車用空載濕式離合器高速碰撞摩擦特性及帶排轉(zhuǎn)矩分析

張琳， 魏超， 胡紀(jì)濱， 胡琦

(北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院, 北京 100081)

0 引言

濕式離合器作為換擋核心部件，廣泛應(yīng)用于重載軍用車輛、工程機(jī)械傳動(dòng)裝置以及乘用車自動(dòng)變速箱中。濕式離合器結(jié)構(gòu)如圖1所示，它由多個(gè)環(huán)狀的鋼片和摩擦片組成，鋼片和摩擦片相間布置。當(dāng)離合器處于空載狀態(tài)(也稱分離狀態(tài))時(shí)，若主、從動(dòng)件存在轉(zhuǎn)速差，則摩擦副間隙中的潤滑油將受到剪切作用，油液的剪切作用不可避免會(huì)對(duì)摩擦片或鋼片產(chǎn)生一定的阻力矩，這個(gè)阻力矩即稱為帶排轉(zhuǎn)矩。帶排轉(zhuǎn)矩會(huì)引起離合器的功率損失，降低離合器的傳動(dòng)效率，同時(shí)還會(huì)造成潤滑油和摩擦副溫度升高，縮短離合器的使用壽命，降低其工作可靠性。

圖1 濕式離合器示意圖Fig.1 Schematic diagram of wet clutch

在采用濕式離合器換擋的傳動(dòng)裝置中，濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩問題由來已久，從20世紀(jì)60年代開始，研究人員一直致力于相關(guān)理論和試驗(yàn)的探索，主要包括低速與高速帶排轉(zhuǎn)矩研究兩個(gè)方面。文獻(xiàn)[1-2]主要提出了傳統(tǒng)低速帶排轉(zhuǎn)矩模型，假設(shè)摩擦副之間潤滑油為單相流，通過油液剪切力的積分獲得帶排轉(zhuǎn)矩，該模型在低速時(shí)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好，但隨著離合器轉(zhuǎn)速的提高，其預(yù)測(cè)值與試驗(yàn)數(shù)據(jù)偏差較大。

研究人員很快認(rèn)識(shí)到離合器轉(zhuǎn)速的提高使摩擦副之間的流體形成氣體與液體(簡稱氣液)兩相流，這時(shí)帶排轉(zhuǎn)矩的研究進(jìn)入過渡階段。主要研究包括：兩相流界面的解析模型、流場數(shù)值模擬、帶排轉(zhuǎn)矩的影響因素分析以及試驗(yàn)研究等方面。在兩相流的解析模型方面，文獻(xiàn)[3]對(duì)帶排轉(zhuǎn)矩模型及參數(shù)影響規(guī)律進(jìn)行了研究，并通過接觸線模型研究了兩相流界面的發(fā)展過程。文獻(xiàn)[4-6]提出了等效圓周角、等效油膜半徑以及均相流模型，用于描述氣液兩相流隨著輸入轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系，并通過了試驗(yàn)驗(yàn)證。在兩相流的數(shù)值模擬方面，文獻(xiàn)[7]通過流體體積函數(shù)(VOF)方法，模擬了離合器工況、制動(dòng)器工況下的氣液兩相流分布，研究了帶排轉(zhuǎn)矩的影響因素。文獻(xiàn)[8-9]進(jìn)行了摩擦片溝槽的流速模擬，用于槽型優(yōu)化，結(jié)果表明50°斜線槽可獲得較小的帶排轉(zhuǎn)矩。

