夏建芳 姚 恒 陳思雨 王志偉 陶 軒 胡小舟

(中南大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 湖南長(zhǎng)沙 410083)

在高速齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中，通常使用噴油潤(rùn)滑的方式對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行潤(rùn)滑與冷卻。然而隨著齒輪轉(zhuǎn)速升高，齒輪旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的氣流會(huì)形成空氣屏障，阻礙潤(rùn)滑油進(jìn)入齒輪嚙合點(diǎn)且使?jié)櫥土魇扑閇1]，導(dǎo)致嚙合區(qū)的潤(rùn)滑油量減少，進(jìn)而導(dǎo)致潤(rùn)滑效率降低。AKIN等[2-5]針對(duì)不同齒輪的不同嚙合狀態(tài)、噴油方向的噴油潤(rùn)滑進(jìn)行了一系列的研究，發(fā)現(xiàn)潤(rùn)滑效率不僅與噴油參數(shù)和傳動(dòng)比參數(shù)有關(guān)，還受?chē)娪臀恢煤徒嵌鹊挠绊憽?/p>

如何對(duì)噴油潤(rùn)滑系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)以最大限度地提升潤(rùn)滑效率，減少系統(tǒng)使用的油量，同時(shí)保持齒輪箱的可靠性，了解齒輪箱內(nèi)部的潤(rùn)滑油流場(chǎng)的動(dòng)態(tài)特性是非常有必要的。目前普遍采用計(jì)算機(jī)仿真模擬的方法研究復(fù)雜箱體內(nèi)流體的流動(dòng)情況[6]。

2009年，ARISAWA等[7]首次采用油/空氣兩相流CFD(Computational Fluid Dynamics)方法對(duì)齒輪風(fēng)阻與攪油損失進(jìn)行研究，并證明該方法是研究高速齒輪風(fēng)阻損失的有效工具。FONDELLI等[8]在2015年運(yùn)用CFD方法模擬了齒輪噴油潤(rùn)滑過(guò)程，并評(píng)估了噴油潤(rùn)滑所產(chǎn)生的阻力扭矩。曹寓等人[9]在2017年在 FLUENT中采用 VOF模型及動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)進(jìn)行流場(chǎng)動(dòng)態(tài)仿真，得出了不同時(shí)刻齒輪箱內(nèi)各個(gè)位置油液的體積分?jǐn)?shù)以及油壓、流速的變化規(guī)律，分析了不同噴油流量對(duì)齒輪潤(rùn)滑效果的影響。NIU、WANG等[10-14]先后利用CFX與Fluent軟件建立了流體動(dòng)力分析模型，研究了超高速齒輪噴油潤(rùn)滑時(shí)，各工況參數(shù)對(duì)油流束方向偏離乃至對(duì)潤(rùn)滑效率的影響，并給出了克服齒輪旋轉(zhuǎn)引起空氣屏障對(duì)潤(rùn)滑阻礙作用的方法。DAI 、CHEN等[15-17]先后通過(guò)商用CFD軟件研究了噴嘴入射角度、噴嘴與嚙合點(diǎn)距離等布置參數(shù)對(duì)潤(rùn)滑效率的影響，比較得出最優(yōu)噴嘴布置方案。

目前，對(duì)于高速齒輪箱的潤(rùn)滑問(wèn)題，主要是運(yùn)用商用流體軟件對(duì)齒輪箱內(nèi)部的流體動(dòng)態(tài)特性分析，以進(jìn)一步優(yōu)化噴油潤(rùn)滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，但總的來(lái)說(shuō)，開(kāi)展的時(shí)間較晚，相關(guān)報(bào)道較少。雖然上述文獻(xiàn)對(duì)噴嘴布置方式進(jìn)行了相關(guān)研究，但多數(shù)是依靠經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)試驗(yàn)方案，通過(guò)仿真分析比較各方案得出最優(yōu)方案，這樣不僅會(huì)花費(fèi)大量的時(shí)間在仿真計(jì)算上，而且得到的只是設(shè)計(jì)方案的最優(yōu)方案，并不是理論上的最優(yōu)方案。

