液體粘性離合器摩擦片力學性能仿真

【摘 要】對液體粘性離合器的主動軸和摩擦片進行了瞬態響應分析，得到了液體粘性離合器在啟動過程中摩擦片的應力和速度變化的情況。分析了靜摩擦工況下內摩擦片花鍵應力分布，發現在花鍵與主動軸接觸的地方出現了應力集中，在設計過程中應給予充分考慮。對摩擦片表面壓力的分布進行了仿真，給出了壓力隨時間變化的規律和壓力在摩擦片表面的分布。

【關鍵詞】液體粘性傳動;摩擦片;應力

0.引言

主被動軸主要受額定轉矩的作用，在設備運行過程中，主被動軸由于重力作用而產生的彎矩非常小。軸類零件的每個表面都經過機械精加工形成，零件表面的幾何形狀都是對稱的，當軸高速旋轉時產生的不平衡作用力較小，產生的彎矩也很小，所以可以忽略上述兩力對轉動軸的影響。故軸的強度計算主要考慮旋轉扭矩，對彎曲力矩影響的考慮主要是降低切應力的數值。

主被動軸的剛度不足，工作時眼產生較大的變形，影響軸上零件的正常工作。軸的剛度計算，通常就是計算軸受載荷時的變形量，看它是否在允許限度以內或符合所要求的數值。軸的剛度包括彎曲剛度和扭轉剛度兩個方面。軸受彎矩作用產生彎曲變形，用繞度和傾角來度量軸的彎曲剛度。液體粘性離合器的主被動軸所受彎矩很小，產生的繞度和傾角也很小，故軸的彎曲剛度不必校核。

1.摩擦片瞬態動力學分析

瞬態動力學分析是指在靜載荷、瞬態載荷和簡諧載荷的隨意組合作用下，確定結構的隨時間變化的位移、應變、應力和速度等。瞬態動力學分析可采用三種方法：完全法、縮減法及模態疊加法。本文采用完全法，完全法采用完整的系統矩陣計算瞬態響應。它是三種方法中最強的，允許包括各類非線性特性（塑性、大變形、大應變等）。

本文以TLMst 400的參數作進行計算，摩擦片的外徑為363mm，對處于靜摩擦狀態下的摩擦片進行單片靜態分析；以三片摩擦片進行分析：兩個靜片和一個動片，將其裝配在一起進行瞬態相應分析和動態的摩擦片表面應力分析。液體粘性離合器核心傳動部分主要有間隔布置的光滑摩擦片，帶有溝槽的動摩擦片，主動軸和箱體支撐部分構成。

用PRO/E三維軟件繪出液體粘性離合器的核心傳動部件：摩擦片及主動軸，然后對他們進行裝配。將其導入到ANSYS軟件前處理器中，然后設置接觸屬性，進行接觸對的定義；接觸對定義好后對模型劃分網格，網格劃分是有限元分析的關鍵步驟，實體建模的最終目的是劃分網格以生成節點和單元。生成節點和單元的網格劃分主要有兩個步驟：（1）定義單元屬性，單元的選擇是單元屬性的定義關鍵步驟，對不同的分析類型單元的選擇有很大區別。（2）定義網格的生成控制并生成網格，網格的劃分對有限元的計算量和準確性影響很大，一般網格劃分越小，計算精度越高，所需的計算機資源、運算時間也越多。因此，進行有限元分析時一般需要對模型的花個劃分進行適當處理，對需要的關鍵部位實施網格加密控制。本節分別對摩擦片花鍵和摩擦片的表面的網格尺寸進行了控制。

主動軸和光滑摩擦片的材料為45號鋼，其力學參數為：楊氏模量E=210000MPa，泊松比α=0.33，密度ρ=7820Kg/m3，摩擦片寬度為6mm；帶有溝槽的摩擦片是在厚度為6mm的對偶鋼片兩個面分別燒結了厚度為1mm紙基摩擦材料而成，摩擦材料的力學參數為：楊氏模量E=2300MPa，泊松比α=0.25，密度ρ=18000Kg/m3。

邊界條件：由于下面的分析屬于不同的分析類型，需要單獨對其施加邊界條件和載荷。本節以400型號為例計算，其制動扭矩為2458Nm，每對摩擦片的制動扭矩為76.8N。

仿真結果分析:

液體粘性離合器摩擦片主要承擔減速制動和傳遞大扭矩的作用，為了時摩擦片與主動軸機構達到合理的設計要求，需對其進行強度方面的校核。目前對液體粘性制動器的核心部件摩擦片多是在恒定負載的情況下進行了結構靜力學分析，但是在實際的工況下，各零件所承受的載荷是隨時間不斷變化的，比如啟動階段。為了使設計更切合實際，必須也要對關鍵的零部件進行瞬態動力學分析。對摩擦片運用瞬態動力學相關理論，采用完全法對主動軸施加了大扭矩，并設定了200個載荷步，得到了摩擦片在整個啟動過程中的危險部位及危險時刻，可以直觀地觀察出摩擦片在運動過程中手里部位的變化和應力的大小等情況。

