摩擦离合器路面摩擦片流动仿真分析

摩擦离合器路面摩擦片流动仿真分析

0摩擦片热传导湿式多片式联轴器具有寿命长、摩擦性能稳定等优点，广泛应用于各种设备中。离合器脱排时,摩擦片在润滑油的作用下自动分离。理想状态下,离合器空转时摩擦片间隙内都充满润滑油,不会产生很大的热量,但在实际情况下仍会出现过热现象。分析发现,当离合器润滑油路结构设计不合理时,摩擦片间隙处油压分布不均匀,使得摩擦片间隙大小变得不一致。间隙较小的摩擦片处于相对滑动速度较高、润滑冷却不良的状态,导致润滑油温升过高而影响正常工作。特别是在摩擦片片数较多且转速较高时,过热现象更加明显。目前,湿式多片摩擦离合器发热问题的研究主要集中在摩擦片温度场计算、摩擦片材料及油槽结构试验等方面。文献通过建立摩擦片传热分析模型,采用有限元法对空转或结合时摩擦片的热传导过程进行了数值模拟。在此基础上,文献通过实验对摩擦片上的不同油槽结构对摩擦片温升的影响进行了研究,文献通过实验研究了摩擦片表面热载荷分布引起的翘曲变形。随着计算流体动力学(CFD)技术的日趋成熟,结合计算机数值模拟和图形显示技术,可以对管道、阀、水润滑轴承的复杂流场问题进行分析,但对摩擦离合器润滑油路流场的研究极为少见。本文应用CFD方法研究湿式多片摩擦离合器的润滑油路结构对摩擦片间隙处油压分布的影响,以保证摩擦片和对偶片间隙大小一致,减少滑摩和叠片现象产生,从而指导离合器润滑油路的结构设计。1摩擦片与对偶片之间的间隙大小分布图1所示为湿式摩擦离合器的结构图,其中摩擦片10片,对偶片11片。三组喷油孔,每组10个,均匀分布在90°、210°、330°圆周位置上。离合器空转时,喷油孔喷出的油充满摩擦片间隙中,使摩擦片在润滑油的作用下分离。理想状态下,由摩擦片和对偶片形成的20个环状间隙大小应相等。将图1中的润滑油路简化得到油路结构一,如图2a所示。实际使用证明,该结构的分片效果不理想,高速情况下容易产生过热现象。为解决这一问题,本文提出一种与结构一相近的另一种结构(结构二),如图2b所示,即在结构一基础上将其最右端编号为7、8、9、10的4个喷油孔与摩擦片座内腔贯穿而成。离合器空转时,活塞处于最右端。在简化的润滑油路中,假设摩擦片和对偶片之间的20个间隙值相等,其大小均为0.4mm。20个环状间隙和10个喷油孔编号见图2。2湍流模型的假设假设润滑油为不可压缩流体,在湍流状态下,采用时间平均法,即流场的速度(u、v、w)和压力(p)变量可分解为平均值与脉动值之和,即u=ˉu+u′‚v=ˉv+v′‚w=ˉw+w′‚p=ˉp+p′u=u¯+u′‚v=v¯+v′‚w=w¯¯¯+w′‚p=p¯+p′。则笛卡儿坐标Oxyz下时均形式的流体控制方程为式中,ˉu为时均速度矢量;ˉu、ˉv、ˉw为时均速度分量;u′、v′、w′为脉动速度分量;ρ为润滑油密度;μ为动力黏度;ˉp为时均压力;p′为脉动压力;t为时间。式(1)为质量守恒方程,式(2)～式(4)为动量守恒方程。由离合器油路结构可知,润滑油从喷油孔流出,再流入摩擦片和对偶片的间隙过程中会有较大的应变率,符合RNGk-ε湍流模型的应用特征,故采用RNGk-ε两方程湍流模型。假设润滑油为不可压缩流体,因此在RNGk-ε湍流模型中,动能方程和动能耗散率方程分别为式中,k为湍动能;ε为动能耗散率;μt为湍流黏度;Cμ、C2ε为RNGk-ε湍流模型的模型常数。式(6)中的Gk为平均速度梯度引起的湍动能k的产生项,由下式计算: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为对RNGk-ε湍流模型常数C1ε的修正系数,由下式计算:式中,β、C1ε、η0为RNGk-ε湍流模型的模型常数。湍流动能方程和动能耗散率方程中的模型常数的具体数值如下:Cε=0.085,C1ε=1.42,C2ε=1.68,β=0.012,η0=4.38。