本文作者針對(duì)高線速度齒輪的噴油潤(rùn)滑問(wèn)題，通過(guò)流體軟件仿真研究了齒輪箱中流場(chǎng)的動(dòng)態(tài)特性，對(duì)噴油潤(rùn)滑中齒輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的氣流與噴油流束的干涉問(wèn)題進(jìn)行分析，利用流場(chǎng)流線圖尋找最優(yōu)噴嘴布置角度，并研究噴嘴角度布置與齒輪傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)速的影響。

1 噴油潤(rùn)滑理論分析

1.1 湍流模型

齒輪噴油潤(rùn)滑過(guò)程中，流體為有旋流動(dòng)，且流體在齒輪彎曲壁面上流動(dòng)，流體有較大的應(yīng)變率，故選擇RNGk-ε湍流模型[18-19]。湍流動(dòng)能k和湍流動(dòng)能耗散率ε方程為

(1)

(2)

其中，

(3)

式中：ρ為流體密度；x和t分別為位移和時(shí)間分量；i、j為張量指標(biāo)；μt是湍流黏性系數(shù)；μ是混合流體湍流黏性系數(shù)；R為凈相變率；Gk是由平均速度梯度產(chǎn)生的湍流動(dòng)能；Gb是由浮力影響產(chǎn)生的湍流動(dòng)能；YM為可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總的耗散率的影響；αk、αε分別為湍流動(dòng)能和耗散率的有效普朗特?cái)?shù)的倒數(shù)；Cμ、C1ε、C2ε、C3ε為模型常數(shù)，由Fluent軟件給出。

1.2 VOF模型

VOF(Volume of Fluid)多相流模型是一種求解多相流動(dòng)和自由表面流動(dòng)的計(jì)算模型，引入各項(xiàng)流體體積分?jǐn)?shù)來(lái)跟蹤2個(gè)或多個(gè)不混溶流體區(qū)域的自由表面[20]。對(duì)于文中的潤(rùn)滑油-空氣兩相流系統(tǒng)，該方法分別求解流體運(yùn)動(dòng)的動(dòng)量方程和計(jì)算域內(nèi)相分布的體積分?jǐn)?shù)方程，由于僅由潤(rùn)滑油或空氣占據(jù)的控制體積域分別具有0或1的體積分?jǐn)?shù)，故2種不混溶的流體(潤(rùn)滑油-空氣)之間的界面位置可以根據(jù)計(jì)算域內(nèi)的體積分?jǐn)?shù)分布來(lái)確定，每個(gè)控制體積域內(nèi)的流體物理參數(shù)是在平均流體體積分?jǐn)?shù)的基礎(chǔ)上計(jì)算的[21]：

(4)

式中：φ代表流體的物理參數(shù)；α代表體積分?jǐn)?shù)，且α1+α2=1。

2 齒輪箱內(nèi)部噴油潤(rùn)滑流場(chǎng)計(jì)算模型

2.1 幾何模型

文中采用直齒輪嚙入側(cè)噴油進(jìn)行研究，表1給出了其幾何模型和基本工況參數(shù)。為避免嚙合區(qū)網(wǎng)格之間尺寸相差過(guò)大導(dǎo)致網(wǎng)格畸變進(jìn)而導(dǎo)致計(jì)算出錯(cuò)，將齒輪對(duì)的中心距擴(kuò)大1 mm。

表1 齒輪箱幾何參數(shù)和工況參數(shù)Table 1 Gometric parameters and working condition parameters of gearbox

