濕式摩擦離合器摩擦副熱特性分析

蘇楠陽，吳學(xué)深，楊星光，鮑和云

（1.中國航發(fā)湖南動(dòng)力機(jī)械研究所 直升機(jī)傳動(dòng)技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南株洲 412002；2.陸裝駐株洲地區(qū)航空軍代室，湖南株洲 412002；3.南京航空航天大學(xué) 直升機(jī)傳動(dòng)技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南京 210016）

濕式多片摩擦離合器以其傳遞轉(zhuǎn)矩大、接合平穩(wěn)、具有較好的散熱性而被廣泛應(yīng)用于航空、船舶等領(lǐng)域。其接合過程主要是由活塞推動(dòng)對(duì)偶鋼片使得多片摩擦片與對(duì)偶鋼片接合，由于接合迅速且主從動(dòng)端有較大轉(zhuǎn)速差，導(dǎo)致摩擦副間會(huì)產(chǎn)生大量的熱。大量的摩擦熱會(huì)對(duì)摩擦片產(chǎn)生熱變形、熱膨脹等不良影響，甚至?xí)?dǎo)致摩擦片過熱燒毀，對(duì)離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性及使用壽命產(chǎn)生影響。因此，對(duì)的濕式離合器摩擦副熱仿真對(duì)濕式摩擦離合器具有一定的工程指導(dǎo)意義。

Bassi 等[1]采用VOF 多相法對(duì)不同轉(zhuǎn)速下的摩擦副間油液分布進(jìn)行了仿真，得到了摩擦副間的油液體積分?jǐn)?shù)。Xiao 等[2]建立了濕式離合器兩相耦合傳熱模型，對(duì)離合器滑摩過程進(jìn)行流固耦合仿真，對(duì)開槽摩擦片的對(duì)流換熱、溫度分布及變化規(guī)律進(jìn)行了分析討論。Bao 等[3]建立了摩擦離合器瞬態(tài)熱分析模型，采用摩擦盤和鋼盤分區(qū)的方法建立了瞬態(tài)熱加載過程，對(duì)不同溝槽形狀的濕式離合器摩擦副接合過程瞬態(tài)溫度場(chǎng)進(jìn)行了分析，對(duì)對(duì)流換熱系數(shù)和熱流密度進(jìn)行了計(jì)算。Yang 和Tang[4]利用MSC/NASTRAN 建立了離合器接觸過程中盤的瞬態(tài)接觸過程和傳熱規(guī)律的動(dòng)力學(xué)模型，提出了濕式離合器摩擦副的導(dǎo)熱規(guī)律。Mahmud[5]和 Novi 等[6]利用流體力學(xué)仿真軟件仿真分析了油膜擠壓速度、進(jìn)油溫度、初始轉(zhuǎn)速和供油流量等因素，對(duì)摩擦副間軸向和徑向溫度分布的影響。Lin 等[7]和Li 等[8]建立了不同槽型摩擦片的三維傳熱分析模型，并采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)（CFD）技術(shù)，研究了摩擦副滑摩階段油液分布及溫度場(chǎng)瞬態(tài)特性。

陳靜等[9]對(duì)3 種不同的離合器壓盤采用計(jì)算流體力學(xué)方法，分析了摩擦副間的油液及空氣流動(dòng)情況。郭程杰[10]和胡宏偉等[11]建立了摩擦副的瞬態(tài)溫度有限元模型，研究了接合壓力、接合速度、摩擦副厚度等對(duì)接合過程瞬態(tài)溫度場(chǎng)的影響，獲得了接合過程摩擦副溫度場(chǎng)的變化規(guī)律。陸建榮[12]和顧健華等[13]基于Ansys 建立摩擦副瞬態(tài)熱分析模型，得到摩擦片與對(duì)偶鋼片的不同時(shí)間溫度分布情況，同時(shí)對(duì)比不同油槽對(duì)摩擦片溫度場(chǎng)的影響。程鋮[14]和楊勇強(qiáng)等[15]針對(duì)兩種不同的摩擦熱流密度模型進(jìn)行離合器有限元熱分析，得出持續(xù)滑摩下摩擦副溫度場(chǎng)隨時(shí)間及空間的變化。黃晨等[16]依據(jù)摩擦副熱學(xué)模型，計(jì)算出片間熱流密度及對(duì)流換熱系數(shù)，以此為對(duì)偶鋼片有限元模型的邊界條件進(jìn)行分析，研究了不同運(yùn)行參數(shù)下對(duì)偶鋼片瞬態(tài)溫度場(chǎng)分布。

