考慮界面接觸狀態的濕式離合器扭矩特性

崔家豪,吳健鵬,劉繼凱,王立勇

(1.現代測控技術教育部重點實驗室(北京信息科技大學),北京 100192; 2.中國科學院 微電子研究所,北京 100029)

濕式離合器憑借工作壽命長、扭矩容量大、性能穩定等優點,廣泛應用在重型車輛中,其性能直接決定了車輛能否平穩起步和換擋。扭矩是濕式離合器的一個重要參數,直接影響著傳動效率和使用壽命。濕式離合器扭矩特性受多種因素影響,其中界面接觸狀態直接影響著摩擦副之間的接觸情況,對離合器扭矩影響顯著。因此,研究濕式離合器扭矩特性及界面接觸狀態對其影響規律是非常必要的。

目前,國內外學者對濕式多片離合器的研究多集中于接合過程摩擦轉矩和帶排轉矩,主要從離合器工作參數、結構參數兩方面展開研究。針對離合器的工作參數對扭矩特性的影響,學者主要從轉速、潤滑油流量、油溫等方面進行了研究,馬彪等[1]建立了單摩擦副承載力方程和轉矩方程,研究了被動摩擦片的角速度、油膜厚度以及摩擦轉矩等離合器接合過程工作特性的變化規律。Yu等[2-3]耦合溫度場建立了濕式離合器數值模型,研究了相對滑摩速度、潤滑流量等工作參數對摩擦轉矩的影響規律。師路騏等[4]針對摩擦副間油膜的高速負壓現象,通過建立高轉速差下摩擦副間隙負壓收縮模型,分析了從低速差到高速差全程變化過程下的摩擦副間隙動態變化規律,改進了帶排轉矩模型。Iqbal等[5]考慮了摩擦副間隙的流體運動,建立了用于估計開放式多片濕式離合器帶排扭矩模型,該模型能夠預測在可變流量和不同轉速下的帶排扭矩。Hu等[6]建立了數學模型來預測濕式離合器在高周向速度下的帶排扭矩。項昌樂等[7]提出了一種新的帶排轉矩求解方法,更好地計算了高轉速差區域中的帶排轉矩。張恒等[8]研究了濕式多片離合器滑摩過程中摩擦轉矩衰減,提出了濕式多片離合器摩擦轉矩衰減系數,優化了扭矩計算模型。于亮等[9]建立了多物理場耦合的熱力學模型,研究了潤滑油溫度對濕式離合器摩擦扭矩的影響。針對離合器的結構參數對扭矩特性的影響,學者主要從摩擦片表面溝槽結構、結合元件結構進行了研究,Jang等[10-11]、Li等[12]建立了多場耦合的離合器扭矩模型,研究了溝槽特征對離合器接合過程中摩擦轉矩的影響規律。鄭良杰等[13]研究了在不同花鍵摩擦因數下濕式多片離合器分離過程中的摩擦轉矩。陳漫等[14]建立了多摩擦副系統有限元模型和熱力學數值模型,研究了摩擦副數、卡簧寬度、壓板厚度等結構參數對摩擦副間接觸壓力的影響。于亮等[15]建立了考慮花鍵摩擦力的離合器轉矩計算模型,研究了鍵處摩擦力對離合器比壓衰減的影響。

目前,對離合器扭矩的研究主要集中在工作參數與結構參數的影響,針對界面接觸狀態對濕式離合器扭矩的影響研究較少,主要問題在于界面接觸狀態難以等效到模型中研究。針對上述問題,本文基于理論知識,建立考慮界面接觸狀態的濕式離合器扭矩模型,仿真獲得離合器的控制油壓與結合過程中的扭矩,根據SAE#2試驗臺的測試結果對仿真模型進行了試驗驗證。通過模型,研究了油溫、控制油壓和碟形量對離合器結合過程扭矩的影響。

1 結合過程理論建模

濕式離合器的結構及液壓控制系統簡圖如圖1所示。在工作過程中,液壓系統提供控制油壓,通過控制油路直接作用在活塞上,通過活塞位移壓緊摩擦片與鋼片,實現傳遞扭矩的功能。圖中ps為系統主油路油壓,pc為離合器油缸充油油壓,Qp為定量液壓泵輸出流量,Qc為離合器油缸充油流量,Qv為溢流流量,Q1為離合器泄油孔泄漏流量。

