離合器壓盤熱變形與應(yīng)力分析方法及其應(yīng)用*

萬(wàn)里翔, 陳 浩,劉雪萊,侯秋豐,于 洋,上官文斌

(1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031；2.華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641；3.寧波宏協(xié)離合器有限公司，寧波 315807；4.天津一汽夏利汽車股份有限公司，天津 300380)

2016216

離合器壓盤熱變形與應(yīng)力分析方法及其應(yīng)用*

萬(wàn)里翔1, 陳 浩1,劉雪萊2,侯秋豐3,于 洋4,上官文斌2

(1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031；2.華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641；3.寧波宏協(xié)離合器有限公司，寧波 315807；4.天津一汽夏利汽車股份有限公司，天津 300380)

為解決離合器壓盤在使用過程中的斷裂問題，建立了離合器壓盤熱變形與應(yīng)力的分析模型。建模中，考慮了波形片軸向非線性特性和摩擦因數(shù)隨轉(zhuǎn)速差的變化。利用模型對(duì)離合器壓盤接合過程中的溫度分布進(jìn)行仿真分析，并通過實(shí)測(cè)驗(yàn)證模型的正確性?；诜治鼋Y(jié)果，提出壓盤改進(jìn)方案，并進(jìn)行裝車測(cè)試，離合器壓盤未出現(xiàn)斷裂情況，證明了本文的建模方法與分析過程的正確性。

離合器；壓盤；溫度場(chǎng)分析；溫度測(cè)試；熱結(jié)構(gòu)耦合

前言

壓盤作為離合器總成中的重要部件，在使用過程中會(huì)出現(xiàn)燒蝕、變形甚至斷裂的現(xiàn)象；而這些現(xiàn)象會(huì)導(dǎo)致離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力下降，離合器踏板行程增加；更嚴(yán)重的甚至影響到汽車在行駛過程中的安全性。離合器由離合器蓋、壓盤、摩擦片、壓緊與分離機(jī)構(gòu)等組成，其中，離合器蓋與壓盤和飛輪連接，摩擦片與變速器輸入軸相連。在汽車起步過程中，壓盤跟隨發(fā)動(dòng)機(jī)一起轉(zhuǎn)動(dòng)，摩擦片與壓盤逐步接合；通過滑摩傳遞轉(zhuǎn)矩直至接合完成。在汽車起步過程中，摩擦片與壓盤間滑摩產(chǎn)生了大量熱量。由于接合時(shí)間短，離合器工作環(huán)境相對(duì)封閉，壓盤溫度在短時(shí)間內(nèi)快速升高，致使壓盤產(chǎn)生熱變形與熱應(yīng)力。

一款離合器總成，在裝車測(cè)試的過程中，壓盤由于溫升產(chǎn)生的熱應(yīng)力發(fā)生了斷裂。斷裂發(fā)生于車輛滿載半坡起步工況，離合器處于半聯(lián)動(dòng)狀態(tài)。實(shí)車測(cè)試過程中有10%的幾率導(dǎo)致離合器壓盤斷裂。為解決該問題，需要研究缺口半徑、壓盤整體厚度和壓盤在離合器接合過程中產(chǎn)生的熱應(yīng)力集中與熱變形，并采取措施予以改進(jìn)，以提高壓盤在使用過程中的可靠性。

在離合器傳遞轉(zhuǎn)矩與傳熱方面的研究如下。文獻(xiàn)[1]和文獻(xiàn)[2]中綜合考慮了波形片與膜片彈簧的軸向非線性特性，摩擦因數(shù)與轉(zhuǎn)速差變化關(guān)系，建立了離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的數(shù)學(xué)模型。文獻(xiàn)[3]中在此模型的基礎(chǔ)上推導(dǎo)出離合器接合過程中，產(chǎn)生滑摩功的數(shù)學(xué)模型，并對(duì)離合器表面溫度進(jìn)行仿真分析。文獻(xiàn)[4]～文獻(xiàn)[6]中推導(dǎo)了離合器接合過程中產(chǎn)生的滑摩功，利用有限元方法對(duì)離合器摩擦副進(jìn)行溫度分析，結(jié)果表明，壓緊力分布、壓盤厚度和滑摩功的大小對(duì)壓盤滑摩表面的溫度有重要的影響。文獻(xiàn)[7]中提出通過用電容等效壓盤和飛輪上的熱容量，用電阻來等效離合器系統(tǒng)中的熱對(duì)流和熱交換，從而計(jì)算壓盤溫度，并進(jìn)行了相關(guān)試驗(yàn)，結(jié)果表明：該模型能較好地預(yù)測(cè)壓盤溫升情況。文獻(xiàn)[8]中利用溫度測(cè)量系統(tǒng)對(duì)摩擦副接合時(shí)的溫度進(jìn)行了測(cè)量，得出了因溫度升高而產(chǎn)生的熱應(yīng)力是壓盤變形失效的主要因素的結(jié)論。文獻(xiàn)[9]中對(duì)壓盤在接合過程中的溫度和轉(zhuǎn)矩傳遞進(jìn)行了試驗(yàn)分析，結(jié)果表明：壓盤因?yàn)槭軣岫a(chǎn)生的變形會(huì)導(dǎo)致離合器傳遞轉(zhuǎn)矩能力的下降。

