朱茂桃, 司俊領(lǐng),*, 姚 鵬, 田乃利

(1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013;2.珠海華粵傳動(dòng)科技有限公司南京研發(fā)中心，南京 211100)

離合器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中的重要組成部件，其主要功用是切斷和連接發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)間的動(dòng)力傳遞，以保證汽車起步時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)平順接合，確保汽車平穩(wěn)起步[1]。汽車離合器在接合過(guò)程中，動(dòng)力從曲軸經(jīng)由飛輪傳遞到離合器壓盤總成，離合器從動(dòng)盤被夾緊于飛輪和通過(guò)膜片彈簧起作用的離合器壓盤之間，通過(guò)摩擦傳遞動(dòng)力，最后經(jīng)由從動(dòng)盤轂將動(dòng)力傳給變速器輸入軸[2]。壓盤和從動(dòng)盤在摩擦過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生大量的熱，壓盤溫度分布不均勻會(huì)產(chǎn)生溫度梯度和熱應(yīng)力，使壓盤產(chǎn)生熱變形，當(dāng)溫度或熱應(yīng)力過(guò)大時(shí)，就會(huì)導(dǎo)致離合器壓盤翹曲變形，甚至產(chǎn)生燒蝕，斷裂等現(xiàn)象，因此，離合器溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)的研究能對(duì)離合器的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供依據(jù)。

中外學(xué)者對(duì)不同條件下的離合器溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)進(jìn)行了分析，Abdullah等[3]針對(duì)不同的熱量分配方法，對(duì)比了單次接合和多次接合工況下摩擦副的溫度場(chǎng)。Pisaturo等[4]計(jì)算了離合器接合過(guò)程的熱流密度，得到了三種不同負(fù)載下多次接合后摩擦副接觸面的溫度場(chǎng)。Abdullah等[5]利用編制的有限元程序計(jì)算了摩擦副滑摩過(guò)程的摩擦熱和溫度場(chǎng)，并在兩種不同假設(shè)條件下對(duì)其進(jìn)行了對(duì)比分析。張鐵山等[6]使用試驗(yàn)測(cè)得的熱載荷作為輸入條件，使用有限元法計(jì)算了熱載荷下離合器壓盤的熱變形和熱應(yīng)力，分析了接合過(guò)程中壓盤的變形和應(yīng)力情況。劉雪萊等[7]建立了汽車動(dòng)力學(xué)模型及壓盤有限元模型，使用Anasys軟件計(jì)算了壓盤的溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。楊亞聯(lián)等[8]采用熱結(jié)構(gòu)耦合仿真方法，在不同接合次數(shù)等工況下對(duì)濕式離合器鋼片的溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)進(jìn)行了對(duì)比分析。程鋮等[9]利用不同的摩擦熱流密度模型，對(duì)極端工況下的溫度場(chǎng)變化進(jìn)行了對(duì)比分析。

綜上，目前對(duì)離合器熱特性的研究主要在摩擦面間摩擦熱量的生成與分配、離合器多次接合工況等方面，仍不夠全面。單次接合過(guò)程摩擦副溫度場(chǎng)與應(yīng)力場(chǎng)的影響因素研究，能為離合器的控制策略和優(yōu)化等提供依據(jù)。現(xiàn)建立并簡(jiǎn)化單盤干式膜片彈簧離合器壓盤和摩擦片的三維有限元模型，結(jié)合離合器的實(shí)際使用工況，使用ABAQUS軟件的直接耦合法計(jì)算摩擦副單次接合時(shí)的溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)，分析滑摩轉(zhuǎn)速、壓力和壓盤厚度對(duì)滑摩面溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)的影響，并針對(duì)溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)對(duì)壓盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，以期能為離合器的設(shè)計(jì)提供支持。