2.2 流場(chǎng)計(jì)算模型

將齒輪對(duì)導(dǎo)入Ansys Spaceclaim中，抽取流體外殼作為齒輪箱內(nèi)部流體域。為了提高仿真準(zhǔn)確性以及清晰地表征噴油流束的流動(dòng)情況，需要將噴油流束流經(jīng)的路徑進(jìn)行網(wǎng)格加密。故將潤(rùn)滑油流束流過(guò)的路徑取一圓柱(如圖1(a)所示)，再與原流體域進(jìn)行布爾運(yùn)算相減，形成中間與外部2個(gè)部分的流體域，并采用共享拓?fù)涞姆绞?，?個(gè)流體域共用邊界面。目的是使2個(gè)流體域網(wǎng)格共節(jié)點(diǎn)，在仿真過(guò)程中的網(wǎng)格重構(gòu)中更加流暢，并減少結(jié)構(gòu)中的邊界面數(shù)量。在Ansys Meshing模塊中，將外部流體域采用默認(rèn)的網(wǎng)格劃分方式，識(shí)別曲率與臨近度，將內(nèi)部流體域的網(wǎng)格加密到0.5 mm，最終網(wǎng)格數(shù)為2 766 997(如圖1(b)所示)，并導(dǎo)入到Fluent模塊。

圖1 流體計(jì)算域幾何結(jié)構(gòu)與網(wǎng)格處理示意Fig.1 Schematic fluid domain geometry and mesh processing： (a)geometry；(b)mesh

Fluent軟件仿真的主要設(shè)置如下：時(shí)間選項(xiàng)為瞬態(tài)，采用VOF多相流模型，打開(kāi)隱式選項(xiàng)，湍流模型選擇RNGk-ε模型，臨近壁面選擇標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，材料中引入潤(rùn)滑油與空氣分別作為多相流中的兩項(xiàng)，噴嘴出口為速度入口，水力直徑為2 mm。底部作為壓力出口，所有墻面都是用非滑動(dòng)靜止壁面條件。求解器中，壓力速度耦合采用標(biāo)準(zhǔn)SIMPLE算法，梯度差分選項(xiàng)中選擇最小二乘方法，壓力選項(xiàng)中選擇PRESTO！，湍流動(dòng)能選項(xiàng)中選擇二階迎風(fēng)格式。

Some relations between prime inner operators,prime closure operators and connections

齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)采用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)進(jìn)行模擬，采用鋪層法與局部重構(gòu)法對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行控制，選擇齒輪對(duì)為動(dòng)網(wǎng)格控制區(qū)域，選擇區(qū)域類(lèi)型為剛體。運(yùn)算時(shí)間步長(zhǎng)為1×10-6s。

3 最優(yōu)噴嘴角度的提取方法與驗(yàn)證

3.1 最優(yōu)噴嘴角度的提取

圖2所示是潤(rùn)滑油體積分?jǐn)?shù)渲染圖，為了顯示嚙合區(qū)的潤(rùn)滑油分布，將小齒輪透明化顯示。圖片中表明潤(rùn)滑油能夠順利進(jìn)入嚙合區(qū)進(jìn)行潤(rùn)滑與冷卻，圖3(a)所示是齒輪箱內(nèi)速度矢量分布，速度矢量能夠表示齒輪箱內(nèi)各點(diǎn)上的速度方向與大小，流場(chǎng)整體的速度矢量分布能夠區(qū)域性地表示齒輪箱內(nèi)的空氣流動(dòng)狀況。圖3(b)所示是齒輪箱底部視角的速度矢量分布，可以看出齒輪在嚙合處有部分的軸向流動(dòng)，且在齒輪邊緣速度矢量會(huì)集中在齒輪的齒寬中心。

圖2 潤(rùn)滑油體積分?jǐn)?shù)渲染Fig.2 Rendering of oil volume fraction

圖4所示為齒輪中間截面上的速度流線，速度流線是與流場(chǎng)中每一點(diǎn)上的速度矢量相切的曲線，代表了流場(chǎng)中各點(diǎn)的流動(dòng)路徑，區(qū)別于速度矢量圖，流線圖更強(qiáng)調(diào)質(zhì)點(diǎn)運(yùn)動(dòng)的連續(xù)性。圖4(a)所示是正常工況下截面上的流場(chǎng)流線，齒輪高速旋轉(zhuǎn)在齒頂周?chē)纬闪丝諝馄琳?，噴油流束突破了空氣屏障進(jìn)入到齒輪嚙合區(qū)進(jìn)行潤(rùn)滑；在噴油過(guò)程中，空氣屏障與噴油流束發(fā)生干涉，導(dǎo)致流入嚙合區(qū)的油量減少，流體動(dòng)力損失增大，潤(rùn)滑效率降低；同時(shí)，噴油流束也影響了齒輪周?chē)目諝饬鲃?dòng)狀況。

