秦運(yùn)德，沈小波，李夢(mèng)喆，許英豪，盧力源，孫潔

柳州賽克科技發(fā)展有限公司，廣西柳州 545616

0 引言

隨著節(jié)能環(huán)保大力推行，純電動(dòng)汽車(chē)逐步占有市場(chǎng)，然而在完全純電化之前，研發(fā)混合動(dòng)力逐漸成為提高發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性重要課題。世界各國(guó)汽車(chē)企業(yè)也都在致力于開(kāi)發(fā)高效節(jié)能的動(dòng)力驅(qū)動(dòng)產(chǎn)品。而混合動(dòng)力變速器因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在某些工況下，部分軸承處于總成高位，潤(rùn)滑系統(tǒng)不能飛濺潤(rùn)滑軸承，增加潤(rùn)滑油道是目前解決高位軸承難潤(rùn)滑的有效方法。然而油道長(zhǎng)、加工困難、加工節(jié)拍長(zhǎng)，還會(huì)由于壓鑄缺陷產(chǎn)生滲油風(fēng)險(xiǎn)。殼體在無(wú)油道情況下滿足散熱要求，需要對(duì)殼體結(jié)構(gòu)散熱進(jìn)行研究分析，提高殼體與空氣散熱功率，在無(wú)潤(rùn)滑油工況下使軸承處于規(guī)定溫度120 ℃以下的熱平衡狀態(tài)工作滿足整車(chē)極限工況運(yùn)行。

1 高位軸承潤(rùn)滑分析

圖1為混合動(dòng)力變速器高位軸承布置示意。由圖可知，殼體沒(méi)有設(shè)計(jì)潤(rùn)滑油道，高位軸承只能靠主減速齒輪將油液飛濺到軸承。然而，汽車(chē)在某些比較極限工況下行走時(shí)，主減速齒輪不能將潤(rùn)滑油飛濺到軸承。

圖1 混合動(dòng)力變速器高位軸承布置示意

經(jīng)流體軟件shonDy分析，在車(chē)速低于或等于15 km/h工況下，差速器齒輪的潤(rùn)滑油無(wú)法飛濺到變速器總成上方，高位軸承是沒(méi)有潤(rùn)滑油的。圖2為車(chē)速15 km/h工況下的高位軸承潤(rùn)滑情況。

圖2 車(chē)速為15 km/h工況下的高位軸承潤(rùn)滑情況

本次研究主要通過(guò)分析計(jì)算車(chē)速為5～15 km/h的軸承最大的發(fā)熱功率以及殼體與空氣之間的散熱系數(shù)。最后通過(guò)優(yōu)化殼體結(jié)構(gòu)，提高軸承孔表面與空氣接觸面積，使軸承的發(fā)熱功率小于殼體散熱功率，并使軸承處于規(guī)定溫度以下正常工作，同時(shí)也為混合動(dòng)力變速器殼體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)依據(jù)。

2 軸承的摩擦損失

軸承的摩擦損失是指軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中由于摩擦力矩而導(dǎo)致功率損失的程度。摩擦力矩造成功率損失將會(huì)全部轉(zhuǎn)為軸承的發(fā)熱功率。通常摩擦力矩M計(jì)算公式為：

M=μ·F·r/1 000

(1)

式中：M為摩擦力矩，N·m;μ為軸承滾動(dòng)摩擦因數(shù)，取值范圍0.001 0～0.001 5;r為軸承當(dāng)量半徑,mm;F為當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷,N。

發(fā)熱功率P的計(jì)算公式為:

P=M·n·2·π/60

(2)

式中：P為軸承發(fā)熱功率，W;n為軸承轉(zhuǎn)速，r/min。

軸承的發(fā)熱功率如圖3所示。高位軸承由電機(jī)驅(qū)動(dòng)，在車(chē)速為5～15 km/h存在轉(zhuǎn)速和扭矩之間的變化，高位軸承承受扭矩隨著轉(zhuǎn)速升高而增大，軸承的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷會(huì)對(duì)應(yīng)增大。由式(1)可知，當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷增大，軸承的摩擦力矩會(huì)增大;由公式(2)可知，摩擦力矩變大，高位軸承的發(fā)熱功率會(huì)增大。由圖3可知，高位軸承在車(chē)速為15 km/h工況下的最大發(fā)熱功率為104.89 W。

圖3 軸承的發(fā)熱功率

3 殼體風(fēng)冷散熱功率及影響因數(shù)

3.1 高位軸承座參數(shù)

本文的軸承為球軸承，殼體材料為ADC12，與其配合的殼體軸承座設(shè)計(jì)基本參數(shù)見(jiàn)表1，圖4為高位軸承座殼體正面和反面結(jié)構(gòu)。

表1 殼體軸承座設(shè)計(jì)基本參數(shù)

圖4 高位軸承座殼體正面和反面結(jié)構(gòu)

3.2 殼體風(fēng)冷散熱功率計(jì)算

應(yīng)用UG軟件建立殼體軸承座模型來(lái)研究軸承座結(jié)構(gòu)的變化，在殼體軸承座上增加散熱片，改變其與空氣之間接觸面積和散熱系數(shù)，計(jì)算得到殼體軸承座結(jié)構(gòu)變化前后的散熱功率。研究公式與數(shù)據(jù)通過(guò)電子表格進(jìn)行計(jì)算。殼體與空氣總散熱系數(shù)k[1]計(jì)算公式為：

(3)

aca=acon+arad

(4)