1 建立有限元模型

使用Pro/E軟件建立了某產(chǎn)品的離合器壓盤三維有限元模型，如圖1所示。

圖1 壓盤三維模型

摩擦副的熱結(jié)構(gòu)耦合主要分析摩擦產(chǎn)生的熱量和摩擦副的彈性結(jié)構(gòu)間的相互影響，且其仿真計(jì)算是非線性的[10]。摩擦副滑摩產(chǎn)生的熱量絕大部分傳遞到壓盤和摩擦片中，還有一部分由空氣帶走，當(dāng)摩擦副溫度升高后，由于溫度梯度的存在，使摩擦副產(chǎn)生熱變形，改變了摩擦副的接觸狀態(tài)，同時(shí)接觸狀態(tài)的改變又會(huì)影響滑摩產(chǎn)生的熱量，兩者相互影響。因此，使用直接耦合法更能體現(xiàn)出摩擦副的工況與狀態(tài)，選擇了能夠處理高度非線性問(wèn)題的ABAQUS軟件進(jìn)行直接熱結(jié)構(gòu)耦和仿真。為了縮短計(jì)算時(shí)間節(jié)約計(jì)算成本，提高網(wǎng)格質(zhì)量，將模型的倒角、溝槽等對(duì)結(jié)果影響極小的部分進(jìn)行了簡(jiǎn)化，簡(jiǎn)化后的模型如圖2所示。

1.1 熱傳導(dǎo)模型

根據(jù)傳熱學(xué)理論，摩擦副在直角坐標(biāo)系下的三維熱傳導(dǎo)方程為[11]

(1)

式(1)中：c、ρ、λ分別表示比熱容、密度、熱傳導(dǎo)系數(shù)；T為摩擦副的溫度；t為滑摩時(shí)間；x、y、z為摩擦副的直角坐標(biāo)。

摩擦副接觸表面滑摩產(chǎn)生的熱量可以使用熱流密度來(lái)描述：

q(r,t)=ημPω(t)r

(2)

式(2)中：q為熱流密度；η為滑摩功轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃康霓D(zhuǎn)化率，這里忽略材料磨損的影響，認(rèn)為所有的滑摩功都轉(zhuǎn)化為熱量；μ為滑摩時(shí)的摩擦系數(shù)；P為摩擦表面間的接觸壓力；ω為摩擦副主從動(dòng)端間的轉(zhuǎn)速差；r為摩擦面間任意一點(diǎn)到中心軸的距離。

滑摩產(chǎn)生的熱量在壓盤和摩擦片間的分配可以通過(guò)熱流分配系數(shù)K來(lái)確定[12-13]:

(3)

式(3)中：K與材料的導(dǎo)熱系數(shù)λ、比熱容c、密度ρ相關(guān)，由材料本身的固有性質(zhì)所決定，下標(biāo)p和f分別表示壓盤和摩擦片。

物體有三種基本的傳熱方式：熱傳導(dǎo)、熱對(duì)流和熱輻射。離合器摩擦副在接合滑摩過(guò)程中的一部分熱量會(huì)通過(guò)與空氣的對(duì)流換熱以及熱輻射的方式散發(fā)掉，由于離合器接合時(shí)間短，其往周圍環(huán)境的熱輻射熱量極小，可以忽略不計(jì)。摩擦副的內(nèi)外端面與空氣的對(duì)流換熱作用可以等效為橫掠圓柱體強(qiáng)制對(duì)流換熱模型，其對(duì)流換熱系數(shù)為[11]

(4)

式(4)中：下標(biāo)o、i分別表示外端面、內(nèi)端面；Re為模型的雷諾系數(shù)；Pr為空氣的普朗特?cái)?shù)。

1.2 載荷及邊界條件

離合器摩擦副開(kāi)始接合時(shí)，動(dòng)力先由飛輪傳遞到壓盤總成，壓盤通過(guò)三個(gè)凸耳與壓盤總成上的傳動(dòng)片連接，然后膜片彈簧開(kāi)始?jí)壕o，施加給壓盤軸向的壓力，壓盤通過(guò)摩擦帶動(dòng)摩擦片，直至完全接合。根據(jù)實(shí)際運(yùn)作狀況，載荷與邊界條件設(shè)置如下：

(1)在壓盤與膜片彈簧接觸的凸臺(tái)上施加壓力，同時(shí)施加壓盤和摩擦片旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的離心力。

