē)的動(dòng)力由輸入軸小齒輪依次傳遞給輸出大齒輪，再傳遞到外殼體，然后經(jīng)過(guò)行星軸分別傳給兩端的半軸。動(dòng)力耦合系統(tǒng)殼內(nèi)潤(rùn)滑油與止推片之間形成潤(rùn)滑摩擦，減小發(fā)熱與能量損耗。

如圖2所示，采用建立單個(gè)齒輪與止推片模型，方便數(shù)值模擬計(jì)算。通過(guò)對(duì)齒輪和止推片建模，針對(duì)性地研究潤(rùn)滑油膜的流場(chǎng)變化。為得出齒輪與止推片間的間隙大小對(duì)油膜的影響，依據(jù)實(shí)際工況，初步確立0.05～0.3 mm間隙[16]，對(duì)潤(rùn)滑油膜流場(chǎng)變化進(jìn)行研究。

圖2 齒輪與止推片簡(jiǎn)化模型

4 數(shù)值模擬分析

4.1 網(wǎng)格劃分

通過(guò)Fluent軟件模擬潤(rùn)滑油油膜流場(chǎng)的變化，研究齒輪和止推片軸向間隙大小對(duì)潤(rùn)滑油油膜形成的影響。為了更加準(zhǔn)確地捕捉潤(rùn)滑油油膜形成的變化，劃分網(wǎng)格時(shí)對(duì)止推片和齒輪中間表面和油、氣混合流體進(jìn)行局部化網(wǎng)格加密。劃分的網(wǎng)格如圖3所示。

圖3 齒輪、止推片模型網(wǎng)格劃分

4.2 潤(rùn)滑油膜流場(chǎng)數(shù)值模擬

通過(guò)改變齒輪和止推片間隙的大小，來(lái)模擬動(dòng)力耦合裝置里的油膜厚度，當(dāng)二者軸向間隙在0.05～0.3 mm之間變化時(shí)，研究所形成的潤(rùn)滑油膜流場(chǎng)變化的差異，從而找出適合潤(rùn)滑油膜形成的軸向間距。模擬過(guò)程中打開(kāi)油、氣混合方程，模擬實(shí)際工況，給定齒輪轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，對(duì)齒輪和止推片0.05～0.3 mm變間隙進(jìn)行數(shù)值模擬。取齒輪和止推片之間油、氣混合物截面作為參考，數(shù)值模擬結(jié)果的速度云圖如圖4所示。

圖4 齒輪和止推片之間油、氣混合物截面速度云圖

從圖4可以看出：動(dòng)力耦合系統(tǒng)齒輪逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，油、氣混合物流場(chǎng)在殼體底端流速較高。這說(shuō)明在耦合系統(tǒng)工作過(guò)程中，殼體內(nèi)部油、氣混合物主要集中在殼體底部，此時(shí)齒輪與止推片之間磨損較大。

由圖4(a)可以看出：外圈的油、氣混合物流場(chǎng)速度較高，越往中心位置流速越低，且速度變化較大。這說(shuō)明油、氣混合物流場(chǎng)在齒輪和止推片間分布較不均勻，沒(méi)有起到較好的潤(rùn)滑作用。

由圖4(b)可見(jiàn)：流場(chǎng)由外圈向內(nèi)側(cè)流速逐漸遞減，且速度變化較為均勻。這說(shuō)明當(dāng)齒輪和止推片間隙為0.1 mm時(shí)，潤(rùn)滑油膜在齒輪和止推片之間形成較好，潤(rùn)滑效果較為良好。

由圖4(c)和(d)可以看出：齒輪和止推片之間油、氣混合物流場(chǎng)變化明顯不如圖4(b)均勻，流場(chǎng)速度變化較大。這說(shuō)明較大的間隙對(duì)齒輪和止推片之間的潤(rùn)滑油膜的形成較為不利，潤(rùn)滑效果較差，實(shí)際使用時(shí)應(yīng)該盡量避免這一情況。