圖1 濕式離合器結構及液壓控制系統簡圖Fig.1 Schematic diagram of wet clutch structure and hydraulic control system

1.1 離合器液壓系統建模

通過液壓系統實現對濕式離合器結合過程的控制,對于液壓系統來說,通過液壓泵持續輸出流量,忽略管道內油液的泄漏,根據液體的連續性,可得液壓系統內油液的流量平衡方程為

Qp=Qc+Qv+Qy

(1)

式中:Qy為主油路油壓為ps時管道容腔內油液壓縮引起的流量變化,其計算公式為

(2)

式中Vy為管道容腔的容積。

輸入離合器油缸的流量Qc計算公式為

(3)

式中:Cd為閥口流量系數,Ax為閥開口面積,ρ為油液密度。

Qc與控制油壓pc的關系為

(4)

式中:Ac為活塞面積,Q1為泄壓孔泄漏流量,計算公式為

(5)

式中:d1為泄壓孔直徑,L1為泄壓孔長度,孔徑比為5∶1。

對于安全閥其流量Qv,計算公式為

(6)

式中:pz為安全閥開啟壓力,取值一般大于預設壓力(1.50 MPa)的90%,取pz=1.35 MPa;Cq為閥口流量系數,d2為閥口平均直徑,α為閥芯半錐角,x為閥口開度,其計算公式為

(7)

式中k為安全閥的彈簧剛度。

1.2 離合器活塞動力學模型

離合器活塞在控制油壓的作用下產生位移,忽略密封圈摩擦力的影響,考慮鋼片摩擦片的剛度,在離合器摩擦片與鋼片間隙消除過程中,活塞動力學方程如下:

(8)

式中:Fω為油液離心力產生的動壓力,mc為活塞質量,c為鋼片黏性阻尼系數,ks為回位彈簧剛度,λ為彈簧初始壓縮量,xc為活塞位移。

當摩擦片與鋼片開始接觸后,在壓力作用下摩擦片與鋼片發生壓縮變形,剛度用kc表示,此時活塞動力學方程為

(9)

離心壓力計算式為

(10)

式中:a為離合器油缸活塞的內徑,b為外徑,ω為離合器角速度。

1.3 離合器扭矩模型

在離合器的實際工作過程中,摩擦片與鋼片并不能完全接觸,通常會發生彈塑性接觸,設粗糙接觸面積為Ac,其計算公式為

(11)

式中:H=h/σ為膜厚比,κ為塑性變形系數,N為微凸峰的密度,β為微凸峰的曲率半徑,σ為聯合表面粗糙度均方根,Ared為非溝槽區域面積比,與離合器所處工況(溫度、滑摩速度、壓力等)相關。

粗糙接觸壓力pc計算公式為

(12)

式中:K為接觸系數,E為當量彈性模量。

濕式離合器摩擦副處于混合摩擦階段時,油液作用在活塞上的壓力,一部分由摩擦副間的油膜動壓力承受,一部分由摩擦副微凸體接觸力承受,可以由此得出力的平衡方程:

(13)

式中Fapp=π(b2-a2)pa,其中pa為作用在活塞上的制油力。

令微凸體接觸面積與名義接觸面積之比為C,由下式得到:

(14)

進一步可得

(15)

式中:R1為摩擦片內徑,R2為摩擦片外徑。接合過程摩擦副處于混合摩擦階段,此階段的黏性轉矩Tv可以表示為

(16)

式中:Δω=ω1+ω2,μ為潤滑油黏度。

Rx為等效半徑,其計算公式為

(17)

φf、φfs計算公式可分別表示為:

zf(132+zf(345+zf(-160+zf(-405+

zf(60+147zf)))))]},H≤3

(18)

(19)

式中:zf=H/3,ε*=0.003 33。

此階段的粗糙轉矩可以表示為

(20)

隨著主動端與被動端的轉速差不斷減小,摩擦系數不斷發生變化,當轉速差接近0 r/min時,摩擦片與鋼片之間的狀態由滑動摩擦逐漸轉變成靜摩擦,摩擦系數將發生突變。同時,界面接觸壓力與溫度也會在不同程度上影響摩擦系數,擬合出摩擦系數f為