上述研究工作主要是對(duì)壓盤在滑摩過程中溫度場(chǎng)的分布情況做出分析與預(yù)測(cè)，更多的是通過理論上的分析，大都未經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證。同時(shí)，雖然很多文獻(xiàn)也提到壓盤受熱產(chǎn)生的應(yīng)力與變形對(duì)壓盤失效產(chǎn)生影響，但是并沒有提出有針對(duì)性的改進(jìn)措施。

本文中基于某款離合器壓盤在裝車測(cè)試的過程中出現(xiàn)缺口處斷裂的問題，對(duì)該款壓盤進(jìn)行了熱應(yīng)力與熱變形分析。首先，在考慮波形片非線性特性以及摩擦因數(shù)在滑摩過程中變化的基礎(chǔ)上，建立了離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的模型，計(jì)算了接合過程中產(chǎn)生的滑摩功。然后，用有限元方法對(duì)壓盤進(jìn)行溫度場(chǎng)分析，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證模型的正確性。再將溫度作為載荷導(dǎo)入到結(jié)構(gòu)分析中，計(jì)算得到了壓盤受熱產(chǎn)生的熱變形和熱應(yīng)力。結(jié)果表明：計(jì)算出的壓盤應(yīng)力最大位置與斷裂位置一致。接著對(duì)壓盤進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，并經(jīng)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，隨著壓盤缺口半徑增大而變淺，缺口下緣應(yīng)力減小；而壓盤加厚后，缺口上緣應(yīng)力減小。最后提出了壓盤改進(jìn)方案，進(jìn)行裝車測(cè)試，在測(cè)試過程中，離合器運(yùn)行良好，未出現(xiàn)壓盤斷裂情況。本文中的建模和分析方法對(duì)離合器壓盤的設(shè)計(jì)與開發(fā)具有指導(dǎo)意義。

1 壓盤溫度場(chǎng)分析

1.1 壓盤溫度場(chǎng)測(cè)試方法

離合器壓盤溫度場(chǎng)測(cè)試旨在了解離合器壓盤在汽車起步過程中的溫度場(chǎng)分布及變化趨勢(shì)，該測(cè)試在離合器綜合性能試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行。試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)如圖1所示。

1—電機(jī)模塊；2—離合器安裝模塊；3—離合器分離接合控制模塊4—試驗(yàn)臺(tái)慣量模塊;5—試驗(yàn)臺(tái)制動(dòng)模塊圖1 離合器綜合性能試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)原理示意圖

在圖1中，電機(jī)模塊為整個(gè)試驗(yàn)臺(tái)提供動(dòng)力，模擬汽車發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩。離合器安裝模塊用來安裝離合器總成。壓盤控制模塊在試驗(yàn)臺(tái)運(yùn)行時(shí)，模擬分離軸承，依靠氣泵的前進(jìn)與后退，控制離合器壓盤與摩擦片的分離與接合。試驗(yàn)臺(tái)慣量模塊用來模擬汽車行駛過程中的整車慣量。試驗(yàn)臺(tái)制動(dòng)模塊在試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)結(jié)束時(shí)對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行制動(dòng)。

測(cè)試時(shí)，從壓盤的支撐面打螺紋孔，孔底距離滑摩表面3mm，三孔之間的圓周間距為120°。在螺紋孔中擰入熱電偶。在測(cè)試過程中，熱電偶采集到的數(shù)據(jù)將通過藍(lán)牙進(jìn)行傳輸。將帶有熱電偶的離合器總成安裝到試驗(yàn)臺(tái)上的離合器安裝模塊上，分離機(jī)構(gòu)推動(dòng)氣泵前進(jìn)，使離合器壓盤與從動(dòng)盤處于分離狀態(tài)。電機(jī)穩(wěn)定在730r/min的設(shè)定轉(zhuǎn)速，計(jì)時(shí)器開始計(jì)時(shí)，氣泵推動(dòng)離合器接合，滑摩開始。當(dāng)主、從動(dòng)盤轉(zhuǎn)速達(dá)到一致時(shí)，立刻分離。溫度傳感器記錄壓盤在整個(gè)循環(huán)中的最高溫度，當(dāng)計(jì)時(shí)達(dá)到30s時(shí)氣泵再次接合，開始進(jìn)行下一個(gè)循環(huán)。連續(xù)進(jìn)行5次循環(huán)，記錄溫度傳感器數(shù)據(jù)。

