離合器壓盤熱變形與應力分析方法及其應用*

萬里翔, 陳 浩,劉雪萊,侯秋豐,于 洋,上官文斌

(1.西南交通大學機械工程學院，成都 610031；2.華南理工大學機械與汽車工程學院，廣州 510641；3.寧波宏協離合器有限公司，寧波 315807；4.天津一汽夏利汽車股份有限公司，天津 300380)

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離合器壓盤熱變形與應力分析方法及其應用*

萬里翔1, 陳 浩1,劉雪萊2,侯秋豐3,于 洋4,上官文斌2

(1.西南交通大學機械工程學院，成都 610031；2.華南理工大學機械與汽車工程學院，廣州 510641；3.寧波宏協離合器有限公司，寧波 315807；4.天津一汽夏利汽車股份有限公司，天津 300380)

為解決離合器壓盤在使用過程中的斷裂問題，建立了離合器壓盤熱變形與應力的分析模型。建模中，考慮了波形片軸向非線性特性和摩擦因數隨轉速差的變化。利用模型對離合器壓盤接合過程中的溫度分布進行仿真分析，并通過實測驗證模型的正確性?；诜治鼋Y果，提出壓盤改進方案，并進行裝車測試，離合器壓盤未出現斷裂情況，證明了本文的建模方法與分析過程的正確性。

離合器；壓盤；溫度場分析；溫度測試；熱結構耦合

前言

壓盤作為離合器總成中的重要部件，在使用過程中會出現燒蝕、變形甚至斷裂的現象；而這些現象會導致離合器傳遞轉矩的能力下降，離合器踏板行程增加；更嚴重的甚至影響到汽車在行駛過程中的安全性。離合器由離合器蓋、壓盤、摩擦片、壓緊與分離機構等組成，其中，離合器蓋與壓盤和飛輪連接，摩擦片與變速器輸入軸相連。在汽車起步過程中，壓盤跟隨發動機一起轉動，摩擦片與壓盤逐步接合；通過滑摩傳遞轉矩直至接合完成。在汽車起步過程中，摩擦片與壓盤間滑摩產生了大量熱量。由于接合時間短，離合器工作環境相對封閉，壓盤溫度在短時間內快速升高，致使壓盤產生熱變形與熱應力。

一款離合器總成，在裝車測試的過程中，壓盤由于溫升產生的熱應力發生了斷裂。斷裂發生于車輛滿載半坡起步工況，離合器處于半聯動狀態。實車測試過程中有10%的幾率導致離合器壓盤斷裂。為解決該問題，需要研究缺口半徑、壓盤整體厚度和壓盤在離合器接合過程中產生的熱應力集中與熱變形，并采取措施予以改進，以提高壓盤在使用過程中的可靠性。

在離合器傳遞轉矩與傳熱方面的研究如下。文獻[1]和文獻[2]中綜合考慮了波形片與膜片彈簧的軸向非線性特性，摩擦因數與轉速差變化關系，建立了離合器傳遞轉矩的數學模型。文獻[3]中在此模型的基礎上推導出離合器接合過程中，產生滑摩功的數學模型，并對離合器表面溫度進行仿真分析。文獻[4]～文獻[6]中推導了離合器接合過程中產生的滑摩功，利用有限元方法對離合器摩擦副進行溫度分析，結果表明，壓緊力分布、壓盤厚度和滑摩功的大小對壓盤滑摩表面的溫度有重要的影響。文獻[7]中提出通過用電容等效壓盤和飛輪上的熱容量，用電阻來等效離合器系統中的熱對流和熱交換，從而計算壓盤溫度，并進行了相關試驗，結果表明：該模型能較好地預測壓盤溫升情況。文獻[8]中利用溫度測量系統對摩擦副接合時的溫度進行了測量，得出了因溫度升高而產生的熱應力是壓盤變形失效的主要因素的結論。文獻[9]中對壓盤在接合過程中的溫度和轉矩傳遞進行了試驗分析，結果表明：壓盤因為受熱而產生的變形會導致離合器傳遞轉矩能力的下降。

上述研究工作主要是對壓盤在滑摩過程中溫度場的分布情況做出分析與預測，更多的是通過理論上的分析，大都未經試驗驗證。同時，雖然很多文獻也提到壓盤受熱產生的應力與變形對壓盤失效產生影響，但是并沒有提出有針對性的改進措施。