(21)

式中:v為主動端與被動端之間的轉速差,m/s;T為溫度,℃;p為界面接觸壓力,MPa。

離合器系統的轉矩平衡方程表示為

(22)

式中:I1為主動端轉動慣量,M1為主動端輸入轉矩,ω1為主動端角速度。

2 模型驗證與分析

為獲得離合器的扭矩特性,結合理論知識建立仿真模型,模擬了濕式離合器在控制油壓作用下摩擦片與鋼片的結合過程,搭建離合器扭矩測試試驗臺,驗證考慮界面接觸狀態的濕式離合器扭矩模型。

2.1 simulink仿真模型搭建

通過對濕式離合器結合過程中液壓系統和摩擦片運動過程的分析,搭建Matlab/Simulink 仿真模型,獲得離合器結合過程中對控制油壓的仿真與離合器結合運動學仿真,離合器仿真參數見表1。

表1 離合器仿真參數Tab.1 Clutch simulation parameters

圖2所示為離合器仿真過程中代表性的模擬信號。初始時刻,離合器轉速差穩定在設定值2 686 r/min,當接收到控制信號時,控制油壓實現三段式上升并穩定在設定值1.5×106Pa,在控制油壓的作用下,摩擦副間隙逐漸減小。

圖2 仿真結果Fig.2 Simulation results

如圖2所示,在初始間隙消除階段(0.10～0.27 s),轉速差變化并不明顯,此時摩擦扭矩還未產生,摩擦片之間充滿著潤滑油液,隨著間隙的減小,黏性轉矩逐漸增大,但其數值較小,此時轉速緩慢降低;隨著離合器間隙逐漸減小,在0.27 s摩擦副開始接觸,摩擦轉矩迅速升高,此時處于混合摩擦階段,摩擦扭矩起到主要作用,轉速明顯下降;在0.27～1.00 s中,隨著轉速差的降低,黏性轉矩逐漸降低,摩擦轉矩小幅上升,總扭矩緩慢下降;1.00～1.40 s中,轉速下降到0 r/min,黏性扭矩持續下降至0 N·m,摩擦扭矩在1.40 s時刻達到峰值,主要原因是此時摩擦片與鋼片之間近似與靜摩擦,摩擦系數相比動摩擦顯著增大。

2.2 試驗驗證

SAE#2試驗臺是用于離合器摩擦特性研究的試驗裝置,整個測試系統實物圖與簡化原理圖如圖3所示。離合器分為主動端與被動端,主動端連接轉速轉矩傳感器進行信息采集,由電機驅動旋轉,被動端為制動端,保證試驗安全。試驗中,液壓泵通過操縱油路對離合器進行加壓,由壓力傳感器進行采集,通過潤滑回路對摩擦片進行潤滑,通過油溫傳感器測量潤滑油液的溫度。最終采集到的信號傳遞到上位機進行處理,實現對整個試驗裝備的控制。

圖3 SAE#2離合器測試系統Fig.3 SAE#2 clutch test system

試驗中離合器對偶鋼片材料為65 Mn,摩擦片摩擦材料為改良的銅基粉末冶金材料,潤滑油型號為10 W/40-CF,控制潤滑流量為4 mL/(min·cm2)。

摩擦片內徑為0.060 m,外徑為0.073 m。具體試驗步驟如下:1)系統上電。試驗開始前通過加熱器對油液進行加熱,當溫度達到預設值100 ℃時停止,準備進行摩擦轉矩試驗。2)啟動電機。通過電機帶動主動端旋轉至預設轉速2 686 r/min。3)停止電機。在活塞端施加壓力使其迅速增大直至達到設定壓力(1.0、1.2、1.5 MPa),離合器在壓力作用下開始滑摩。4)檢測離合器主動端轉速。當轉速降低到0 r/min時停止試驗,記錄試驗數據。

