某混合動力客車離合器壽命的理論分析*

吳長倫，黃 鍵，張慶永（1.華僑大學(xué)，福建廈門 36101；.福建省汽車電子與電驅(qū)動技術(shù)重點實驗室，福建福州 350108）

某混合動力客車離合器壽命的理論分析*

吳長倫1,2，黃 鍵2，張慶永2
（1.華僑大學(xué)，福建廈門 361021；2.福建省汽車電子與電驅(qū)動技術(shù)重點實驗室，福建福州 350108）

現(xiàn)階段混合動力客車數(shù)量逐漸增大，運用于混合動力客車上的離合器沿用了傳統(tǒng)離合器，而混合動力客車上離合器的使用相對于傳統(tǒng)客車發(fā)生了變化。針對現(xiàn)用于混合動力客車上的某傳統(tǒng)離合器進行研究，根據(jù)離合器的工作工況，從離合器的摩擦功、離合器的發(fā)熱量、離合器的磨損以及離合器膜片彈簧的壽命計算等多個角度進行離合器的壽命分析。

離合器；摩擦功；離合器磨損；壽命分析

0 引言

伴隨著世界經(jīng)濟的不斷發(fā)展，能源、環(huán)境問題也逐漸凸顯，汽車的節(jié)能和減少尾氣的排放越來越受到人類的重視。而混合動力汽車有著良好的環(huán)保效果、能量效率高等特點，能很好的緩解能源短缺和改善環(huán)境[1]。

混合動力客車離合器是汽車傳動系中與發(fā)動機直接聯(lián)系的重要部件，起到傳遞動力、保證汽車平穩(wěn)起步、保護傳動系各個零件以防止過載等作用。離合器的主動部件與從動部件依靠兩者接觸面之間的摩擦作用力傳遞扭矩[2]。

運用于混合動力上的傳統(tǒng)離合器操縱方式及工作工況都發(fā)生了很大的變化。傳統(tǒng)離合器的操縱方式是離合器踏板控制，現(xiàn)混合動力離合器取消了離合器踏板，直接由主控柜控制?；旌蟿恿蛙嚧嬖谥鴥蓚€動力源（發(fā)動機、驅(qū)動電機），根據(jù)混合動力客車行駛工況的不同動力輸出不同，致使著主離合器的工作工況不同。當(dāng)混合動力客車處于起步階段、運行速度比較慢時驅(qū)動電機單獨驅(qū)動，離合器處于分離狀態(tài)；當(dāng)混合動力客車處于巡航車速下發(fā)動機單獨驅(qū)動以及混合動力客車處于爬坡、高速行駛時發(fā)動機與驅(qū)動電機共同驅(qū)動汽車時，離合器處于接合狀態(tài)；離合器從分離狀態(tài)到接合狀態(tài)，接合的過程中存在著滑擦，滑擦過程中產(chǎn)生的摩擦功發(fā)熱、磨損影響著離合器摩擦副的壽命。

文中通過分析計算出離合器的壽命，以防止離合器的前期損壞而影響汽車的正常行駛，對提高車輛可靠性和提高經(jīng)濟效益具有很重要的意義。

1 離合器摩擦功、發(fā)熱量的計算、磨損壽命計算

本文根據(jù)現(xiàn)用于市場上常用的混合動力客車離合器，通過建立離合器的力學(xué)模型及其啟動工況，計算出摩擦功和溫升，對其進行壽命的理論分析，離合器的從動盤總成、壓盤總成如圖1、圖2。

圖1 離合器從動盤總成

圖2 離合器壓盤總成

離合器從動盤摩擦片的內(nèi)徑r、外徑R分別是r=?230 mm、R=?395 mm，摩擦副的工作面積S=0.081m2，壓緊力F=11 000 N。

1.1 離合器的力學(xué)模型及啟動工況

混合動力客車離合器主動部分連接發(fā)動機飛輪，從動部分連接驅(qū)動電機主軸?；旌蟿恿蛙嚻鸩角?，離合器分離，起步加速時僅由驅(qū)動電機驅(qū)動汽車，動力由傳動軸傳遞給驅(qū)動橋，當(dāng)混合動力客車達到一定車速時，離合器主動部分和從動部分開始接合，發(fā)動機開始驅(qū)動，離合器接合過程中分為三個階段：

第一階段，離合器主動部件和從動部件克服自由行程；

第二階段，離合器的主動部件和從動部件開始接觸，處于滑磨階段，摩擦副之間的軸向壓緊力逐漸達到最大，摩擦力矩也隨著逐漸增到最大，此時離合器的主動件與從動件未達到同一轉(zhuǎn)速，由于分離氣缸的回程速度快，致使這個階段的滑磨時間很短；

第三階段，離合器的主動部分與從動部分在摩擦力矩的作用下，它們的轉(zhuǎn)速差逐漸降低，并達到同一轉(zhuǎn)速。

分析離合器的力學(xué)模型，發(fā)動機連接離合器的主動部件，離合器的從動部件連接驅(qū)動電機及整車。

根據(jù)混合動力客車離合器的工作特點可知，接合過程中的第二階段時間忽略（傳統(tǒng)車離合器是由離合器踏板控制，在控制時腳慢慢松開踏板離合器慢慢結(jié)合，混合動力客車上的離合器結(jié)合過程是氣缸直接放掉，結(jié)合時間很短），離合器磨損階段主要分布在離合器接合過程中的第三階段（t1～t3）。

