濕式離合器典型工況參數(shù)對摩擦鋼片溫度場的影響

鄒婷婷,張志剛,陳 瑤,梁美琳

(重慶理工大學(xué) 車輛工程學(xué)院， 重慶 400054)

隨著自動擋乘用車市場占有率逐年增加，濕式離合器由于其具有工作過程摩擦性能穩(wěn)定、故障率低、使用壽命周期長、傳遞扭矩容量大以及質(zhì)量較干式離合器更輕等優(yōu)點(diǎn)，已大量應(yīng)用于自動變速器和濕式雙離合變速器中。濕式離合器在接合的短暫時間內(nèi)，由于其滑摩過程將大量機(jī)械能轉(zhuǎn)化為摩擦熱，引起摩擦副溫度迅速升高，其中摩擦鋼片溫度升高尤為明顯，很有可能造成摩擦副燒蝕、翹曲變形等故障，最終影響變速器換擋的穩(wěn)定性和可靠性。

國外早在1974年，F(xiàn).Kennedy[1]為研究摩擦副材料的導(dǎo)熱系數(shù)、比熱容以及對偶件的厚度對摩擦副溫度分布的影響，建立了濕式多片制動器的二維模型，而該模型并未考慮摩擦副接觸狀態(tài)以及熱-結(jié)構(gòu)耦合的相關(guān)變化，但該模型為后來研究濕式離合器的溫度奠定了基礎(chǔ)。Zagrodzk P[2]為研究摩擦鋼片的溫度場和熱應(yīng)力場分布以及非均勻工作油壓對摩擦鋼片溫度場的影響，建立了濕式多片離合器摩擦副的數(shù)值計算模型。Grzes[3]通過有限元中熱-結(jié)構(gòu)耦合的方法，研究了工作油壓和摩擦副相對轉(zhuǎn)速變化對溫度場分布的影響規(guī)律。Jie等[4]建立了熱流密度模型和對流換熱模型，對濕式多片離合器摩擦副的溫度場、熱應(yīng)力場以及接觸壓力變化規(guī)律進(jìn)行了仿真分析。國內(nèi)賈云海等[5]基于溫升計算理論和熱傳導(dǎo)基本理論，利用有限元計算軟件，分析了不同接觸滑磨時間條件下摩擦副表面的溫度分布，但該結(jié)果只分析了摩擦副表面溫度，而實際的摩擦熱為三維傳導(dǎo)。張金樂等[6]基于熱傳導(dǎo)模型理論，通過有限元分析軟件，研究了摩擦副轉(zhuǎn)速差、摩擦鋼片厚度以及工作油壓對濕式換擋離合器摩擦鋼片溫度場應(yīng)力場的影響。張家元等[7]基于熱流密度模型原理，利用有限元軟件，采用直接耦合法分析計算了帶有徑向油槽與周向油槽的濕式離合器摩擦片的溫度場與應(yīng)力場分布。馬彪等[8]基于熱交換模型建立了液壓系統(tǒng)熱平衡仿真模型，并進(jìn)行了動態(tài)仿真，研究了潤滑油流量以及轉(zhuǎn)速差對濕式換擋離合器溫度的影響。

雖然國內(nèi)對濕式離合器熱特性已有一定研究，但都沒有具體分析各工況下摩擦副的徑向、軸向以及周向溫度場分布。本文將通過建立濕式離合器摩擦副三維有限元模型，分析不同工況下摩擦鋼片沿徑向、軸向以及周向的溫度場分布情況。

1 建立有限元模型

濕式離合器摩擦副由一對環(huán)形摩擦片和摩擦鋼片組成，摩擦片由摩擦芯片和摩擦襯片燒結(jié)而成，通常摩擦片表面密布著各式各樣的油槽。本模型采用帶有徑向槽的摩擦片進(jìn)行建模仿真。摩擦鋼片為與摩擦芯片相同材料的鋼片。由于單一摩擦副的幾何結(jié)構(gòu)、施加載荷以及熱傳遞過程均具有對稱性，本模型分析采用的摩擦片與鋼片只需各取一半厚度。結(jié)構(gòu)參數(shù)取某自動變速器中濕式離合器尺寸，摩擦鋼片的半厚度、內(nèi)徑、外徑以及齒外徑分別為0.9、130、158、162 mm，齒數(shù)為40，摩擦片內(nèi)、外徑分別為130、158 mm，摩擦芯片半厚度為0.4 mm，摩擦材料厚度為0.35 mm。由于本文主要研究對象為摩擦鋼片，因此本模型忽略了摩擦片的內(nèi)齒。