文獻(xiàn)[10]對(duì)高速離合器帶排轉(zhuǎn)矩進(jìn)行了測(cè)試，其結(jié)果表明當(dāng)濕式離合器速度達(dá)到某個(gè)臨界轉(zhuǎn)速后，會(huì)發(fā)生摩擦副之間的碰撞摩擦(簡稱碰摩)，帶排轉(zhuǎn)矩急劇增大。文獻(xiàn)[11]認(rèn)為高速濕式離合器的帶排轉(zhuǎn)矩問題是一個(gè)單自由度的系統(tǒng)振動(dòng)問題，并提出了針對(duì)無油槽摩擦片的流致振動(dòng)轉(zhuǎn)矩模型。文獻(xiàn)[12]發(fā)現(xiàn)摩擦副間壓力隨著離合器轉(zhuǎn)速增加而急劇降低，推斷可能是由于摩擦副間的真空導(dǎo)致了摩擦片的振動(dòng)和帶排轉(zhuǎn)矩的突變。文獻(xiàn)[13]提出一種統(tǒng)計(jì)學(xué)方法，通過運(yùn)用次序統(tǒng)計(jì)量來表示動(dòng)態(tài)變化的圓盤位置，從而對(duì)離合器中摩擦副的位置分布進(jìn)行建模。文獻(xiàn)[14-15]對(duì)單片高速濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩進(jìn)行了大量試驗(yàn)，通過分析摩擦片的振動(dòng)頻率，發(fā)現(xiàn)摩擦片的不穩(wěn)定擺動(dòng)導(dǎo)致帶排轉(zhuǎn)矩的急劇增大，并提出了單片濕式離合器流體與固體(簡稱流固)耦合動(dòng)力學(xué)模型。文獻(xiàn)[16]在單片流固耦合動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)上，考慮對(duì)偶摩擦片、鋼片間的耦合運(yùn)動(dòng)，提出了多片濕式離合器流固耦合動(dòng)力學(xué)模型，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，獲得了較高的吻合度。

目前對(duì)高速帶排問題的研究多集中于單片濕式離合器，對(duì)于濕式離合器高速帶排的產(chǎn)生機(jī)理還未有公認(rèn)的理論模型。實(shí)際使用的濕式離合器一般包含3～6個(gè)摩擦片，比單片離合器具有更多的運(yùn)動(dòng)自由度及更復(fù)雜的耦合關(guān)系。因此，針對(duì)以上研究中存在的不足，本文以制動(dòng)器工況下的高速空載多片濕式離合器為研究對(duì)象，考慮摩擦副與間隙旋轉(zhuǎn)流場之間的運(yùn)動(dòng)耦合關(guān)系以及摩擦片與鋼片之間的碰摩運(yùn)動(dòng)等，建立多摩擦副流固耦合動(dòng)力學(xué)模型，通過數(shù)值求解分析了摩擦副非線性碰摩特性，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證模型的有效性。

1 多片濕式離合器流固耦合動(dòng)力學(xué)模型

圖2 濕式離合器摩擦副初始位置分布簡圖Fig.2 Schematic diagram of initial position distribution of friction pairs in wet clutch

本文建立的濕式離合器力學(xué)模型如圖2所示，包含5個(gè)摩擦片和6個(gè)鋼片(其中兩端的兩個(gè)鋼片a和f受結(jié)構(gòu)約束靜止不動(dòng))，共形成10個(gè)摩擦副。假設(shè)這些摩擦副的初始位置分布是均勻平行的，且處于平衡狀態(tài)；摩擦片與鋼片均為勻質(zhì)剛體，即摩擦片與鋼片的質(zhì)心與其幾何中心(圓心)重合。5個(gè)摩擦片通過外花鍵與輸入軸相聯(lián)，繞z軸的轉(zhuǎn)速為w(rad/s)；6個(gè)鋼片通過內(nèi)花鍵與傳動(dòng)軸聯(lián)接，繞z軸的轉(zhuǎn)速為0 rad/s(制動(dòng)器工況)。此外，由于摩擦片、鋼片與輸入軸、傳動(dòng)軸的聯(lián)接是動(dòng)配合，所以當(dāng)離合器達(dá)到某一轉(zhuǎn)速時(shí)，在系統(tǒng)擾動(dòng)以及流體力作用下，摩擦片和鋼片將出現(xiàn)軸向運(yùn)動(dòng)(沿z軸方向的平動(dòng)位移)或擺動(dòng)(繞x軸角向擺動(dòng)位移α和繞y軸角向擺動(dòng)位移β)(見圖3)，且認(rèn)為在小擾動(dòng)作用下，軸向運(yùn)動(dòng)與兩個(gè)角向運(yùn)動(dòng)解耦[17]，同時(shí)摩擦副間隙流場結(jié)構(gòu)和流體動(dòng)壓力也會(huì)受摩擦副運(yùn)動(dòng)的影響而發(fā)生改變。當(dāng)摩擦片與鋼片的相對(duì)運(yùn)動(dòng)幅值超過初始分布間隙h0時(shí)，會(huì)發(fā)生碰摩，從而引起帶排轉(zhuǎn)矩急劇上升。