1.2 滑摩功與滑摩功率的計(jì)算

離合器接合過程中，所傳遞的轉(zhuǎn)矩[10]為

(1)

式中：Tc為離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩；μ為離合器摩擦面滑動(dòng)摩擦因數(shù)；Fc為離合器壓緊力；R0為壓盤滑摩面外徑；R1為壓盤滑摩面內(nèi)徑。在建模過程中僅考慮壓盤與摩擦片之間的轉(zhuǎn)速差ω對(duì)摩擦因數(shù)的影響[10]，即

μ(ω)=μd+(μs-μd)e-ω

(2)

式中：μs為最大靜摩擦因數(shù)；μd為滑動(dòng)摩擦因數(shù)，可由試驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合得到。

由文獻(xiàn)[2]中試驗(yàn)可知，在離合器接合的過程中，分離軸承的位移與摩擦片中波形片的變形量近似成正比，此時(shí)，膜片彈簧在此過程中產(chǎn)生的壓緊力不起決定性作用。因此，在接合過程中，只認(rèn)為壓盤受到的壓緊力與波形片的非線性壓縮特性有關(guān)。圖2為試驗(yàn)得到的離合器總成波形片的面壓縮特性曲線，通過對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的擬合得到壓緊力模型。

圖2 波形片面壓縮特性曲線

離合器壓緊力Fc與摩擦片波形片變形量x的關(guān)系為

Fc=Ax5+Bx4+Cx3+Dx2+Ex

(3)

式中：A，B，C，D和E為擬合參數(shù)。

離合器接合過程中，離合器壓盤與摩擦片之間由于速度差產(chǎn)生滑摩，在滑摩過程中消耗大量能量，這部分能量稱為滑摩功，滑摩功和滑摩功率分別為

(4)

式中：L為滑摩功；P為滑摩功率；t1為開始接合時(shí)刻；t2為壓盤、摩擦片轉(zhuǎn)速相同時(shí)刻；Δω為壓盤與摩擦片間的角速度差。

式(4)所得的計(jì)算結(jié)果如圖3所示。由圖可見，一次接合壓盤產(chǎn)生的滑摩功約為8kJ，滑摩功率峰值約為7.4kW。

圖3 滑摩功與滑摩功率曲線

1.3 溫度場(chǎng)計(jì)算模型與邊界條件

離合器溫度場(chǎng)測(cè)試過程中，離合器接合時(shí)壓盤與摩擦片發(fā)生滑摩，產(chǎn)生熱量，熱量傳遞到壓盤。壓盤溫度場(chǎng)計(jì)算即是利用有限元軟件模擬這一過程中壓盤與摩擦片接觸表面的溫度變化。模擬手段為在壓盤與摩擦片接觸面上施加熱流密度，即溫度載荷。

通過滑摩功率可推導(dǎo)出熱流密度，摩擦片某一點(diǎn)上產(chǎn)生的滑摩功率與熱流密度間的關(guān)系為[11]

(5)

式中：q(t)為熱流密度；R為壓盤所研究點(diǎn)的半徑；N(t)為滑摩功率。

離合器在接合過程中，滑摩表面吸收摩擦產(chǎn)生的熱量，其它表面存在與空氣的對(duì)流換熱，同時(shí)向四周發(fā)出熱輻射。分離時(shí)，壓盤所有表面存在與空氣的對(duì)流換熱，并向四周發(fā)出熱輻射。因此，本文中所建立的有限元模型將熱輻射對(duì)流換熱等因素作為邊界條件考慮在內(nèi)。

物體總是在不停地對(duì)外輻射和吸收能量。在傳熱學(xué)中，為便于研究，定義黑體為一種理想模型，可以用它作為衡量其他表面輻射能力的參照基準(zhǔn)。物體實(shí)際對(duì)外輻射能力與對(duì)應(yīng)的黑體輻射能力的比值稱為輻射率，以ε表示：

ε=E/Eb

(6)

