某船用摩擦離合器油路密封對花鍵失效影響的仿真模擬研究

2022-07-22 14:09:14賈龍凱丁星星

重慶理工大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)) 2022年6期

豐雷,馮健,葉輝,賈龍凱,劉震,丁星星

(1.海裝廣州局駐重慶地區(qū)第二軍事代表室，重慶 402260；2.重慶齒輪箱有限責(zé)任公司，重慶 402263；3.西南技術(shù)工程研究所，重慶 400039)

0 引言

某船用濕式摩擦離合器內(nèi)置于船舶齒輪傳動裝置，在8～10年使用、運行大約10 000 h后離合器花鍵出現(xiàn)異常磨損，內(nèi)部密封出現(xiàn)老化，磨損嚴(yán)重，使離合器接排沖擊過大，脫排時間過長，無法滿足船舶的使用要求。

為了確保船舶齒輪傳動裝置的安全運行，亟須對某船用摩擦離合器內(nèi)部潤滑油路泄漏和花鍵失效機理進行研究，為后續(xù)進一步提高離合器長期運行可靠性奠定理論基礎(chǔ)。朱孝錄等[1]研究了花鍵的偏心量對微動磨損的影響等；薛向珍等[2]研究了鍵副的微動磨損機理并提出了損傷累積的模型。劉鴻雁等[3]研究了提高花鍵軸的加工精度、減少花鍵連接的配合間隙和通過熱處理提高接觸強度等方式來提高花鍵的磨損壽命。劉軍等[4]研究了花鍵齒面摩擦因數(shù)、最大齒面作用力、花鍵連接偏心量、齒面面積等因素對齒面疲勞磨損破壞影響；文獻[5-16]分別從不同角度對濕式摩擦離合器的摩擦片副磨損、仿真、潤滑或溫度場等進行研究，但沒有對離合器內(nèi)部油路泄憤漏量的流場進行分析以及對花鍵副失效進行分析。

本文從工程實際出發(fā)，對某船舶齒輪箱離合器結(jié)構(gòu)和功能、磨損現(xiàn)象、微觀機理分析等入手，采用有限元方法對離合器內(nèi)部油路在不同程度的泄漏對流場影響進行仿真，并通過離合器流量對花鍵磨損影響實驗進行定性驗證，為離合器長壽命周期可靠性增長研究奠定基礎(chǔ)。

1 濕式摩擦離合器結(jié)構(gòu)及內(nèi)部油路介紹

輸入端內(nèi)置濕式摩擦離合器，實現(xiàn)船舶動力的控制，離合器部件結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 離合器部件圖

離合器部件潤滑油路采用碳素密封進行“徑向進油”密封，潤滑油從供油環(huán)處進入，主要作用是潤滑離合器摩擦副并花鍵副和實現(xiàn)內(nèi)、外摩擦片分離。油路如圖2所示，潤滑油從進油口φ20 mm徑向進供油環(huán)(9)，經(jīng)過進供油環(huán)(9)上油孔L1、輸入軸(4)上油孔L2—L5到輸入軸花鍵，再通過摩擦片座(1)花鍵上3組11-φ3 mm出油孔進行離合器的潤滑。其中供油環(huán)與輸入軸頸之間由填料密封形成油路，填料密封靜止。

圖2 離合器部件油路示意圖

2 摩擦片座與輸入軸連接花鍵磨損情況

某船運行8年后在例行小修等級維護保養(yǎng)中，發(fā)現(xiàn)離合器花鍵磨損嚴(yán)重，離合器密老化，具體情況如下：

1) 輸入軸花鍵(與摩擦片座內(nèi)花鍵配合處)工作齒面壓痕明顯，壓痕偏向輸入軸軸端，壓痕深度約1 mm，其余正常，如圖3所示。

2) 摩擦片座內(nèi)花鍵(與輸入軸外花鍵配合處)工作齒面存在偏載現(xiàn)象，外花鍵每個工作齒面(與內(nèi)摩擦片配合處)上均存在10處不同程度的壓痕，每處壓痕寬度約30 mm，最大深度約2 mm，如圖4所示。

圖4 摩擦片座外花鍵壓痕圖

3) 供油環(huán)處密封件嚴(yán)重磨損并已老化，部分已經(jīng)斷裂，如圖5所示。

圖5 供油環(huán)處密封件損壞圖

3 磨損機理分析

離合器潤滑油壓力為0.2～0.5 MPa，通過供油環(huán)進入離合器內(nèi)部，經(jīng)過輸入軸中心油路、摩擦片座，對摩擦片進行潤滑，帶走摩擦片座的內(nèi)外花鍵、摩擦片之間以及摩擦片與花鍵之間的蠕動產(chǎn)生的熱量。

潤滑油流量充分，快速帶走熱量，花鍵和摩擦片的磨損速度相對比較慢。如果潤滑油泄漏或流量不足，則花鍵熱量長期聚集，造成潤滑油變質(zhì)使花鍵得不到潤滑，加速花鍵磨損。

同時，由于流量限制，花鍵微量磨粒無法被帶走而聚集，加速了花鍵的磨損。如流量過大，摩擦片高速運轉(zhuǎn)會因攪油產(chǎn)生大量的熱量，無法使摩擦離合器快速冷卻。因此摩擦離合器的潤滑油過少或過多，都要引起離合器發(fā)熱，造成連接的花鍵磨損加速。