圖3 濕式離合器摩擦片與鋼片運(yùn)動(dòng)自由度分析Fig.3 Degree of freedom of friction/steel plate in wet clutch

1.1 摩擦副間隙旋轉(zhuǎn)流場流體力模型

以摩擦片A為例進(jìn)行受力分析，其兩側(cè)分別為摩擦片A-鋼片a間隙流場和摩擦片A-鋼片b間隙流場(見圖2)，兩側(cè)流場均產(chǎn)生作用于摩擦片A的流體力、流體力矩。如圖4所示，以摩擦片A-鋼片a間隙流場為例分析旋轉(zhuǎn)流場對(duì)摩擦片A的作用力，其中：ri為摩擦片的內(nèi)徑；ro為摩擦片的外徑；Fz為流場對(duì)摩擦片的軸向力；Mx和My分別為流場對(duì)摩擦片的力矩。

圖4 摩擦副間隙旋轉(zhuǎn)流場作用力分析簡圖Fig.4 Schematic diagram of fluid acting force of rotating clearance flow field

1.1.1 摩擦副間隙流場剛度與阻尼

在外力的作用下，摩擦片A在平衡位置存在小擾動(dòng)運(yùn)動(dòng)(見圖4)，流體作用力可采用線性模型表示，其中，流場剛度和阻尼可采用小擾動(dòng)法表示成流體擾動(dòng)壓力的積分形式(具體過程見參考文獻(xiàn)[16])。若要獲得流體的剛度和阻尼，則必須求解流體的擾動(dòng)壓力。本文采用考慮流體慣性影響、等溫條件下理想流體瞬態(tài)柱坐標(biāo)雷諾方程[18]，由于高速多片濕式離合器摩擦副間隙流場中流體體積含氣率較高，即空氣體積遠(yuǎn)大于潤滑油體積，因此將兩相混合流體近似考慮為可壓縮理想氣體，將理想氣體狀態(tài)方程代入理想流體瞬態(tài)柱坐標(biāo)雷諾方程，得到高速多片濕式離合器兩相混合流體雷諾方程：

(1)

式中：r為流場徑向坐標(biāo)；θ為流場周向坐標(biāo)；h為流均間隙；μ為流場流體黏度；p為流場壓力。

將p=p0+p′和h=h0+h′(下標(biāo)“0”代表穩(wěn)態(tài)值，上標(biāo)“′”代表擾動(dòng)值)代入(1)式中,略去高階擾動(dòng)項(xiàng)，得到不含時(shí)間項(xiàng)的穩(wěn)態(tài)雷諾方程和含時(shí)間項(xiàng)的動(dòng)態(tài)雷諾方程分別

(2)

(3)

由(2)式來計(jì)算摩擦副處于平衡位置時(shí)的流體穩(wěn)態(tài)壓力p0，由(3)式推導(dǎo)得到以6個(gè)擾動(dòng)壓力分量(pzr,pzi,pαr,pαi,pβr,pβi)為自變量的擾動(dòng)雷諾方程[16]：

(4)

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

由(4)式～(9)式可計(jì)算得到流場擾動(dòng)壓力實(shí)部pzr、pαr、pβr以及擾動(dòng)壓力虛部pzi、pαi、pβi，將流體擾動(dòng)壓力值積分，即可求得流場剛度k和阻尼c.

