基于流固耦合的液粘传动径向油槽摩擦副刚强度分析
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摘 要：摩擦副是液粘传动（Hydroviscous Drive，HVD）装置的核心部件，直接影响HVD装置的工作性能。摩擦副的主要变形形式为翘曲变形，是由于流体动压及摩擦力产生应力作用的结果，摩擦副变形后会对液粘传动性能产生直接影响。本文以径向油槽摩擦副为研究对象，基于ANSYS Workbench平台建立了摩擦副的流固耦合模型，分析了摩擦副动力传递性能，摩擦片变形及应力分布情况以及入口油压对其工作性能的影响。结果表明，有沟槽摩擦副能够显著提高油膜的承载能力。本文为摩擦副的设计和HVD装置工作性能分析提供了方法和依据。
关键词：液粘调速离合器；摩擦片；Workbench；流固耦合
中图分类号：TH137.3文献标文献标志码：A文献标DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2011.05.007
Stiffness and Intensity Analysis of Radial Grooves Friction Pairs of HVD Based on Fluid-solid Coupling
Yao Shouwen，Wang Xiupeng，Li Wenda
（National Key Lab of Vehicle Transmission，Beijing Institute of Technology，Beijing 100081，China）
Abstract：A friction pair, which is the crucial part of the hydro-viscous drive device, imposes an important effect on HVD （Hydroviscous Drive）. The deformation of friction pair is warpage deformation which is caused by dynamic pressure and friction during the process of engagement. The Fluid-solid coupling model of radial grooves friction pair is taken into account on the platform of ANSYS Workbench. The dynamic performance of the friction pair, deformation of the friction pair, strain and stress were analyzed，and the impact of inlet pressure is also taken into consideration . The predicted torque shows that a grooved disc is better than the non -grooved one. This method can be used to analyze the performance of HVD and to design friction pairs.
Keywords：HVD；friction pair；Workbench；fluid-solid coupling
液粘调速离合器是基于牛顿内摩擦定律，利用主、被动摩擦片间油膜剪切作用传递动力的装置。它广泛应用于矿山、特种车辆、冶金、工程机械、化工、电厂等领域[1]，用于大功率风机和水泵等的调速节能，可以实现无负载启动和过载保护作用。液粘调速离合器摩擦副工作是否良好关系到整个HVD装置的正常工作，因此对摩擦副及其间流场进行较全面的分析是十分必要的。本文旨在建立摩擦片与油膜流场的流固耦合模型，对摩擦片工作状态进行详尽的分析。
1 液粘传动机理和流场基本方程
1.1 液粘传动机理
液粘调速离合器是利用油膜的剪切力即油液的粘性来传递转矩和转速的。传递切应力的表达式为
式中：μ为油液的动力粘度，Pa・s；v为两运动平面间速差，m/s；h为两平板间隙。调速的机理在于改变间隙h，以达到改变传递转矩和转速的目的。
1.2 摩擦片间流场的数学模型
1.2.1 N-S方程
本文假设油液为三维不可压缩流体，油液密度恒定不变。对于三维油膜流场，当油膜厚度一定的情况下，利用连续性方程将N-S方程简化为二维守恒方程[2]，如式（1）所示。
式中：u和v 为速度分量。
1.2.2 能量方程
本文CFX模型中采用剪切模型，考虑流体的剪切稀化特性，引入流体粘性耗散项的流体能量方程，如式（2）所示，充分考虑油液实际工作特性。
式中： T为温度；a为流体传热系数；ST为流体粘性耗散项[3-4]。
在CFX模型中设置求解域，并对以上数学模型进行求解，得到油液流场特性，直观显示流场仿真结果。
2 建立仿真计算模型
