多參數耦合下濕式換擋離合器滑摩特性

周宇航，李勝波, 符升平

(廈門理工學院 機械與汽車工程學院，福建 廈門 361024)

濕式換擋離合器是車輛自動變速器的關鍵部件，結合平順，分離徹底，傳遞力矩更加可靠，其滑摩特性直接影響自動變速器工作的可靠性、平順性和高效性，并決定了車輛的換擋品質.離合器的滑摩特性主要包括摩擦片的速度響應特性和滑摩轉矩特性，因此，研究多參數耦合下濕式換擋離合器的滑摩機理和動態特性具有一定的理論價值.張志剛等[1]基于表面粗糙接觸模型建立濕式離合器的接合模型，得出接合壓力的增大可以有效縮短摩擦副接合時間，潤滑油液粘度的增大可以減慢摩擦副速度響應的結論.顧榮華等[2]基于濕式離合器摩擦副表面生熱機理，建立了滑摩功計算模型，研究轉速差和油液壓力等參數對接合過程中摩擦副表面生熱的影響規律.陳漫等[3]研究摩擦副轉矩傳遞規律，提出等效摩擦系數，仿真分析濕式離合器多摩擦副接觸壓力分布規律，并建立濕式離合器轉矩計算模型.Li 等[4]仿真分析油液壓力、潤滑油粘度等因素對濕式離合器摩擦副接合特性的影響規律.馮挽強[5]仿真分析濕式離合器接合過程中各個工況下的摩擦轉矩，建立了摩擦副油液潤滑階段、混合摩擦階段和粗糙接觸階段的數學模型.劉小川等[6]基于雷諾方程和Hertz接觸模型，建立了濕式離合器接合轉矩計算數學模型，分析了粘性轉矩和粗糙轉矩對接合轉矩傳遞變化影響.趙家昕等[7]建立熱彈性不穩定性理論下濕式離合器摩擦副模型，仿真分析摩擦副潤滑邊界和摩擦片表面粗糙度等對接合壓力的影響情況.袁躍蘭等[8]建立初始油膜承載力模型，求解壓力場，得到濕式離合器摩擦片與鋼片的結構參數對油膜承載力的影響規律.文獻[9-12]仿真分析濕式離合器滑摩過程中粘性轉矩、粗糙摩擦轉矩的變化.

綜上所述，目前針對濕式換擋離合器研究主要集中在潤滑邊界和摩擦副接觸情況對滑摩特性方面的影響，而針對多參數耦合下濕式換擋離合器滑摩特性機理和動態特性的研究較少.因此，本文針對某車輛濕式換擋離合器，分析多因素下離合器滑摩特性，建立和驗證離合器動態分析模型，仿真研究多參數對摩擦片速度響應特性和滑摩轉矩的影響.

圖1 濕式換擋離合器結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of wet shifting clutch structure

1 濕式換擋離合器

1.1 濕式換擋離合器滑摩機理

濕式換擋離合器主要包括摩擦片和鋼片等部件，如圖1所示.在濕式換擋離合器接合過程中，油液進入活塞腔內產生油壓，油壓傳遞到活塞，使摩擦副的主動片向從動片靠近，摩擦副間隙減少，油液從濕式換擋離合器摩擦副邊緣被擠出，帶走摩擦副滑摩時產生的熱量，當摩擦副元件分離時，油液不再進入活塞腔，摩擦副的主、從動片在彈簧回復力作用下重新分離.

濕式換擋離合器滑摩過程分為以下3個階段.1) 油液潤滑階段，即從濕式離合器摩擦副存在間隙到表面粗糙峰接觸前，摩擦副表面被潤滑油膜完全隔開無法接觸，僅由潤滑油膜承擔油液壓力，所產生的摩擦轉矩僅為油膜壓力產生的粘性轉矩.2) 混合摩擦階段，即從摩擦副表面微凸體開始接觸到潤滑油膜消失前，油膜和摩擦副表面微凸體共同承擔接合壓力，該階段的摩擦轉矩由粘性轉矩和摩擦副微凸體接觸所產生的接觸轉矩組成.3) 粗糙接觸階段，濕式離合器摩擦副間油液無法形成油膜，該階段的摩擦轉矩僅為摩擦副微凸體接觸所產生的接觸轉矩.因此，濕式換擋離合器摩擦轉矩Td包括摩擦副微凸體接觸所產生的接觸轉矩Tv[13]和油膜被剪切產生的粘性轉矩Te[14]，即

(1)

式(1)中：λ為摩擦副微凸體接觸面積與總接觸面積比；η為潤滑油液動力粘度；h為油膜厚度；φf,φfs分別為Patir和Cheng因素；Δω為摩擦片與鋼片之間的轉速差；f為摩擦因數；pc為油液壓強；R1，R2分別為摩擦副內、外徑；r為摩擦副徑向半徑；θ為摩擦副周向角度.

