換擋離合器摩擦元件周向間歇接觸溫度場(chǎng)研究?

李和言，李明陽，馬 彪，杜 秋，李慧珠，于 亮

(1.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081； 2.北京電動(dòng)車輛協(xié)同創(chuàng)新中心，北京 100081)

前言

換擋離合器為傳動(dòng)裝置中的關(guān)鍵組件，廣泛應(yīng)用于重型車輛，其性能優(yōu)劣直接制約著傳動(dòng)系統(tǒng)的安全性和可靠性[1]。工作中，換擋離合器摩擦元件傳遞較大轉(zhuǎn)矩的同時(shí)承受較高熱負(fù)荷，極易發(fā)生屈曲變形，從而導(dǎo)致摩擦元件間發(fā)生宏觀維度的間歇接觸。

當(dāng)前研究表明，機(jī)械轉(zhuǎn)矩和熱應(yīng)力是導(dǎo)致摩擦元件間發(fā)生間歇接觸主要原因。Xiong等[2]對(duì)摩擦元件的熱屈曲問題進(jìn)行了理論和實(shí)驗(yàn)研究，研究表明，徑向溫度梯度過高是導(dǎo)致摩擦元件發(fā)生屈曲變形的主要因素。李明陽等[3]對(duì)機(jī)械轉(zhuǎn)矩作用下摩擦元件周向屈曲變形問題進(jìn)行了研究，并通過周向溫度測(cè)量實(shí)驗(yàn)對(duì)屈曲模型進(jìn)行了驗(yàn)證，研究表明，在較大機(jī)械轉(zhuǎn)矩作用下，摩擦元件會(huì)發(fā)生與花鍵齒分布相對(duì)應(yīng)的屈曲變形，導(dǎo)致摩擦元件間周向間歇接觸。摩擦元件間的間歇接觸會(huì)使壓力分布、摩擦因數(shù)和溫度場(chǎng)隨之發(fā)生變化。當(dāng)前學(xué)者對(duì)摩擦元件摩擦特性的研究主要集中在溫度場(chǎng)及摩擦因數(shù)兩方面。王陽陽等[4-5]以干式離合器為研究對(duì)象，通過有限元計(jì)算和離合器臺(tái)架實(shí)驗(yàn)對(duì)摩擦元件溫度場(chǎng)、熱穩(wěn)定性進(jìn)行了研究，得到了干式離合器接合過程摩擦元件溫度場(chǎng)模型和影響摩擦元件最高溫度的關(guān)鍵因素。初亮等[6]應(yīng)用滑摩功理論建立了盤式制動(dòng)器實(shí)時(shí)溫度仿真模型，模型考慮了不同地域不同初始溫度對(duì)制動(dòng)盤熱衰退的影響，同時(shí)進(jìn)行了實(shí)車實(shí)驗(yàn)，通過熱電偶進(jìn)行了溫度采集，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真模型吻合度較好，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。趙二輝等[7-8]通過大量銷-盤實(shí)驗(yàn)深入研究了溫度、滑摩速度和接觸壓力對(duì)摩擦因數(shù)的影響。Marklun P[9]建立了濕式離合器三維模型，仿真分析了潤(rùn)滑邊界下的摩擦元件溫度場(chǎng)變化規(guī)律，同時(shí)進(jìn)行了濕式離合器溫度測(cè)量實(shí)驗(yàn)，將仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比分析，結(jié)果表明，三維濕式離合器模型能夠準(zhǔn)確地計(jì)算和預(yù)測(cè)摩擦元件溫度場(chǎng)變化過程。Yevtushenhko[10-12]建立了三維制動(dòng)盤熱傳導(dǎo)有限元模型，模型中考慮了材料屬性、滑摩速度和非線性熱傳導(dǎo)等因素的影響，深入研究了制動(dòng)盤滑摩過程中溫度場(chǎng)變化規(guī)律。

當(dāng)前學(xué)者在摩擦元件溫度場(chǎng)和摩擦特性研究中多采用宏觀全接觸模型，較少考慮摩擦元件屈曲變形導(dǎo)致的局部高壓、高溫接觸對(duì)摩擦因數(shù)的影響。針對(duì)這一問題，本文中建立了宏觀維度下?lián)Q擋離合器摩擦元件周向間歇接觸溫度場(chǎng)迭代計(jì)算模型，對(duì)與花鍵齒分布相對(duì)應(yīng)的周向間歇接觸對(duì)溫度場(chǎng)和摩擦因數(shù)的影響規(guī)律進(jìn)行了研究。