1.1.2 摩擦副運(yùn)動(dòng)耦合方程

單片濕式離合器的可動(dòng)部件僅包含一片摩擦片，在計(jì)算流體力時(shí)僅需要考慮摩擦片自身的運(yùn)動(dòng)；而對(duì)于多片濕式離合器，其可動(dòng)部件包含多對(duì)摩擦片和鋼片，在計(jì)算流場流體力時(shí)需考慮對(duì)偶摩擦片、鋼片間的耦合運(yùn)動(dòng)。本文根據(jù)圖3所示摩擦片與鋼片的運(yùn)動(dòng)自由度，建立了摩擦副運(yùn)動(dòng)耦合方程，來確定鋼片- 摩擦片相對(duì)位移、相對(duì)速度:

(10)

1.2 摩擦副軸向碰摩模型

針對(duì)高速多片濕式離合器的碰撞問題，本文采用動(dòng)態(tài)接觸碰撞理論分析摩擦副的碰撞過程，考慮作用在摩擦片外圓周處的軸向碰摩力Fn和切向摩擦力Fτ(見圖5)，建立摩擦副碰摩模型。

圖5 摩擦副碰摩分析示意圖Fig.5 Schematic diagram of rubbing analysis of friction pair

1.2.1 軸向碰摩力

考慮多片高速濕式離合器摩擦副碰摩系統(tǒng)具有多參數(shù)、高維、非線性的特點(diǎn)，選用基于Hertz理論的非線性彈簧阻尼模型。假設(shè)在碰摩過程中，摩擦片和鋼片整體保持剛性，在兩曲面處為點(diǎn)接觸，并且接觸力垂直于二者的公切線，如圖5所示，其中接觸過程中彈性變形用彈簧表示，阻尼用來模擬能量耗散[19]：

(11)

式中：ks為碰摩剛度系數(shù)(N/m)，ks的理論計(jì)算參考文獻(xiàn)[20]；δd為碰摩接觸變形量(m)；e為碰撞指數(shù)，金屬與金屬材料一般為1.5；cs為碰撞阻尼系數(shù)(N·s/m)，碰撞阻尼系數(shù)通常通過試驗(yàn)測(cè)量。

1.2.2 切向摩擦力

切向摩擦力模型用來計(jì)算因碰摩產(chǎn)生的切向摩擦力，其會(huì)阻礙摩擦副的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，產(chǎn)生帶排轉(zhuǎn)矩，增大功率損失。由于線性庫侖摩擦力模型形式簡單，近似效果較好，因此本文選用線性庫侖力模型進(jìn)行計(jì)算，切向摩擦力可表示為

Fτ=fFn，

(12)

式中：f為摩擦片- 鋼片摩擦系數(shù)。

1.3 摩擦副流固耦合碰摩動(dòng)力學(xué)模型

對(duì)高速多片濕式離合器摩擦副進(jìn)行受力分析，聯(lián)立摩擦副間隙流場流體力模型、摩擦副碰摩模型和摩擦副運(yùn)動(dòng)微分方程，建立摩擦副流固耦合碰摩動(dòng)力學(xué)模型：

(13)

1.4 多片濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩計(jì)算模型

濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩主要包含兩部分：

1) 由潤滑油黏性摩擦引起的帶排轉(zhuǎn)矩Ts(具體模型見參考文獻(xiàn)[6])；

2)由摩擦副碰摩引起的帶排轉(zhuǎn)Ti[16].

因此，多片濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩為

T=Ts+Ti.

(14)

2 摩擦副非線性運(yùn)動(dòng)特性分析

2.1 數(shù)值求解方法

圖6 摩擦副運(yùn)動(dòng)響應(yīng)的數(shù)值求解過程Fig.6 Numerical solution of motion response of friction pair

高速多片濕式離合器摩擦副流固耦合碰摩動(dòng)力學(xué)模型為非線性偏微分方程，本文采用4階龍格- 庫塔法進(jìn)行數(shù)值求解，如圖6所示，其中，te為總仿真時(shí)間；t為仿真進(jìn)行時(shí)刻；Δt為仿真迭代時(shí)間步長。具體求解過程如下：

1)確定高速多片濕式離合器結(jié)構(gòu)參數(shù)(摩擦副結(jié)構(gòu)參數(shù)、摩擦片表面溝槽結(jié)構(gòu)參數(shù)等)與工作參數(shù)(摩擦片轉(zhuǎn)速、潤滑油流量等)；

快要走出辦公室時(shí)，楊校長喊住了我。張老師，你是咱們小學(xué)的骨干教師，你的師德人品全校公認(rèn)，我們絕對(duì)不相信你會(huì)強(qiáng)奸李金枝。

