湿式离合器冷却油路温度场特性仿真分析

朱茂桃，龚丽红，成 宵

(江苏大学汽车与交通工程学院，镇江 212013)

湿式离合器作为车辆动力传递过程中的重要装置，其良好的工作性能可保证汽车起步平稳和换档顺畅，提高行驶平顺性[1]。相比于干式离合器，湿式离合器的特点是在于其冷却方式是油冷，其动力传递产生的热量主要通过流体与固体间的热交换进行冷却[2]。离合器在接合过程中，摩擦片和对偶钢片由于转速差的存在而相互滑摩，从而产生大量摩擦热[3]。滑摩热的存在会使摩擦元件的温度急剧上升，造成表面摩擦材料流失或剥蚀等[4]，同时也会使油液物理特性发生改变，降低其冷却性能[5]，从而直接降低离合器的使用寿命。因此，离合器油路流域温度场的研究对提升离合器性能具有重大意义[6]。中外学者针对湿式离合器流域流场特性进行了大量研究。陶哲旭等[7]针对离合器分离空转状态下的摩擦副流场模型为研究对象，获得了离合器分离状态下的压力云图及温度云图，并研究了入口流量及相对转速对带排转矩的影响规律，但其将摩擦片壁面设置为绝热边界条件，忽略了摩擦副间的热量传递；杨洋等[8]以1对具有双圆弧形油槽的摩擦副为研究对象，对摩擦副的流场特性进行仿真分析，并获得了不同转速与流量下的摩擦副速度与压力分布云图，得出摩擦副流场压力沿摩擦片径向方向由内而外呈线性增长，但其假设摩擦副间为全油膜状态，忽略了空气相占比的影响。虞焰军等[9]利用Flluent软件建立了含Y型沟槽的湿式离合器油路三维有限元仿真模型，以油液入口流量为影响因素，研究其对摩擦片入口流速及入口压力的影响。Zhang 等[10]以含径向沟槽的湿式离合器单副摩擦副流域为研究对象，研究了摩擦副间的带排转矩值随润滑油液的流量大小、油液密度及油液的黏度的变化规律，并通过试验验证了所得结论的正确性；Kim等[11]建立了含3种不同沟槽形状的三维湿式离合器CFD(computational fluid dynamics)流体仿真模型，对比分析了不同沟槽形状下摩擦副间油液的流动特性并获得摩擦片表面温度分布云图，通过调整沟槽的几何参数加快了冷却油液在沟槽中的流动速度；Miao等[12]利用Fluent软件建立了带径向沟槽的摩擦副间油膜仿真模型，并以摩擦片与对偶钢片间的对流换热系数为研究对象，研究了油液流量及油液温度对其的影响。

综上，目前对于湿式离合器在多种工况下流场特性以及温度场特性的研究主要以单副摩擦副流域模型为研究对象，鲜有对湿式离合器整体油路进行热传递分析，同时大多假设离合器内部流域为全充液状态，忽略了空气相对离合器温度场的影响。现通过建立湿式离合器整体内流域的三维有限元模型，以摩擦片壁面热传递、润滑油温度为评价指标，在考虑入口处油液占比随摩擦副转速变化的情况下，依次采用单一因素控制法和正交设计法分析各因素对油路冷却性能的影响规律。

1 数学模型

1.1 流体控制方程和湍流模型

假设润滑油为不可压缩流体，湍流状态下采用时间平均法，即用平均值与脉动值之和代替流动变量，进行流场稳态模拟分析，则平均质量和动力传输方程如下：

(1)

(2)

湍流模型采用可实现的κ-ε两层模型，湍动能κ和湍流耗散率ε的传输方程如下:

(3)

(4)

式中：μ为动力黏度；μt为湍流黏度；σκ、σε、Cε1和Cε2为模型系数；Ρκ和Ρε为结果项；f2为阻尼函数；Sκ和Sε为指定源项；ε0为源项中阻止湍流衰减的环境湍流值；Tε为大涡时间尺度；T0为单位时间尺度。