1 間歇接觸對(duì)偶鋼片溫度場(chǎng)計(jì)算模型

換擋離合器中，對(duì)偶鋼片在較大機(jī)械轉(zhuǎn)矩作用下發(fā)生與花鍵齒相對(duì)應(yīng)的周向屈曲變形后(圖1(a))，摩擦元件間實(shí)際接觸面積減小，接觸區(qū)比壓增大，滑摩過程中產(chǎn)生較高溫度[8]。在高溫作用下，潤(rùn)滑油失效，潤(rùn)滑狀態(tài)由混合潤(rùn)滑轉(zhuǎn)變?yōu)楦赡Σ翣顟B(tài)，滑摩結(jié)束后，在摩擦元件表面留下周向周期性分布的摩擦磨損痕跡(圖1(b))。

圖1 摩擦元件周向間歇接觸

摩擦元件間發(fā)生與對(duì)偶鋼片花鍵齒相對(duì)應(yīng)的周向間歇接觸后，名義接觸面積由原來的環(huán)形轉(zhuǎn)換為有限個(gè)小接觸區(qū)域，為了便于網(wǎng)格劃分，假設(shè)該接觸區(qū)域?yàn)樯刃蝃13]。屈曲變形后，摩擦元件接觸簡(jiǎn)化模型如圖2(a)所示，由于該模型具有對(duì)稱性，因此各接觸單元的溫度場(chǎng)相同，任取一個(gè)接觸單元進(jìn)行分析，如圖2(b)和圖2(c)所示。

接觸區(qū)abcd為摩擦熱輸入?yún)^(qū)，將該區(qū)域熱流輸入等效為內(nèi)熱源H。接觸單元非穩(wěn)態(tài)熱傳導(dǎo)模型為

式中：λ為導(dǎo)熱系數(shù)；ρ為密度；c為比熱容，hb為邊界對(duì)流換熱系數(shù)；T為鋼片溫度；T0為初始溫度；Toil為油液溫度。

摩擦元件發(fā)生屈曲變形后，局部接觸區(qū)熱流密度Qabcd計(jì)算公式為

變形等效模型熱流輸入：

式中：h為鋼片厚度；Ks為進(jìn)入鋼片的熱流分配系數(shù)[14]；r(i，j)為半徑；p(i，j)為接觸區(qū)壓強(qiáng)；w 為相對(duì)滑摩轉(zhuǎn)速；i，j為節(jié)點(diǎn)編號(hào)；f(T，w)為接觸區(qū)摩擦因數(shù)，是溫度和相對(duì)滑摩轉(zhuǎn)速的函數(shù)。

基于文獻(xiàn)[7，13，15-17]可知，接觸區(qū)摩擦因數(shù) f(T，w)表達(dá)式為

式中α為相對(duì)油膜虧量，表示混合潤(rùn)滑發(fā)生磨損的概率。

由式(4)可知，摩擦元件滑摩過程中，隨著溫度的變化摩擦元件間潤(rùn)滑狀態(tài)也會(huì)隨之發(fā)生變化，從而引起摩擦因數(shù)的改變，即摩擦因數(shù)在滑摩過程中不是固定值，會(huì)隨著滑摩過程的進(jìn)行發(fā)生變化。

對(duì)此，本文中建立了圖3所示的溫度場(chǎng)迭代計(jì)算模型，即每一個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)Δt的計(jì)算都以前一時(shí)刻溫度場(chǎng)和摩擦因數(shù)為初始值，應(yīng)用迭代的方法對(duì)溫度場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算。

將式(1)和式(3)離散，通過編譯有限元程序進(jìn)行仿真計(jì)算，即可得到摩擦元件溫度場(chǎng)。

為了驗(yàn)證溫度場(chǎng)迭代計(jì)算模型的正確性，本文中在仿真分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。

2 溫度測(cè)量實(shí)驗(yàn)

離合器摩擦元件溫度測(cè)量實(shí)驗(yàn)臺(tái)架布置如圖4(a)所示，實(shí)驗(yàn)中忽略摩擦元件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等動(dòng)力學(xué)影響，實(shí)驗(yàn)工況采用的滑摩速差和接觸比壓較小，因此摩擦元件溫升緩慢，避免了高滑摩速差產(chǎn)生的瞬時(shí)高溫現(xiàn)象對(duì)實(shí)驗(yàn)的干擾。測(cè)溫方法如圖4(b)所示，通過打徑向孔的方式，在測(cè)溫片徑向不同位置布置A1，A2和A33個(gè)熱電偶溫度傳感器進(jìn)行溫度采集。實(shí)驗(yàn)工況參數(shù)、被試件參數(shù)和測(cè)溫孔深度分別如表1、表2和表3所示。

表1 實(shí)驗(yàn)工況參數(shù)

圖4 摩擦元件溫度測(cè)量實(shí)驗(yàn)

表2 摩擦副材料仿真參數(shù)