2) 確定各摩擦片、鋼片初始位移(由于摩擦副通過花鍵連接，無軸向定位結(jié)構(gòu)，安裝時(shí)其初始位置不固定)；

3) 根據(jù)兩相流模型確定流場的等效密度和等效黏度(具體過程見參考文獻(xiàn)[6]);

4) 求解摩擦副間隙流場流體力模型：根據(jù)此時(shí)摩擦副的運(yùn)動(dòng)位移，確定各流場結(jié)構(gòu)參數(shù)，進(jìn)而得到兩相流下的摩擦副間隙穩(wěn)態(tài)雷諾方程和6個(gè)擾動(dòng)壓力微分方程，求解并積分得到各間隙流場的穩(wěn)態(tài)流體力和剛度系數(shù)、阻尼系數(shù)；考慮摩擦片、鋼片間的運(yùn)動(dòng)耦合，確定其相對(duì)位移、相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度，計(jì)算作用在摩擦副上的流體力和流體力矩；

5) 求解摩擦副碰摩模型：根據(jù)此時(shí)摩擦副的運(yùn)動(dòng)位移，判斷每對(duì)摩擦片和鋼片之間是否發(fā)生碰摩。若發(fā)生碰摩，確定碰摩點(diǎn)位置、碰摩點(diǎn)彈性變形量、碰摩點(diǎn)相對(duì)速度，求解碰摩力模型，計(jì)算軸向碰摩力和切向摩擦力(即碰摩帶排轉(zhuǎn)矩)；

6) 將以上結(jié)果代入摩擦副流固耦合碰摩動(dòng)力學(xué)模型，并用4階龍格- 庫塔進(jìn)行非線性多自由度方程的數(shù)值求解，確定摩擦片、鋼片新的運(yùn)動(dòng)位移、速度；

7) 重復(fù)步驟4～步驟6，直至迭代計(jì)算結(jié)束。

2.2 非線性運(yùn)動(dòng)分析

離合器參數(shù)如表1所示，摩擦片表面有均勻分布的徑向油槽，保持系統(tǒng)的其他參數(shù)不變，改變摩擦片轉(zhuǎn)速，求解摩擦片和鋼片的運(yùn)動(dòng)響應(yīng)，分析不同轉(zhuǎn)速下高速多片濕式離合器摩擦副的運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)。

2.2.1 摩擦副無碰摩

圖8為2.5 s時(shí)各摩擦副的位置關(guān)系圖，將摩擦片和鋼片沿外圓展開，其中橫坐標(biāo)為圓周角度，縱坐標(biāo)為摩擦片和鋼片外圓點(diǎn)的軸向位置(忽略摩擦片和鋼片厚度)。由圖8可知，11條曲線(5條代表摩擦片、6條代表鋼片)均未接觸，即所有摩擦副均未發(fā)生碰摩，與圖7所示結(jié)果相同。

圖9為摩擦副運(yùn)動(dòng)相軌跡圖，其中橫坐標(biāo)為運(yùn)動(dòng)位移，縱坐標(biāo)為相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)速度。由圖9(a)可知，雖然摩擦片和鋼片的軸向速度不為0 μm/s，但其軸向位移變化程度較小，基本穩(wěn)定于某軸向位移。此外，通過分析各摩擦片和鋼片的運(yùn)動(dòng)位移可發(fā)現(xiàn)，摩擦片C兩側(cè)的摩擦片和鋼片的位移幅值逐漸對(duì)稱增大，即離摩擦片C越遠(yuǎn)軸向運(yùn)動(dòng)位移幅值越大，其中摩擦片A和摩擦片E的軸向位移幅值最大，約為180 μm.

