周洪艷，丁 頌，邵 帥，馬晟哲

(長春師范大學(xué) 工程學(xué)院，吉林 長春 130032)

引言

液黏調(diào)速離合器是當(dāng)今一種新型的流體傳動(dòng)裝置，它是利用基于牛頓內(nèi)摩擦定律的剪切作用力來實(shí)現(xiàn)主、被動(dòng)片之間的轉(zhuǎn)矩傳遞，而且具有過載保護(hù)的能力，因此這種流體傳動(dòng)形式具有啟動(dòng)沖擊小、傳動(dòng)效率高和同步傳動(dòng)等優(yōu)點(diǎn)，在大功耗的風(fēng)機(jī)和水泵等通用機(jī)械的無極調(diào)速啟動(dòng)以及降低摩擦功損耗方面都具有廣闊的應(yīng)用前景。而摩擦副作為液黏調(diào)速離合器關(guān)鍵的傳動(dòng)系統(tǒng)，完全有必要對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，提高傳動(dòng)性能[1-5]。

國內(nèi)外學(xué)者對液黏調(diào)速離合器摩擦副的設(shè)計(jì)與改進(jìn)也做了大量的研究。余龍等[6]為了研究摩擦副間油膜溫度的分布情況，利用Fluent流體仿真軟件分別對徑向槽和方格槽油膜進(jìn)行數(shù)值模擬仿真；王其良等[7]以刮板輸送機(jī)可控啟動(dòng)裝置液黏傳動(dòng)軟啟動(dòng)過程為研究對象，考慮摩擦副表面粗糙度及工作油的離心力，基于平均流量模型求解了油膜厚度及油膜壓力的變化規(guī)律；崔紅偉等[8]應(yīng)用MM-Ⅲ型摩擦磨損性能試驗(yàn)機(jī)對銅基粉末冶金摩擦副不同工況下的摩擦因數(shù)進(jìn)行了測試，分析了相對轉(zhuǎn)速、接觸比壓、溫度對摩擦因數(shù)的影響；馬靈童等[9]為探求液黏傳動(dòng)在充滿工作油的流體階段摩擦副溫度分布情況,建立薄盤結(jié)構(gòu)摩擦副熱流固耦合模型,采用計(jì)算機(jī)流體仿真軟件Fluent對徑向槽摩擦副進(jìn)行數(shù)值模擬；劉強(qiáng)等[10]為了研究礦用重型刮板輸送機(jī)可控啟動(dòng)裝置中，液黏傳動(dòng)可控啟動(dòng)過程混合摩擦階段的轉(zhuǎn)矩特性，基于雷諾方程建立了油膜承載力和剪切轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)學(xué)模型，并根據(jù)G-W模型建立了微凸峰接觸轉(zhuǎn)矩模型,最終以刮板輸送機(jī)實(shí)現(xiàn)S形曲線,得到了可控啟動(dòng)過程中摩擦副的承栽特性和轉(zhuǎn)矩特性；RAZZAQUE等[11]研究了摩擦片溝槽對液黏調(diào)速離合器結(jié)合過程以及轉(zhuǎn)矩特性的影響；APHALE等[12]分析了摩擦片溝槽參數(shù)對傳遞轉(zhuǎn)矩的影響規(guī)律。但是目前沒有以降低溫升和減小傳遞轉(zhuǎn)矩共同為目標(biāo)對高速工況下的摩擦副油槽結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。因此本研究以C形槽和傳統(tǒng)的徑向槽為研究對象，綜合考慮溫升和傳遞轉(zhuǎn)矩，比較兩種溝槽的傳動(dòng)特性，為以后的摩擦副設(shè)計(jì)提供參考和依據(jù)。

1 幾何模型的建立

圖1a、圖1b所示分別為徑向槽和設(shè)計(jì)的C形槽的油膜流場幾何模型。兩種摩擦片的油膜流場內(nèi)徑皆為86 mm、外徑123 mm，油膜厚度和油槽深度均為0.3 mm，周向陣列12個(gè)，沿z軸旋轉(zhuǎn)。其中，C形槽側(cè)面首端與末端分別與內(nèi)徑和外徑成60°角引出畫弧，弧的朝向即為摩擦副旋轉(zhuǎn)方向，槽寬為6 mm。徑向槽兩側(cè)面夾角為6°。

圖1 徑向槽和C形槽油膜流場幾何模型

圖2為采用Workbench中的Mesh模塊得到的徑向槽和C形槽油膜流場的網(wǎng)格模型。為了減小計(jì)算量，提高計(jì)算速度，分別對1/12的油膜流場周期模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中徑向槽采用六面體的非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，C形槽采用四面體的非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格。最后將所劃分的網(wǎng)格模型導(dǎo)入Fluent中進(jìn)行后續(xù)的仿真計(jì)算。