表3 測(cè)溫孔

圖5為實(shí)驗(yàn)工況1和2對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速、油壓和溫度的測(cè)量結(jié)果。

圖5 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)

應(yīng)用上文中建立的溫度場(chǎng)迭代計(jì)算模型及表1和表2所示的參數(shù)進(jìn)行溫度場(chǎng)仿真計(jì)算，仿真結(jié)果如圖6所示。將實(shí)驗(yàn)測(cè)得的溫度數(shù)據(jù)與仿真計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，如表4所示。

圖6 溫度仿真計(jì)算

表4 仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比分析

由表4可見，在外徑位置A1和中徑位置A2處，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果吻合較好。由于溫度測(cè)量是在乏油工況下進(jìn)行的，限于結(jié)構(gòu)特點(diǎn)離合器內(nèi)徑部位A3處空間封閉散熱條件較差，而仿真計(jì)算中內(nèi)徑位置為熱對(duì)流邊界，因此實(shí)驗(yàn)測(cè)得的內(nèi)徑溫度數(shù)值高于仿真結(jié)果。

文獻(xiàn)[3]中通過離合器臺(tái)架實(shí)驗(yàn)測(cè)得了18花鍵齒對(duì)偶鋼片局部接觸區(qū)的溫度，相同工況下仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖7所示。

圖7 局部接觸溫度仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比

由文獻(xiàn)[18]可知，摩擦元件發(fā)生屈曲變形后的真實(shí)接觸面積小于名義接觸面積的40%，因此在溫度場(chǎng)仿真計(jì)算中假設(shè)了不同的接觸比J，計(jì)算式為J＝nSabcd/S。圖7表明，實(shí)驗(yàn)值與接觸比為40%時(shí)的仿真結(jié)果吻合較好，且滑摩溫度隨接觸比率的減小而升高。

由圖5～圖7和表4的對(duì)比分析可知，溫度仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)具有較好的吻合性，且變化趨勢(shì)相同，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

3 摩擦元件間歇接觸溫度場(chǎng)仿真分析

摩擦元件屈曲變形后，為了得到局部高壓接觸狀態(tài)下溫度場(chǎng)的變化規(guī)律，本文中在實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證的基礎(chǔ)上進(jìn)行了仿真分析，仿真參數(shù)如表5所示。

表5 仿真工況參數(shù)

不同花鍵齒數(shù)(n＝3，6，9)對(duì)偶鋼片屈曲變形后對(duì)應(yīng)的摩擦因數(shù)如圖8所示，隨著滑摩時(shí)間的增加，3種花鍵齒數(shù)對(duì)應(yīng)的摩擦因數(shù)均逐漸增大至最大值，即隨著溫度的升高潤(rùn)滑油逐漸失效，接觸區(qū)由混合潤(rùn)滑狀態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)楦赡Σ翣顟B(tài)。在摩擦因數(shù)達(dá)到最大值前，較小花鍵齒摩擦元件對(duì)應(yīng)的摩擦因數(shù)較大。在對(duì)偶鋼片均發(fā)生屈曲變形的前提下，滑摩1s時(shí)，3花鍵齒對(duì)偶鋼片對(duì)應(yīng)的摩擦因數(shù)分別是6花鍵齒和9花鍵齒對(duì)偶鋼片對(duì)應(yīng)摩擦因數(shù)的3.6倍和4.4倍。

圖8 不同花鍵齒數(shù)對(duì)應(yīng)摩擦因數(shù)

圖8 中，A階段為換擋離合器實(shí)際換擋需要的滑摩時(shí)間，B階段為過渡階段，C階段為車輛蠕行等離合器長(zhǎng)時(shí)滑摩工況。在A階段，較少齒數(shù)摩擦元件摩擦因數(shù)迅速上升，較快進(jìn)入到干摩擦狀態(tài)，與多齒摩擦元件相比，在較短時(shí)間內(nèi)便可達(dá)到較大摩擦因數(shù)；在C階段，較多齒數(shù)摩擦元件摩擦因數(shù)上升緩慢，局部溫升較小具有更好的熱安全性，而較少齒數(shù)摩擦元件較快進(jìn)入到干摩擦狀態(tài)，長(zhǎng)時(shí)滑摩工況下容易導(dǎo)致摩擦元件局部高溫?zé)g。因此，在換擋離合器設(shè)計(jì)時(shí)，換擋工況為主的離合器易選用較少花鍵齒摩擦元件，而長(zhǎng)時(shí)滑摩工況為主的離合器易選用較多花鍵齒摩擦元件。