圖3 離合器傳遞的力學(xué)模型

接合過程如圖4，首先是從t0～t1時刻，離合器的主動部分和離合器的從動部分還沒接觸的自由行程端；其次是t1～t2時刻，離合器的主動部分和離合器的從動部分開始接觸，主動部分的轉(zhuǎn)速逐漸降低，從動部分轉(zhuǎn)速開始上升，然后轉(zhuǎn)速達到一樣；最后是t2～t3時刻，主動部分和從動部分的角速度同步上升到工作角速度。

圖4 離合器的接合過程

動力學(xué)分析，建立動力學(xué)方程：

T0：發(fā)動機的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩，N·m；

TC：摩擦原件所傳遞的計算扭矩，N·m；

Tt：需傳遞的負載轉(zhuǎn)矩，N·m；

J1：主動部分轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；

J2：從動部分轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；

ω1：主動部分起始角速度，rad/s；

ω2：從動部分起始角速度，rad/s。

上二式積分后，使二式相等，求得離合器的接合摩擦?xí)r間：

由某公司提供的混合動力客車數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 混合動力客車啟動數(shù)據(jù)

經(jīng)過計算可得離合器的接合摩擦?xí)r間t= 0.19 s，相對于傳統(tǒng)車的滑擦?xí)r間小很多。

1.2 離合器的摩擦功與溫升

離合器在接合傳遞扭矩的過程中，有滑動磨擦的存在，從而產(chǎn)生大量的熱，產(chǎn)生的熱量還未來得及散發(fā)，會使得離合器摩擦副溫度急劇上升，將改變離合器的摩擦系數(shù)，加劇離合器的磨損，影響離合器的使用壽命，因此離合器的摩擦功不能超過許用摩擦功，溫升不能超過許用溫升。

摩擦功的計算公式：

計算得摩擦功Am=2 416.4 J。

摩擦表面一次接合的單位摩擦功平均值：

S：一個摩擦副的工作面積；

z：摩擦副對數(shù)；

計算得摩擦功的平均值A(chǔ)=14 916J·m2，

小于允許摩擦功AP=5×105。

一次接合終了時的平均溫度：

t0：接合開始時摩擦片的平均溫度，℃（取20℃）；

Δt：當(dāng)主、被動片熱量和導(dǎo)熱系數(shù)相同時，所有摩擦功轉(zhuǎn)化為熱的一次接合溫升，℃；

α1：熱量分配系數(shù)，各零件所吸收的熱量對總熱量的比值，單片從動盤取值為0.5；

m：離合器吸收熱量部分的零件質(zhì)量，kg；

c：鑄鐵的比熱容，540 J/（kg·k）。

計算得tp=20.43℃；

一次接合的溫升小于許用溫升Δtp=3℃。

在高轉(zhuǎn)速接合時，為了防止摩擦副產(chǎn)生膠合，應(yīng)驗算pv值，p摩擦副表面的壓強，v摩擦副表面的平均圓周速度，p=F/S=135 802 Pa，v= rp·ω1=12.2 m/s，pv=1 652 370 Pa·m/s=1.6 MPa· m/s，小于許用值2 MPa·m/s。

1.3 離合器的磨損壽命計算

在壓盤與從動盤、飛輪與從動盤接觸壓緊傳遞扭矩的過程中，由于滑動摩擦的存在，致使著從動盤上的摩擦片磨損，為了防止摩擦離合器磨損轉(zhuǎn)速率過大，針對于載荷大、接合頻率的離合器，應(yīng)該計算離合器的磨損，對應(yīng)的磨損系數(shù)不能超過離合器摩擦片材料的許用磨損系數(shù)：

Am：離合器一次接合產(chǎn)生的摩擦功2 416.4 J；

Z：每分鐘離合器接合次數(shù)（取9次，）min-1；

Sa：總的摩擦面積（2S）162 000mm2；

εp：摩擦片許用摩擦系數(shù)0.6。

計算得ε=0.134小于許用摩擦系數(shù)εp。

離合器壽命接合次數(shù)，根據(jù)離合器每一次接合過程中損失的材料進行計算，每一次接合過程中的摩擦功以及摩擦材料的磨損率都對離合器的壽命有著很大的影響，壽命期內(nèi)離合器的接合次數(shù)

V：磨損限度內(nèi)摩擦片磨損的總體積，mm3（由離合器摩擦片的內(nèi)徑r、外徑R分別是r= ?230 mm、R=?395 mm，去磨損厚度1 mm，可得V=810 000mm3）；