由上述质量守恒方程、动量守恒方程、湍动能方程和湍动能耗散率方程组成的偏微分方程组就可以解出p、u、v、w、k、ε共6个流场参数。3三维元代模型3.1油路结构网格模型在ANSYS/FLOTRANCFD中分别建立两种润滑油路的实体模型。采用Fluid142单元对实体模型进行有限元网格划分。图3所示为离合器润滑油路结构网格模型。图3a所示为油路结构一的网格模型,节点总数为282244,单元总数为347789;图3b所示为油路结构二的网格模型,节点总数为310378,单元总数为399711。因模型结构复杂,为保证网格划分的精度,对几何结构进行大量的剖切,使之成为形状规则的若干小块,便于六面体单元的划分;在油路局部压力损失较大处增大网格密度,以减小因压力、速度梯度过大而导致的计算误差。图4所示为两种油路结构的局部网格模型。3.2进行流场分析离合器用的润滑油为CD40船用润滑油,密度为880kg/m3,质量热容为1600J/(kg·K),导热系数为0.144W/(m·K),油温40℃时运动黏度为110mm2/s。本文分别对油温为44℃、50℃、58℃、70℃4种情况进行流场分析,各种温度下的润滑油黏度如图5所示。有限元模型中管壁边界采用无滑移的固壁条件,即所有固壁面速度为0。假设壁面光滑,近壁处采用壁面函数法将壁面上的物理量与管壁中心区待求量联系起来。进口给定体积流量为160L/min,出口处定义为101kPa(标准大气压)。4计算值和测试结果4.1结构对摩擦片压力分布的影响采用压力耦合方程组的半隐式算法求湍流模型稳态解。在各离散方程的求解中,离散动量守恒方程用TDMA三对角算法求速度场;离散质量守恒方程用预条件共轭残差算法求压力场;通过适当调整松弛因子大小来加速模型收敛。由于离合器稳定工作时油温约为58℃,故仅对该温度下的流场计算结果进行详细讨论。图6和图7分别为两种结构的润滑油压力云图。由图6a和图7a可以看出,结构一、结构二在进油管接头处的油压分别为284.947kPa和234.430kPa,结构二较结构一的进口压力小,对供油系统的负荷较低;由图6b和图7b可以得出,结构一在喷油孔处的局部压力损失较结构二的大。为进一步研究摩擦片间的压力分布情况,提取两种结构摩擦片座90°圆周位置对应的10个喷油孔出口处和20个摩擦片间隙入口处的压力值,压力曲线如图8所示。结构一在摩擦片间隙入口处和喷油孔出口处的压力波动较大,最大波动值分别为2.7kPa和2.8kPa;结构二的压力分布较结构一有明显改善,摩擦片间隙处和喷油孔出口处的最大波动值仅为1.4kPa和1.5kPa,分别较结构一减小48%和46%,轴向压力分布比较均匀。图9所示为两种结构摩擦片座90°圆周位置上20个摩擦片间隙入口处的速度分布曲线。由图9可见,结构二比结构一的速度波动要小得多,最大速度波动值分别为0.26m/s和0.1m/s,波动值减小约62.5%。图10所示为两种结构摩擦片座210°和330°圆周位置上喷油孔出口处的压力分布曲线。比较图8b与图10给出的三个位置喷油孔出口处压力分布曲线,结构二中30个喷油孔的最大压力差4.5kPa仅为结构一最大压力差8.3kPa的54%,可见结构二圆周方向的压力分布更加均匀。4.2复合推进器工作原理试验在齿轮箱综合性能试验台上进行,试验装置如图11所示,由直流变频电机、试验齿轮箱、增速箱和水力测功器组成。湿式多片摩擦离合器安装在试验齿轮箱中。受离合器结构及试验手段的制约,喷油孔出口处及摩擦片间隙处的润滑油压力很难用试验方法直接测得。因此,试验时记录进油管接头处润滑油压力,再与油路流场分析结果进行对比,其结果如表1所示。试验时油温是通过控制冷却器的进水量来调节的。由表1可知,4种温度下油压计算值与试验值比较接近,最大相对误差为8.6%。5油路结构影响摩擦片