本文對(duì)多片濕式摩擦離合器進(jìn)行簡(jiǎn)化，建立單對(duì)摩擦副三維有限元模型，將油槽轉(zhuǎn)化為當(dāng)量圓柱體建立對(duì)流換熱模型，對(duì)單對(duì)摩擦副進(jìn)行瞬態(tài)及穩(wěn)態(tài)熱仿真分析，得到摩擦片及對(duì)偶鋼片隨不同加載時(shí)間及其沿徑向和軸向的溫度分布。同時(shí)，對(duì)摩擦片的材料及槽型進(jìn)行熱分析，探究?jī)烧邔?duì)摩擦副溫度的影響，通過試驗(yàn)驗(yàn)證仿真結(jié)果的正確性。

1 瞬態(tài)熱模型

為了分析摩擦離合器接合過程中的溫度變化，采用Ansys Workbench 中的熱分析模塊（Transient thermal）進(jìn)行分析。在Workbench 中無法模擬油液的實(shí)際潤(rùn)滑冷卻情況，而是將油液的冷卻效果轉(zhuǎn)換為對(duì)流換熱系數(shù)加載在模型上，使得摩擦離合器中各摩擦副的邊界條件均一致，因此，為了方便仿真計(jì)算，選取一對(duì)摩擦副作為研究對(duì)象進(jìn)行分析。建立的模型如圖1 所示。本模型摩擦片由摩擦基片和摩擦襯片組成，兩側(cè)摩擦襯片厚度為0.6 mm，摩擦基片厚度為1.8 mm，而考慮到鋼片在離合器中兩側(cè)面分別與兩側(cè)的摩擦片形成摩擦副，具有對(duì)稱性，因此，取鋼片實(shí)際厚度3 mm 的一半作為分析鋼片的厚度，為1.5 mm。

圖1 瞬態(tài)熱仿真模型Fig.1 The transient thermal simulation model

1.1 對(duì)流換熱系數(shù)計(jì)算

瞬態(tài)熱分析中用對(duì)流換熱系數(shù)來表示油液的對(duì)流換熱過程。濕式離合器摩擦片表面存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜的油槽，油槽形成的腔體為六面體而非圓柱體，因此需將該六面體油槽轉(zhuǎn)化為當(dāng)量圓柱體建立對(duì)流換熱模型，轉(zhuǎn)化為圓柱體后的當(dāng)量直徑計(jì)算式為

式中：Ae為摩擦片油槽截面周長(zhǎng)，m；Se為摩擦片油槽截面面積，m2。

潤(rùn)滑油隨著濕式離合器在工作過程中高速旋轉(zhuǎn)，在濕式離合器接合過程中不僅有離心力作用產(chǎn)生沿徑向的速度vr，潤(rùn)滑油也有沿圓周方向的速度vt。油槽內(nèi)流動(dòng)速度示意圖如圖2所示。

圖2 油槽內(nèi)潤(rùn)滑油速度示意圖Fig.2 Schematic diagram of lubricating oil velocity in the oil groove

濕式離合器在工作過程中高速旋轉(zhuǎn)，油槽內(nèi)潤(rùn)滑油由于離心力作用迅速流出摩擦副形成的腔體，該過程潤(rùn)滑油徑向平均速度計(jì)算式為

式中：le為濕式離合器摩擦片徑向油槽特征長(zhǎng)度，m，le=ro–ri；ω（t）為濕式離合器摩擦片轉(zhuǎn)動(dòng)角速度，rad/s；re為濕式離合器摩擦片的等效半徑，m，re=。

摩擦片油槽內(nèi)潤(rùn)滑油平均切向速度計(jì)算式為

摩擦片油槽內(nèi)潤(rùn)滑油總速度計(jì)算式為

該條件下潤(rùn)滑油的雷諾數(shù)計(jì)算式為

式中vp為潤(rùn)滑油的運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s。

濕式離合器潤(rùn)滑油普朗特?cái)?shù)計(jì)算式為

式中：ρp為潤(rùn)滑油的密度，kg/m3；cp為潤(rùn)滑油的比熱容，J/（kg·K）；λp為潤(rùn)滑油的導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）。

將徑向油槽長(zhǎng)度為lr的摩擦片槽內(nèi)散熱簡(jiǎn)化為圓管內(nèi)強(qiáng)制對(duì)流換熱的對(duì)流換熱系數(shù)計(jì)算式為：

式中：ηf、ηw分別為潤(rùn)滑油與摩擦副接觸處的潤(rùn)滑油動(dòng)力黏度和潤(rùn)滑油在混合平均溫度下的運(yùn)動(dòng)黏度，模型假設(shè)潤(rùn)滑油屬性不隨外界條件變化，取ηf/ηw=1。