由文獻(xiàn)[19]可知，局部接觸面積與接觸壓力的1/2次冪成正比，因此式(2)可以轉(zhuǎn)化為

式中K為正比例系數(shù)。

由式(5)可知，隨著花鍵齒數(shù)的減小，每個(gè)接觸區(qū)分擔(dān)的壓力增大，局部接觸區(qū)熱流密度增加，溫度也隨之增加。

應(yīng)用表1、表2和表5所示仿真參數(shù)及上文建立的溫度場(chǎng)迭代計(jì)算模型對(duì)周向間歇接觸對(duì)偶鋼片表面溫度場(chǎng)進(jìn)行仿真計(jì)算。由于花鍵齒對(duì)偶鋼片發(fā)生屈曲變形后的真實(shí)接觸面積尚無精確解，本文中在仿真研究中依據(jù)文獻(xiàn)[18]假設(shè)了不同的接觸比。溫度仿真結(jié)果如表6～表8和圖9所示。

由對(duì)偶鋼片周向間歇接觸溫度場(chǎng)仿真結(jié)果可知：

(1)對(duì)偶鋼片發(fā)生周向間歇接觸后，局部接觸區(qū)溫度較高，溫升隨滑摩時(shí)間呈非線性增加，高溫區(qū)分布與花鍵齒數(shù)相對(duì)應(yīng)；

表6 最高溫度與平均溫度(t＝0.5s)

表7 最高溫度與平均溫度(t＝1.5s)

表8 最高溫度與平均溫度(t＝4.5s)

圖9 對(duì)偶鋼片周向間接接觸溫度場(chǎng)仿真

(2)同一滑摩工況下，最高溫度與平均溫度均隨花鍵齒數(shù)減小而升高，滑摩時(shí)間為4.5s時(shí)，花鍵齒數(shù)由9減小為3，即接觸比由J＝15%減小為J＝8.6%時(shí)，最高溫度和平均溫度分別增加1.94倍和1.55倍，表明溫升與花鍵齒數(shù)也呈非線性相關(guān)；

(3)同一花鍵齒數(shù)不同接觸比工況下，最高溫度與平均溫度均隨接觸比的減小而升高，花鍵齒數(shù)為9，滑摩時(shí)間4.5s，接觸比由25%減小為15%時(shí)，最高溫度和平均溫度分別增加1.43和0.76倍。

4 結(jié)論

本文中考慮了溫度和滑摩速度對(duì)摩擦因數(shù)的影響，建立了宏觀維度下?lián)Q擋離合器摩擦元件周向間歇接觸溫度場(chǎng)迭代計(jì)算模型，研究了較大轉(zhuǎn)矩作用下不同花鍵齒數(shù)和不同接觸比對(duì)溫度場(chǎng)和摩擦因數(shù)的影響，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性。本研究得到如下結(jié)論。

(1)對(duì)偶鋼片屈曲變形會(huì)導(dǎo)致接觸區(qū)壓力遠(yuǎn)高于活塞施加的接合壓力。在較高壓力作用下摩擦元件表面形成高溫區(qū)，高溫區(qū)與低溫區(qū)在圓周方向交錯(cuò)出現(xiàn)，分布形式與花鍵齒相對(duì)應(yīng)。

(2)在機(jī)械轉(zhuǎn)矩超過摩擦元件臨界屈曲載荷、摩擦元件發(fā)生屈曲變形的前提下，摩擦元件最高溫度與平均溫度均隨花鍵齒數(shù)減小而升高，摩擦元件溫升與花鍵齒數(shù)和滑摩時(shí)間呈非線性相關(guān)；相同滑摩條件下，不同花鍵齒數(shù)摩擦元件對(duì)應(yīng)的摩擦因數(shù)均隨滑摩時(shí)間的增加逐漸增大至最大值。在摩擦因數(shù)達(dá)到最大值前，較小齒數(shù)摩擦元件對(duì)應(yīng)的摩擦因數(shù)較大。

(3)在換擋離合器實(shí)際換擋時(shí)間內(nèi)，較少齒數(shù)摩擦元件摩擦因數(shù)迅速上升，較快進(jìn)入到干摩擦狀態(tài)，與多齒摩擦元件相比，在較短時(shí)間內(nèi)便可達(dá)到較大摩擦因數(shù)；車輛蠕行等長(zhǎng)時(shí)滑摩工況下，較多齒數(shù)摩擦元件摩擦因數(shù)上升緩慢，局部溫升較小具有更好的熱安全性，而較少齒數(shù)摩擦元件較快進(jìn)入到干摩擦狀態(tài)，長(zhǎng)時(shí)滑摩工況下容易導(dǎo)致摩擦元件局部高溫?zé)g。因此，在換擋離合器設(shè)計(jì)時(shí)，換擋工況為主的離合器易選用較少花鍵齒摩擦元件，而長(zhǎng)時(shí)滑摩工況為主的離合器易選用較多花鍵齒摩擦元件。