李健，趙舟，王小美，王焱，喜冠南

(1.南通理工學(xué)院汽車工程學(xué)院，江蘇南通 226002；2.中國第一汽車股份有限公司無錫油泵油嘴研究所，江蘇無錫 214063)

0 前言

隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，能源與環(huán)保問題日益凸顯，混合動力汽車同時采用電機和內(nèi)燃機作為動力源，因其可以有效解決空氣污染和續(xù)航問題得到世界各大車企的重視[1-2]。動力耦合系統(tǒng)作為混合動力汽車的功率分流裝置，可以實現(xiàn)汽車能量的有效分配，對汽車的穩(wěn)定性與經(jīng)濟性具有重要意義[3]。動力耦合系統(tǒng)內(nèi)部齒輪較多，潤滑要求高，針對齒輪動態(tài)特性及止推片的油膜潤滑特性，國內(nèi)外學(xué)者在該領(lǐng)域進行了不斷的研究與探索?？圼4]分析了動力耦合裝置齒輪的動態(tài)接觸特性，研究了不同轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩造成的影響。GORLA等[5]應(yīng)用流體仿真技術(shù)研究了不同工況下動力裝置的功率損失情況。HOHN等[6]主要研究了無負載下的齒輪傳動流場特性，分析了齒輪與潤滑油作用的能量損耗問題。冀宏、趙光明[7]提供了一種基于FLUENT動網(wǎng)格流場分析的方法，研究齒輪徑向力的變化規(guī)律，得出了齒側(cè)間隙是影響困油壓力的最敏感參數(shù)。楊軍[8]針對重載工況的動力裝置，提出了傾斜潤滑的仿真分析方法和測試方法，驗證強制潤滑在系統(tǒng)中實施的可行性。林銀輝等[9]運用FLUENT軟件分析了變速箱內(nèi)部油氣兩相流下的噴油及飛濺潤滑情況，驗證了油軌潤滑的可行性。古瑩奎等[10]針對發(fā)動機的曲軸、止推片結(jié)構(gòu)，采用Monte Carlo方法仿真模擬了可靠度，研究行駛里程對止推片穩(wěn)定性的影響。王士忠、趙斌[11]針對止推片的間隙要求、潤滑條件及磨損原因做了初步的研究。張文濤等[12]針對軸和止推片，建立了相關(guān)流-固耦合模型，研究了止推片的溫度場及潤滑特性和不同油膜厚度的影響規(guī)律。

綜上分析，目前的潤滑流場分析主要集中在齒輪之間以及曲軸和止推片之間，差速式動力耦合系統(tǒng)中的齒輪與止推片之間的潤滑流場研究并不多見。但是混合動力汽車行業(yè)遇到止推片經(jīng)常性損壞這一問題，說明該項研究的重要性和緊迫性?；诖?，本文作者研究接觸面間的潤滑流場特性，尋求油膜厚度與止推片磨損的內(nèi)在關(guān)聯(lián)，進而指導(dǎo)后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計。

1 差速式動力耦合系統(tǒng)

1.1 動力耦合系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)

差速式動力耦合系統(tǒng)是混合動力汽車耦合系統(tǒng)的一種，動力耦合系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示，主要由外殼體、從動錐齒輪、左半軸齒輪、右半軸齒輪、行星齒輪以及傳動軸等部件組成。

圖1 差速式動力耦合系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖

在汽車運行時，發(fā)動機將動力通過主動錐齒輪傳遞給從動錐齒輪，右半軸錐齒輪和驅(qū)動電機相連，左半軸錐齒輪和發(fā)電機相連，經(jīng)過耦合的動力最終傳遞至車輪，驅(qū)動車輛前進。根據(jù)不同工況，動力耦合裝置可以高效匹配發(fā)動機和電動機的功率，并利用發(fā)電機回收能量，對蓄電池進行充電，為車輛平穩(wěn)、經(jīng)濟運行提供保障。

摩擦止推片處于錐齒輪和外殼體之間，可以承受動力耦合裝置的軸向載荷，錐齒輪和止推片的潤滑主要是靠齒輪帶動耦合裝置內(nèi)的潤滑油進行飛濺潤滑，可以有效降低摩擦因數(shù)，二者之間的軸向間隙將會直接影響潤滑油膜的形成和系統(tǒng)的散熱效果。選取止推片和錐齒輪為研究對象，對不同間隙下的潤滑油膜流場特性展開研究。

1.2 摩擦止推片參數(shù)

在齒輪與殼體、傳動軸之間放置了摩擦止推片，建立合理的潤滑油膜，可有效減小齒輪與殼體、傳動軸之間的摩擦，從而增加錐齒輪的使用壽命。由表1可知摩擦止推片材質(zhì)選用65Mn，經(jīng)過熱處理以及冷拔硬化等工藝后，抗拉強度和屈服強度較高，材料的柔韌和可塑性能得到加強。選取摩擦止推片和錐齒輪為研究對象進行建模，分析齒輪與摩擦止推片軸向間隙對潤滑油膜流場變化的影響。