圖2 徑向槽和C形槽油膜流場網(wǎng)格模型

2 基本方程

液黏調(diào)速離合器是通過油膜的剪切作用力來實(shí)現(xiàn)主、被動(dòng)摩擦片的轉(zhuǎn)矩傳遞。所傳遞的切應(yīng)力表達(dá)式為：

(1)

式中，μ—— 油液的動(dòng)力黏度，Pa·s

v—— 兩運(yùn)動(dòng)平面間的速度差，m/s

h—— 兩平板間隙，m

而調(diào)速的機(jī)理在于通過改變間隙的大小，從而達(dá)到改變傳遞轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的目的。

本研究所用油液為不可壓縮流體，其密度為常數(shù)恒定不變，而且沒有其他附加體積力(動(dòng)量方程源項(xiàng))，所以該湍流模型所涉及到的輸運(yùn)方程為：

湍流動(dòng)能方程(k方程)：

Gκ+Gb-ρε-YM+Sκ

(2)

耗散方程(ε方程)：

(3)

式中，C1ε，C2ε，C3ε—— 經(jīng)驗(yàn)常數(shù)，C1ε=1.44，C2ε=1.92，C3ε=0.09

σκ，σε—— 湍流動(dòng)能κ和耗散率ε對應(yīng)的Prandtl數(shù)，σκ=1.0，σε=1.3

Sκ，Sε—— 用戶定義源項(xiàng)，可根據(jù)不同的情況而定

μt—— 湍流渦黏系數(shù)，μt=ρCμκ2/ε

Gb—— 由于浮力而引起的湍動(dòng)能κ的產(chǎn)生項(xiàng)

YM—— 可壓縮流中脈動(dòng)擴(kuò)張項(xiàng)

Gκ—— 由于速度梯度引起的應(yīng)力源項(xiàng)

由于本研究需要考慮溫度的影響，所以需要開啟能量方程，從而引入流體的黏性耗散項(xiàng)能量方程，以此來充分考慮摩擦片間油液的實(shí)際工作狀況，其方程為：

(4)

式中，T—— 溫度，K

u——x方向速度，m/s

v——y方向速度，m/s

k—— 流體傳熱系數(shù)

ST—— 黏性耗散項(xiàng)[13]

在Fluent中對以上主要基本方程進(jìn)行求解，并設(shè)置求解域，建立計(jì)算仿真模型，獲得油膜流場的傳動(dòng)特性。

3 數(shù)值仿真模型

由于本研究所用工作油液密度為常數(shù)，而且只考慮在特定供油量條件下摩擦副片間流場的流動(dòng)情況，所以對兩種油槽所構(gòu)成的油膜流場進(jìn)行穩(wěn)態(tài)求解計(jì)算，然后開啟能量方程。湍流模型方面，考慮流場內(nèi)部為湍流流動(dòng)，所以選用剪切應(yīng)力輸運(yùn)SSTk-ω湍流模型來有效獲取流場中邊界層現(xiàn)象，并開啟黏性熱(Viscous Heating)選項(xiàng)。為了保證求解的精確度和收斂性，體積力方程采用隱式體積力求解(Implicit Body Force)，速度壓力耦合采用SIMPLE方法。動(dòng)量方程和能量方程的離散方式皆采用一階迎風(fēng)格式。材料屬性方面，主動(dòng)片和被動(dòng)片采用同一種材料屬性，設(shè)置其密度為7800 kg/m3，比熱容為490 J/kg·K，熱傳導(dǎo)系數(shù)為50 W/m·K。摩擦副片間工作油為不可壓縮黏性流體，設(shè)置密度為888 kg/m3，比熱容為2095 J/kg·K，熱傳導(dǎo)系數(shù)為0.15 W/m·K。

在邊界條件設(shè)置方面，流場的入口采用速度入口邊界條件，設(shè)置入口流量為0.8 L/min，出口設(shè)為壓力出口邊界條件，壓力為0。主動(dòng)片和被動(dòng)片的近壁處采用無滑移邊界條件，主動(dòng)片設(shè)為旋轉(zhuǎn)壁面條件，并輸入角速度為4000 r/min，被動(dòng)片設(shè)為靜止不動(dòng)，入口油溫為323 K。為了監(jiān)察計(jì)算中的殘差值，保證收斂性，設(shè)置收斂標(biāo)準(zhǔn)為10-4，最后在Fluent中進(jìn)行數(shù)值仿真求解。