1.2 熱源加載

熱流密度隨著摩擦副上半徑的增大而增大，因此，將摩擦副表面劃分為5 個(gè)熱源面，計(jì)算各圓環(huán)面上相應(yīng)時(shí)刻的平均熱流密度并進(jìn)行施加，如圖3 所示。濕式摩擦離合器接合過程中，由于相對(duì)轉(zhuǎn)速的逐漸減小，摩擦副之間的熱流密度也逐漸減小，為模擬離合器接合過程產(chǎn)熱量的變化，將離合器的接合時(shí)間（3 s）分為10 段，將每個(gè)圓環(huán)熱源面上各時(shí)間段內(nèi)的平均熱流密度依次加載在摩擦副上。

圖3 圓環(huán)上熱流密度按照時(shí)間步長(zhǎng)加載Fig.3 Time-stepped loading of heat flux density on the circular ring

2 瞬態(tài)熱結(jié)果分析

圖4 為鋼片在接合時(shí)間3 s 內(nèi)的溫度變化，由圖可知，在鋼片徑向上，溫度始終存在差異，呈現(xiàn)在某時(shí)刻時(shí)，內(nèi)環(huán)溫度低，出現(xiàn)最高溫之前，隨著半徑的增加，溫度升高，最高溫出現(xiàn)在靠近外環(huán)處，外環(huán)溫度最低，這是因?yàn)殇撈猸h(huán)為非摩擦副區(qū)域，沒有熱源。

圖4 鋼片溫度Fig.4 Temperature distribution in the steel plate

圖5 為摩擦片在接合時(shí)間3 s 內(nèi)的溫度變化。由圖可知，與鋼片的溫度分布類似，摩擦片內(nèi)環(huán)和外環(huán)溫度低，最高溫靠近外環(huán)。相比于鋼片最低溫在最外環(huán)，摩擦片最低溫出現(xiàn)在內(nèi)環(huán)，這是因?yàn)槟Σ疗猸h(huán)是熱源面，靠近非熱源面的鋼片外環(huán)，散熱性能好，通過熱傳導(dǎo)將熱量傳給了鋼片外環(huán)，溫度降低，而內(nèi)環(huán)所處半徑小，熱流密度小，因此溫度最 低。

圖5 摩擦片溫度Fig.5 Temperature distribution in the friction disk

圖6 顯示的是鋼片在離合器摩擦副接合過程中熱量由表面向內(nèi)部的傳導(dǎo)的過程，由圖可見，自摩擦副開始產(chǎn)熱，熱量逐漸由摩擦表面?zhèn)魅脘撈湍Σ疗瑑?nèi)部，在t=2.4 s 左右時(shí)達(dá)到平衡。

圖6 鋼片內(nèi)部溫度傳導(dǎo)Fig.6 Internal temperature conduction in the steel plate

摩擦片由襯片和基片兩部分構(gòu)成，襯片是與鋼片表面接觸形成摩擦副，即襯片表面為熱源面。當(dāng)采用紙基材料槽襯片時(shí)，由于紙基材料導(dǎo)熱性差，熱量無法從襯片表面?zhèn)鲗?dǎo)到基片，因此，基片的溫度始終為初始溫度，如圖7 所示。

圖7 摩擦片內(nèi)部溫度傳導(dǎo)Fig.7 Internal temperature conduction in the friction disk

3 摩擦副穩(wěn)態(tài)熱分析

仿真除了得到各種槽型摩擦副的最高溫，也還得到了摩擦副上的溫度分布。本文分別計(jì)算了不同槽型和不同材料時(shí)，摩擦副的穩(wěn)態(tài)溫度分布，槽型結(jié)構(gòu)如圖8 所示。

圖8 摩擦片槽型Fig.8 Geometry of the friction disk groove

接合過程中濕式離合器不同槽型摩擦副的溫度分布如圖9 所示，可以看出，在接合完成時(shí)，5 種相同材料不同槽型的摩擦副最高溫由高到低依次上雙向平行槽、螺旋槽、三向平行槽、雙圓弧槽、華夫槽，華夫槽的油槽面積大，對(duì)流換熱較其余4 種油槽劇烈；摩擦片與鋼片的溫度沿周向分布較為均勻；溫度由摩擦片/鋼片的中部向兩端遞減，摩擦片的最低溫出現(xiàn)在油槽位置，因?yàn)榇颂幍膶?duì)流換熱系數(shù)大，熱量大部分被潤(rùn)滑油帶走。

圖9 接合過程中不同槽型摩擦副最高溫度分布Fig.9 Distribution of maximum temperatures in different groove types during the joining process