Am：離合器接合一次產(chǎn)生的摩擦功24 165 J；

Kω：離合器摩擦材料的磨損率（使用的是銅基粉末冶金材料Kω=4.5×10-5mm3/J）。

經(jīng)計算可得N=7.45×105次，據(jù)統(tǒng)計離合器每天接合的平均次數(shù)為600次，那離合器的使用壽命為3.4年。

2 離合器膜片彈簧的壽命計算

當(dāng)混合動力客車處于純電動工作狀態(tài)時（驅(qū)動電機單獨驅(qū)動），混合動力客車離合器處于分離狀態(tài)，分離的時間相對于傳統(tǒng)車要大的很多，離合器處于分離狀態(tài)時外載分離軸承壓緊膜片彈簧，當(dāng)發(fā)動機開始驅(qū)動時離合器接合，離合器外載消失，正因為這種外載是在不斷地交變循環(huán)的作用才使膜片某些部位應(yīng)力水平下降，產(chǎn)生塑性變形，甚至使材料受到破壞，造成膜片彈簧的疲勞損傷，膜片彈性失效。

2.1 膜片彈簧的受力分析

膜片彈簧的結(jié)構(gòu)主要由分離指和碟形彈簧組成，為了研究膜片彈簧的塑性變形及疲勞壽命，必須研究膜片分離的應(yīng)力與變形規(guī)律，根據(jù)大量的試驗證明：膜片彈簧受循環(huán)交變載荷時，C點處最容易產(chǎn)生疲勞破壞，那就需要研究C點處應(yīng)力分布及應(yīng)力變形規(guī)律，如圖5。

圖5 膜片彈簧簡圖

R：大端半徑；

r：碟簧部分內(nèi)徑；

h：碟簧內(nèi)錐高；

E1：膜簧鋼板厚；

L2：膜簧外支承半徑；

L1：膜簧內(nèi)支承半徑；

re：分離加載半徑；

B1：分離指舌尖切槽寬；

B2：分離指舌根切槽寬。

根據(jù)離合器廠家提供的離合器圖紙得到的數(shù)據(jù)：

R=177 mm，r=143.4 mm，h=0.2 mm，E1= 4.3 mm，

L2=170 mm，L1=144.7 mm，re=121.9 mm，

B1=4.8 mm，B2=13 mm。

圖6 載荷特性曲線圖

膜片彈簧碟形部分子午剖面四個角點A、B、C、D處的切向應(yīng)力σ與大端的變形量λ1存在著一定的關(guān)系，工程上普遍采用用的A-L公式：

E：彈性模量2×105MPa

μ：泊松比0.3；

λ1：彈簧外支撐處變形。

2.2 膜片彈簧的安全壽命計算

由上述可知，膜片彈簧最容易發(fā)生疲勞破壞的點是C點，C點處的應(yīng)力幅值σa，平均應(yīng)力σm，

λ1min摩擦片接合時大端的變形量5.3 mm，λ1max摩擦片徹底分離時大端的變形量11.5 mm。

表示膜片彈簧疲勞破壞危險點的循環(huán)應(yīng)力狀態(tài)，運用上述公式（10）、（12）、（13）、（14）計算出 σCmax=273 MPa、 σCmin=765 MPa、 σa= 241 MPa、σm=519 MPa、σd=572 MPa， 選取膜片彈簧材料是60Si2MnA，查找MASTA軟件材料庫，確定材料的S-N曲線，

求得N=3.01×106，達到膜片彈簧的使用壽命。

3 結(jié)論

通過從離合器的工作工況進行分析，計算出離合器的摩擦功、離合器的發(fā)熱量均在允許范圍內(nèi)。從離合器摩擦片磨損的角度分析出離合器的磨損壽命，在混合動力客車城市行駛工況下得出離合器的壽命大概在3.4年左右。分析離合器膜片彈簧的疲勞壽命，得出離合器的膜片彈簧在混合動力客車工況下的加載次數(shù)很長，不容易破壞。得出現(xiàn)有的離合器可以滿足混合動力客車離合器的基本工況要求。

［1］鮑辰宇，馮旭云.混合動力汽車研 究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢［J］.中國科技信息，2006（18）：119-121.

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州：浙江大學(xué)，2011.

Clutch Life of a Hybrid Buses Theoretical Analysis

WU Chang-lun1,2，HUANG Jian2，ZHANG Qing-yong2
（1.Huaqiao University，Xiamen361021，China；2.Fujian Auto Electronics and Electric Drive Technology Key Laboratory，F(xiàn)uzhou350108，China）

At present,the number of hybrid bus increases gradually,the clutch used in hybrid buses follows the traditional clutch,but the use of the hybrid electric bus clutch changed compared with traditional buses.In this paper,a traditional clutch that was used on the hybrid passenger buses is used to study,according to the working condition of the clutch,from the clutch friction work，calorific value of the clutch，the abrasion of the clutch and the calculation of the life of the clutch diaphragm spring,multiple Angle to analyze the life of the clutch.

clutch；friction；clutch wear；life analysis

U463.211

A

1009－9492(2014)05－0088－05

10.3969/j.issn.1009-9492.2014.05.022

吳長倫，男，1988年生，安徽鳳陽人，碩士研究生。研究領(lǐng)域：新能源汽車。

(編輯：向 飛)

*福建省汽車電子與電驅(qū)動技術(shù)重點實驗室開放基金項目（編號：ZDKB1305，ZDKA1302）

2013－11－21