離合器壓盤溫度場與應(yīng)力場分析及改進

朱茂桃, 司俊領(lǐng),*, 姚 鵬, 田乃利

(1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013;2.珠海華粵傳動科技有限公司南京研發(fā)中心，南京 211100)

離合器是汽車傳動系統(tǒng)中的重要組成部件，其主要功用是切斷和連接發(fā)動機與傳動系統(tǒng)間的動力傳遞，以保證汽車起步時發(fā)動機與傳動系統(tǒng)平順接合，確保汽車平穩(wěn)起步[1]。汽車離合器在接合過程中，動力從曲軸經(jīng)由飛輪傳遞到離合器壓盤總成，離合器從動盤被夾緊于飛輪和通過膜片彈簧起作用的離合器壓盤之間，通過摩擦傳遞動力，最后經(jīng)由從動盤轂將動力傳給變速器輸入軸[2]。壓盤和從動盤在摩擦過程中會產(chǎn)生大量的熱，壓盤溫度分布不均勻會產(chǎn)生溫度梯度和熱應(yīng)力，使壓盤產(chǎn)生熱變形，當(dāng)溫度或熱應(yīng)力過大時，就會導(dǎo)致離合器壓盤翹曲變形，甚至產(chǎn)生燒蝕，斷裂等現(xiàn)象，因此，離合器溫度場和應(yīng)力場的研究能對離合器的設(shè)計和優(yōu)化提供依據(jù)。

中外學(xué)者對不同條件下的離合器溫度場和應(yīng)力場進行了分析，Abdullah等[3]針對不同的熱量分配方法，對比了單次接合和多次接合工況下摩擦副的溫度場。Pisaturo等[4]計算了離合器接合過程的熱流密度，得到了三種不同負載下多次接合后摩擦副接觸面的溫度場。Abdullah等[5]利用編制的有限元程序計算了摩擦副滑摩過程的摩擦熱和溫度場，并在兩種不同假設(shè)條件下對其進行了對比分析。張鐵山等[6]使用試驗測得的熱載荷作為輸入條件，使用有限元法計算了熱載荷下離合器壓盤的熱變形和熱應(yīng)力，分析了接合過程中壓盤的變形和應(yīng)力情況。劉雪萊等[7]建立了汽車動力學(xué)模型及壓盤有限元模型，使用Anasys軟件計算了壓盤的溫度場和應(yīng)力場并進行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。楊亞聯(lián)等[8]采用熱結(jié)構(gòu)耦合仿真方法，在不同接合次數(shù)等工況下對濕式離合器鋼片的溫度場和應(yīng)力場進行了對比分析。程鋮等[9]利用不同的摩擦熱流密度模型，對極端工況下的溫度場變化進行了對比分析。

綜上，目前對離合器熱特性的研究主要在摩擦面間摩擦熱量的生成與分配、離合器多次接合工況等方面，仍不夠全面。單次接合過程摩擦副溫度場與應(yīng)力場的影響因素研究，能為離合器的控制策略和優(yōu)化等提供依據(jù)。現(xiàn)建立并簡化單盤干式膜片彈簧離合器壓盤和摩擦片的三維有限元模型，結(jié)合離合器的實際使用工況，使用ABAQUS軟件的直接耦合法計算摩擦副單次接合時的溫度場和應(yīng)力場，分析滑摩轉(zhuǎn)速、壓力和壓盤厚度對滑摩面溫度場和應(yīng)力場的影響，并針對溫度場和應(yīng)力場對壓盤結(jié)構(gòu)進行改進，以期能為離合器的設(shè)計提供支持。

1 建立有限元模型

使用Pro/E軟件建立了某產(chǎn)品的離合器壓盤三維有限元模型，如圖1所示。

圖1 壓盤三維模型

摩擦副的熱結(jié)構(gòu)耦合主要分析摩擦產(chǎn)生的熱量和摩擦副的彈性結(jié)構(gòu)間的相互影響，且其仿真計算是非線性的[10]。摩擦副滑摩產(chǎn)生的熱量絕大部分傳遞到壓盤和摩擦片中，還有一部分由空氣帶走，當(dāng)摩擦副溫度升高后，由于溫度梯度的存在，使摩擦副產(chǎn)生熱變形，改變了摩擦副的接觸狀態(tài)，同時接觸狀態(tài)的改變又會影響滑摩產(chǎn)生的熱量，兩者相互影響。因此，使用直接耦合法更能體現(xiàn)出摩擦副的工況與狀態(tài)，選擇了能夠處理高度非線性問題的ABAQUS軟件進行直接熱結(jié)構(gòu)耦和仿真。為了縮短計算時間節(jié)約計算成本，提高網(wǎng)格質(zhì)量，將模型的倒角、溝槽等對結(jié)果影響極小的部分進行了簡化，簡化后的模型如圖2所示。