1.2 对流换热

油路模型中参与对流换热的固体壁面主要为离合器壳表面、摩擦副盘面、摩擦副环面和摩擦副沟槽面。参考式(5)，离合器壳壁面和摩擦副盘面对流换热系数可近似作横掠平板对流换热计算[13]；参考式(6)，离合器壳环面和摩擦副环面对流换热系数可近似作横掠圆柱体对流换热计算[14]；参考式(7)，采用径向槽，故摩擦副沟槽面对流换热系数的计算可近似为管内对流换热[15]。

h=(0.037Re0.8-871)Pr1/3(λF/L)

(5)

h=0.027Re0.8Pr1/3(μF/μW)0.14(λF/d)

(6)

h=0.023Re0.8Pr0.4(μF/μW)0.11(λF/de)

(7)

式中：λF为油液的导热系数;Re为雷诺数;Pr为普朗特数;L为特征长度;d为直径尺寸;de为特征直径，μF为油液在该表面处黏度值；μW为油液在混合平均温度下的黏度值。

2 有限元模型的建立

在进行数值仿真运算之前，对物理模型进行如下假设：①离合器内部各组摩擦副间隙保持相同；②忽略重力和油液泄漏量的影响；③忽略摩擦副上内外齿和离合器壳上花键齿等细小复杂结构；④同一工况下摩擦副滑摩生热量和进油口温度保持不变；⑤摩擦片转动，钢片固定。

2.1 几何模型建立及网格划分

湿式离合器结构简图,如图1所示。离合器冷却油由内壳入油口流入，在冷却油压与离心力的作用下流经摩擦片与对偶钢片后,从外壳出油口流出。

利用catia软件对离合器冷却油流经空间进行建模，所得湿式离合器油路流体模型如图2所示。

图1 湿式离合器结构简图Fig.1 Simplified structure of the wet clutch

图2 湿式离合器油路流体三维模型Fig.2 3D model of wet clutch oil way

其中，入口流域指喷油口出口到离合器内壳外表面的油液区；入油口内流域指流经进油口的油液区；摩擦副内流域是包括沟槽中的油液和附在摩擦片表面的薄层油液；摩擦副外流域由附在离合器壳内表面的薄层油液和离合器内腔中不触及任何固体壁面的油液组成；出油口内流域指流经出油口的油液区；出口流域是附在离合器外壳外表面的油液层。

在STAR-CCM+中导入几何模型并对其进行有限元网格划分，在验证网格独立性后，最终所得网格模型如图3所示，总单元数为863 692。

2.2 边界条件

设置入口边界为质量流量进口；出口边界为压力出口，静压值设为0，剩余面均设置为无滑移壁面。设置环境壁面温度为363.15 K，滑摩面壁面温度为482.45 K。与摩擦片直接接触的壁面设置为旋转壁面，其余壁面设置为静止壁面。入口处的油液体积分数参照文献[16]的试验数据，如图4所示，入口处的油液体积分数与摩擦副相对转速有关。

图4 入口处油液体积分数随转速的变化[16]Fig.4 Change of oil volume fraction with rotation speed at inlet[16]

2.3 计算方法

采用可实现κ-ε两层湍流模型、分离多相温度模型和VOF模型，进行稳态求解。定义润滑油为主相、空气为次相。多相互动作用选择VOF-VOF相间相互作用模型和表面张力模型，在计算时将油液黏温特性导入到软件中，以便材料参数随计算中的温度随时变化，提高仿真精度。摩擦副结构参数及仿真工况参数如表1及表2所示。

表1 摩擦副结构参数Table 1 Parameters of friction pair system

表2 仿真模型参数Table 2 Technical data of flow field simulation

3 仿真结果分析

针对摩擦副流域温度场特性分析，以摩擦片壁面热传递情况和润滑油温度分布为评价指标，研究不同相对转速及入口流量对摩擦副流域温度场在径向及轴向上的影响规律。单片摩擦副油膜壁面划分如图5所示。

图5 单片摩擦副油膜壁面划分示意Fig.5 Schematic diagram of oil film wall of friction pair division