表1 摩擦止推片參數(shù)

2 差速式動力耦合系統(tǒng)理論描述

2.1 計算基本方程

由于差速式動力耦合系統(tǒng)中齒輪轉(zhuǎn)速普遍較高，殼體內(nèi)部油、氣混合基本為高雷諾數(shù)湍流。在流體相關(guān)研究中，常采用κ-ε雙方程對模型內(nèi)部湍流流場進行模擬分析。κ-ε雙方程模型主要涵蓋了以下3種模型：Standardκ-ε湍流模型，當對流線曲率、旋轉(zhuǎn)流等梯度大的流體進行運用，會產(chǎn)生精度較低的模擬結(jié)果；Realizableκ-ε湍流模型，耗散率的計算是通過增加方程來實現(xiàn)的；RNGκ-ε湍流模型，主要用于流道結(jié)構(gòu)彎曲的旋轉(zhuǎn)流體，但旋渦湍流強度仍會對所計算的內(nèi)容產(chǎn)生限制[13]。差速式動力耦合裝置內(nèi)部流場主要為潤滑油與氣體的兩相流問題。采用Realizableκ-ε湍流模型，通過修正湍流系數(shù)來分析流體湍流旋渦和回落過程。

Realizableκ-ε雙方程模型如下式所示，可用于描述動力耦合裝置內(nèi)部的湍流流場[14]。

Gb-ρε-YM+Sκ

(1)

(2)

式中：ρ為流體密度；xi、xj為坐標分量；σκ、σε分別為湍動能κ和耗散率ε的湍流普朗特數(shù)；Gκ為由平均速度梯度所產(chǎn)生的湍動能；Gb為由浮力影響所產(chǎn)生的湍動能；YM為可壓縮湍動脈動膨脹對總的耗散率的影響；μ為分子黏性系數(shù)；μt為湍流黏性系數(shù)；Sκ、Sε為該模型所自定義的源項。

2.2 流體湍流旋渦的湍流系數(shù)修正

動力耦合裝置旋轉(zhuǎn)后的流場會出現(xiàn)相互干擾的情況，瞬變流動會使升力面的有效攻角出現(xiàn)變化，流動狀態(tài)呈現(xiàn)出不穩(wěn)定性，并且會出現(xiàn)旋渦區(qū)域，對裝置的工作性能有較大影響。對于湍流旋渦結(jié)構(gòu)，主要是通過Omega準則來進行判定，即濾波函數(shù)fFBM小于設(shè)定閾值A(chǔ)時為非旋渦區(qū)域，大于設(shè)定閾值則為旋渦區(qū)域[15]。Omega準則如式(3)—(5)所示：

(3)

(4)

(5)

式中：u、v分別為笛卡爾坐標系中x、y方向上的流場速度；S為對稱的形變速率張量；Ω為反對稱的旋轉(zhuǎn)角速率張量。動態(tài)修正系數(shù)fv如式(6)(7)所示：

(6)

(7)

(8)

式中：ρ為流體密度。

將旋渦區(qū)域的湍流黏性系數(shù)μt與動態(tài)修正系數(shù)fv相乘，進而將黏性系數(shù)再次代入湍流模型方程中進行求解，最終可計算流場的壓力和速度分布信息，有利于提高流場邊界擾流預(yù)測精度。

3 動力耦合系統(tǒng)齒輪止推片簡化模型

混合動力汽車的動力由輸入軸小齒輪依次傳遞給輸出大齒輪，再傳遞到外殼體，然后經(jīng)過行星軸分別傳給兩端的半軸。動力耦合系統(tǒng)殼內(nèi)潤滑油與止推片之間形成潤滑摩擦，減小發(fā)熱與能量損耗。

如圖2所示，采用建立單個齒輪與止推片模型，方便數(shù)值模擬計算。通過對齒輪和止推片建模，針對性地研究潤滑油膜的流場變化。為得出齒輪與止推片間的間隙大小對油膜的影響，依據(jù)實際工況，初步確立0.05～0.3 mm間隙[16]，對潤滑油膜流場變化進行研究。

圖2 齒輪與止推片簡化模型

4 數(shù)值模擬分析

4.1 網(wǎng)格劃分

通過Fluent軟件模擬潤滑油油膜流場的變化，研究齒輪和止推片軸向間隙大小對潤滑油油膜形成的影響。為了更加準確地捕捉潤滑油油膜形成的變化，劃分網(wǎng)格時對止推片和齒輪中間表面和油、氣混合流體進行局部化網(wǎng)格加密。劃分的網(wǎng)格如圖3所示。

圖3 齒輪、止推片模型網(wǎng)格劃分

4.2 潤滑油膜流場數(shù)值模擬

通過改變齒輪和止推片間隙的大小，來模擬動力耦合裝置里的油膜厚度，當二者軸向間隙在0.05～0.3 mm之間變化時，研究所形成的潤滑油膜流場變化的差異，從而找出適合潤滑油膜形成的軸向間距。模擬過程中打開油、氣混合方程，模擬實際工況，給定齒輪轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，對齒輪和止推片0.05～0.3 mm變間隙進行數(shù)值模擬。取齒輪和止推片之間油、氣混合物截面作為參考，數(shù)值模擬結(jié)果的速度云圖如圖4所示。