4 結(jié)果與分析

圖3所示為徑向槽和C形槽的油膜流場壓力分布云圖。由圖可知，從內(nèi)徑向外徑壓力逐漸減小，并且在相同半徑條件下，油槽處的壓強(qiáng)明顯要大于非油槽部位的壓強(qiáng)。而在油槽左側(cè)面過渡的位置出現(xiàn)最大壓強(qiáng)，這是由于動(dòng)壓效應(yīng)的影響，同時(shí)油槽處的油膜厚度大，流場擾動(dòng)小，所以油槽部位的壓強(qiáng)要明顯大一些。

圖3 徑向槽和C形槽流場壓力分布云圖

因?yàn)闇囟仁菣z測摩擦副使用壽命的重要影響因素，所以給出了圖4所示的徑向槽和C形槽的流場溫度分布云圖，從圖中可以看出，兩種槽的溫度都是隨著半徑的增大而提高，這是因?yàn)榘霃皆酱?，摩油膜流場的線速度越大，從而產(chǎn)生的黏性耗散熱也就越多，而黏性耗散熱是溫度提升的主要原因，所以溫度是隨著半徑增大而逐漸升高。同時(shí)，從圖4中可以發(fā)現(xiàn)在油槽外徑部位出現(xiàn)明顯的降溫現(xiàn)象，這是由于在外徑部位產(chǎn)生了負(fù)壓，與圖3相對應(yīng)，所以產(chǎn)生了局部回流現(xiàn)象，而回流油液溫度較低，所以流場的溫度迅速下降。在油槽處可以看到溫度有所下降，說明油槽起到了冷卻的效果，而且C形槽的冷卻效果更明顯。

圖4 徑向槽和C形槽流場溫度分布云圖

圖5所示為徑向槽和C形槽的油膜流場溫升隨轉(zhuǎn)速的變化曲線。從圖中可以看出，兩種槽的油膜流場溫升都是隨著轉(zhuǎn)速的提高和提升。其中徑向槽是線性提升，提升速度快，而C形槽的提升趨勢較為緩慢，并且在4500 r/min的時(shí)候出現(xiàn)溫升下降，持續(xù)加大轉(zhuǎn)速后再次提升，趨于平緩。所以在低轉(zhuǎn)速時(shí)，兩者的溫升情況持平，當(dāng)逐步提升轉(zhuǎn)速時(shí)，C形槽的溫升比較緩慢并且低于徑向槽，說明C形槽的冷卻效果更好，適合工作于大功率場合。

圖5 徑向槽和C形槽流場溫升隨轉(zhuǎn)速的變化

圖6所示為徑向槽和C形槽油膜流場傳遞轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系。從圖中可以明顯看出，兩種槽構(gòu)成的油膜流場所傳遞的轉(zhuǎn)矩都是隨著轉(zhuǎn)速的提高呈線性增長。在低轉(zhuǎn)速階段，當(dāng)C形槽處于1000 r/min時(shí)，傳遞的轉(zhuǎn)矩有些許的波動(dòng)，但整體上是與徑向槽持平的。當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速持續(xù)提高，達(dá)到高速階段的時(shí)候，C形槽傳遞轉(zhuǎn)矩的提升速度明顯加快，并且傳遞的轉(zhuǎn)矩要大于徑向槽。這主要是由于C形槽的溫升要低，對流體的黏性影響相應(yīng)的就會(huì)減小，而液體黏性是隨溫度升高而降低，液體黏性降低表會(huì)導(dǎo)致傳遞轉(zhuǎn)矩的能力有所下降。而從圖5中可以發(fā)現(xiàn)徑向槽的溫升遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于C形槽，所以傳遞轉(zhuǎn)矩也就小于C形槽。

圖6 徑向槽和C形槽流場傳遞轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的變化

4 結(jié)論

(1)通過運(yùn)用流體動(dòng)力學(xué)仿真軟件Fluent，構(gòu)建了基于剪切輸運(yùn)應(yīng)力SSTk-ω湍流模型的流體動(dòng)力學(xué)模型。主要針對徑向槽和C形槽兩種摩擦副所構(gòu)成的油膜流場進(jìn)行了數(shù)值仿真模擬，獲得了流場中的壓力分布和溫度分布情況，并分析了油膜流場溫升和傳遞轉(zhuǎn)矩隨輸入轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律；

(2)在摩擦副高速運(yùn)轉(zhuǎn)的工況下，C形槽的溫升要低于徑向槽而且油槽處有明顯的冷卻效果，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速持續(xù)提高時(shí)，C形槽的溫升趨于平緩，更加適用于長期在高速大功率的狀況下工作；

(3)隨著輸入轉(zhuǎn)速的提高，C形槽所傳遞的轉(zhuǎn)矩呈線性增長，并且在同轉(zhuǎn)速條件下，相比于徑向槽，C形槽所構(gòu)成的油膜流場不僅溫升小而且傳遞的轉(zhuǎn)矩大。