1.1 熱傳導(dǎo)模型

根據(jù)傳熱學(xué)理論，摩擦副在直角坐標(biāo)系下的三維熱傳導(dǎo)方程為[11]

(1)

式(1)中：c、ρ、λ分別表示比熱容、密度、熱傳導(dǎo)系數(shù)；T為摩擦副的溫度；t為滑摩時間；x、y、z為摩擦副的直角坐標(biāo)。

摩擦副接觸表面滑摩產(chǎn)生的熱量可以使用熱流密度來描述：

q(r,t)=ημPω(t)r

(2)

式(2)中：q為熱流密度；η為滑摩功轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃康霓D(zhuǎn)化率，這里忽略材料磨損的影響，認為所有的滑摩功都轉(zhuǎn)化為熱量；μ為滑摩時的摩擦系數(shù)；P為摩擦表面間的接觸壓力；ω為摩擦副主從動端間的轉(zhuǎn)速差；r為摩擦面間任意一點到中心軸的距離。

滑摩產(chǎn)生的熱量在壓盤和摩擦片間的分配可以通過熱流分配系數(shù)K來確定[12-13]:

(3)

式(3)中：K與材料的導(dǎo)熱系數(shù)λ、比熱容c、密度ρ相關(guān)，由材料本身的固有性質(zhì)所決定，下標(biāo)p和f分別表示壓盤和摩擦片。

物體有三種基本的傳熱方式：熱傳導(dǎo)、熱對流和熱輻射。離合器摩擦副在接合滑摩過程中的一部分熱量會通過與空氣的對流換熱以及熱輻射的方式散發(fā)掉，由于離合器接合時間短，其往周圍環(huán)境的熱輻射熱量極小，可以忽略不計。摩擦副的內(nèi)外端面與空氣的對流換熱作用可以等效為橫掠圓柱體強制對流換熱模型，其對流換熱系數(shù)為[11]

(4)

式(4)中：下標(biāo)o、i分別表示外端面、內(nèi)端面；Re為模型的雷諾系數(shù)；Pr為空氣的普朗特數(shù)。

1.2 載荷及邊界條件

離合器摩擦副開始接合時，動力先由飛輪傳遞到壓盤總成，壓盤通過三個凸耳與壓盤總成上的傳動片連接，然后膜片彈簧開始壓緊，施加給壓盤軸向的壓力，壓盤通過摩擦帶動摩擦片，直至完全接合。根據(jù)實際運作狀況，載荷與邊界條件設(shè)置如下：

(1)在壓盤與膜片彈簧接觸的凸臺上施加壓力，同時施加壓盤和摩擦片旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的離心力。

(2)在壓盤凸耳處約束住其徑向和周向位移，只留出其旋轉(zhuǎn)和軸向位移自由度；約束住摩擦片的徑向、周向和軸向位移，留出其旋轉(zhuǎn)自由度。

(3)設(shè)置摩擦系數(shù)為0.27，壓盤與摩擦片的接觸設(shè)置為“硬接觸”，即若壓盤與摩擦片的間隙為0，則存在接觸壓力產(chǎn)生熱量，若壓盤與摩擦片的間隙大于0，則摩擦副不接觸，接觸壓力也為0，無熱量產(chǎn)生。

2 材料與環(huán)境設(shè)置

壓盤和摩擦片材料屬性如表1所示，壓盤與摩擦片的內(nèi)外直徑相同，內(nèi)直徑155 mm，外直徑220 mm，壓盤外徑處的厚度為9.4 mm。在離合器接合滑摩過程中，假設(shè)材料為各向同性且材料物理屬性不變，設(shè)置摩擦副初始溫度與環(huán)境溫度為20 ℃。

表1 壓盤和摩擦片材料參數(shù)

3 仿真結(jié)果及分析

使用ABAQUS2016的溫度結(jié)構(gòu)耦合單元進行有限元分析，根據(jù)其實際滑摩情況與工作載荷，在壓盤與膜片彈簧接觸的凸臺處施加壓力，初始壓力從0～0.2 s線性增加到最大值1 MPa，之后保持1 MPa穩(wěn)定不變；根據(jù)離合器接合過程的轉(zhuǎn)速曲線[14]擬合壓盤和摩擦片的轉(zhuǎn)速與實際的轉(zhuǎn)速差。下面重點研究壓盤的溫度場與應(yīng)力場，圖3為摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min，膜片彈簧施加的壓力為1 MPa，壓盤外徑處的初始厚度9.4 mm，離合器接合完成時的壓盤及摩擦片滑摩面物理量分布云圖。