本文搭建的模型對比未考慮界面接觸狀態的模型,考慮了隨著工況的變化,摩擦系數在工作過程中的變化,非溝槽區域面積比Ared在不同的接觸狀態下的變化,平直片與碟形片不同的等效半徑Rx計算方法。圖4為控制油壓1.5 MPa下考慮界面接觸狀態模型的仿真結果、未考慮界面接觸狀態模型的仿真結果與試驗的對比圖,在三段式控制油壓的作用下,離合器扭矩首先快速上升,上升到50.0 N·m左右出現小幅度的下降,在離合器進一步結合過程中,隨著轉速差的降低,扭矩逐漸上升,當轉速差降為0 r/min時,離合器扭矩瞬間降低。

圖4 平均面壓1.5 MPa離合器扭矩試驗結果與仿真對比Fig.4 Comparison of clutch torque test results and simulation with 1.5 MPa average surface pressure

從圖4中可以看出,考慮界面接觸狀態的模型仿真趨勢與試驗數據符合較好,相較于未考慮界面接觸狀態的模型,準確度提高22.30%,驗證了模型的有效性。但是考慮界面接觸狀態的模型仿真趨勢與試驗數據存在一定的差異,主要體現在離合器制動時間與扭矩峰值兩個方面,仿真模型制動時間略短于試驗,主要原因是在離合器接觸過程中存在著碰撞摩擦力,在模型中對于這一方面的設置過于理想化,導致制動時間較快。扭矩峰值略小于真實值,差值在7%左右,主要是當扭矩達到峰值時,離合器之間的摩擦近似等同于靜摩擦,相較于動摩擦,摩擦系數會顯著增大,此時模型中摩擦系數略小于真實值。

3 扭矩特性影響因素

為研究界面接觸狀態對濕式離合器扭矩特性的影響規律,結合離合器工作過程中的實際情況,通過設置模型中的參數,分別研究控制油壓、油溫和摩擦片碟形量對離合器扭矩特性的影響。

3.1 控制油壓對扭矩的影響

離合器在結合過程中,控制油壓上升的速率以及幅值的大小對摩擦片與鋼片的接合時間影響很大,同時影響著摩擦片與鋼片之間的接觸壓力,進而影響著結合過程的摩擦扭矩。通過仿真獲得不同控制油壓下的離合器扭矩,研究控制油壓的影響規律。設定仿真油壓分別為1.0、1.2、1.5 MPa,得到不同油壓下離合器扭矩如圖5所示。

圖5 不同控制油壓下的扭矩Fig.5 Torque under different control oil pressures

從圖5中可以看出,隨著控制油壓逐漸降低,離合器扭矩大小降低,制動時間變長。在1.5 MPa下,初始階段扭矩迅速上升到48.0 N·m左右,峰值為115.5 N·m,1.38 s后制動結束;當壓力下降到1.0 MPa時,初始階段扭矩迅速上升到34.0 N·m左右,峰值下降到 89.7 N·m,相較于1.5 MPa下扭矩下降22.38%,制動時間延長到2.02 s,延長了46.05%。導致這一現象的原因主要是控制油壓決定著摩擦片上的平均面壓,由式(20)可以看出,當平均面壓pc減小時,摩擦扭矩減小,因此壓力下降之后扭矩整體下降。同時,由離合器系統的轉矩平衡方程可知,主動端在扭矩作用下轉速逐漸減小到0 r/min,當扭矩下降之后,轉速下降速率降低,因此制動時間延長。控制油壓過小會導致離合器結合不夠緊密,無法實現傳遞扭矩的功能,不能起到正常的工作效果,但當控制油壓過大時,又會加劇摩擦片的磨損,降低離合器的效率和壽命。通過上述模型可以分析不同油壓下離合器扭矩的變化規律,可為離合器正常工作的控制油壓范圍提供一定程度的指導。

3.2 油溫對扭矩的影響

在離合器結合過程中,摩擦熱會導致離合器工作溫度升高,如果沒有及時降溫,就會導致離合器失效。潤滑油可以通過流動冷卻的方式,將摩擦面的熱量帶走,但潤滑油的存在導致摩擦片之間產生黏性轉矩,不同油溫會導致油液黏度發生變化,從而影響黏性轉矩。同時,油液溫度的變化會導致摩擦系數發生變化,從而對摩擦扭矩產生影響。因此,針對油溫對離合器扭矩的影響主要從黏性扭矩和摩擦扭矩兩方面進行研究。設定油液溫度為60、80、100 ℃,仿真獲得離合器黏性扭矩和摩擦扭矩如圖6所示。