因此，為了研究齒輪原始工作情況下周?chē)目諝饬鲃?dòng)狀況，調(diào)出停止噴油齒輪空轉(zhuǎn)時(shí)的速度流線圖(如圖4(b)所示)，發(fā)現(xiàn)除了在嚙合區(qū)上方之外，其他區(qū)域的空氣流動(dòng)都與圖4(a)相似。將圖4(b)中方框部分的嚙合區(qū)上方流線放大(如圖5所示)，可以看出，齒輪對(duì)旋轉(zhuǎn)分別產(chǎn)生的空氣屏障在嚙合區(qū)上方發(fā)生干涉并結(jié)合成一條進(jìn)入嚙合區(qū)的路徑，該路徑將引導(dǎo)氣流進(jìn)入嚙合區(qū)。如果將潤(rùn)滑油沿該方向射入，會(huì)最大程度地減少空氣屏障干涉所引起的潤(rùn)滑油流失和噴油流束破裂，并減少流體動(dòng)力損失，點(diǎn)B為氣流首次沖擊齒面的接觸點(diǎn)。

圖5 齒輪空轉(zhuǎn)時(shí)嚙合區(qū)上方的流線放大圖Fig.5 Enlarged view of flow field streamline in meshing area without oil injection

提取出圖5中的理想角度，如圖6(a)所示。R(Ra)、r(ra)分別為大齒輪與小齒輪的分度圓半徑(齒頂圓半徑)，點(diǎn)A為噴嘴出口，點(diǎn)B為氣流與齒面的接觸點(diǎn)，也是氣流進(jìn)入嚙合區(qū)的入射點(diǎn)。AB連線與垂直方向上的夾角即理想噴嘴角度為7.37°，流線中提取出的理想角度路徑并不通過(guò)分度圓相切點(diǎn)C，這是因?yàn)闅饬魇紫葲_擊齒面，隨后由齒面旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)到嚙合點(diǎn)，同時(shí)流線失去連續(xù)性。

圖6 噴嘴角度設(shè)置示意Fig.6 Schematic of nozzle angle：(a)geometric distribution of the measured optimal angle；(b)traditional nozzle deflection setting

圖6(b)所示是目前傳統(tǒng)的噴嘴角度設(shè)置[14-15]，噴射流方向指向點(diǎn)C，偏角α為噴嘴出口與點(diǎn)C連線與垂直方向的夾角。當(dāng)噴嘴按照該設(shè)置方式布置時(shí)，噴油流束將在點(diǎn)D沖擊未嚙合齒面，導(dǎo)致油流束破碎乃至進(jìn)入嚙合區(qū)的油量減少以及噴油流束的沖擊動(dòng)量降低，從而潤(rùn)滑效率降低。

3.2 最優(yōu)噴嘴角度的潤(rùn)滑效率驗(yàn)證

如圖7所示，為了驗(yàn)證提取出的理想角度是否擁有最高的潤(rùn)滑效率，分別設(shè)置圖6(b)中α角為5°、0°、-5°，以及圖6(a)中理想角度，進(jìn)行了仿真模擬。

圖7 4組噴嘴角度設(shè)置Fig.7 Four sets of nozzle angle settings

圖8所示是分別在4組噴嘴角度設(shè)置下小齒輪上的潤(rùn)滑油體積分?jǐn)?shù)云圖?？梢钥闯?，按照理想角度設(shè)置的組別齒輪嚙合區(qū)潤(rùn)滑油體積分?jǐn)?shù)更大，潤(rùn)滑油油量更大，分布更集中于嚙合中心區(qū)。噴嘴角度為5°時(shí)的潤(rùn)滑油分布較分散，這是因?yàn)槠D(zhuǎn)的角度過(guò)大，潤(rùn)滑油首先噴到小齒輪還未嚙合的齒面上，導(dǎo)致嚙合區(qū)的體積分?jǐn)?shù)較少。直齒輪傳動(dòng)的重合度一般不大于2，工作中嚙合狀態(tài)的齒面數(shù)不超過(guò)2，所以潤(rùn)滑油需要集中在嚙合狀態(tài)的1到2個(gè)齒面上。噴嘴角度為0°和-5°時(shí)潤(rùn)滑油分布比5°時(shí)稍好，但仍較分散，且嚙合齒面上的潤(rùn)滑油體積分?jǐn)?shù)不高。按照理想噴嘴角度布置時(shí)，潤(rùn)滑油集中在嚙合區(qū)的少數(shù)齒，證明潤(rùn)滑油的沖擊深度很深，潤(rùn)滑效果在幾組中最好。