本文利用有限元軟件ABAQUS 6.14，采用直接耦合法對濕式離合器摩擦副進(jìn)行熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，摩擦鋼片和摩擦片的網(wǎng)格單元類型為六面體溫度耦合單元C3D8RT，摩擦副網(wǎng)格模型如圖1所示。

濕式離合器摩擦副中的摩擦鋼片和摩擦芯片材料選取65#Mn鋼，摩擦襯片材料選取紙基材料，材料參數(shù)如表1所示。

圖1 摩擦副網(wǎng)格模型

表1 濕式離合器材料參數(shù)

本仿真模型主要模擬濕式離合器摩擦副接合時的滑摩過程，將濕式離合器摩擦副的實際運(yùn)動轉(zhuǎn)化為摩擦鋼片和摩擦片的相對旋轉(zhuǎn)滑摩過程，設(shè)定摩擦鋼片的轉(zhuǎn)速為零，摩擦片的轉(zhuǎn)速即為摩擦副的轉(zhuǎn)速差。約束摩擦鋼片的X、Y方向的自由度，使其只可以有軸向運(yùn)動，在摩擦鋼片遠(yuǎn)離摩擦片側(cè)施加沿Z方向、大小為工作油壓的壓力。約束摩擦片的軸向運(yùn)動，即Z方向自由度，使其只能繞軸心自轉(zhuǎn)。選取摩擦片中心點(diǎn)為耦合點(diǎn)，通過控制該點(diǎn)運(yùn)動控制摩擦片運(yùn)動。

2 熱分析理論

2.1 熱流密度

傳熱學(xué)中熱流密度也叫熱通量，指單位時間內(nèi)通過單位面積的熱量。濕式離合器接合過程中摩擦副存在變化的轉(zhuǎn)速差，摩擦片和摩擦鋼片由于受壓緊力作用使得摩擦表面產(chǎn)生摩擦力矩，摩擦副相對滑摩時摩擦力矩做功產(chǎn)生熱流，這是主要的熱量來源，除此之外，流過濕式離合器的冷卻油的黏性剪切也會產(chǎn)生部分熱流。由熱流密度定義可得：

(1)

式中:δ為摩擦副實際接觸與名義接觸的面積比值；φf、φfs為Patir-Cheng剪切流量系數(shù)；η為動力黏度；ωrel為摩擦副轉(zhuǎn)速差；h為油膜厚度；fc為滑動摩擦因數(shù)；Ps為結(jié)合壓力。由熱流密度數(shù)學(xué)模型可知，熱流密度不僅受滑摩時間、結(jié)合壓力和相對轉(zhuǎn)速的影響，還受徑向位置以及冷卻油黏度等參數(shù)的影響。

2.2 熱流分配系數(shù)

濕式離合器摩擦副滑摩過程產(chǎn)生的熱流密度部分由冷卻散熱帶走，剩下部分被摩擦鋼片和摩擦片吸收，熱流密度在摩擦鋼片和摩擦片之間的分配關(guān)系用熱流分配系數(shù)來描述，其大小主要取決于摩擦副的材料參數(shù)。熱流分配系數(shù)的計算公式為

(2)

式中：qA、qB分別為摩擦鋼片與摩擦片分配到的熱流密度；kA、kB分別為摩擦鋼片與摩擦片的導(dǎo)熱系數(shù)；ρA、ρB分別為摩擦鋼片與摩擦片的密度；cA、cB分別為摩擦鋼片與摩擦片的比熱容。從熱流分配系數(shù)的數(shù)學(xué)模型可得出，影響摩擦副熱流分配系數(shù)的材料參數(shù)有導(dǎo)熱系數(shù)、密度以及比熱容等。

2.3 對流散熱系數(shù)

濕式離合器摩擦副滑摩過程產(chǎn)生熱流密度部分被潤滑油帶走，潤滑油在摩擦副表面以層流、過渡層流以及紊流的形式流動，常用雷諾數(shù)來區(qū)分判定流體的流動形式。當(dāng)雷諾數(shù)小于2×105時，潤滑油以層流的形式流動；當(dāng)雷諾數(shù)為2×105～2.5×105時，潤滑油以過渡層流的形式流動；當(dāng)雷諾數(shù)大于2.5×105時，潤滑油以紊流的形式流動。雷諾數(shù)的計算公式為

(3)

層流時，對流換熱系數(shù)計算公式為

(4)

過渡層流時，對流換熱系數(shù)計算公式為

(5)

紊流時，對流換熱系數(shù)計算公式為

(6)