本文中基于某款離合器壓盤在裝車測試的過程中出現缺口處斷裂的問題，對該款壓盤進行了熱應力與熱變形分析。首先，在考慮波形片非線性特性以及摩擦因數在滑摩過程中變化的基礎上，建立了離合器傳遞轉矩的模型，計算了接合過程中產生的滑摩功。然后，用有限元方法對壓盤進行溫度場分析，并通過試驗驗證模型的正確性。再將溫度作為載荷導入到結構分析中，計算得到了壓盤受熱產生的熱變形和熱應力。結果表明：計算出的壓盤應力最大位置與斷裂位置一致。接著對壓盤進行結構改進，并經計算發現，隨著壓盤缺口半徑增大而變淺，缺口下緣應力減??；而壓盤加厚后，缺口上緣應力減小。最后提出了壓盤改進方案，進行裝車測試，在測試過程中，離合器運行良好，未出現壓盤斷裂情況。本文中的建模和分析方法對離合器壓盤的設計與開發具有指導意義。

1 壓盤溫度場分析

1.1 壓盤溫度場測試方法

離合器壓盤溫度場測試旨在了解離合器壓盤在汽車起步過程中的溫度場分布及變化趨勢，該測試在離合器綜合性能試驗臺上進行。試驗臺的結構如圖1所示。

1—電機模塊；2—離合器安裝模塊；3—離合器分離接合控制模塊4—試驗臺慣量模塊;5—試驗臺制動模塊圖1 離合器綜合性能試驗臺結構原理示意圖

在圖1中，電機模塊為整個試驗臺提供動力，模擬汽車發動機轉速轉矩。離合器安裝模塊用來安裝離合器總成。壓盤控制模塊在試驗臺運行時，模擬分離軸承，依靠氣泵的前進與后退，控制離合器壓盤與摩擦片的分離與接合。試驗臺慣量模塊用來模擬汽車行駛過程中的整車慣量。試驗臺制動模塊在試驗臺試驗結束時對傳動軸進行制動。

測試時，從壓盤的支撐面打螺紋孔，孔底距離滑摩表面3mm，三孔之間的圓周間距為120°。在螺紋孔中擰入熱電偶。在測試過程中，熱電偶采集到的數據將通過藍牙進行傳輸。將帶有熱電偶的離合器總成安裝到試驗臺上的離合器安裝模塊上，分離機構推動氣泵前進，使離合器壓盤與從動盤處于分離狀態。電機穩定在730r/min的設定轉速，計時器開始計時，氣泵推動離合器接合，滑摩開始。當主、從動盤轉速達到一致時，立刻分離。溫度傳感器記錄壓盤在整個循環中的最高溫度，當計時達到30s時氣泵再次接合，開始進行下一個循環。連續進行5次循環，記錄溫度傳感器數據。

1.2 滑摩功與滑摩功率的計算

離合器接合過程中，所傳遞的轉矩[10]為

(1)

式中：Tc為離合器傳遞的轉矩；μ為離合器摩擦面滑動摩擦因數；Fc為離合器壓緊力；R0為壓盤滑摩面外徑；R1為壓盤滑摩面內徑。在建模過程中僅考慮壓盤與摩擦片之間的轉速差ω對摩擦因數的影響[10]，即

μ(ω)=μd+(μs-μd)e-ω

(2)

式中：μs為最大靜摩擦因數；μd為滑動摩擦因數，可由試驗數據擬合得到。

由文獻[2]中試驗可知，在離合器接合的過程中，分離軸承的位移與摩擦片中波形片的變形量近似成正比，此時，膜片彈簧在此過程中產生的壓緊力不起決定性作用。因此，在接合過程中，只認為壓盤受到的壓緊力與波形片的非線性壓縮特性有關。圖2為試驗得到的離合器總成波形片的面壓縮特性曲線，通過對試驗數據的擬合得到壓緊力模型。

圖2 波形片面壓縮特性曲線

離合器壓緊力Fc與摩擦片波形片變形量x的關系為

Fc=Ax5+Bx4+Cx3+Dx2+Ex

(3)

式中：A，B，C，D和E為擬合參數。

離合器接合過程中，離合器壓盤與摩擦片之間由于速度差產生滑摩，在滑摩過程中消耗大量能量，這部分能量稱為滑摩功，滑摩功和滑摩功率分別為

(4)