圖8 4組噴嘴角度設(shè)置的潤(rùn)滑油在小齒輪上的體積分?jǐn)?shù)分布云圖Fig.8 Contour of volume fraction distribution of lubricating oil on pinion of four sets of nozzle angle settings： (a)5°；(b)0°；(c)-5°；(d)optimal angle 7.37°

圖9 4組噴嘴角度設(shè)置的潤(rùn)滑油平均體積分?jǐn)?shù)Fig.9 Average volume fraction of lubricating oil of four sets of nozzle angle settings

文獻(xiàn)[17]中表明，嚙合區(qū)附近油壓可視為判斷齒輪潤(rùn)滑性能的標(biāo)準(zhǔn)。圖10所示是小齒輪上的油壓分布?？梢钥闯?，噴嘴按照理想角度7.37°設(shè)置時(shí)，嚙合區(qū)擁有最大負(fù)壓(絕對(duì)值)，即吸入潤(rùn)滑油的能力最強(qiáng)，另外3組在嚙合區(qū)的負(fù)壓大小與分布狀況相似，但在小齒輪進(jìn)入嚙合區(qū)前的齒面上出現(xiàn)了正壓峰值區(qū)域，這是潤(rùn)滑油流束噴至齒輪時(shí)產(chǎn)生的接觸壓力。α=5°時(shí)，嚙合區(qū)前齒面壓力峰值區(qū)域最大，且峰值最高；α=-5°時(shí)，峰值區(qū)域最小，峰值最小。這是因?yàn)棣?5°時(shí)噴嘴向小齒輪偏轉(zhuǎn)的角度過(guò)大，潤(rùn)滑油流束先沖擊了小齒輪上的未嚙合齒，并沒(méi)有順利進(jìn)入嚙合區(qū)。而α=-5°時(shí)，噴嘴向大齒輪偏轉(zhuǎn)，先沖擊大齒輪上的未嚙合齒，故小齒輪上沒(méi)有壓力峰值區(qū)域。

圖10 4組噴嘴角度設(shè)置時(shí)小齒輪上油壓分布Fig.10 Oil pressure distribution on pinion of four sets of nozzle angle settings：(a)5°；(b)0°；(c)-5°；(d)optimal angle 7.37°

同時(shí)輸出嚙合區(qū)球體內(nèi)的平均正壓、平均負(fù)壓、平均壓力，如圖11所示。在齒輪旋轉(zhuǎn)時(shí)，旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的氣流在嚙合處產(chǎn)生負(fù)壓，形成卷吸效應(yīng)，將潤(rùn)滑油吸入嚙合區(qū)進(jìn)行潤(rùn)滑，所以嚙合區(qū)負(fù)壓是促進(jìn)潤(rùn)滑油吸入嚙合區(qū)的主要因素。從圖11可以看出，噴嘴按照理想角度7.37°設(shè)置時(shí)，嚙合區(qū)平均負(fù)壓、平均壓力(負(fù)值)的絕對(duì)值最大，平均正壓最小，吸入潤(rùn)滑油的能力最強(qiáng)因而潤(rùn)滑效率最高，驗(yàn)證了當(dāng)噴嘴按照由流線提取出的理想噴嘴角度布置時(shí)擁有最高的潤(rùn)滑效率。

圖11 4組噴嘴角度設(shè)置時(shí)的油壓統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)Fig.11 Oil pressure statistics of four sets of nozzle angle settings