式中:ρ、υ、c、k分別為潤滑油的密度、黏度、比熱容和導(dǎo)熱系數(shù)；r為摩擦副表面任意點(diǎn)半徑；ω為摩擦副轉(zhuǎn)速差；m為摩擦副表面溫度沿徑向分布的指數(shù)常數(shù)。

3 仿真計算與分析

3.1 典型工況摩擦鋼片溫度場分析

利用有限元軟件ABAQUS6.14對濕式離合器摩擦副進(jìn)行熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，模擬濕式離合器在換擋過程中的真實結(jié)合滑摩過程，自動換擋變速箱換擋時離合器摩擦副轉(zhuǎn)速差在1 000 r/min左右最普遍，因此本典型工況分析摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min。設(shè)定摩擦副接觸至同步時間為0.5 s，在摩擦鋼片遠(yuǎn)離摩擦片側(cè)施加工作油壓，油壓由0在0.15 s內(nèi)線性上升至1.4 MPa，0.15～0.5 s內(nèi)油壓穩(wěn)定不變，得到在滑摩結(jié)束時的摩擦鋼片的溫度場分布情況。

仿真結(jié)果溫度云圖如圖2所示。圖2(a)為摩擦鋼片與摩擦片接觸表面的溫度云圖，從圖中可得出：摩擦鋼片的最高溫度達(dá)到148 ℃，溫度沿周向分布基本均勻，在表面形成一系列等溫的環(huán)帶，最高溫度出現(xiàn)在摩擦鋼片中間部分，溫度沿徑向兩邊逐漸降低，最低溫度出現(xiàn)在摩擦鋼片的外齒處，主要是由于外齒不參與摩擦副的滑摩過程，同時又增加了散熱面積。圖2(b)為摩擦鋼片的截面溫度云圖，截面的左側(cè)為與摩擦片接觸面。從該圖中可看出：對初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min時，摩擦鋼片溫度場沿軸向分布基本均勻，由于溫度由摩擦副接觸面?zhèn)髦练墙佑|面，接觸面局部高溫區(qū)域略大于非接觸面，截面高溫區(qū)域形成一個梯形區(qū)域。圖2(c)為局部放大圖，從該圖可明顯看出：由于外齒的存在，摩擦鋼片外側(cè)溫度分布并不像內(nèi)側(cè)一樣均勻，由于外齒處會吸收部分熱量導(dǎo)致摩擦鋼片外側(cè)有齒處溫度較低，無齒處溫度較高，最終導(dǎo)致摩擦鋼片外側(cè)溫度沿周向呈波浪狀的溫度分布。

3.2 轉(zhuǎn)速差對鋼片溫度場的影響

自動換擋變速箱在換擋過程中離合器摩擦副轉(zhuǎn)速差主要集中在3 000 r/min以下，因此分析在保持工作油壓施加不變情況下，濕式離合器摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差分別為500、1 000、1 500、2 000和2 500 r/min時當(dāng)滑摩結(jié)束時摩擦鋼片溫度沿徑向、軸向和周向3個方向的分布情況。

圖2 摩擦鋼片溫度云圖

圖3 摩擦鋼片徑向溫度分布圖

滑摩結(jié)束時不同初始滑摩轉(zhuǎn)速差下的摩擦鋼片溫度沿徑向分布曲線如圖3所示，由圖3可見：隨著初始滑摩轉(zhuǎn)速差增加，摩擦鋼片的溫度整體升高，摩擦鋼片溫度中間高、沿徑向兩側(cè)遞減的趨勢不變；最低溫仍出現(xiàn)在摩擦鋼片外齒處，但隨著轉(zhuǎn)速差的增加，最高溫度由500 r/min時的104 ℃升高到了2 500 r/min時的282 ℃；摩擦鋼片沿徑向溫度梯度明顯變大，徑向最大溫差由500 r/min時的30℃增加到了2 500 r/min時的210 ℃。

從圖4摩擦鋼片截面溫度云圖中可看出：軸向溫度梯度仍比較均勻，但隨著初始滑摩轉(zhuǎn)速差的增大，摩擦鋼片與摩擦片的接觸面至非接觸面的高溫區(qū)形成的梯形區(qū)域有所變小，且高溫區(qū)形狀由矩形變?yōu)樘菪蔚内厔莞用黠@；軸向溫度梯度隨著初始滑摩轉(zhuǎn)速差的增加有所增大。

圖4 摩擦鋼片截面溫度云圖

從圖5摩擦鋼片局部放大溫度云圖中可看出：摩擦鋼片溫度周向基本分布均勻；但由于摩擦鋼片外齒的存在，摩擦鋼片外側(cè)成波浪形波動；隨著摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差的增加，摩擦鋼片外側(cè)溫度沿周向波動逐漸變小，并且隨著初始滑摩轉(zhuǎn)速差的增大高溫區(qū)環(huán)帶變小，高溫區(qū)更集中。