式中：E為實(shí)際物體輻射力；Eb為黑體輻射力。

物體的輻射率取決于物質(zhì)種類、表面溫度和表面形狀，故物體輻射力為

E=εσT4

(7)

式中：σ為黑體輻射系數(shù)，σ=5.67×10-8。

壓盤在接合過程中，散熱主要依靠與周圍的空氣進(jìn)行對(duì)流換熱。而對(duì)流換熱系數(shù)隨著壓盤的轉(zhuǎn)速和周圍溫度不斷變化，很難確定。本文中采用盤式對(duì)流換熱系數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式：

(8)

其中Re=vL/vν

(9)

式中：λa為空氣導(dǎo)熱系數(shù)；d為壓盤直徑；Re為雷諾數(shù)；v為空氣流速(本文中取壓盤中徑線速度，隨時(shí)間變化)；L為壓盤中徑；ν為空氣的運(yùn)動(dòng)黏度。

壓盤和摩擦片在滑摩過程中既產(chǎn)生熱量，又吸收熱量。壓盤與摩擦片吸收熱量的比值，可通過熱流分配系數(shù)K得到，其計(jì)算公式為

(10)

式中：λ1為摩擦片導(dǎo)熱系數(shù)；λ2為壓盤導(dǎo)熱系數(shù)；c1為摩擦片比熱容；c2為壓盤比熱容；ρ1為摩擦片密度；ρ2為壓盤密度。式(8)～式(10)中參數(shù)數(shù)值見表1。

表1 模型計(jì)算參數(shù)

本文中使用的壓盤材料為HT250，摩擦片以銅基合金粉末為基體材料。

1.4 溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果

建立離合器壓盤三維模型，導(dǎo)入有限元軟件中并建立有限元模型進(jìn)行溫度場(chǎng)計(jì)算。

圖4 溫度場(chǎng)峰值時(shí)刻溫度分布圖

圖4為壓盤溫度場(chǎng)峰值時(shí)刻的溫度云圖。在1.8s時(shí)，壓盤最高溫度達(dá)到52.9℃，出現(xiàn)在滑摩表面的外緣處，高溫區(qū)主要集中在滑摩表面。由于此時(shí)離合器從動(dòng)盤與飛輪處于滑摩階段，且由式(5)可知，滑摩表面的熱流密度與半徑成正比，這與溫度最高點(diǎn)出現(xiàn)在滑摩表面外緣處的實(shí)際情況相符。壓盤的支撐面由于接合時(shí)間短，熱量還未得到及時(shí)傳導(dǎo)，因此溫度未有明顯變化。

圖5為溫度循環(huán)結(jié)束時(shí)壓盤溫度場(chǎng)分布。在30s時(shí)，從動(dòng)盤與飛輪的滑摩過程已經(jīng)結(jié)束，且轉(zhuǎn)速增高導(dǎo)致熱對(duì)流帶走的能量增加，使溫度整體下降到39.1℃。但是滑摩表面的溫度分布趨勢(shì)沒有變化。部分熱量已經(jīng)傳遞到壓盤的支撐面上，因此，溫度也有所升高。壓盤定位孔處在離合器運(yùn)轉(zhuǎn)過程中不與熱源直接接觸且線速度最大，因此熱量流失現(xiàn)象明顯，溫度沒有明顯變化。

圖5 溫度循環(huán)結(jié)束時(shí)刻溫度分布圖

圖6為溫度場(chǎng)仿真計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。

圖6 壓盤內(nèi)、中、外徑位置溫度的試驗(yàn)值與計(jì)算值對(duì)比

由圖可見，溫度場(chǎng)測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果變化趨勢(shì)相同，很好地驗(yàn)證了本文中建立的壓盤溫度場(chǎng)有限元模型的正確性。但隨著循環(huán)次數(shù)的增加，試驗(yàn)值和計(jì)算值的偏差加大。這是由于壓盤比熱容會(huì)隨著溫度升高而增大，隨著循環(huán)次數(shù)增加，吸收相同熱量，壓盤的溫升值會(huì)降低。對(duì)流換熱系數(shù)也會(huì)隨溫度變化而變化。

對(duì)比試驗(yàn)與仿真結(jié)果，內(nèi)、外徑仿真溫度隨著循環(huán)次數(shù)的增加，計(jì)算溫度值高于試驗(yàn)值，中徑溫度與試驗(yàn)結(jié)果誤差較小。其主要原因是：