圖3 離合器接合完成時滑摩面物理量分布云圖

從圖3中可以看出，摩擦副摩擦面最高溫度與應(yīng)力出現(xiàn)在其內(nèi)徑處，應(yīng)力比較集中；壓盤外徑處軸向變形較大，壓盤出現(xiàn)錐形翹曲變形；其結(jié)果與文獻[6]所示的結(jié)果類似，原因是由于其初始結(jié)構(gòu)、安裝等，滑摩開始時初始接觸壓力分布不均勻，不均勻的接觸壓力導(dǎo)致壓盤溫度不均，隨之產(chǎn)生的熱膨脹又會進一步影響摩擦副接觸狀態(tài)，最后使得壓盤產(chǎn)生錐形變形翹曲，壓盤與摩擦片的接觸面積變小，主要接觸部分開始向內(nèi)徑移動，最終最大溫度與應(yīng)力出現(xiàn)在內(nèi)徑處。文獻[15]對離合器壓盤進行了大滑差轉(zhuǎn)速工況滑摩溫升試驗，發(fā)現(xiàn)滑摩結(jié)束后，壓盤滑摩面內(nèi)徑處磨損痕跡明顯，外徑處磨損輕微。說明接合過程中壓盤發(fā)生了錐形變形，主要接觸區(qū)域在摩擦面內(nèi)徑處，驗證了仿真結(jié)果的正確性。下面討論摩擦副轉(zhuǎn)速差，膜片彈簧壓力和壓盤厚度三個影響因素對摩擦副接觸面溫度場和應(yīng)力場的影響。

3.1 轉(zhuǎn)速差的影響

采用的壓盤滑摩接觸面從內(nèi)徑至外徑的徑向節(jié)點，繪制壓盤徑向物理量分布曲線，圖4和圖5所示分別為摩擦副初始轉(zhuǎn)速差750、1 000、1 250 r/min，滑摩結(jié)束時的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

從圖4、圖5中可以看出，壓盤摩擦面的最高溫度與應(yīng)力出現(xiàn)在摩擦面的內(nèi)徑處，隨著初始轉(zhuǎn)速差的升高，壓盤內(nèi)徑處的溫升和應(yīng)力增加明顯，最高溫度和應(yīng)力從750 r/min對應(yīng)的56 ℃、29 MPa增加到1 250 r/min對應(yīng)的95 ℃、54 MPa，這是因為轉(zhuǎn)速差的增大使滑摩產(chǎn)生的總熱量增加，傳遞到壓盤上的熱量也相應(yīng)增大，溫度便隨之越來越高，壓盤摩擦面的應(yīng)力也有相同的規(guī)律。隨著初始轉(zhuǎn)速差的升高，盤面的溫度梯度與應(yīng)力梯度也隨之變得越來越大，溫度與應(yīng)力分布更加不均勻，壓盤最高溫度和應(yīng)力有向內(nèi)徑方向移動的趨勢，說明隨著轉(zhuǎn)速差的增大，摩擦副的實際接觸區(qū)域會向內(nèi)徑方向移動，壓盤的錐形變形增大，接觸區(qū)域逐漸向內(nèi)徑方向移動。滑膜面中外徑處的溫度和應(yīng)力對轉(zhuǎn)速差的敏感度較小。

圖4 不同轉(zhuǎn)速下徑向溫度分布曲線

圖5 不同轉(zhuǎn)速下徑向應(yīng)力分布曲線

3.2 壓力的影響

圖6和圖7所示為壓盤凸臺受到的壓力分別為0.75、1、1.25 MPa，滑摩結(jié)束時的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

圖6 不同壓力下徑向溫度分布曲線

圖7 不同壓力下徑向壓力分布曲線

從圖6和圖7中可以看出，初始壓力的升高會增加壓盤滑摩面的最高溫度和最高應(yīng)力，從0.75 MPa對應(yīng)的71 ℃、39 MPa增加到1.25 MPa對應(yīng)的105 ℃、65 MPa，說明膜片彈簧壓力的增大同樣會使滑摩產(chǎn)生的熱量增加，增加其最高滑摩溫度和最高應(yīng)力；但隨著壓力的增加，最高溫度和應(yīng)力始終出現(xiàn)在內(nèi)徑處，且不隨著壓力的增大而有移動的趨勢，對摩擦接觸的影響較小，同時對滑摩面中外徑的溫度和應(yīng)力數(shù)值產(chǎn)生的影響較小。

3.3 壓盤厚度的影響

圖8和圖9所示為壓盤外徑處厚度分別為9.4 mm和10.4 mm，滑摩結(jié)束時的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