表1 系統(tǒng)仿真參數(shù)表

圖7 摩擦片轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)摩擦副最小間隙圖Fig.7 Minimum axial clearances of all friction pairs at 2 000 r/min

圖8 摩擦片轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)摩擦副展開軸向位置關(guān)系圖Fig.8 Axial positions of outer dots of all friction pairs/steel plates at 2.5 s at 2 000 r/min

圖9 摩擦片轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)摩擦副相軌跡圖Fig.9 Diagram of phase trajectories of all friction pairs at 2 000 r/min

由圖9(b)和圖9(c)可知，所有摩擦副繞x軸的α角向運(yùn)動(dòng)和繞y軸的β角向運(yùn)動(dòng)軌跡基本一致，摩擦片和鋼片的運(yùn)動(dòng)位移和運(yùn)動(dòng)速度均關(guān)于零點(diǎn)對(duì)稱，且運(yùn)動(dòng)軌跡均為封閉環(huán)形曲線，其中摩擦片C兩側(cè)的摩擦片和鋼片的運(yùn)動(dòng)呈對(duì)稱關(guān)系。此外，離合器工作過程中摩擦片旋轉(zhuǎn)、鋼片靜止，由于摩擦片受到的離心力矩阻礙摩擦片的偏轉(zhuǎn)，摩擦片的運(yùn)動(dòng)位移、速度均小于鋼片的運(yùn)動(dòng)位移、速度。

2.2.2 摩擦副碰摩

當(dāng)摩擦片的轉(zhuǎn)速為4 000 r/min時(shí)，各摩擦副最小軸向間隙隨時(shí)間的變化曲線如圖10所示。由圖10可知，在0.05 s時(shí)，摩擦片C與鋼片d間隙小于0 mm，摩擦片與鋼片發(fā)生碰摩，此后其他多對(duì)摩擦副也交替發(fā)生碰摩。

圖10 摩擦片轉(zhuǎn)速4 000 r/min時(shí)摩擦副最小間隙圖Fig.10 Minimum axial clearances of all friction pairs at 4 000 r/min

圖11為2.55 s時(shí)各摩擦副的位置關(guān)系圖，由圖11可知，共有5條曲線相交于4個(gè)點(diǎn)(如圖中粉紅圈所示)，即共4對(duì)摩擦副發(fā)生碰摩，與圖10所示結(jié)果相同。

圖11 摩擦片轉(zhuǎn)速4 000 r/min時(shí)摩擦副展開軸向位置關(guān)系圖Fig.11 Axial positions of outer dots of all friction pairs/steel plates at 2.55 s at 4 000 r/min

圖12為摩擦副運(yùn)動(dòng)相軌跡圖，其中橫坐標(biāo)為運(yùn)動(dòng)位移，縱坐標(biāo)為相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)速度。由圖12(a)可知，摩擦片的軸向運(yùn)動(dòng)位移不再以摩擦片C為中心對(duì)稱，在摩擦片與鋼片之間碰撞產(chǎn)生的軸向碰摩力的作用下，摩擦片和鋼片的軸向運(yùn)動(dòng)速度顯著增大，導(dǎo)致軸向運(yùn)動(dòng)位移變化明顯。

圖12 摩擦片轉(zhuǎn)速4 000 r/min時(shí)摩擦副相軌跡圖Fig.12 Diagram of phase trajectories of all friction pairs at 4 000 r/min

由圖12(b)和圖12(c)可知，所有摩擦副繞x軸的α角向運(yùn)動(dòng)和繞y軸的β角向運(yùn)動(dòng)軌跡依舊基本一致，雖然其軌跡依然為封閉圓形曲線，但在摩擦片與鋼片碰摩產(chǎn)生軸向碰摩力的作用下，該曲線不再光滑重合且角向運(yùn)動(dòng)位移、運(yùn)動(dòng)速度顯著增大。此外，在離心力矩的作用下，摩擦片的運(yùn)動(dòng)位移、速度依然小于鋼片的運(yùn)動(dòng)位移、速度。

3 高速帶排模型驗(yàn)證與分析

圖13為高速空載多片濕式離合器在制動(dòng)工況下，離合器帶排轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，兩條曲線分別為文獻(xiàn)[14]中的試驗(yàn)結(jié)果及本文在對(duì)應(yīng)工況下的數(shù)值仿真結(jié)果。由圖13可知，兩結(jié)果基本吻合，但數(shù)值仿真結(jié)果偏小于試驗(yàn)結(jié)果，可能是由于試驗(yàn)所測(cè)得的帶排轉(zhuǎn)矩值包含了帶排測(cè)量系統(tǒng)的阻力矩。