本文以单个摩擦副及主、被动摩擦片间流场为研究对象，建立摩擦副间隙为0.5 mm的流固耦合稳态模型。仿真计算模型包括两个部分：CFX流场分析模型和主被动摩擦片Mechanical模型（简称M模型）。两者之间采用单向流固耦合建立联系，建模过程如图1所示。CFX流场计算结果输出到M模型，在M模型中计算主、被动摩擦片的变形和应力分布。
2.1 边界条件及有限元模型
CFX中周期性边界的定义往往会引起歧义，因此取1/4摩擦副区域进行分析，提高结果显示直观性（对流场和摩擦片均采用1/4模型）。沟槽角度，摩擦副间油膜厚度0.5 mm，主动摩擦片沟槽深度0.6 mm，三维模型图如图2所示。
2.1.1 流场分析
进、出口边界条件：进口压力为Pin=0.3 MPa，出口为大气压力 Pout=0.1 MPa。
热对流边界：由于主、被动摩擦片材料不同，其与流场接触界面的热对流换热系数也不同[5]，分别设置主、被动接触面的热对流换热系数为380 W/(m2•℃)和1 890 W/(m2•℃)。
其它边界条件设置：因在CFX中旋转边界不能同时存在速度梯度不一致的两个平面，对于沟槽平面做如下处理，与摩擦片平行的平面（图3）和非沟槽区域平面为动力输入边界，输入转速为990 r/min；与摩擦片垂直的平面设置为无滑移边界；与被动片接触油膜面的转速设为0 r/min。
由于存在沟槽，油膜流场呈现一定的紊流现象[6]。本流场模型中，油液流量充足，设置CFX计算模型为紊流―热能―剪切模型，此模型更加接近摩擦副实际工作情况。CFX流场计算模型如图3所示。
2.1.2 主、被动摩擦片
主、被动摩擦片M模型如图4所示。
压力边界条件：设置图4示界面为流固界面，同时设置流固对应界面的压力输出与输入边界。
固定边界：主动摩擦片外环面为固定面；被动摩擦片内环面为固定面。
2.2 有限元分析后处理
在CFX-post进行后处理，得到流体压力、摩擦片和被动片的应力和位移云图分别如图5、图6和图7所示。
从图7中可以看出，被动摩擦片变形极小，可以忽略不计。图6中主动摩擦最大变形量为0.074 mm，考虑微凸峰因素的影响[7]，对于0.5 mm油膜厚度，摩擦副间仍处于液体摩擦状态，CFX流场模型中油膜最高温升为5℃，在油流量充足的情况下，主、被动摩擦片可以在适宜的温度下工作。
在CFX-post中，通过函数计算器（Func-tion Calculator）计算整个摩擦片传递转矩为7.68 N•m，利用文献[4]中的转矩计算公式（无沟槽摩擦副）的计算结果4.62 N•m，比较可知带沟槽的摩擦副传递性能明显增强。沟槽的存在有效提高了油膜传递转矩，为液粘传动装置摩擦副的设计提供了依据。
2.3 不同入口油压下的仿真结果分析
由2.2节分析可知，流体动压力对油膜传递性能具有重要影响，有沟槽摩擦副的传递性能明显优于无沟槽摩擦副。本节分析在出口压力恒定（0.1 MPa）情况下，入口压力的变化对仿真结果的影响。由图8可以看出，最大流体动压随入口油压的增加先减小后增加，可知入口油压升高到0.9 MPa后在一定程度上导致流体动压的下降。
如图9所示，主动摩擦片的最大应力随入口油压的增加逐渐增大，被动摩擦片最大应力与其有同样的变化趋势。
如图10所示，对摩擦片变形分析可以得出，入口油压的增加使主动摩擦片变形增加，被动摩擦片变形小于0.001 mm，可以忽略不计。因油膜压力沿径向方向递减，主动摩擦片在入口处为自由端，变形较被动摩擦片大。
由图11可知，随着入口压力的增加，动力传递性能减弱，原因是：（1）进、出口压力差增加，使流场紊流现象加剧，从而导致液粘传动的不稳定，动力传递损失增加。（2）入口油压增加使流体动压力减小，油膜传递转矩随之减小。
通过以上对入口油压变化带来的影响分析，可以确定入口油压设计指标范围为0.3～0.5 MPa，原因如下：（1）入口油压范围为0.3～0.5 MPa，摩擦副有较好的动力传递性能。（2）入口油压为0.5 MPa时，主、被动摩擦片应力小于材料屈服强度，且摩擦片轴向变形较小，0.3～0.5 MPa的入口油压对其工作性能影响较小。
因此，摩擦片沟槽的设计不仅要考虑摩擦片材料、散热的过流量要求以及沟槽尺寸对摩擦片工作性能的影响[8-9]，还应考虑入口油压对动力传递性能和摩擦副工作性能的影响。
3 结论
（1）CFX模型仿真结果显示，将模型设置为紊流―热能―剪切模型，使油膜流场接近实际工作状态，使流固耦合分析更加准确。
（2）CFX-Mechanical流固耦合模型仿真结果显示，由于材料不同，主、被动摩擦片变形以及应力分布情况存在差异。图3中任意半径处主动摩擦片变形沿径向逐渐增大，被动摩擦片恰好相反。主动摩擦片应力分布沿径向递增，被动摩擦片应力分布沿径向呈递减趋势，应力最大值分别为89.2 MPa和197.4 MPa，均小于材料屈服强度，满足使用要求[10]。
（3）摩擦片的沟槽是传递转矩增加的主要原因，沟槽的存在使油膜在运动中产生动压，使油膜传递能力较无沟槽摩擦副增强，因此良好的沟槽设计能够显著提高流体承载能力。
（4）确定入口油压设计指标范围为0.3～0.5 MPa。入口油压对动力传递性能和摩擦副工作性能存在一定影响，在设计液压系统时应充分考虑入口油压的影响因素。
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