式中：L為滑摩功；P為滑摩功率；t1為開始接合時刻；t2為壓盤、摩擦片轉速相同時刻；Δω為壓盤與摩擦片間的角速度差。

式(4)所得的計算結果如圖3所示。由圖可見，一次接合壓盤產生的滑摩功約為8kJ，滑摩功率峰值約為7.4kW。

圖3 滑摩功與滑摩功率曲線

1.3 溫度場計算模型與邊界條件

離合器溫度場測試過程中，離合器接合時壓盤與摩擦片發生滑摩，產生熱量，熱量傳遞到壓盤。壓盤溫度場計算即是利用有限元軟件模擬這一過程中壓盤與摩擦片接觸表面的溫度變化。模擬手段為在壓盤與摩擦片接觸面上施加熱流密度，即溫度載荷。

通過滑摩功率可推導出熱流密度，摩擦片某一點上產生的滑摩功率與熱流密度間的關系為[11]

(5)

式中：q(t)為熱流密度；R為壓盤所研究點的半徑；N(t)為滑摩功率。

離合器在接合過程中，滑摩表面吸收摩擦產生的熱量，其它表面存在與空氣的對流換熱，同時向四周發出熱輻射。分離時，壓盤所有表面存在與空氣的對流換熱，并向四周發出熱輻射。因此，本文中所建立的有限元模型將熱輻射對流換熱等因素作為邊界條件考慮在內。

物體總是在不停地對外輻射和吸收能量。在傳熱學中，為便于研究，定義黑體為一種理想模型，可以用它作為衡量其他表面輻射能力的參照基準。物體實際對外輻射能力與對應的黑體輻射能力的比值稱為輻射率，以ε表示：

ε=E/Eb

(6)

式中：E為實際物體輻射力；Eb為黑體輻射力。

物體的輻射率取決于物質種類、表面溫度和表面形狀，故物體輻射力為

E=εσT4

(7)

式中：σ為黑體輻射系數，σ=5.67×10-8。

壓盤在接合過程中，散熱主要依靠與周圍的空氣進行對流換熱。而對流換熱系數隨著壓盤的轉速和周圍溫度不斷變化，很難確定。本文中采用盤式對流換熱系數經驗公式：

(8)

其中Re=vL/vν

(9)

式中：λa為空氣導熱系數；d為壓盤直徑；Re為雷諾數；v為空氣流速(本文中取壓盤中徑線速度，隨時間變化)；L為壓盤中徑；ν為空氣的運動黏度。

壓盤和摩擦片在滑摩過程中既產生熱量，又吸收熱量。壓盤與摩擦片吸收熱量的比值，可通過熱流分配系數K得到，其計算公式為

(10)

式中：λ1為摩擦片導熱系數；λ2為壓盤導熱系數；c1為摩擦片比熱容；c2為壓盤比熱容；ρ1為摩擦片密度；ρ2為壓盤密度。式(8)～式(10)中參數數值見表1。

表1 模型計算參數

本文中使用的壓盤材料為HT250，摩擦片以銅基合金粉末為基體材料。

1.4 溫度場計算結果

建立離合器壓盤三維模型，導入有限元軟件中并建立有限元模型進行溫度場計算。

圖4 溫度場峰值時刻溫度分布圖

圖4為壓盤溫度場峰值時刻的溫度云圖。在1.8s時，壓盤最高溫度達到52.9℃，出現在滑摩表面的外緣處，高溫區主要集中在滑摩表面。由于此時離合器從動盤與飛輪處于滑摩階段，且由式(5)可知，滑摩表面的熱流密度與半徑成正比，這與溫度最高點出現在滑摩表面外緣處的實際情況相符。壓盤的支撐面由于接合時間短，熱量還未得到及時傳導，因此溫度未有明顯變化。

圖5為溫度循環結束時壓盤溫度場分布。在30s時，從動盤與飛輪的滑摩過程已經結束，且轉速增高導致熱對流帶走的能量增加，使溫度整體下降到39.1℃。但是滑摩表面的溫度分布趨勢沒有變化。部分熱量已經傳遞到壓盤的支撐面上，因此，溫度也有所升高。壓盤定位孔處在離合器運轉過程中不與熱源直接接觸且線速度最大，因此熱量流失現象明顯，溫度沒有明顯變化。