圖6 不同油溫下的扭矩Fig.6 Viscous torque at different oil temperatures

隨著油液溫度的升高,黏性扭矩的峰值逐漸降低,60 ℃時黏性扭矩最高值達到了17.5 N·m,當溫度升高到100 ℃時,黏性扭矩的最大值只有6.7 N·m,降低了62.0%。當溫度升高時,潤滑油的黏度下降,由式(16)可以推導出黏性扭矩降低,同時,黏度降低后導致間隙消除階段產生的油膜厚度減小,油膜剪切力下降,也會造成黏性扭矩下降。另外,隨著油溫的升高,摩擦扭矩整體升高,主要原因是隨著溫度的升高,摩擦系數有所上升,摩擦扭矩增加,由式(20)、(21)可以推導出。在黏性扭矩與摩擦扭矩的共同作用下,制動時間有所減小,但減小程度并不明顯,100 ℃相較于60 ℃制動時間減小了2.9%。可以看出,油液溫度的升高可以降低黏性扭矩的大小,降低發動機克服黏性扭矩所提供的功率,減小了發動機的功率損耗,但當潤滑油溫度過高時,對離合器的冷卻效果有所降低,會導致摩擦片在高溫作用下出現燒蝕變形的情況,造成離合器失效,因此,控制好潤滑油的溫度對確保離合器正常工作是十分重要的。

3.3 摩擦片碟形量對扭矩的影響

摩擦片碟形量會影響離合器的壓力和接觸面積分布,進而影響摩擦片的摩擦力和離合器的扭矩輸出。圖7為碟形片簡化的示意圖,初始的碟形量為h0,隨著壓力的作用,碟形片間隙逐漸減小為hx,設定碟形片在工作過程中等效半徑為Rx,由幾何關系可以獲得下式,通過等效半徑Rx研究離合器對離合器扭矩的影響。

圖7 碟形片示意Fig.7 Schematic diagram of disc shaped plate

(23)

設定摩擦片碟形量分別為0.3、0.5、0.7 mm,得到不同碟形量下摩擦副間隙與離合器扭矩如圖8所示。從圖8可以看出,隨著碟形量的增加,摩擦片的間隙變化速度降低,從發出信號開始到摩擦片與鋼片完全結合的時間有所延長,碟形量為0.3 mm時完全結合時間在0.32 s左右,當碟形量增加到0.7 mm時,結合時間延長到0.44 s,延長了37.50%,當摩擦片碟形量增加時,摩擦片結合過程受到的碟形片阻尼增大,由活塞動力學可知活塞運動速度減緩,導致摩擦副間隙變化減緩;相應的,扭矩產生的時間也有所延長,進而導致制動時間延長,0.7 mm的碟形量相較于0.3 mm的碟形量,制動時間延長了6.28%。

圖8 不同碟形量的摩擦副間隙與扭矩Fig.8 Clearance and torque of friction pairs with different disc sizes

適度的碟形量可以方便摩擦片與鋼片的分離,當摩擦片碟形量過大時,會導致離合器在結合過程中摩擦片與鋼片之間發生相對滑動,影響離合器的扭矩傳遞。

4 結 論

1)基于理論知識建立了考慮界面接觸狀態的濕式離合器扭矩模型,仿真獲得了離合器結合過程中的扭矩,并通過離合器臺架試驗驗證了模型的有效性與準確性,扭矩峰值誤差在7%左右,與未考慮界面接觸狀態的模型相比,準確度提高22.30%。

2)隨著控制油壓的增大,離合器扭矩逐漸增大,制動時間逐漸減小,當油壓從1.5 MPa降低到1.0 MPa時,扭矩峰值下降了22.38%,制動時間延長了46.05%;隨著油溫的升高,黏性扭矩逐漸降低,當油溫從60 ℃升高到100 ℃時,黏性扭矩下降了62.0%,同時摩擦扭矩逐漸升高,制動時間減小了2.9%。

3)摩擦片碟形量對離合器扭矩的影響主要體現在扭矩產生時間,碟形量的增加會導致摩擦副間隙變化時間增加,從而導致扭矩產生時間增加,當碟形量從0.3 mm增大到0.7 mm時,摩擦副間隙變化時間延長37.50% 制動時間延長了6.28%。