圖5 摩擦鋼片局部放大溫度云圖

3.3 工作油壓對摩擦鋼片溫度場的影響

在保持摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min時，工作油壓施加分別如圖6所示3種方式，分析滑摩結(jié)束時摩擦鋼片溫度場沿徑向、軸向和周向3個方向的分布情況。

滑摩結(jié)束時，不同工作油壓施加速度下摩擦鋼片溫度沿徑向分布曲線如圖7所示。由圖7可見：工作油壓施加速度對摩擦鋼片溫度沿徑向分布情況影響不大，整體趨勢均為中間部分溫度最高，由摩擦鋼片中間沿徑向至兩端溫度逐漸降低，最低溫出現(xiàn)在摩擦鋼片外齒處。由圖7可得出：當(dāng)滑摩同步時間一定時，油壓加載速度越快，滑摩過程產(chǎn)生的熱量越多，摩擦鋼片溫升越高，徑向方向溫度梯度越大。

圖6 工作油壓施加圖

從圖8、圖9可得出：在初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min時，工作油壓施加速度變化對摩擦鋼片軸向和周向的溫度分布影響較小；在3種工作油壓作用下，摩擦鋼片的溫度沿軸向都較均勻，并且高溫區(qū)域略呈梯形狀；除摩擦鋼片外側(cè)溫度由于外齒的影響呈波浪狀外，大部分區(qū)域溫度沿周向均為等溫環(huán)帶狀。

圖9 摩擦鋼片局部放大溫度云圖

4 結(jié)論

1) 濕式離合器摩擦副滑摩結(jié)束后，摩擦鋼片表面最高溫度出現(xiàn)在中間位置，由中間沿徑向至兩端溫度逐漸降低，最低溫出現(xiàn)在摩擦鋼片外齒處；溫度沿軸向方向基本均勻，高溫區(qū)域由與摩擦片接觸面至非接觸面略有減小；溫度沿周向基本呈一系列均勻環(huán)帶狀，摩擦鋼片外側(cè)由于外齒的影響溫度分布呈波浪狀。

2) 隨著初始滑摩轉(zhuǎn)速差的增加，摩擦鋼片最高溫上升，并且由中間至兩端的溫度梯度變大；沿軸向方向溫度基本均勻，轉(zhuǎn)速差由500～2 500 r/min摩擦鋼片截面高溫區(qū)域變小且高溫區(qū)梯形狀更明顯；沿周向方向溫度基本均勻，轉(zhuǎn)速差由500～2 500 r/min摩擦鋼片溫度外側(cè)波浪狀區(qū)域變小，摩擦鋼片整體溫度沿周向更均勻。

3) 相同滑摩時間隨著工作油壓施加速度加快，摩擦鋼片最高溫度有所升高，由中間沿徑向至兩端溫度逐漸降低的趨勢基本不變；工作油壓變化對摩擦鋼片軸向和周向的溫度分布影響較小。

[1] KENNEDY F,LING F.A thermal,thermoelastic and wear simulation of a high-energy sliding contact problem [J].ASME,Lubrication Technology,1974,97:497-507.

[2] ZAGRODZKI P.Influence of design and material factors on thermal stress in multiple disc wet clutches and brakes.SAE Paper 911883[ R].[S.l.]:SAE,1991.

[3] GRZES P.Finite element analysis of disc temperature during braking process [J].Acta Mechanic Et Automative,2009,3(4):36-42.

[4] JIE L,MIN W,W Zhiyong,et al.Transient thermo-mechanical coupling simulation of wet brake friction disk on tracked vehicle [J].Journal of Beijing Institute of Technology,2011,20(1):71-76.

[5] 賈云海，張文明．濕式摩擦離合器摩擦片表面溫升和油槽結(jié)構(gòu)研究[J].中國公路學(xué)報,2007,20(5):112-116.

[6] 張金樂,馬彪,張英鋒,等.濕式換擋離合器溫度場和應(yīng)力場影響因素分析[J].北京理工大學(xué)學(xué)報,2010,30(6):660-664.

[7] 張家元,丁普賢,李長庚,等.濕式離合器摩擦片的熱結(jié)構(gòu)耦合分析[J].北京科技大學(xué)學(xué)報,2013(12):1668-1673.

[8] 馬彪,陳飛,李和言,等.濕式離合器摩擦副平均溫升特性研究[J].兵工學(xué)報,2016,37(6)：961-968.