分析時給主動軸施加153.6N.m的轉矩，設置分析時間為0.2s，利用ANSYS軟件對摩擦片的動態響應進行分析。動摩擦片的速度與時間的關系和摩擦片受力最大值隨時間變化的曲線如圖所示。由圖可得摩擦片在一相對較大的扭矩驅動的作用下，摩擦片的啟動速度在剛開始的階段波動比較大，其范圍集中在0.01m/s~0.0305m/s；但是在啟動時間達到0.05s時，摩擦片的速度變得非常穩定速度大小為0.016m/s。對摩擦片應力最大值輸出結果曲線分析可知，摩擦片的啟動壓力隨著時間在逐漸增大，這是因為隨著時間的增加，摩擦片所傳遞的扭矩越來越大，啟動壓力值最大為96.8MPa，對應的時間為0.2s，查詢工作手冊可知，應力最大值滿足強度要求。

2.摩擦片力學分析

2.1靜摩擦工況下內摩擦片花鍵應力分布

下面對液體粘性離合器處于運行狀態的摩擦片和主動軸的應力進行分析，由于在運行中每個動摩擦片的運行狀態相同，所以本節取一個摩擦片進行分析，預測應力的分布以及最大應力的值和分布區域。對主動軸施加76.8N.m的扭矩，因在液體粘性離合器在三種運行工況中運行時，在制動工況下的應力最大，所以在加載時采取給動摩擦片施加固定約束。

ANSYS分析后處理云，可以看出應力集中在動摩擦片的花鍵和主動軸表面齒根處、齒面接觸面，這主要由花鍵傳遞制動扭矩所引起的；對摩擦片而言，摩擦片應力分布在徑向逐漸減小，所以在設計時應考慮花鍵的強度。應力最大值為1.04MPa，查表可知，接觸部位材料45號鋼的接觸疲勞極限為550MPa，滿足設計要求。

摩擦片和主動軸的應變云，可以看出應變相對比較大的地方集中在主動軸靠近齒根的地方，最大值為5e-5mm。

2.2動態摩擦片表面應力分布

為真實模擬離合器摩擦片在運行狀態中的表面應力分布，摩擦片和主動軸的邊界條件設置如下：給主動軸施加153.6N·m的扭矩，被動摩擦片施加固定約束（Fixed Support），主動摩擦片壓力加載曲線；同時設置主動摩擦片柱坐標約束（Cylindrical Support），釋放徑向約束。

分析求解：設置分析求解時間為10s，分析步設置為1000，其他設置采用程序默認設置。分析求解完成，對ANSYS分析結果進行后處理可以得到摩擦片表面壓力分布云圖和摩擦片表面壓力最大值最小值隨時間變化曲線，如圖。從圖中可以看出，摩擦片在動態運行旋轉過程中，摩擦片表面的壓力分布規律，沿著徑向逐漸增大，應力集中出現在摩擦片的邊緣部位，最大值為3711Pa。另一方面，隨著摩擦片間距的逐漸減小，液體粘性制動器所傳遞的扭矩逐漸增大，摩擦片表面的壓力，無論是最大值還是最小值，都在不斷升高。

圖5.7摩擦片表面應力分布云圖

圖5.8摩擦片表面壓力最大值和最小值變化曲線

3.結論

本章對摩擦片的一些力學特性和摩擦片表面的溫度分布進行了詳盡的分析，為液體粘性制動器摩擦片及主動軸的設計提供了一定的參考依據。現將主要結論總結如下：

（1）對主動軸和摩擦片進行了瞬態響應分析，得到了液體粘性制動器在啟動過程中摩擦片的應力和速度變化的情況。

（2）分析了靜摩擦工況下內摩擦片花鍵應力分布，發現在花鍵與主動軸接觸的地方出現了應力集中。當摩擦片之間的間距逐漸減小，直到為0。對摩擦片表面壓力的分布進行了仿真，給出了壓力隨時間變化的規律和壓力在摩擦片表面的分布。

（3）在摩擦片處于混合摩擦的狀態下，會產生大量的熱量，因此散熱能力在液體粘性制動器的設計中變得至關重要。對摩擦片表面的溫度分析結果可知：摩擦片徑向溫度逐漸升高，溫度比較大的地方集中在摩擦片外沿。較高的溫度集中在摩擦片的某一區域，由于模型存在熱傳導現象會導致結構產生很大的熱應力；在一定的條件下，熱應力會導致結構出現很大的熱變形，直至結構被破壞。最后對徑向溝槽的摩擦片表面溫度分布進行了計算，發現溫度分布規律和無溝槽的摩擦片大體一致，只不過有溝槽的部分溫度很低。

本章對摩擦片花鍵的仿真分析可知，在設計摩擦片的過程中校核化鍵的強度很重要。對摩擦片的表面壓力分布和表面溫度分布，結合上一章對油膜流場的分析，可以確定散熱能力比較好的表面溝槽結構；其次，摩擦片的外緣部分是應力集中的地方也是高溫度集中的地方，在設計摩擦片的過程中必須給予充分的考慮，一方面可以適當增加摩擦片的厚度，另一方面可以提高油槽的散熱能力，避免摩擦片翹曲變形這一故障的發生。 [科]

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