4 不同工況參數(shù)對(duì)噴嘴角度設(shè)置的影響

為了研究齒輪幾何特征和各工況參數(shù)對(duì)噴嘴角度設(shè)置的影響進(jìn)而分析齒輪箱內(nèi)的空氣流動(dòng)規(guī)律，設(shè)置不同的齒輪傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)速進(jìn)行了仿真分析對(duì)比。

4.1 傳動(dòng)比對(duì)噴嘴角度設(shè)置的影響

傳動(dòng)比影響著齒輪的幾何尺寸，文中保持小齒輪齒數(shù)不變，大齒輪齒數(shù)變化(按表2中設(shè)置)進(jìn)行仿真，不設(shè)置噴油、不加載荷，使齒輪空轉(zhuǎn)，小齒輪轉(zhuǎn)速保持為9 800 r/min，其他設(shè)置不變，提取出齒輪中間截面的嚙合區(qū)速度流線圖，如圖12所示。

圖12 不同齒數(shù)比下嚙合區(qū)流線Fig.12 Streamline of meshing area under different tooth ratio：(a)29/29；(b)29/34；(c)29/39；(d)29/44；(e)29/49

表2 不同組別轉(zhuǎn)動(dòng)比的設(shè)置Table 2 Gear ratio settings of different groups

如圖12中的箭頭所示，當(dāng)傳動(dòng)比為1(29/29)時(shí)，嚙合區(qū)上方的流線垂直向下進(jìn)入嚙合區(qū)，嚙合區(qū)下方的流線同樣也是垂直向下流出。當(dāng)傳動(dòng)比增大時(shí)，上方流進(jìn)嚙合區(qū)的流線路徑以及下方流出嚙合區(qū)的流線路徑均逐漸向小齒輪偏轉(zhuǎn)，且流入流出路徑沿齒輪中心距連線對(duì)稱。將圖中路徑角度提取出來(lái)并擬合(見(jiàn)圖13)，發(fā)現(xiàn)當(dāng)傳動(dòng)比從1(29/29)逐漸增大到1.69(49/29)，進(jìn)入嚙合區(qū)的流線路徑逐漸向小齒輪偏轉(zhuǎn)，與垂直方向夾角從0°增大到7.37°，且偏轉(zhuǎn)角度與傳動(dòng)比呈正相關(guān)，擬合后的一次函數(shù)方程為

圖13 傳動(dòng)比與擬合區(qū)上方流線偏轉(zhuǎn)角度的關(guān)系Fig.13 Relationship between gear ratio and streamline deflection angle above fitting area：(a)streamline angle above the meshing area of 5 groups of different gear ratios：(b)relationship and fitting curve between deflection angle and gear ratio

y=9.761x-9.177

(5)

已經(jīng)驗(yàn)證進(jìn)入嚙合區(qū)的流線路徑即為最優(yōu)噴嘴布置角度，所以以上結(jié)論同時(shí)說(shuō)明，當(dāng)傳動(dòng)比增大時(shí)，最優(yōu)噴嘴布置角度也同樣向小齒輪偏轉(zhuǎn)，且與傳動(dòng)比呈正相關(guān)。在傳動(dòng)比為1時(shí)，最優(yōu)噴嘴角度為垂直向下噴油。

4.2 轉(zhuǎn)速對(duì)噴嘴角度設(shè)置的影響

齒輪幾何特征改變時(shí)，流場(chǎng)中的流動(dòng)狀況發(fā)生變化。為了研究在幾何特征不變時(shí)流場(chǎng)中流動(dòng)情況是否會(huì)因?yàn)槠渌r參數(shù)的變化而變化，還需要對(duì)不同轉(zhuǎn)速的傳動(dòng)組合進(jìn)行研究。文中在齒數(shù)比為29/49保持不變，小齒輪轉(zhuǎn)速分別設(shè)置為1 450、2 900、4 350、5 800 r/min進(jìn)行仿真，分別調(diào)出嚙合區(qū)的流場(chǎng)流線，如圖14所示。

圖14 不同轉(zhuǎn)速下嚙合區(qū)流線Fig.14 Streamline of meshing area at different speeds：(a)1 450 r/min；(b)2 900 r/min；(c)4 350 r/min；(d)5 800 r/min