圖4 齒輪和止推片之間油、氣混合物截面速度云圖

從圖4可以看出：動力耦合系統(tǒng)齒輪逆時針旋轉(zhuǎn)，油、氣混合物流場在殼體底端流速較高。這說明在耦合系統(tǒng)工作過程中，殼體內(nèi)部油、氣混合物主要集中在殼體底部，此時齒輪與止推片之間磨損較大。

由圖4(a)可以看出：外圈的油、氣混合物流場速度較高，越往中心位置流速越低，且速度變化較大。這說明油、氣混合物流場在齒輪和止推片間分布較不均勻，沒有起到較好的潤滑作用。

由圖4(b)可見：流場由外圈向內(nèi)側(cè)流速逐漸遞減，且速度變化較為均勻。這說明當齒輪和止推片間隙為0.1 mm時，潤滑油膜在齒輪和止推片之間形成較好，潤滑效果較為良好。

由圖4(c)和(d)可以看出：齒輪和止推片之間油、氣混合物流場變化明顯不如圖4(b)均勻，流場速度變化較大。這說明較大的間隙對齒輪和止推片之間的潤滑油膜的形成較為不利，潤滑效果較差，實際使用時應(yīng)該盡量避免這一情況。

綜上所述，當齒輪和止推片之間的間隙為0.1 mm時，動力耦合系統(tǒng)在啟動的短時間內(nèi)，齒輪和止推片之間的潤滑油膜形成較好，油、氣混合物流場較為均勻。數(shù)值模擬結(jié)果可為耦合系統(tǒng)齒輪和止推片軸向間隙大小設(shè)定提供理論支撐。

4.3 模擬結(jié)果分析

根據(jù)數(shù)值模擬結(jié)果，對止推片半徑范圍內(nèi)的油、氣混合物流場流速進行數(shù)據(jù)處理分析，主要針對止推片半徑范圍內(nèi)水平和垂直方向的油、氣混合物流場流速進行研究。通過研究齒輪和止推片之間間隙大小對水平和垂直方向流場速度的影響規(guī)律，可以找出間隙的理論較優(yōu)值。止推片水平、垂直半徑范圍內(nèi)油、氣混合物流速分別如圖5、6所示。

圖5 止推片水平半徑方向油、氣混合物流速

圖5為止推片水平半徑方向的油、氣混合物流場速度，半徑方向由左向右。由于齒輪為逆時針旋轉(zhuǎn)，從圖中可以看出，不同間隙下的油、氣混合物流速在止推片右側(cè)均較高。

當齒輪和止推片之間的間隙為0.1 mm時，油、氣混合物流速由外圓向內(nèi)側(cè)逐漸遞減，且遞減更加穩(wěn)定平滑；在止推片左邊的水平半徑方向內(nèi)，油、氣混合物流速明顯高于齒輪和止推片在0.05、0.2、0.3 mm間隙下的流場流速，且流場速度波動較小。這說明了0.1 mm軸向間隙有助于潤滑油膜的形成，從而使齒輪和止推片之間得到更好的潤滑作用，止推片使用壽命將會提升。

圖6為止推片垂直半徑方向的油、氣混合物流場速度，半徑方向由下至上。由于重力作用，油、氣混合物主要集中在耦合裝置殼體底部，由圖可知底部油、氣混合物流場速度均較高。

圖6 止推片垂直半徑范圍內(nèi)油、氣混合物流速

當齒輪和止推片之間的間隙為0.1 mm時，在靠近軸心的位置，油、氣混合物流場速度減小相較其他間隙下更加緩慢。這說明了潤滑油膜在軸心位置潤滑效果依然較好。在止推片上半部分半徑方向內(nèi)，當間隙為0.1 mm時，油、氣混合物流場速度均高于其他間隙下的流場速度，且越往軸心位置，速度場下降較為平緩。潤滑油膜在齒輪和止推片間隙為0.1 mm時形成較為良好，起到了較好的潤滑作用。

5 結(jié)論

(1)通過Creo三維建模軟件對差速式動力耦合系統(tǒng)的齒輪與止推片以及油、氣混合物流場區(qū)域進行了建模。利用Fluent數(shù)值模擬軟件分析了齒輪與止推片之間油、氣混合物截面速度變化和止推片水平、垂直半徑方向的油、氣混合物流場速度，可以得到當齒輪和止推片之間的間隙0.1 mm時為最佳。

(2)在間隙為0.1 mm時，止推片半徑區(qū)域內(nèi)潤滑油膜流場形成較好，油、氣混合物速度場變化波動較小。該研究結(jié)果對混合動力汽車止推片磨損較快的問題提供了參考。