湿式离合器冷却系统的数值仿真

王小虎，刘桓龙，于兰英，王国志，柯坚

(西南交通大学机械工程学院，四川成都610031)

湿式多片离合器具有转矩范围大、使用寿命长、摩擦性能稳定、热衰退小等优点，广泛应用于各种车辆和工程机械。理想状态下，离合器脱排时摩擦片在冷却油的作用下自动分离。离合器空转时摩擦片间隙内都充满冷却油，不会产生很大的热量，但在实际情况下，当离合器冷却散热系统的油路结构欠佳时，摩擦片间隙大小不均匀，仍会出现过热现象。间隙较小的摩擦片处于相对滑动速度较高、冷却不良的状态，导致冷却油温升过高而影响正常工作［1－3］。

在摩擦片片数较多且空转转速较高时，过热现象更加明显。目前，湿式多片摩擦离合器发热问题的研究主要集中在摩擦片温度场计算、摩擦片材料及油槽结构试验等方面。随着计算流体动力学(CFD)技术的日趋成熟，结合计算机三维建模，可以对复杂流场问题进行分析，但对摩擦离合器冷却油路系统的流体仿真研究极为少见［4－6］。

文中采用CFD 方法研究湿式多片摩擦离合器的冷却油路结构对摩擦片间隙处油压分布以及摩擦片温度的影响，从而对离合器冷却系统的改进提出指导意见。

1 湿式离合器冷却系统结构

湿式摩擦离合器的结构主要由径向油槽摩擦片、对偶钢片、支架和压力弹簧等部件组成。图1 所示为湿式离合器冷却系统的部分结构图，其中摩擦片10片，对偶片11 片。支架上开有两组喷油孔，每组10个，均匀分布在90°和180°圆周位置上。离合器空转时，喷油孔喷出的油充满摩擦片间隙中，使摩擦片在冷却油的作用下分离并得到散热。理想状态下，由摩擦片和对偶片形成的10 个环状间隙大小应相等，并假设间隙大小值都相等，都为0.4 mm。

图1 湿式摩擦离合器的油路结构

将图1 中的冷却油路简化得到冷却油路结构一，如图2 (a)所示。结构一采用了全充液强制性冷却方式进行冷却，循环的压力油经过摩擦片表面带走热量。但实际和仿真结果显示，此种冷却方式对于摩擦片过热时的冷却效果并不理想，对于长时间连续作业的系统不能起到较好的保护作用。因此提出一种采用离心轴输送冷却液的改进方式，其结构如图3 所示，结构简图主要部分如图2 (b)所示。

图2 润滑油路结构简图

图3 离心轴冷却方式结构图

2 油路三维流场建模

图4 油路结构一网格模型

在ANSYS 软件中建立流场的三维模型后，为保证计算精度及收敛速度，采用ICEM 软件进行六面体网格划分。图4 为油路结构一的流场模型网格，节点总数为301 520 个，网格单元总数为220 656 个。图5为油路结构二的三维流场的整体模型网格，节点总数为338 056 个，网格单元总数为255 036 个。

图5 油路结构二网格模型

3 仿真计算及结果分析

离合器冷却系统使用的冷却油密度为870 kg/m3，质量热容为1 760 J/(kg·K)，导热系数为0.136 W/(m·K)。入口流量为3 L/min，入口温度为298 K，壁面平均温度为453 K。有限元模型中管壁边界采用无滑移的固壁条件，即所有固壁面速度为0。

采用压力耦合方程组的半隐式算法求湍流模型稳态解，以此得到两种不同冷却结构的仿真结果。图6所示为两种结构分离间隙入口处的压力曲线，图7 所示为摩擦片分离间隙在两种结构下的温度云图。

图6 间隙处入口压力曲线

图7 两种冷却结构摩擦片表面温度云图

图6 所示压力曲线图表明两种方式对于分离间隙入口处的压强并不存在较大的区别。从图7 两种冷却系统温度分布可知，结构一的最高温度为360.5 K，结构二的最高温度为310.5 K;温度分布存在较大差异，在结构一上存在较为明显的热斑。图8 平均温度显示结构一的平均温度要差于结构二。图9 的热量统计则表明，结构二的散热能力明显优于结构一。

图8 摩擦片表面平均温度

图9 间隙处出口热量统计

从图7 中结构二的温度分布可知，摩擦片的壁面温度不均匀。在图7 (b)中90°和270°附近壁面温度相对较高。而圆周上其他地方温度较低且分布均匀。因此在分离间隙中选取参考直线line 1、line 2 和line 3，如图7 (b)所示，并将直线与间隙相交处进行平均取点分析，得到分离间隙内参考点的温度曲线图10 和流速曲线图11。由图可知，在90°和270°处流速较快，对流换热的程度相对其他地方要差些。

图10 分离间隙参考点处温度曲线

图11 分离间隙参考点处速度曲线

4 结论

应用CFD 流体仿真的方法，通过建立冷却油路的三维模型并进行网格划分，计算了两种不同结构的湿式离合器摩擦片分离时的冷却系统热流场分布状况。结果表明，采用离心轴输送冷却液的方式要优于传统全充液强制性冷却方式，新结构对于湿式多片离合器冷却系统的设计优化具有一定的指导意义。

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