液力變矩器閉鎖離合器故障分析

王穎

摘 要：文章詳細描述了變矩器閉鎖離合器的摩擦片失效故障，從液力變矩器的結構上進行了分析，校核了原始設計，確定了失效的根本原因，設計了新的改進方案，并實施了驗證試驗。

關鍵詞：液力變矩器;閉鎖離合器;尺寸鏈;軸向定位;承壓能力

中圖分類號：TH137.332 ?文獻標識碼：A ?文章編號：1671-7988（2020）14-85-03

Abstract： The paper describes the friction plate fault of the lock up clutch in the hydraulic torque converter， analyzes the probable causes of friction plate fault based on the structure of hydraulic torque converter， check the original design， determines the fundamental cause， update design and carry out verification test.

Keywords： Torque Converter; Lock up Clutch; Dimension Chain; Axial alignment; Pressure Bearing Capacity

CLC NO.： TH137.332 ?Document Code： A ?Article ID： 1671-7988（2020）14-85-03

1 前言

液力變矩器是液力自動變速器的關鍵部件，在車輛低速運行時，液力變矩器變矩工作，將從發(fā)動機獲取的能量轉換為扭矩，帶動車輛前進，在車輛高速運行時，變矩器閉鎖工作，使發(fā)動機與變速器直連，提高車輛的運行效率。因此，液力變矩器性能的穩(wěn)定與否直接關系到車輛能否正常運行。

新開發(fā)的液力變矩器需要通過各種試驗來檢測其設計的合理性。這些試驗包括生產下線試驗、性能試驗、零件可靠性試驗（耐久試驗）及試車試驗。本文正是通過可靠性試驗檢測出液力變矩器的設計缺陷，而后針對試驗結果進行了原因分析、設計校核，查找到失效的根本原因，并對失效點進行了設計更新和試驗驗證。

2 問題描述

新設計的液力變矩器在耐久試驗中途拆解檢查，發(fā)現(xiàn)閉鎖離合器摩擦片兩面均失效。如圖1、圖2和圖3所示。圖1可見摩擦片的花鍵部位（與扭轉減震器花鍵配合處）出現(xiàn)了嚴重的磨損現(xiàn)象，花鍵齒形成兩側劍刃狀。圖2可見摩擦片與對偶片相配合的摩擦面內環(huán)出現(xiàn)摩擦材料嚴重脫落的現(xiàn)象。從圖3的變矩器裝配結構來看，圖1摩擦面遠離活塞端，圖2摩擦面近活塞端。

3 原因分析

從失效的現(xiàn)象來看，摩擦片在運行過程中軸向脫離扭轉減震器的配合花鍵，摩擦片內花鍵與配合花鍵的端面棱邊互相干磨，致使摩擦片花鍵非正常磨損，并形成劍刃狀。因此，摩擦片軸向脫離配合面是根本原因。

如圖4所示，液力變矩器總成結構中，泵輪1與渦輪2的間隙為2.6mm，渦輪2與導輪3的間隙為3.4mm，渦輪2與單向離合器7的間隙為2.2mm，活塞5與閉鎖離合器6對偶片的間隙為2mm。裝配時，扭轉減震器4向右可移動距離為2.2mm，摩擦片與扭轉減震器的距離為2.5mm。

閉鎖離合器6摩擦片與扭轉減震器4脫開的距離=扭轉減震器4向右可移動距離+閉鎖離合器6摩擦片與扭轉減震器4的距離=2.2mm+2.5mm=4.7mm。

可能的活塞與扭轉減震器之間的間隙為活塞與對偶片間隙與扭轉減震器向右移動距離之和，即4.2mm，接近4.7的最大間隙。

如果考慮摩擦片的倒角，摩擦片在工作過程就有可能從扭轉減震器的花鍵配合軸向脫出。

從以上分析來看，扭轉減震器及渦輪可以軸向移動是故障發(fā)生的根本原因。

4 設計校核

該設計中，軸向尺寸鏈為：罩輪—推力軸承—渦輪及扭轉減震器—導輪—墊片—止推軸承—泵輪轂—泵輪—中間盤—罩輪。

其中，渦輪總成兩側為推力軸承10和止推墊9，沒有軸向定位，可左右移動。

在機械設計中，一個完整的尺寸鏈只能有一個調整點，而此處軸向定位出現(xiàn)了問題，渦輪總成的左右兩端均未定位，與機械設計原理相背離。因此，可以確定該設計不合理，軸向需要重新定位設計。

另外，在分析的過程中發(fā)現(xiàn)設計中還存在另一個問題，活塞承壓面積大，重量大，導致摩擦片材料大面積脫落。為此，我們對閉鎖離合器的受力進行了校核。

可推算出摩擦片承受的單位凈面壓。經校核，摩擦片在此設計中承受的單位凈面壓為8500kPa，而摩擦材料的本身能夠承受的單位凈面壓為4500kpa，其承受的單位凈面壓已經超出了摩擦材料的耐壓能力。

5 方案改進

根據(jù)設計校核的結果，我們對現(xiàn)有設計從兩個方面進行了改進：

（1）增加軸向定位，滿足尺寸鏈要求;

（2）調整活塞的徑向尺寸，降低摩擦片的面壓。

針對第一條的改進措施為：將圖5中的推力軸承變更為圖6的深溝球軸承1，且深溝球軸承將扭矩減震器軸向定位，使其不可軸向竄動。這樣，根據(jù)之前的分析，活塞與扭轉減震器之間的間隙為2mm，摩擦片在工作時不會軸向脫出。

針對第二條的改進措施為：調整活塞的徑向尺寸，外環(huán)尺寸不變，內環(huán)尺寸放大，縮小其與油源的接觸面積，降低活塞對摩擦片的壓緊力。根據(jù)計算，摩擦片的單位凈面壓降低為2059kPa，滿足摩擦材料的耐壓能力，同時滿足閉鎖離合器傳遞扭矩的要求。

改進的方案如圖6所示。

6 試驗驗證

新方案的傳遞扭矩要求和軸向定位情況，需要通過試驗來驗證。我們對此進行了閉鎖離合器的最大傳遞扭矩試驗。

試驗從定力矩試驗和定轉速試驗兩個方面進行。

定力矩試驗分別在200s內升速到2400rpm進行1300Nm、1500Nm和1800Nm的扭矩傳遞，根據(jù)輸入輸出轉速差，判斷閉鎖離合器是否發(fā)生了滑摩現(xiàn)象。

定轉速試驗是在50s內2400rpm時，扭矩提高到1800Nm過程中，閉鎖離合器的工作情況，根據(jù)輸入輸出轉速差，判斷閉鎖離合器是否發(fā)生了滑摩現(xiàn)象。

另外，還增加了最大傳遞扭矩破壞試驗，即在800rpm時，要求傳遞扭矩2200Nm，如圖7所示。

經過一系列的驗證試驗，試驗結果表明更改后的方案能夠解決軸向定位問題，同時滿足扭矩傳遞的需求。

7 結論

本文針對可靠性試驗拆解時發(fā)現(xiàn)的失效形式進行了調查和分析，找到了失效的根本原因。然后進行了設計校核，提出了新的改進方案，并對新方案進行了試驗驗證，證實了新方案的有效性。

此次的設計失效提醒設計工程師，在設計過程中應該注重機械設計原理，理論與實際相結合，才能設計出合理、可靠、滿足需求的好產品。

參考文獻

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