圖10 為不同材料的摩擦片構(gòu)成摩擦副的溫度分布，由圖可知，銅基和鐵基華夫槽摩擦片構(gòu)成的摩擦副溫度相差不大，比紙基華夫槽溫度要低很多，約30 ℃。

圖10 接合過程中不同材料摩擦副最高溫度分布Fig.10 Distribution of maximum temperatures in different materials of the friction pair during the joining process

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 試驗(yàn)過程

圖11 為SAE#2 試驗(yàn)機(jī)。熱電偶安裝在對(duì)偶鋼片的徑向孔中，圖12 為熱電偶布置圖。

圖11 SAE#2 試驗(yàn)機(jī)Fig.11 SAE #2 test machine

圖12 熱電偶布置Fig.12 Arrangement of thermocouples

摩擦片鋼片安裝圖所圖13 所示。試驗(yàn)機(jī)運(yùn)行時(shí)，主動(dòng)軸帶動(dòng)摩擦片至設(shè)定的轉(zhuǎn)速6 000 r/min，活塞的推動(dòng)使鋼片與摩擦片相互擠壓形成摩擦副，此時(shí)撤除動(dòng)力，摩擦片相對(duì)于固定的鋼片轉(zhuǎn)動(dòng)，并由于受到的摩擦阻力，轉(zhuǎn)速逐漸減小直至為0。摩擦片與鋼片之間由相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)形成的滑動(dòng)摩擦力產(chǎn)生大量的熱量，這些熱量大部分由熱傳導(dǎo)傳至各部件內(nèi)部，部分會(huì)被油槽中的冷卻油液帶走。上述過程作為試驗(yàn)?zāi)Σ岭x合器一次接合，之后不斷重復(fù)此過程完成指定接合次數(shù)。為了增加試驗(yàn)的可靠性，進(jìn)行了1 000 次的接合試驗(yàn)。

圖13 摩擦片鋼片安裝圖Fig.13 Installation diagram for the friction disk and steel plate

4.2 試驗(yàn)與理論分析對(duì)比

SAE#2 摩擦磨損測(cè)試機(jī)中，功率30 kW，最大轉(zhuǎn)速7 500 r/min，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.139 5 kg·m2。SAE#2 試驗(yàn)機(jī)采用摩擦片外徑尺寸為146.15 mm，內(nèi)徑120.55 mm，考慮節(jié)省材料的問題，選取接合壓力為1.2 MPa。

基于紙基摩擦材料的摩擦片當(dāng)油槽結(jié)構(gòu)不同時(shí)，研究多對(duì)摩擦副摩擦因數(shù)。試驗(yàn)結(jié)果與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比如表1 和圖14 所示。

表1 摩擦副最高溫試驗(yàn)與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比Tab.1 Comparison of maximum temperatures between experimental and simulation data for the friction pair

圖14 試驗(yàn)仿真數(shù)據(jù)對(duì)比Fig.14 Comparison of experimental and simulation data

由表1 和圖13 可知，各項(xiàng)仿真結(jié)果與對(duì)應(yīng)的試驗(yàn)結(jié)果相差較小，均符合要求誤差標(biāo)準(zhǔn)，其中誤差最大的是螺旋槽，平均誤差為10%，幅值誤差為12%。

5 結(jié)論

1）鋼片溫度沿軸向方向逐漸增大，但最外側(cè)溫度最低，因?yàn)殇撈鈬鸀榉悄Σ羺^(qū)域，而摩擦片內(nèi)環(huán)溫度最低，外環(huán)溫度最高。摩擦熱沿軸向逐漸由鋼片外邊面?zhèn)鳠嶂羶?nèi)部，而摩擦片由于采用紙基材料，紙基襯片導(dǎo)熱性差，溫度無法傳熱至基片。

2）對(duì)比了不同材料的摩擦片構(gòu)成的摩擦副在接合過程中的溫升情況，發(fā)現(xiàn)鐵基的摩擦片雖然溫度特性很好，但其耐磨性較差，一般不用于工程運(yùn)用中，銅基溫度特性也較好，但其摩擦因數(shù)較小，可能在接合時(shí)產(chǎn)生打滑，因此，應(yīng)選用綜合性能較好的紙基摩擦片。

3）對(duì)比分析了相同材料下，不同槽型摩擦片構(gòu)成的摩擦副在接合過程中的最高溫。發(fā)現(xiàn)華夫槽摩擦副的溫升較小，特別是在各摩擦副經(jīng)過1 000 次接合后，華夫槽摩擦副的溫度在5 種槽型中最低，說明華夫槽的綜合熱特性較好。

4）分析了仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的具體誤差值，兩者結(jié)果的誤差值較小。