(1)內(nèi)徑和外徑邊緣處打孔安裝溫度傳感器，對(duì)流換熱情況復(fù)雜；

(2)由于壓盤產(chǎn)生的熱變形，可能導(dǎo)致滑摩表面熱流密度分布情況改變；

(3)隨著溫度的升高，壓盤本身的比熱容也會(huì)變化，但是在仿真的過程中并未考慮；

(4)溫度傳感器通過在壓盤上鉆孔安裝，且溫度測(cè)量位置與壓盤滑摩表面距離3mm，但是現(xiàn)實(shí)中安裝會(huì)有一定誤差。

2 壓盤熱應(yīng)力與變形分析

2.1 汽車起步過程動(dòng)力學(xué)模型

離合器壓盤是在汽車起步過程中出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象，因此，需要對(duì)壓盤在真實(shí)工作工況下的情況進(jìn)行仿真分析。本文中模擬汽車以恒定的節(jié)氣門開度(10%)，在12%的坡道上滿載起步的工況。

發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩是發(fā)動(dòng)機(jī)節(jié)氣門開度和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的函數(shù)：

Te=f(α,ne)

(11)

式中：Te為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩；α為節(jié)氣門開度；ne為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

在節(jié)氣門開度一定的情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩曲線可由試驗(yàn)數(shù)據(jù)三次樣條插值擬合達(dá)到滿意的精度[12]，可用一定數(shù)量的試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩的輸出模型。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)及其應(yīng)用范圍, 繪制出發(fā)動(dòng)機(jī)不同節(jié)氣門開度和轉(zhuǎn)速時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩曲線。

汽車起步時(shí)，離合器接合過程可分為3個(gè)階段。

(1) 第一階段：離合器主、從動(dòng)盤開始接合，但此時(shí)離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩小于汽車起步的阻力矩，從動(dòng)盤角速度ωc=0，車輛靜止不動(dòng)，則

(12)

(2) 第二階段：隨著壓盤壓緊力的增加，離合器所傳遞的滑摩轉(zhuǎn)矩逐漸大于汽車起步行駛阻力矩，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降低，汽車開始起步，則

(13)

(3) 第三階段：離合器主、從動(dòng)盤之間轉(zhuǎn)速達(dá)到一致，不再有滑摩，離合器完全接合。從動(dòng)盤傳遞的轉(zhuǎn)矩等于發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，則

(14)

式中：Je為發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)部分和離合器主動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Jc為離合器從動(dòng)盤帶動(dòng)所有轉(zhuǎn)動(dòng)部件和整車轉(zhuǎn)換到離合器從動(dòng)盤上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Te為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩；Tc為離合器傳遞轉(zhuǎn)矩；Tf為外界阻力矩?fù)Q算在變速器輸入軸上的當(dāng)量阻力矩；ωe為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸角速度；ωc為離合器從動(dòng)盤角速度[12]。

作用在變速器輸入軸上的當(dāng)量阻力矩為

Tf=[(f+sinαi)mvg+CDAu2/21.15]rw/(i0ig1η)

(15)

式中：mv為汽車的整備質(zhì)量；u為車速；CD為空氣阻力系數(shù)；A為迎風(fēng)面積；rw為車輪半徑；αi為道路坡度；f為滾動(dòng)阻力系數(shù)；i0為主減速器傳動(dòng)比；ig1為變速器1擋傳動(dòng)比；η為傳動(dòng)效率。

2.2 計(jì)算結(jié)果及其分析

在模擬汽車起步的工況中，節(jié)氣門開度保持恒定，由式(11)可知，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩可以通過轉(zhuǎn)速計(jì)算得到；將12%坡度的數(shù)據(jù)代入式(15)中，可以計(jì)算出作用在變速器輸入軸上的當(dāng)量阻力矩。依據(jù)上第2.1節(jié)中所建立的汽車起步的動(dòng)力學(xué)模型，由式(4)可算得汽車在起步工況下離合器接合的滑摩功和滑摩功率，通過式(5)計(jì)算得到接合產(chǎn)生的熱流密度，利用有限元方法對(duì)壓盤進(jìn)行溫度場(chǎng)計(jì)算，邊界條件的確定方法與第1.3節(jié)中的方法相同。分析結(jié)果如圖7所示。

圖7 溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果

由圖可見，在汽車滿載、坡道起步過程中，離合器一次接合壓盤溫度達(dá)到了134℃，高溫區(qū)域主要集中在滑摩表面，軸向溫度梯度較大。在離合器剛開始接合的過程中，壓盤溫度快速升高，接合完成之后，溫度緩慢下降。