不同影响因素下摩擦片壁面热传递与润滑油温度沿轴向的分布趋势相同，曲线均呈现以摩擦片的两侧流域为周期的波浪形分布。另外，在相同影响因素水平下摩擦片滑摩面的热传递量均高于沟槽面，这是因为在接合过程中摩擦热主要作用于滑摩面，其温度高于沟槽面，温差相对较大。

3.1 摩擦片壁面热传递

不同相对转速及入口流量下摩擦片壁面热传递随轴向位置的分布情况如图6所示。参见图6(a)，不同相对转速下摩擦片滑摩面与沟槽面的热传递变化情况类似，均随着转速差的升高而下降。定义相对转速低于1 200 r/min为低转速差阶段，此时转速差的变化对热传递几乎无影响。中高转速差阶段，油液热传递随转速差的升高而迅速下降，且曲线波动幅度逐渐变缓，即摩擦片两侧流域的壁面热传递差距减小。如转速差由1 200 r/min升至1 400 r/min时，摩擦片滑摩面平均热传递下降25.10%，而沟槽面下降72.01%。这是因为中高转速差阶段，空气的进入使得油液紊流增加，壁面附着油液占比减小，流动环境较差，尤其体现在沟槽结构处。同时当转速差升至1 700 r/min时，摩擦片沟槽面热传递量几乎为0，即该工况下沟槽面散热性能较差。

图6 摩擦片壁面热传递随轴向位置分布情况Fig.6 Distribution of heat transfer on friction sheet wall with axial position

如图6(b)所示，当入口流量为3 L/min，每增加3 L/min，摩擦片滑摩面平均热传递分别增加38.79%、27.93%，而沟槽面降低27.76%、22.03%。这是因为入口流量的增加，摩擦副片间油液占比增加，片间流体与滑摩面温差增大，利于滑摩面的热传递，但此时沟槽面的传热量因片间流体温度的降低而减少。因此，滑摩面热传递量主要与油液占比有关，而油液占比较高的情况下，沟槽面热传递量主要与片间流体温度有关。

3.2 润滑油温度分布

3.2.1 轴向分布

如图7所示，随着相对转速或入口流量的增加，摩擦副油膜温度均呈现下降趋势。同时，单个摩擦片的两侧流域温度左低右高，这是因为靠近-x方向为润滑油入口端，温度相对较低。但不同轴向位置的片间流域温度分布存在差异。定义摩擦副间隙编号从左至右分别为间隙1、间隙2、等，轴向坐标为1.1 mm 的流体温度均是最低，即间隙5，是因为此处流域靠近进出油口，拥有较好的冷却条件。而轴坐标为-5.6 mm 的流体温度最高，即间隙2，是因为此处流域距离进出油口都较远，油液冷却条件较差，需对该处流域温度进行重点关注。

3.2.2 径向分布

由于间隙2处油液冷却条件较差，故以其径向截面温度分布为例，研究不同相对转速及入口流量下摩擦副间隙流体温度沿径向分布的规律，如图8所示。整体可见，不同影响因素下除了沟槽位置的温度比同半径处的滑摩位置高外，数值整体呈径向等值分布。同时温度分布沿径向由内径向外径逐步升高，温度最大值出现于摩擦片外径处流域。

由图8(a)～图8(c)可知，随着入口流量的增加，摩擦片内径处流域温度由366.32 K下降至339.51 K，间隙2内径流域温度分布有较大程度的改善，而外径处流域温度变化较小。同时随着入口流量的增加，间隙2处流域径向温差增大，易在外径处形成高温区域，不利于油路外径处的冷却换热。参考图8(b)、图8(d)、图8(e)和图8(f)，与热传递情况类似，低转速差阶段，间隙2处流域温度分布变化较小，中高转速差阶段，随着转速差的提高，摩擦副附着流域流速得到提升，加快了油液的对流换热，间隙2处流域温度分布明显改善，高温区域占比减小，温度分布趋于均匀。

图7 摩擦副油膜温度体积平均值在不同轴向位置的变化情况Fig.7 Average oil film temperature with axial position of friction pair

图8 不同工况因素下间隙流体温度分布云Fig.8 Temperature distribution cloud map of clearance fluid in different conditions