圖5 溫度循環結束時刻溫度分布圖

圖6為溫度場仿真計算與試驗結果對比。

圖6 壓盤內、中、外徑位置溫度的試驗值與計算值對比

由圖可見，溫度場測試結果與仿真結果變化趨勢相同，很好地驗證了本文中建立的壓盤溫度場有限元模型的正確性。但隨著循環次數的增加，試驗值和計算值的偏差加大。這是由于壓盤比熱容會隨著溫度升高而增大，隨著循環次數增加，吸收相同熱量，壓盤的溫升值會降低。對流換熱系數也會隨溫度變化而變化。

對比試驗與仿真結果，內、外徑仿真溫度隨著循環次數的增加，計算溫度值高于試驗值，中徑溫度與試驗結果誤差較小。其主要原因是：

(1)內徑和外徑邊緣處打孔安裝溫度傳感器，對流換熱情況復雜；

(2)由于壓盤產生的熱變形，可能導致滑摩表面熱流密度分布情況改變；

(3)隨著溫度的升高，壓盤本身的比熱容也會變化，但是在仿真的過程中并未考慮；

(4)溫度傳感器通過在壓盤上鉆孔安裝，且溫度測量位置與壓盤滑摩表面距離3mm，但是現實中安裝會有一定誤差。

2 壓盤熱應力與變形分析

2.1 汽車起步過程動力學模型

離合器壓盤是在汽車起步過程中出現斷裂現象，因此，需要對壓盤在真實工作工況下的情況進行仿真分析。本文中模擬汽車以恒定的節氣門開度(10%)，在12%的坡道上滿載起步的工況。

發動機輸出轉矩是發動機節氣門開度和發動機轉速的函數：

Te=f(α,ne)

(11)

式中：Te為發動機輸出轉矩；α為節氣門開度；ne為發動機轉速。

在節氣門開度一定的情況下，發動機輸出轉矩曲線可由試驗數據三次樣條插值擬合達到滿意的精度[12]，可用一定數量的試驗數據建立發動機輸出轉矩的輸出模型。根據發動機的試驗數據及其應用范圍, 繪制出發動機不同節氣門開度和轉速時的發動機輸出轉矩曲線。

汽車起步時，離合器接合過程可分為3個階段。

(1) 第一階段：離合器主、從動盤開始接合，但此時離合器傳遞的轉矩小于汽車起步的阻力矩，從動盤角速度ωc=0，車輛靜止不動，則

(12)

(2) 第二階段：隨著壓盤壓緊力的增加，離合器所傳遞的滑摩轉矩逐漸大于汽車起步行駛阻力矩，發動機轉速降低，汽車開始起步，則

(13)

(3) 第三階段：離合器主、從動盤之間轉速達到一致，不再有滑摩，離合器完全接合。從動盤傳遞的轉矩等于發動機的輸出轉矩，則

(14)

式中：Je為發動機旋轉部分和離合器主動盤的轉動慣量；Jc為離合器從動盤帶動所有轉動部件和整車轉換到離合器從動盤上的轉動慣量；Te為發動機輸出轉矩；Tc為離合器傳遞轉矩；Tf為外界阻力矩換算在變速器輸入軸上的當量阻力矩；ωe為發動機輸出軸角速度；ωc為離合器從動盤角速度[12]。

作用在變速器輸入軸上的當量阻力矩為

Tf=[(f+sinαi)mvg+CDAu2/21.15]rw/(i0ig1η)

(15)

式中：mv為汽車的整備質量；u為車速；CD為空氣阻力系數；A為迎風面積；rw為車輪半徑；αi為道路坡度；f為滾動阻力系數；i0為主減速器傳動比；ig1為變速器1擋傳動比；η為傳動效率。

2.2 計算結果及其分析

在模擬汽車起步的工況中，節氣門開度保持恒定，由式(11)可知，發動機輸出轉矩可以通過轉速計算得到；將12%坡度的數據代入式(15)中，可以計算出作用在變速器輸入軸上的當量阻力矩。依據上第2.1節中所建立的汽車起步的動力學模型，由式(4)可算得汽車在起步工況下離合器接合的滑摩功和滑摩功率，通過式(5)計算得到接合產生的熱流密度，利用有限元方法對壓盤進行溫度場計算，邊界條件的確定方法與第1.3節中的方法相同。分析結果如圖7所示。