將計(jì)算出的溫度結(jié)果作為載荷施加到壓盤上，再對(duì)壓盤進(jìn)行熱-結(jié)構(gòu)耦合分析。即采用順序耦合的方法，計(jì)算壓盤因?yàn)槭軣岙a(chǎn)生的應(yīng)力和變形。壓盤在接合過程中，膜片彈簧的壓力和壓盤自身旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的慣性離心力也會(huì)產(chǎn)生一定應(yīng)力；但是，相比于溫度載荷產(chǎn)生的應(yīng)力，這部分應(yīng)力非常小，因此在進(jìn)行熱結(jié)構(gòu)耦合分析的過程中，忽略膜片彈簧壓力和壓盤自身旋轉(zhuǎn)的影響。熱結(jié)構(gòu)耦合的計(jì)算結(jié)果如圖8和圖9所示。壓盤缺口摩擦面?zhèn)葹橄戮?，支撐面?zhèn)葹樯暇墶?/p>

圖8 壓盤缺口下緣應(yīng)力達(dá)到峰值時(shí)刻應(yīng)力分布圖

圖9 壓盤缺口上緣應(yīng)力達(dá)到峰值時(shí)刻應(yīng)力分布圖

壓盤的整體應(yīng)力水平較低，但是應(yīng)力集中現(xiàn)象非常明顯。在熱應(yīng)力達(dá)到峰值時(shí)，壓盤應(yīng)力最大點(diǎn)出現(xiàn)在缺口下緣的中心位置(圖8(b))，應(yīng)力值達(dá)到了135.2MPa。在3s時(shí)，缺口上緣的應(yīng)力最大點(diǎn)出現(xiàn)在中心位置(圖9(b))，應(yīng)力值達(dá)到了94MPa。壓盤的整體應(yīng)力水平較低，但是應(yīng)力集中現(xiàn)象非常明顯。同時(shí)，仿真結(jié)果中的應(yīng)力最大值位置與斷裂位置一致，也驗(yàn)證了模型的正確性。

圖10為壓盤缺口上、下緣最大應(yīng)力值隨接合時(shí)間變化的曲線。由圖可見：在接合開始后，下緣應(yīng)力快速增大，在2s時(shí)達(dá)到峰值，并開始緩慢下降；上緣應(yīng)力在接合開始時(shí)應(yīng)力并不大，在1.5s時(shí)刻之后開始顯著增加，在3s時(shí)達(dá)到峰值，而后緩慢下降。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因主要是：在接合剛開始時(shí)，滑摩產(chǎn)生大量的熱量，同時(shí)由于時(shí)間較短，熱量在軸向傳遞較少，高溫區(qū)域全部集中在滑摩表面；缺口下緣處軸向溫度梯度較大，因此應(yīng)力水平較高。在接合完成后，滑摩表面溫度梯度降低，但是由于熱量的軸向傳遞，缺口上緣處的溫度梯度增加，因此，應(yīng)力水平較高。

圖10 缺口上下緣應(yīng)力曲線

3 壓盤結(jié)構(gòu)改進(jìn)

綜上所述，在汽車起步、離合器接合過程中，壓盤應(yīng)力最大值出現(xiàn)在缺口下緣，而在接合完成時(shí)，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在缺口的上緣。因?yàn)閴罕P的材料參數(shù)很難改變，并且由于離合器工作環(huán)境相對(duì)封閉，與周圍的換熱情況也很難改變；因此本文中主要從壓盤缺口半徑和壓盤厚度兩個(gè)方面對(duì)壓盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。改進(jìn)方案如表2所示。

表2 壓盤改進(jìn)方案 mm

3.1 缺口半徑對(duì)熱應(yīng)力大小的影響

壓盤因受熱而沿徑向膨脹是導(dǎo)致缺口處產(chǎn)生應(yīng)力集中的主要原因。在保證缺口弦長(zhǎng)，即缺口寬度不變的情況下，缺口半徑的大小會(huì)引起缺口深度的變化。分別建立半徑為7(初始設(shè)計(jì)方案),9,11和13mm及無(wú)缺口5個(gè)有限元模型，進(jìn)行熱結(jié)構(gòu)耦合分析，計(jì)算結(jié)果如表3所示。

表3 缺口半徑對(duì)應(yīng)力的影響

由表可見，由于缺口弦長(zhǎng)不變，隨著缺口半徑的增加，缺口深度減小，應(yīng)力水平隨之降低。從缺口半徑為7mm到無(wú)缺口；下緣應(yīng)力值降低了33.4%，上緣應(yīng)力值降低了22.5%。半徑增加，對(duì)下緣應(yīng)力改善效果更加明顯，這是因?yàn)槿笨谏疃葴p小可在離合器剛開始接合的階段有效地降低由于熱膨脹而產(chǎn)生的拉應(yīng)力。