3.3 结构因素分析

2种不同出油孔分布形式如图9所示。调整出油孔的孔径大小以确保在不同分布形式下总横截面积相同。出油孔的分布形式影响着流体的流动路径，从而影响着油路的散热性能。

6 L/min、1 200 r/min条件下不同出油孔布置形式油气混合分布图如图10所示。出油孔中间布置时，油膜出口处油液占比较高，油液占比最大值可达到0.826，出油孔为上下分布时，油膜入口处油液占比较高，油液占比最大值为0.775，降低了6.2%。由于滑摩过程中摩擦片外径处温度最高，而中间分布的出油孔结构可提高摩擦副外径流域的油液体积分数，进而改善摩擦副外径附近油液流通环境，从而改善其散热条件。

图9 出油孔分布形式示意Fig.9 Schematic diagram of oil outlet distribution

4 多因素分析

4.1 正交方案表

选取入口流量、相对转速、摩擦副间隙及出油孔数目4个影响因素，以摩擦片滑摩面的热传递和间隙流域温度为评价指标，搭建了L9(34)正交表，分析了各因素对油路冷却性能的影响程度。其中热传递数值越大越好，间隙流域温度值越低越好。影响因素水平、仿真方案及仿真结果分别如表3、表4所示。

图10 不同出油孔分布形式下间隙油气分布云Fig.10 Cloud map of clearance oil-air distributions in different oil outlet distribution forms

表3 因素水平表Table 3 Factor level table

表4 L9(34)正交表Table 4 L9(34)orthogonal table

4.2 极差分析法

表5 热传递数据极差分析Table 5 Range analysis of heat transfer

表6 温度数据极差分析Table 6 Range analysis of temperature data

综合考虑2个评价指标：针对入口流量，由上表可知，数值越大越好；针对相对转速，选择B1时，较B3而言，热传递增加40.48%，温度增加7.38%；即有利程度为40.48%，不利程度为7.38%；选择B3时，较B1而言，热传递减少28.82%，温度减少6.87%，即有利程度为6.87%，不利程度为28.82%，因此，选择B1较好，即中低转速差下冷却环境较佳。同理，针对摩擦副间隙，选择C2时，较C3而言，有利程度为29.65%，不利程度为3.77%；选择C3时，较C2而言，有利程度为3.63%，不利程度为22.87%，因此，选择C2较好。针对出油孔数目，其极差值较其他因素而言，对热传递的影响程度只占据2%，因此出油孔数目只考虑对油温的影响，即数目越多越好，但油孔数会受到结构性能的限制。综上，以给出的因素和水平而言，最优组合为A3B1C2D3，即入口流量为9 L/min，摩擦副相对转速为700 r/min，摩擦副间隙为0.15 mm,油孔数目为30个。

5 结论

建立了含径向槽的湿式离合器整体内流域模型，以摩擦片壁面热传递和摩擦副流体温度分布为评价指标，讨论了不同入口流量及相对转速对离合器摩擦副流域温度场的影响规律。建立了4因素3水平正交分析表，对各因素的影响程度进行了分析，综合考虑2种评价指标，获得了给定因素水平下的最佳搭配。对比分析了2种出油孔布置形式对摩擦副片间流体油液占比的影响规律。结论如下。

(1)随着相对转速的升高，摩擦副流体温度沿径向分布得到明显改善，尤其体现在内径附近流域处，温度分布趋于均匀，但摩擦片壁面热传递量随转速差的提高迅速下降，在沟槽面结构处表现尤为明显。

(2)随着入口流量的增加，摩擦副内径附近流域处温度呈下降趋势，径向温差增大，温度分布不均匀。同时入口流量的增加主要改善摩擦片滑摩面的热传递情况。

(3)出油孔布置形式影响摩擦副间隙流体油液占比，相比于上下分布的出油孔布置形式，中间分布的出油孔布置形式更利于摩擦片外径处的油液占比增加，从而改善外径处油路冷却效果。

(4)入口流量对摩擦副流域温度场影响程度最高，相对转速次之，摩擦副间隙及出油孔数目的影响程度都较小，综合考虑2种评价指标，得出最佳搭配是：入口流量9 L/min、相对转速700 r/min、摩擦副间隙0.15 mm、出油孔30个。