通過臺架試驗調(diào)整離合器潤滑油流量，確保離合器不發(fā)熱。但在長期使用過程中，由于油路上相關(guān)密封件磨損、花鍵間隙變化，造成潤滑油路泄漏量加大，使離合器實際量逐步減少，最后達不到離合器的潤滑冷卻的流量要求。

通過上述分析可知，長期運行后，供油環(huán)處密封件磨損程度逐步增大，導(dǎo)致實際進入離合器潤滑油量逐漸減少，引起輸入軸和摩擦片座花鍵副磨損加速和間隙增加。

4 離合器供油油路仿真分析

為了進一步驗證離合器供油環(huán)密封磨損引起花鍵潤滑油流量泄漏值，采用ANSYS FLUENT軟件對管路內(nèi)部滑油的流動特性進行流場仿真分析，利用出口平均體積流量分析確定密封間隙引起的潤滑油的泄漏量。

4.1 模型建立

以離合器的潤滑油路建立有限元仿真模型(見圖6)，將供油環(huán)密封處設(shè)置為間隙分別為0、0.3、0.5、0.7 mm 4種工況進行仿真。

R1為3組噴油口；R2為輸入軸花鍵處潤滑油；R3為供油環(huán)外部環(huán)槽油路；R4為供油環(huán)內(nèi)部環(huán)槽油路；R5為密封間隙(見圖右邊放大圖)；L1—L5為離合器內(nèi)部油路(見圖1)

本文中只考慮流體計算區(qū)域，其中流動介質(zhì)采用三維穩(wěn)態(tài)不可壓縮流體液態(tài)潤滑油，忽略流體計算區(qū)域與外界以及內(nèi)部結(jié)構(gòu)之間的熱流交換。只求解連續(xù)性方程與動量方程。其材料參數(shù)如表1所示。

表1 材料參數(shù)

入口邊界為壓力入口，壓力值為0.5 MPa，出口為壓力出口(因為自由出口產(chǎn)生回流，導(dǎo)致不收斂)。

其中可以描述為

x=0,w=Pin=0.5 MPa,u=w=0,

x=L,w=pout=0

流體計算區(qū)域采用四面體網(wǎng)格。網(wǎng)格數(shù)量為1 445 120，計算模型為k-ε湍流模型，求解方法為Coupled求解方法，離散格式為二階迎風(fēng)格式。其中求解的控制方程如下式所示。

連續(xù)性方程

(1)

動量方程

(2)

即

i,j=1，2，3

4.2 仿真結(jié)果

分別按4種工況進行數(shù)值仿真計算,進行流速與流場分布仿真，選取間隙為0和0.5 mm 2個工況為例。具體如下：

1) 間隙值為0的流速仿真結(jié)果

通過分析可知，當(dāng)供油環(huán)入口處間隙為0時，其最大流速為3.027e+001 m/s，出口處的最大流速為5.000e+000 m/s。入口處、出口處流場分布矢量分別如圖7、圖8所示。其余各部分流場分布如圖9、圖10所示。

圖7 間隙為0工況下入口處流場分布矢量圖

圖8 間隙為0工況下出口流場分布矢量圖

圖9 間隙為0工況下軸向視圖流場分布圖

圖10 無間隙情況下側(cè)視剖面流場分布圖

2) 間隙值為0.5 mm的流速仿真結(jié)果

通過分析可知，當(dāng)供油環(huán)入口處間隙為0.5 mm時，其最大流速為3.21e+001 m/s，出口處的最大流速為5.000e+000 m/s。入口處、出口處流場分布矢量分別如圖11、圖12所示。其余各部分流場分布如圖13、圖14所示。

圖11 間隙為0.5 mm時入口流場分布矢量圖

圖12 間隙為0.5 mm時出口流場分布矢量圖

圖13 間隙為0.5 mm軸向視圖流場分布圖

3) 流量仿真結(jié)果

由流場分布圖可知，供油環(huán)處密封件與輸入軸外圓存在間隙的情況下嚴(yán)重影響流場的分布。經(jīng)過分析可知流量在間隙不同情況下發(fā)生很大變化，具體如表2所示。

表2 試驗流量

從上述仿真分析可知：

1) 沒有間隙泄漏時，由于管道阻尼的影響，出口流量有微小降低趨勢；

2) 隨著泄漏量增大，入口流量有所增加，出口流量逐步減少；

3) 隨著泄漏量增大，出口處的流速逐步下降，出口處潤滑油壓力無法形成，導(dǎo)致離合器脫排時間延長。

5 離合器密封泄漏試驗驗證

為了進一步研究潤滑油量對離合器花鍵磨損的影響，通過按比例人為控制離合器的潤滑油流量，對離合器進行高速運行，再拆檢離合器花鍵磨損情況。

5.1 試驗簡介

濕式摩擦離合器試驗臺(如圖15所示)由驅(qū)動電機、聯(lián)軸器、離合器試驗箱、稀油站等組成，試驗時試驗用潤滑油、滑油溫度、滑油油壓、離合器工作油壓等均與實船離合器保持一致。試驗前先檢查輸入軸和摩擦片座花鍵副的幾何參數(shù)和花鍵參數(shù)，便于試驗后對比相關(guān)數(shù)據(jù)和參數(shù)。