3.2 厚度對(duì)熱應(yīng)力大小的影響

壓盤厚度增加，可影響熱量在軸向傳導(dǎo)的效率，且增加缺口的厚度，有效降低其應(yīng)力水平。在原始模型的基礎(chǔ)上給壓盤加厚0.5，1.0，1.5，2.0和2.5mm，并分別建立有限元模型進(jìn)行熱結(jié)構(gòu)耦合分析，計(jì)算結(jié)果如表4所示。

表4 壓盤厚度對(duì)應(yīng)力的影響

由表可見，由于壓盤加厚，缺口應(yīng)力水平也在降低。從初始設(shè)計(jì)方案到壓盤加厚2.5mm，下緣應(yīng)力值降低6.0%，上緣應(yīng)力降低47%。厚度增加對(duì)缺口上緣應(yīng)力改善效果非常明顯，而對(duì)下緣應(yīng)力只稍有改善。這是由于厚度增加并不能改變離合器剛開始接合時(shí)由于熱膨脹對(duì)缺口產(chǎn)生的拉應(yīng)力。但由于厚度增加，軸向溫度梯度降低，所以缺口上緣的應(yīng)力水平明顯降低。

3.3 壓盤最終方案

根據(jù)以上分析，最終將原壓盤斷裂處缺口去除(共3處)，壓盤厚度增加2.5mm，改進(jìn)后壓盤如圖11(b)所示。而原來為之而設(shè)置缺口的干涉問題，則通過調(diào)整飛輪上的離合器定位鉚釘?shù)奈恢煤透淖冸x合器總成的安裝半徑予以解決。

對(duì)改進(jìn)后的壓盤進(jìn)行有限元熱結(jié)構(gòu)耦合計(jì)算并與改進(jìn)前計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如表5所示。由表可見，改進(jìn)后壓盤原缺口處上緣熱應(yīng)力下降62.1%，下緣熱應(yīng)力下降40.6%，均有明顯下降。將改進(jìn)后的離合器壓盤制成樣品進(jìn)行裝車測(cè)試。在測(cè)試過程中，改進(jìn)后的離合器運(yùn)行良好，未出現(xiàn)壓盤斷裂情況。

圖11 改進(jìn)前后離合器壓盤

表5 壓盤改進(jìn)前后熱應(yīng)力對(duì)比 MPa

綜上所述，本文中的建模和分析方法能對(duì)壓盤在使用過程中應(yīng)力集中位置有較為準(zhǔn)確的預(yù)測(cè)。在壓盤的設(shè)計(jì)開發(fā)過程中，原先為避免與離合器殼的連接鉚釘產(chǎn)生干涉而在壓盤外緣設(shè)計(jì)了缺口，但分析結(jié)果表明設(shè)置缺口后，壓盤在該處的壓力明顯增大，故最終取消缺口，干涉問題通過其它措施解決。壓盤的總體厚度也由于安裝空間的限制有一定的尺寸限制。在壓盤設(shè)計(jì)受到這些條件的約束時(shí)，利用本文中的建模和分析方法，能夠有效地確定壓盤的最優(yōu)結(jié)構(gòu)，降低在使用時(shí)由于溫升而產(chǎn)生的應(yīng)力水平，并改善應(yīng)力集中的現(xiàn)象，為壓盤的設(shè)計(jì)開發(fā)提供了有效依據(jù)，縮短了設(shè)計(jì)開發(fā)周期，提高了壓盤在使用過程中的可靠性。

4 結(jié)論

(1) 本文中在考慮了波形片軸向非線性特性以及摩擦因數(shù)隨轉(zhuǎn)速差變化的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩模型，并計(jì)算得到了離合器接合時(shí)產(chǎn)生的滑摩功和滑摩功率。建立了壓盤溫度場(chǎng)分析的有限元模型，計(jì)算得到壓盤滑摩表面溫度，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性。

(2) 建立了發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞轉(zhuǎn)矩模型和離合器動(dòng)力學(xué)模型；并對(duì)壓盤進(jìn)行了熱結(jié)構(gòu)耦合分析。結(jié)果表明：在離合器接合過程中，壓盤的整體應(yīng)力水平較低，但是應(yīng)力集中現(xiàn)象非常明顯，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在壓盤的缺口處，與壓盤實(shí)際斷裂位置一致。