如圖14所示，齒輪轉(zhuǎn)速變化時(shí)，齒輪箱內(nèi)的流線分布變化不大，即空氣流動(dòng)的分布變化不大。從紅色箭頭看，進(jìn)入嚙合區(qū)的路徑偏轉(zhuǎn)角度幾乎不變，且流出路徑與流入路徑沿中心距連線對(duì)稱。

圖15所示是嚙合區(qū)上方流線偏轉(zhuǎn)角度與轉(zhuǎn)速的關(guān)系。隨著轉(zhuǎn)速增大，嚙合區(qū)上方的跡線偏轉(zhuǎn)角度變化不大，最大偏轉(zhuǎn)角度在轉(zhuǎn)速為2 900 r/min時(shí)為7.89°，最小偏轉(zhuǎn)角度在轉(zhuǎn)速為5 800 r/min時(shí)為7.37°，差距小于7%。這說(shuō)明在齒輪噴油潤(rùn)滑系統(tǒng)中，當(dāng)轉(zhuǎn)速設(shè)置變化時(shí)，不需要重新調(diào)整噴嘴角度。

圖15 嚙合區(qū)上方流線偏轉(zhuǎn)角度與轉(zhuǎn)速的關(guān)系Fig.15 Relationship between streamline deflection angle and rotational speed above meshing area

從目前的仿真結(jié)果來(lái)看，轉(zhuǎn)速的大小只與嚙合區(qū)附近空氣的流動(dòng)速度有關(guān)，與分布狀況與流動(dòng)方向無(wú)關(guān)，故不影響最優(yōu)噴嘴角度的設(shè)置，這也說(shuō)明最優(yōu)噴嘴角度只與齒輪幾何結(jié)構(gòu)有關(guān)，與工況參數(shù)設(shè)置無(wú)關(guān)。WANG等[11]研究認(rèn)為，齒輪轉(zhuǎn)速增大會(huì)影響噴油流束的正常流動(dòng)，導(dǎo)致偏轉(zhuǎn)。這是因?yàn)辇X輪周?chē)D(zhuǎn)形成的氣流的速度增大會(huì)破壞潤(rùn)滑油流束維持原有圓柱狀流束的能力，與此同時(shí)，齒輪空轉(zhuǎn)時(shí)周?chē)臍饬鞣植寂c流動(dòng)方向并沒(méi)有發(fā)生改變。

5 結(jié)論

(1)高線速度齒輪嚙合區(qū)域有部分軸向流動(dòng)，且在齒輪邊緣速度矢量會(huì)集中在齒輪的齒寬中心。

(2)齒輪嚙合區(qū)域存在負(fù)壓區(qū)域，會(huì)使?jié)櫥臀雵Ш蠀^(qū)(卷吸效應(yīng))，通過(guò)流場(chǎng)流線圖發(fā)現(xiàn)嚙合區(qū)域上方跡線重合，形成一條進(jìn)入嚙合區(qū)域的氣流。將噴油嘴按照該氣流角度設(shè)置，仿真計(jì)算發(fā)現(xiàn)，在該噴嘴角度設(shè)置下，齒輪嚙合區(qū)擁有最大的潤(rùn)滑油體積分?jǐn)?shù)及油壓，以及最高的潤(rùn)滑效率，證明了最優(yōu)噴嘴角度的存在。

(3)齒輪傳動(dòng)比增大，嚙合區(qū)上方氣流(最優(yōu)噴嘴角度)向小齒輪偏轉(zhuǎn)。齒輪轉(zhuǎn)速增大時(shí)，氣流流動(dòng)速度增大，但氣流的分布狀況和流動(dòng)方向不受影響，說(shuō)明齒輪周?chē)鷼饬髁鲃?dòng)狀況和最優(yōu)噴嘴角度只與齒輪幾何結(jié)構(gòu)有關(guān)，與工況參數(shù)設(shè)置無(wú)關(guān)，且最優(yōu)噴嘴角度與傳動(dòng)比呈正相關(guān)。