式中：Aca為軸承座外表總面積，m2;Twall為殼體壁溫度,℃;T0為環(huán)境溫度，℃;aoil為潤(rùn)滑油的散熱系數(shù),W/(m2·K),由于本文研究?jī)?nèi)容為無(wú)油風(fēng)冷工況，所以不予考慮;Aoil為軸承座的內(nèi)表總面積,m2;δwall為軸承座壁厚,m;λwall為殼體的導(dǎo)熱系數(shù),W/(m2·K);aca為殼體與空氣側(cè)散熱系數(shù)，W/(m2·K);acon為殼體與空氣對(duì)流的散熱系數(shù)，W/(m2·K);arad為殼體輻射散熱系數(shù)，W/(m2·K)。

(5)

式中:ε為殼體材料輻射率。

空氣對(duì)流可分為自由對(duì)流與強(qiáng)迫對(duì)流，其acon根據(jù)熱承載能力計(jì)算的研究[2]，計(jì)算公式為：

(6)

(7)

式中：ak.free為自由對(duì)流散熱系數(shù)，W/(m2·K),由于本文研究工況為車(chē)速15 km/h,即與空氣對(duì)流速度為4.2 m/s>1.5 m/s，屬于強(qiáng)迫對(duì)流[2]，ak.free=0，所以不予考慮;Aair為殼體通風(fēng)面積，由于軸承座表面全部與接觸空氣，即Aair=Aca;η*為溫度因數(shù)，Tair為空氣溫度與環(huán)境溫度T0等同，所以η*=1;ak.forced為強(qiáng)迫對(duì)流散熱系數(shù),W/(m2·K)，其計(jì)算公式為：

(8)

(9)

(10)

(11)

式中：Re為雷諾數(shù);lx為空氣沿軸承座的流線行程;Gr為格拉曉夫數(shù);vair為殼體與空氣相對(duì)速度,m/s;uair為環(huán)境溫度下的空氣運(yùn)動(dòng)黏度，取值為15.6×10-6m2/s;g為重力加速度,m/s2;hcm為軸承座的深度,m;ρ為空氣的密度,kg/m3。

殼體表面風(fēng)冷散熱功率Qca計(jì)算公式為：

Qca=k·Aca·(Twall-T0)

(12)

3.3 無(wú)散熱片散熱功率計(jì)算

殼體軸承座表面無(wú)散熱片風(fēng)冷熱功率的計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表2。

表2 殼體軸承座表面無(wú)散熱片風(fēng)冷散熱功率的計(jì)算結(jié)果

由表2的計(jì)算結(jié)果可以看出，在車(chē)輛車(chē)速為15 km/h工況下的殼體軸承座表面風(fēng)冷散熱功率Qca為78.08 W，小于軸承的發(fā)熱功率(104.89 W)，不滿足散熱要求，因此需要對(duì)殼體結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

3.4 殼體散熱優(yōu)化

3.4.1 散熱片結(jié)構(gòu)參數(shù)

在殼體軸承座表面增加散熱片，其基本設(shè)計(jì)參數(shù)見(jiàn)表3。

表3 散熱片基本設(shè)計(jì)參數(shù) 單位:mm

軸承座增加散熱片結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 軸承座增加散熱片結(jié)構(gòu)

3.4.2 優(yōu)化后散熱功率計(jì)算

增加散熱片后，殼體與空氣側(cè)散熱系數(shù)aca[2-3]計(jì)算為：

(13)

(14)

(15)

式中：Afin為散熱片總面積，m2;Apro為單個(gè)散熱片面積m2;ηf為散熱片效率;m為散熱片系數(shù);lfin為單個(gè)散熱片高度,m;δfin為單個(gè)散熱片厚度,m;λwall為殼體導(dǎo)熱系數(shù)。

優(yōu)化后殼體軸承座表面風(fēng)冷散熱功率計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表4。從優(yōu)化后的計(jì)算結(jié)果可以看出，在車(chē)輛車(chē)速為15 km/h工況下的殼體軸承座表面風(fēng)冷散熱功率為115.09 W，大于軸承的發(fā)熱功率(104.89 W)，滿足散熱要求，即可保證混合動(dòng)力變速器軸承在規(guī)定的最高溫度120 ℃以下運(yùn)行。

表4 優(yōu)化后殼體軸承座表面風(fēng)冷散熱功率計(jì)算結(jié)果

4 結(jié)論

通過(guò)改變殼體軸承座設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，計(jì)算分析了殼體軸承座增加散熱片后，對(duì)殼體表面積、散熱系數(shù)以及散熱功率的影響，研究結(jié)論如下：

(1)殼體散熱片的表面積由11 984 mm2變成20 324 mm2，殼體與空氣的總散熱系數(shù)會(huì)減少，由68.58W/(m2·K)降低至59.61W/(m2·K)，總的散熱系數(shù)降低了13%。

(2)殼體增加散熱片，雖然散熱系數(shù)降低，但是由于殼體與空氣的接觸面積增大，散熱功率由78.08 W提高至115.09 W，散熱功率提升了47.4%。

本文通過(guò)對(duì)混合動(dòng)力變速器殼體的局部散熱的研究與計(jì)算，找到殼體散熱功率的影響因子與相互關(guān)系，為殼體潤(rùn)滑結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論分析依據(jù)。在風(fēng)冷散熱能滿足運(yùn)行工況時(shí)，減少非必要的油道潤(rùn)滑散熱。