(2)在壓盤凸耳處約束住其徑向和周向位移，只留出其旋轉(zhuǎn)和軸向位移自由度；約束住摩擦片的徑向、周向和軸向位移，留出其旋轉(zhuǎn)自由度。

(3)設(shè)置摩擦系數(shù)為0.27，壓盤與摩擦片的接觸設(shè)置為“硬接觸”，即若壓盤與摩擦片的間隙為0，則存在接觸壓力產(chǎn)生熱量，若壓盤與摩擦片的間隙大于0，則摩擦副不接觸，接觸壓力也為0，無(wú)熱量產(chǎn)生。

2 材料與環(huán)境設(shè)置

壓盤和摩擦片材料屬性如表1所示，壓盤與摩擦片的內(nèi)外直徑相同，內(nèi)直徑155 mm，外直徑220 mm，壓盤外徑處的厚度為9.4 mm。在離合器接合滑摩過(guò)程中，假設(shè)材料為各向同性且材料物理屬性不變，設(shè)置摩擦副初始溫度與環(huán)境溫度為20 ℃。

表1 壓盤和摩擦片材料參數(shù)

3 仿真結(jié)果及分析

使用ABAQUS2016的溫度結(jié)構(gòu)耦合單元進(jìn)行有限元分析，根據(jù)其實(shí)際滑摩情況與工作載荷，在壓盤與膜片彈簧接觸的凸臺(tái)處施加壓力，初始?jí)毫?～0.2 s線性增加到最大值1 MPa，之后保持1 MPa穩(wěn)定不變；根據(jù)離合器接合過(guò)程的轉(zhuǎn)速曲線[14]擬合壓盤和摩擦片的轉(zhuǎn)速與實(shí)際的轉(zhuǎn)速差。下面重點(diǎn)研究壓盤的溫度場(chǎng)與應(yīng)力場(chǎng)，圖3為摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min，膜片彈簧施加的壓力為1 MPa，壓盤外徑處的初始厚度9.4 mm，離合器接合完成時(shí)的壓盤及摩擦片滑摩面物理量分布云圖。

圖3 離合器接合完成時(shí)滑摩面物理量分布云圖

從圖3中可以看出，摩擦副摩擦面最高溫度與應(yīng)力出現(xiàn)在其內(nèi)徑處，應(yīng)力比較集中；壓盤外徑處軸向變形較大，壓盤出現(xiàn)錐形翹曲變形；其結(jié)果與文獻(xiàn)[6]所示的結(jié)果類似，原因是由于其初始結(jié)構(gòu)、安裝等，滑摩開(kāi)始時(shí)初始接觸壓力分布不均勻，不均勻的接觸壓力導(dǎo)致壓盤溫度不均，隨之產(chǎn)生的熱膨脹又會(huì)進(jìn)一步影響摩擦副接觸狀態(tài)，最后使得壓盤產(chǎn)生錐形變形翹曲，壓盤與摩擦片的接觸面積變小，主要接觸部分開(kāi)始向內(nèi)徑移動(dòng)，最終最大溫度與應(yīng)力出現(xiàn)在內(nèi)徑處。文獻(xiàn)[15]對(duì)離合器壓盤進(jìn)行了大滑差轉(zhuǎn)速工況滑摩溫升試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)滑摩結(jié)束后，壓盤滑摩面內(nèi)徑處磨損痕跡明顯，外徑處磨損輕微。說(shuō)明接合過(guò)程中壓盤發(fā)生了錐形變形，主要接觸區(qū)域在摩擦面內(nèi)徑處，驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確性。下面討論摩擦副轉(zhuǎn)速差，膜片彈簧壓力和壓盤厚度三個(gè)影響因素對(duì)摩擦副接觸面溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)的影響。

3.1 轉(zhuǎn)速差的影響

采用的壓盤滑摩接觸面從內(nèi)徑至外徑的徑向節(jié)點(diǎn)，繪制壓盤徑向物理量分布曲線，圖4和圖5所示分別為摩擦副初始轉(zhuǎn)速差750、1 000、1 250 r/min，滑摩結(jié)束時(shí)的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