圖13 帶排轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速變化對(duì)比圖Fig.13 Comparison diagram of drag torques at rotating speeds

潤滑油在濕式離合器中主要起到潤滑、帶走磨損廢屑、帶走摩擦產(chǎn)生的熱量等作用。理論上來說，供給潤滑油的流量越大，其起到的潤滑、散熱作用越明顯。但潤滑油的供給也不能沒有上限，潤滑油供給量的增加同時(shí)也會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)怠速情況下帶排轉(zhuǎn)矩的增加，從而導(dǎo)致帶排損耗增加，因此需要在合理范圍內(nèi)調(diào)節(jié)潤滑油的供給量。保持表1里濕式離合器其他參數(shù)不變，分別計(jì)算潤滑油流量為14 L/min、18 L/min和22 L/min時(shí)不同轉(zhuǎn)速下的帶排轉(zhuǎn)矩，并通過試驗(yàn)測(cè)量這3種不同流量下帶排轉(zhuǎn)矩隨著轉(zhuǎn)速變化的曲線(高速帶排試驗(yàn)測(cè)量方案同文獻(xiàn)[16])，仿真與試驗(yàn)測(cè)量帶排轉(zhuǎn)矩變化曲線如圖14所示。

圖14 不同潤滑油流量時(shí)帶排轉(zhuǎn)矩變化曲線Fig.14 Change curves of drag torque at different flow rates of lubricating oil

由圖14可知：潤滑油流量為14 L/min的離合器摩擦副在摩擦片轉(zhuǎn)速為2 400 r/min時(shí)開始發(fā)生碰摩，最大帶排轉(zhuǎn)矩約為80 N·m；潤滑油流量為18 L/min的離合器摩擦副在摩擦片轉(zhuǎn)速為2 600 r/min時(shí)開始發(fā)生碰摩，最大帶排轉(zhuǎn)矩約為91 N·m；潤滑油流量為22 L/min的離合器摩擦副在摩擦片轉(zhuǎn)速為2 800 r/min時(shí)開始發(fā)生碰摩，最大帶排轉(zhuǎn)矩約為94 N·m. 根據(jù)本文提出的理論模型，潤滑油流量的增加會(huì)提高流體的動(dòng)壓力，從而增大流體的軸向剛度，而流體軸向剛度的增加有助于減少摩擦副的碰摩，導(dǎo)致摩擦副發(fā)生碰摩的臨界速度提高，但是潤滑油流量增加后，摩擦副發(fā)生碰摩的頻率也會(huì)提高，導(dǎo)致帶排轉(zhuǎn)矩增大。

4 結(jié)論

本文考慮了流體力、碰撞力、摩擦力以及對(duì)偶摩擦片與鋼片之間的運(yùn)動(dòng)耦合，建立多片濕式離合器流固耦合碰摩動(dòng)力學(xué)模型，采用4階龍格- 庫塔法計(jì)算并分析了摩擦副未發(fā)生碰摩和發(fā)生碰摩時(shí)的非線性運(yùn)動(dòng)響應(yīng)，得出了摩擦副非線性運(yùn)動(dòng)規(guī)律。具體結(jié)論如下：

1)當(dāng)摩擦副未發(fā)生碰摩時(shí)，摩擦片和鋼片運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定，呈現(xiàn)周期性運(yùn)動(dòng)規(guī)律；摩擦片C兩側(cè)的摩擦片和鋼片的運(yùn)動(dòng)呈對(duì)稱關(guān)系，且軸向位移幅值呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢(shì)。

2)當(dāng)摩擦副發(fā)生碰摩時(shí)，在軸向碰摩力的作用下，摩擦片和鋼片運(yùn)動(dòng)失穩(wěn)，呈現(xiàn)混沌運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，摩擦片和鋼片的角向運(yùn)動(dòng)位移、速度相對(duì)于未發(fā)生碰摩時(shí)有較大提升，且其運(yùn)動(dòng)相軌跡曲線不再光滑。

3)隨著潤滑油流量的增大，摩擦副發(fā)生碰摩的臨界轉(zhuǎn)速提高，但是摩擦副的碰摩頻率也會(huì)提高，導(dǎo)致帶排轉(zhuǎn)矩增大。