(3) 通過增加壓盤缺口半徑和壓盤厚度兩個(gè)方面對(duì)壓盤進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。結(jié)果表明：隨著缺口半徑的增加，缺口深度減小，壓盤缺口下緣應(yīng)力水平明顯降低，最終決定取消缺口。隨著厚度的增加，軸向溫度梯度減小，壓盤缺口上緣的應(yīng)力水平明顯降低。將改進(jìn)的壓盤進(jìn)行裝車測(cè)試，在整個(gè)測(cè)試過程中，離合器運(yùn)行良好，未出現(xiàn)壓盤斷裂情況，表明本文中的建模和分析方法對(duì)離合器壓盤的設(shè)計(jì)與開發(fā)具有指導(dǎo)意義。

[1] VASCA F, IANNELLI L, SENATORE A， et al. Modeling torque transmissibility for automotive dry clutch engagement[C]. American Control Conference, 2008： 306-311.

[2] VASCA F, IANNELLI L, SENATORE A, et al. Torque transmissibility assessment for automotive dry-clutch engagement[J]. IEEE/ASME Transactions on Mechatronics, 2011, 16(3):564-573.

[3] WANG Y, LI Y, LI Nan, et al. Time-varying friction thermal characteristics research on a dryclutch[J]. Proc. IMechE Part D:J Automobile Engineering，2014，228(5): 510-517.

[4] ABDULLAH O, SCHLATTMANN J. Computation of surface temperatures and energy disspation in dry friction clutcches for varying torque with time[J]. International Journal of Automotive Technology,2014, 15(5): 733-740.

[5] ABDULLAH O, SCHLATTMANN J.Finite element analysis of temperature field in automotive dry friction clutch[J]. Tribology in Industry, 2012, 34(4):206-216.

[6] ABDULLAH O, SCHLATTMANN J.Effect of band contact on the temperature distribution for dry friction clutch[J]. Tribology in Industry, 2013, 35(4):317-329.

[7] VELARDOCCHIA M, AMISANO F, FLORA R. A linear thermal model for anantomotive clutch[C]. SAE Paper 2000-01-0834.

[8] 蔡丹，魏宸官，宋文悅. 離合器片表面溫度的測(cè)量與表面應(yīng)力的計(jì)算[J]. 車輛動(dòng)力與技術(shù)，2000,4(1):7-11.

[9] HE H, OKUBO K, FUJII T, et al. Thermal deformation of pressure plates for manual clutch[C].SAE Paper 2005-01-1784.

[10] 欒文博，吳光強(qiáng). 基于六自由度傳動(dòng)系模型的自動(dòng)變速器仿真[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2013(4)：1-7.

[11] 劉雪萊，朱茂桃. 離合器壓盤熱負(fù)荷特性分析及改進(jìn)研究[J]. 機(jī)械傳動(dòng)，2014, 38(5):128-131.

[12] 胡建軍，李光輝，伍國(guó)強(qiáng)，等. 汽車起步過程離合器傳遞轉(zhuǎn)矩精確計(jì)算分析[J]. 汽車工程，2008,30(12):1803-1806.

A Method of and its Application to the Thermal Deformation and Stress Analyses for Clutch Pressure Plate

Wan Lixiang1, Chen Hao1, Liu Xuelai2, Hou Qiufeng3, Yu Yang4& Shangguan Wenbin2

1.SchoolofMechanicalEngineering,SouthwestJiaotongUniversity,Chengdu610031;2.SchoolofMechanicalandAutomotiveEngineering,SouthChinaUniversityofTechnology,Guangzhou510641;3.NingboHongxieClutchCo.,Ltd.,Ningbo315807;4.TianjinFawXialiAutomobileCo.,Ltd. ,Tianjin300380

To solve the fracture problem of clutch pressure plate, a model for analyzing the thermal deformation and stress of pressure plate is built with consideration of the changes in axial nonlinear characteristics of waved plate and friction coefficient with rotating speed difference. With the model, the temperature distribution during the engaging process of pressure plate is simulated and verified by real measurement. Based on analysis results, modification schemes for pressure plate are proposed, a sample part is produced and real vehicle test is performed with no fracture of pressure plate happened, demonstrating the correctness of modeling and analyses.

clutch; pressure plate; temperature field analysis; temperature measurement; thermo-structure coupling

*國(guó)家自然科學(xué)基金(11472107，51475171)和廣東省自然科學(xué)基金(2014A030313254)資助。

原稿收到日期為2015年8月5日，修改稿收到日期為2015年11月20日。