從圖4、圖5中可以看出，壓盤摩擦面的最高溫度與應(yīng)力出現(xiàn)在摩擦面的內(nèi)徑處，隨著初始轉(zhuǎn)速差的升高，壓盤內(nèi)徑處的溫升和應(yīng)力增加明顯，最高溫度和應(yīng)力從750 r/min對(duì)應(yīng)的56 ℃、29 MPa增加到1 250 r/min對(duì)應(yīng)的95 ℃、54 MPa，這是因?yàn)檗D(zhuǎn)速差的增大使滑摩產(chǎn)生的總熱量增加，傳遞到壓盤上的熱量也相應(yīng)增大，溫度便隨之越來(lái)越高，壓盤摩擦面的應(yīng)力也有相同的規(guī)律。隨著初始轉(zhuǎn)速差的升高，盤面的溫度梯度與應(yīng)力梯度也隨之變得越來(lái)越大，溫度與應(yīng)力分布更加不均勻，壓盤最高溫度和應(yīng)力有向內(nèi)徑方向移動(dòng)的趨勢(shì)，說(shuō)明隨著轉(zhuǎn)速差的增大，摩擦副的實(shí)際接觸區(qū)域會(huì)向內(nèi)徑方向移動(dòng)，壓盤的錐形變形增大，接觸區(qū)域逐漸向內(nèi)徑方向移動(dòng)?；っ嬷型鈴教幍臏囟群蛻?yīng)力對(duì)轉(zhuǎn)速差的敏感度較小。

圖4 不同轉(zhuǎn)速下徑向溫度分布曲線

圖5 不同轉(zhuǎn)速下徑向應(yīng)力分布曲線

3.2 壓力的影響

圖6和圖7所示為壓盤凸臺(tái)受到的壓力分別為0.75、1、1.25 MPa，滑摩結(jié)束時(shí)的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

圖6 不同壓力下徑向溫度分布曲線

圖7 不同壓力下徑向壓力分布曲線

從圖6和圖7中可以看出，初始?jí)毫Φ纳邥?huì)增加壓盤滑摩面的最高溫度和最高應(yīng)力，從0.75 MPa對(duì)應(yīng)的71 ℃、39 MPa增加到1.25 MPa對(duì)應(yīng)的105 ℃、65 MPa，說(shuō)明膜片彈簧壓力的增大同樣會(huì)使滑摩產(chǎn)生的熱量增加，增加其最高滑摩溫度和最高應(yīng)力；但隨著壓力的增加，最高溫度和應(yīng)力始終出現(xiàn)在內(nèi)徑處，且不隨著壓力的增大而有移動(dòng)的趨勢(shì)，對(duì)摩擦接觸的影響較小，同時(shí)對(duì)滑摩面中外徑的溫度和應(yīng)力數(shù)值產(chǎn)生的影響較小。

3.3 壓盤厚度的影響

圖8和圖9所示為壓盤外徑處厚度分別為9.4 mm和10.4 mm，滑摩結(jié)束時(shí)的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

圖8 不同壓盤厚度下徑向溫度分布曲線

圖9 不同壓盤厚度下徑向應(yīng)力分布曲線

從圖8和圖9中可以看出，隨著壓盤厚度的增加，其滑摩面最高溫度有所增加，但差距不大，從溫度的變化趨勢(shì)看，由于壓盤厚度的增加影響了壓盤熱量的傳導(dǎo)，其最高溫度在徑向的影響范圍逐漸變小，高溫區(qū)域更加集中，溫度變化更加劇烈，中外徑處的溫度基本無(wú)變化。與大溫度梯度相對(duì)應(yīng)的是應(yīng)力的增大，隨著壓盤厚度的增加，其高溫集中區(qū)域的應(yīng)力也相應(yīng)的隨之明顯變大?？梢?jiàn)增加壓盤的厚度能夠增加其熱容量，容納更多的熱量，但也會(huì)降低熱量的傳導(dǎo)范圍，使高溫區(qū)域集中，應(yīng)力增大。