圖8 不同壓盤厚度下徑向溫度分布曲線

圖9 不同壓盤厚度下徑向應(yīng)力分布曲線

從圖8和圖9中可以看出，隨著壓盤厚度的增加，其滑摩面最高溫度有所增加，但差距不大，從溫度的變化趨勢看，由于壓盤厚度的增加影響了壓盤熱量的傳導(dǎo)，其最高溫度在徑向的影響范圍逐漸變小，高溫區(qū)域更加集中，溫度變化更加劇烈，中外徑處的溫度基本無變化。與大溫度梯度相對應(yīng)的是應(yīng)力的增大，隨著壓盤厚度的增加，其高溫集中區(qū)域的應(yīng)力也相應(yīng)的隨之明顯變大?？梢娫黾訅罕P的厚度能夠增加其熱容量，容納更多的熱量，但也會降低熱量的傳導(dǎo)范圍，使高溫區(qū)域集中，應(yīng)力增大。

4 壓盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化與分析

由于壓盤的錐形翹曲變形與摩擦面內(nèi)徑處的溫度與應(yīng)力集中，將會減小摩擦副的摩擦面積與作用半徑，影響其傳扭能力；且長時滑摩時會使內(nèi)徑處溫度過高，造成燒蝕磨損，引起離合器性能下降甚至失效。因此，對壓盤進行了結(jié)構(gòu)改進，根據(jù)之前的仿真，壓盤軸向最大軸向翹曲變形量約為0.02 mm，據(jù)此在壓盤摩擦面增加了內(nèi)錐度，設(shè)置壓盤內(nèi)外徑處的高度差為0.02 mm，改進結(jié)構(gòu)如圖10所示。

為了保證優(yōu)化后的壓盤熱特性，對帶有內(nèi)錐度的壓盤結(jié)構(gòu)重新按照相同的條件進行滑摩仿真，其中摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min，膜片彈簧施加的壓力為1 MPa，壓盤厚度為初始厚度9.4 mm，圖11是接合完成改進前后壓盤滑摩面溫度分布云圖。圖12和圖13是改進前后的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

從圖12和圖13中可以看出，增加內(nèi)錐度后，壓盤滑摩面的高溫與高應(yīng)力區(qū)域向外徑方向發(fā)生了移動，且溫度與應(yīng)力分布更加均勻，集中現(xiàn)象相對減弱，最高溫度82 ℃，與原始結(jié)構(gòu)的93 ℃相比，下降了11.8%，最高應(yīng)力53 MPa，與原始結(jié)構(gòu)的56 MPa相比，下降了5.4%。由此可見增加錐度后的壓盤滑摩面溫度與應(yīng)力分布更加均勻合理，減少了溫度與應(yīng)力的集中，從而提升了壓盤可承受的極限工況，壓盤性能得到了提高；且壓盤與摩擦片的滑摩接觸面積增加，有效摩擦面積增加，提高了離合器的工作穩(wěn)定性。

圖10 壓盤改進前后結(jié)構(gòu)示意圖

圖11 改進前后壓盤滑摩面溫度分布云圖

圖12 壓盤改進前后徑向溫度分布曲線

圖13 壓盤改進前后徑向應(yīng)力分布曲線

5 結(jié)論

建立了壓盤與摩擦片的有限元分析模型，結(jié)合離合器實際運行情況，利用ABAQUS的直接耦合法進行了有限元分析，并研究了初始轉(zhuǎn)速差，彈簧壓力和壓盤厚度對壓盤滑摩溫度場和應(yīng)力場的影響，最后對壓盤結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化，結(jié)果表明：

(1)初始轉(zhuǎn)速差是影響壓盤滑摩溫度與應(yīng)力的重要因素，高的初始轉(zhuǎn)速差會使壓盤滑摩溫度與應(yīng)力增高，溫度與應(yīng)力梯度增大，并使壓盤翹曲變形增加，摩擦接觸區(qū)域逐漸向內(nèi)徑移動。因此，在控制離合器接合時應(yīng)盡量減少摩擦副間的轉(zhuǎn)速差。

(2)膜片彈簧壓力的增大同樣會增加滑摩產(chǎn)生的熱量，使壓盤滑摩溫度與應(yīng)力增大，但對摩擦接觸的影響較小，在傳遞扭矩足夠的情況下，應(yīng)盡可能適量減少壓力。

(3)壓盤厚度的增加會影響壓盤的熱傳導(dǎo)，使溫度與應(yīng)力更加集中，同時也能夠增加其熱容量和機械強度，設(shè)計時應(yīng)平衡考慮。

(4)增加內(nèi)錐度后壓盤的溫度與應(yīng)力分布更加均勻，最高值均有所下降，摩擦接觸面積增加，提高了離合器的性能與穩(wěn)定性。