圖7 溫度場計算結果

由圖可見，在汽車滿載、坡道起步過程中，離合器一次接合壓盤溫度達到了134℃，高溫區域主要集中在滑摩表面，軸向溫度梯度較大。在離合器剛開始接合的過程中，壓盤溫度快速升高，接合完成之后，溫度緩慢下降。

將計算出的溫度結果作為載荷施加到壓盤上，再對壓盤進行熱-結構耦合分析。即采用順序耦合的方法，計算壓盤因為受熱產生的應力和變形。壓盤在接合過程中，膜片彈簧的壓力和壓盤自身旋轉產生的慣性離心力也會產生一定應力；但是，相比于溫度載荷產生的應力，這部分應力非常小，因此在進行熱結構耦合分析的過程中，忽略膜片彈簧壓力和壓盤自身旋轉的影響。熱結構耦合的計算結果如圖8和圖9所示。壓盤缺口摩擦面側為下緣，支撐面側為上緣。

圖8 壓盤缺口下緣應力達到峰值時刻應力分布圖

圖9 壓盤缺口上緣應力達到峰值時刻應力分布圖

壓盤的整體應力水平較低，但是應力集中現象非常明顯。在熱應力達到峰值時，壓盤應力最大點出現在缺口下緣的中心位置(圖8(b))，應力值達到了135.2MPa。在3s時，缺口上緣的應力最大點出現在中心位置(圖9(b))，應力值達到了94MPa。壓盤的整體應力水平較低，但是應力集中現象非常明顯。同時，仿真結果中的應力最大值位置與斷裂位置一致，也驗證了模型的正確性。

圖10為壓盤缺口上、下緣最大應力值隨接合時間變化的曲線。由圖可見：在接合開始后，下緣應力快速增大，在2s時達到峰值，并開始緩慢下降；上緣應力在接合開始時應力并不大，在1.5s時刻之后開始顯著增加，在3s時達到峰值，而后緩慢下降。出現這種現象的原因主要是：在接合剛開始時，滑摩產生大量的熱量，同時由于時間較短，熱量在軸向傳遞較少，高溫區域全部集中在滑摩表面；缺口下緣處軸向溫度梯度較大，因此應力水平較高。在接合完成后，滑摩表面溫度梯度降低，但是由于熱量的軸向傳遞，缺口上緣處的溫度梯度增加，因此，應力水平較高。

圖10 缺口上下緣應力曲線

3 壓盤結構改進

綜上所述，在汽車起步、離合器接合過程中，壓盤應力最大值出現在缺口下緣，而在接合完成時，應力最大值出現在缺口的上緣。因為壓盤的材料參數很難改變，并且由于離合器工作環境相對封閉，與周圍的換熱情況也很難改變；因此本文中主要從壓盤缺口半徑和壓盤厚度兩個方面對壓盤結構進行改進。改進方案如表2所示。

表2 壓盤改進方案 mm

3.1 缺口半徑對熱應力大小的影響

壓盤因受熱而沿徑向膨脹是導致缺口處產生應力集中的主要原因。在保證缺口弦長，即缺口寬度不變的情況下，缺口半徑的大小會引起缺口深度的變化。分別建立半徑為7(初始設計方案),9,11和13mm及無缺口5個有限元模型，進行熱結構耦合分析，計算結果如表3所示。

表3 缺口半徑對應力的影響

由表可見，由于缺口弦長不變，隨著缺口半徑的增加，缺口深度減小，應力水平隨之降低。從缺口半徑為7mm到無缺口；下緣應力值降低了33.4%，上緣應力值降低了22.5%。半徑增加，對下緣應力改善效果更加明顯，這是因為缺口深度減小可在離合器剛開始接合的階段有效地降低由于熱膨脹而產生的拉應力。

3.2 厚度對熱應力大小的影響

壓盤厚度增加，可影響熱量在軸向傳導的效率，且增加缺口的厚度，有效降低其應力水平。在原始模型的基礎上給壓盤加厚0.5，1.0，1.5，2.0和2.5mm，并分別建立有限元模型進行熱結構耦合分析，計算結果如表4所示。

表4 壓盤厚度對應力的影響

由表可見，由于壓盤加厚，缺口應力水平也在降低。從初始設計方案到壓盤加厚2.5mm，下緣應力值降低6.0%，上緣應力降低47%。厚度增加對缺口上緣應力改善效果非常明顯，而對下緣應力只稍有改善。這是由于厚度增加并不能改變離合器剛開始接合時由于熱膨脹對缺口產生的拉應力。但由于厚度增加，軸向溫度梯度降低，所以缺口上緣的應力水平明顯降低。