4 壓盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化與分析

由于壓盤的錐形翹曲變形與摩擦面內(nèi)徑處的溫度與應(yīng)力集中，將會(huì)減小摩擦副的摩擦面積與作用半徑，影響其傳扭能力；且長(zhǎng)時(shí)滑摩時(shí)會(huì)使內(nèi)徑處溫度過(guò)高，造成燒蝕磨損，引起離合器性能下降甚至失效。因此，對(duì)壓盤進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，根據(jù)之前的仿真，壓盤軸向最大軸向翹曲變形量約為0.02 mm，據(jù)此在壓盤摩擦面增加了內(nèi)錐度，設(shè)置壓盤內(nèi)外徑處的高度差為0.02 mm，改進(jìn)結(jié)構(gòu)如圖10所示。

為了保證優(yōu)化后的壓盤熱特性，對(duì)帶有內(nèi)錐度的壓盤結(jié)構(gòu)重新按照相同的條件進(jìn)行滑摩仿真，其中摩擦副初始滑摩轉(zhuǎn)速差為1 000 r/min，膜片彈簧施加的壓力為1 MPa，壓盤厚度為初始厚度9.4 mm，圖11是接合完成改進(jìn)前后壓盤滑摩面溫度分布云圖。圖12和圖13是改進(jìn)前后的壓盤徑向溫度和應(yīng)力數(shù)值曲線。

從圖12和圖13中可以看出，增加內(nèi)錐度后，壓盤滑摩面的高溫與高應(yīng)力區(qū)域向外徑方向發(fā)生了移動(dòng)，且溫度與應(yīng)力分布更加均勻，集中現(xiàn)象相對(duì)減弱，最高溫度82 ℃，與原始結(jié)構(gòu)的93 ℃相比，下降了11.8%，最高應(yīng)力53 MPa，與原始結(jié)構(gòu)的56 MPa相比，下降了5.4%。由此可見(jiàn)增加錐度后的壓盤滑摩面溫度與應(yīng)力分布更加均勻合理，減少了溫度與應(yīng)力的集中，從而提升了壓盤可承受的極限工況，壓盤性能得到了提高；且壓盤與摩擦片的滑摩接觸面積增加，有效摩擦面積增加，提高了離合器的工作穩(wěn)定性。

圖10 壓盤改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)示意圖

圖11 改進(jìn)前后壓盤滑摩面溫度分布云圖

圖12 壓盤改進(jìn)前后徑向溫度分布曲線

圖13 壓盤改進(jìn)前后徑向應(yīng)力分布曲線

5 結(jié)論

建立了壓盤與摩擦片的有限元分析模型，結(jié)合離合器實(shí)際運(yùn)行情況，利用ABAQUS的直接耦合法進(jìn)行了有限元分析，并研究了初始轉(zhuǎn)速差，彈簧壓力和壓盤厚度對(duì)壓盤滑摩溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)的影響，最后對(duì)壓盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，結(jié)果表明：

(1)初始轉(zhuǎn)速差是影響壓盤滑摩溫度與應(yīng)力的重要因素，高的初始轉(zhuǎn)速差會(huì)使壓盤滑摩溫度與應(yīng)力增高，溫度與應(yīng)力梯度增大，并使壓盤翹曲變形增加，摩擦接觸區(qū)域逐漸向內(nèi)徑移動(dòng)。因此，在控制離合器接合時(shí)應(yīng)盡量減少摩擦副間的轉(zhuǎn)速差。

(2)膜片彈簧壓力的增大同樣會(huì)增加滑摩產(chǎn)生的熱量，使壓盤滑摩溫度與應(yīng)力增大，但對(duì)摩擦接觸的影響較小，在傳遞扭矩足夠的情況下，應(yīng)盡可能適量減少壓力。

(3)壓盤厚度的增加會(huì)影響壓盤的熱傳導(dǎo)，使溫度與應(yīng)力更加集中，同時(shí)也能夠增加其熱容量和機(jī)械強(qiáng)度，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)平衡考慮。

(4)增加內(nèi)錐度后壓盤的溫度與應(yīng)力分布更加均勻，最高值均有所下降，摩擦接觸面積增加，提高了離合器的性能與穩(wěn)定性。