綜上所述，當(dāng)齒輪和止推片之間的間隙為0.1 mm時(shí)，動(dòng)力耦合系統(tǒng)在啟動(dòng)的短時(shí)間內(nèi)，齒輪和止推片之間的潤(rùn)滑油膜形成較好，油、氣混合物流場(chǎng)較為均勻。數(shù)值模擬結(jié)果可為耦合系統(tǒng)齒輪和止推片軸向間隙大小設(shè)定提供理論支撐。

4.3 模擬結(jié)果分析

根據(jù)數(shù)值模擬結(jié)果，對(duì)止推片半徑范圍內(nèi)的油、氣混合物流場(chǎng)流速進(jìn)行數(shù)據(jù)處理分析，主要針對(duì)止推片半徑范圍內(nèi)水平和垂直方向的油、氣混合物流場(chǎng)流速進(jìn)行研究。通過(guò)研究齒輪和止推片之間間隙大小對(duì)水平和垂直方向流場(chǎng)速度的影響規(guī)律，可以找出間隙的理論較優(yōu)值。止推片水平、垂直半徑范圍內(nèi)油、氣混合物流速分別如圖5、6所示。

圖5 止推片水平半徑方向油、氣混合物流速

圖5為止推片水平半徑方向的油、氣混合物流場(chǎng)速度，半徑方向由左向右。由于齒輪為逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，從圖中可以看出，不同間隙下的油、氣混合物流速在止推片右側(cè)均較高。

當(dāng)齒輪和止推片之間的間隙為0.1 mm時(shí)，油、氣混合物流速由外圓向內(nèi)側(cè)逐漸遞減，且遞減更加穩(wěn)定平滑；在止推片左邊的水平半徑方向內(nèi)，油、氣混合物流速明顯高于齒輪和止推片在0.05、0.2、0.3 mm間隙下的流場(chǎng)流速，且流場(chǎng)速度波動(dòng)較小。這說(shuō)明了0.1 mm軸向間隙有助于潤(rùn)滑油膜的形成，從而使齒輪和止推片之間得到更好的潤(rùn)滑作用，止推片使用壽命將會(huì)提升。

圖6為止推片垂直半徑方向的油、氣混合物流場(chǎng)速度，半徑方向由下至上。由于重力作用，油、氣混合物主要集中在耦合裝置殼體底部，由圖可知底部油、氣混合物流場(chǎng)速度均較高。

圖6 止推片垂直半徑范圍內(nèi)油、氣混合物流速

當(dāng)齒輪和止推片之間的間隙為0.1 mm時(shí)，在靠近軸心的位置，油、氣混合物流場(chǎng)速度減小相較其他間隙下更加緩慢。這說(shuō)明了潤(rùn)滑油膜在軸心位置潤(rùn)滑效果依然較好。在止推片上半部分半徑方向內(nèi)，當(dāng)間隙為0.1 mm時(shí)，油、氣混合物流場(chǎng)速度均高于其他間隙下的流場(chǎng)速度，且越往軸心位置，速度場(chǎng)下降較為平緩。潤(rùn)滑油膜在齒輪和止推片間隙為0.1 mm時(shí)形成較為良好，起到了較好的潤(rùn)滑作用。

5 結(jié)論

(1)通過(guò)Creo三維建模軟件對(duì)差速式動(dòng)力耦合系統(tǒng)的齒輪與止推片以及油、氣混合物流場(chǎng)區(qū)域進(jìn)行了建模。利用Fluent數(shù)值模擬軟件分析了齒輪與止推片之間油、氣混合物截面速度變化和止推片水平、垂直半徑方向的油、氣混合物流場(chǎng)速度，可以得到當(dāng)齒輪和止推片之間的間隙0.1 mm時(shí)為最佳。

(2)在間隙為0.1 mm時(shí)，止推片半徑區(qū)域內(nèi)潤(rùn)滑油膜流場(chǎng)形成較好，油、氣混合物速度場(chǎng)變化波動(dòng)較小。該研究結(jié)果對(duì)混合動(dòng)力汽車(chē)止推片磨損較快的問(wèn)題提供了參考。