3.3 壓盤最終方案

根據以上分析，最終將原壓盤斷裂處缺口去除(共3處)，壓盤厚度增加2.5mm，改進后壓盤如圖11(b)所示。而原來為之而設置缺口的干涉問題，則通過調整飛輪上的離合器定位鉚釘的位置和改變離合器總成的安裝半徑予以解決。

對改進后的壓盤進行有限元熱結構耦合計算并與改進前計算結果進行對比，結果如表5所示。由表可見，改進后壓盤原缺口處上緣熱應力下降62.1%，下緣熱應力下降40.6%，均有明顯下降。將改進后的離合器壓盤制成樣品進行裝車測試。在測試過程中，改進后的離合器運行良好，未出現壓盤斷裂情況。

圖11 改進前后離合器壓盤

表5 壓盤改進前后熱應力對比 MPa

綜上所述，本文中的建模和分析方法能對壓盤在使用過程中應力集中位置有較為準確的預測。在壓盤的設計開發過程中，原先為避免與離合器殼的連接鉚釘產生干涉而在壓盤外緣設計了缺口，但分析結果表明設置缺口后，壓盤在該處的壓力明顯增大，故最終取消缺口，干涉問題通過其它措施解決。壓盤的總體厚度也由于安裝空間的限制有一定的尺寸限制。在壓盤設計受到這些條件的約束時，利用本文中的建模和分析方法，能夠有效地確定壓盤的最優結構，降低在使用時由于溫升而產生的應力水平，并改善應力集中的現象，為壓盤的設計開發提供了有效依據，縮短了設計開發周期，提高了壓盤在使用過程中的可靠性。

4 結論

(1) 本文中在考慮了波形片軸向非線性特性以及摩擦因數隨轉速差變化的離合器傳遞轉矩模型，并計算得到了離合器接合時產生的滑摩功和滑摩功率。建立了壓盤溫度場分析的有限元模型，計算得到壓盤滑摩表面溫度，并通過試驗驗證了模型的正確性。

(2) 建立了發動機傳遞轉矩模型和離合器動力學模型；并對壓盤進行了熱結構耦合分析。結果表明：在離合器接合過程中，壓盤的整體應力水平較低，但是應力集中現象非常明顯，應力最大值出現在壓盤的缺口處，與壓盤實際斷裂位置一致。

(3) 通過增加壓盤缺口半徑和壓盤厚度兩個方面對壓盤進行結構改進。結果表明：隨著缺口半徑的增加，缺口深度減小，壓盤缺口下緣應力水平明顯降低，最終決定取消缺口。隨著厚度的增加，軸向溫度梯度減小，壓盤缺口上緣的應力水平明顯降低。將改進的壓盤進行裝車測試，在整個測試過程中，離合器運行良好，未出現壓盤斷裂情況，表明本文中的建模和分析方法對離合器壓盤的設計與開發具有指導意義。

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A Method of and its Application to the Thermal Deformation and Stress Analyses for Clutch Pressure Plate

Wan Lixiang1, Chen Hao1, Liu Xuelai2, Hou Qiufeng3, Yu Yang4& Shangguan Wenbin2

1.SchoolofMechanicalEngineering,SouthwestJiaotongUniversity,Chengdu610031;2.SchoolofMechanicalandAutomotiveEngineering,SouthChinaUniversityofTechnology,Guangzhou510641;3.NingboHongxieClutchCo.,Ltd.,Ningbo315807;4.TianjinFawXialiAutomobileCo.,Ltd. ,Tianjin300380

To solve the fracture problem of clutch pressure plate, a model for analyzing the thermal deformation and stress of pressure plate is built with consideration of the changes in axial nonlinear characteristics of waved plate and friction coefficient with rotating speed difference. With the model, the temperature distribution during the engaging process of pressure plate is simulated and verified by real measurement. Based on analysis results, modification schemes for pressure plate are proposed, a sample part is produced and real vehicle test is performed with no fracture of pressure plate happened, demonstrating the correctness of modeling and analyses.

clutch; pressure plate; temperature field analysis; temperature measurement; thermo-structure coupling

*國家自然科學基金(11472107，51475171)和廣東省自然科學基金(2014A030313254)資助。

原稿收到日期為2015年8月5日，修改稿收到日期為2015年11月20日。