1.2 粘性轉矩分析及仿真

研究濕式換擋離合器的接合過程主要是為了研究摩擦副的轉矩傳遞情況，粘性轉矩是接合過程中摩擦轉矩的一部分，因此,有必要對粘性轉矩進行分析及仿真計算.粗糙表面峰點密度α為

(2)

式(2)中：A0為彈塑性比例系數；R為微凸體的曲率半徑；σ為聯合粗糙度均方根；H為膜厚比，H=h/σ;ρ為潤滑油密度.

基于平均流量模型，考慮摩擦副接觸面粗糙度與潤滑油液所受到的離心力，假設油膜壓力分布具有軸對稱性，可得圓柱坐標下雷諾方程為

(3)

式(3)中:φ為滲透率；d為摩擦材料的厚度;p為摩擦片間隙中的油膜壓力;ht為摩擦副間隙中油膜的平均厚度;ω1和ω2分別為主動元件和被動元件的角速度.

根據式(3),可得平均油膜厚度變化率為

(4)

根據式(4),可求得潤滑油膜厚度隨時間變化的數學模型.濕式離合器油膜厚度仿真曲線,如圖2所示.將固定的參數代入粘性轉矩計算公式，可以得到粘性轉矩隨轉速差變化的仿真曲線,如圖3所示.

圖2 濕式離合器油膜厚度仿真曲線 圖3 粘性轉矩隨摩擦副初始轉速差變化的仿真曲線 Fig.2 Simulation curve of wet clutch Fig.3 Simulation curve of viscous torque with oil film thickness initial speed difference of friction pair

由圖3可知:粘性轉矩隨摩擦副相對轉速差的整體趨勢是先增加后減小直至可以忽略；粘性轉矩在相對轉速差從1 000 r·min-1開始減少時逐漸變大，此時，潤滑油量小于維持摩擦副全油膜潤滑所需流量，當供給的潤滑油流量可以維持摩擦副全油膜潤滑且初始間隙消除階段結束時，油膜所傳遞的粘性轉矩達到最大，最大粘性轉矩約占最終穩定滑摩轉矩的3.1%；當摩擦副元件逐漸達到同步時，粘性轉矩線性減少,直至為0.

1.3 接觸轉矩分析

在濕式換擋離合器工作過程中，在油壓作用下,摩擦副主、從動件逐漸接合，摩擦副接觸情況和主、從動件間的轉速差會隨之改變，引發摩擦副接觸表面產生發熱、變形和磨損等情況，導致摩擦副摩擦因數f的變化[15]，即f=0.130 7exp(5.161×10-5Δω).

在濕式換擋離合器摩擦副接合過程中,隨著摩擦副間隙中油膜厚度發生變化，摩擦片粗糙峰與油膜承擔摩擦副上的油液壓力.假設摩擦副中的鋼片與摩擦片表面粗糙度服從Gauss 分布和各向同性，且粗糙峰之間的接觸是彈性的.粗糙接觸有效壓力pc和膜厚比H的近似關系式[16]為

(5)

2 濕式換擋離合器動態分析模型

2.1 離合器摩擦副Hertz接觸力學模型

濕式換擋離合器在接合過程中，摩擦副傳遞轉矩由油膜剪切力和粗糙峰接觸扭轉組成，且摩擦片會產生彈塑性變形.因此，基于Hertz接觸力學模型，分析摩擦片表面粗糙峰和表面模型變形狀態.采用Patir[17]推導的粗糙接觸面關系，計算模型為

Fn=Kδe+CV.

(6)

式(6)中：Fn為法向接觸力；K為摩擦片剛度；e為彈性恢復系數；δ為接觸點的法向穿透深度；C為摩擦片接觸阻尼；V為碰撞速度.摩擦片剛度為

(7)

式(7)中:n為單位面積微凸峰數目;a為微凸峰的平均高度.摩擦片接觸阻尼為

(8)

式(8)中：δ為接觸點的法向穿透深度.

濕式換擋離合器摩擦副元件是面面接觸，摩擦副主、從動件的接觸等效為Hertz接觸數學模型.而摩擦副接觸可以等效成類似彈簧阻尼模型，可以用ADAMS軟件中IMPACT函數表達摩擦副之間的接觸力.IMPACT函數表達式為

(9)

式(9)中：q為兩物體接觸時距離；q0為兩物體初始距離；d0為阻尼最大時的位移.ADAMS軟件中法向接觸力Fn的理論計算公式為

Fn=K×(Δx)e-step(x，0，0，d0，C)×V.

(10)

式(10)中：Δx為兩碰撞物體的擠壓變形.

2.2 動態分析模型

濕式換擋離合器的殼體作為主動端，驅動摩擦副元件滑摩至同步旋轉，將動力傳遞給被動齒輪.給摩擦副元件添加圓柱副，使其在接合油壓和傳遞轉矩作用下平移旋轉，消除摩擦副間隙.同時，增設離合器殼體與鋼片之間的耦合副、摩擦片與被動齒輪之間的耦合副，保證與耦合副相關聯的元件的動力學性能一致.

圖4 濕式換擋離合器動態分析模型Fig.4 Dynamic analysis model of wet shifting clutch

調整各零件的位姿，設置各零件的質量和慣量屬性，添加系統動力，設置離合器殼體初始轉速(1 000 r·min-1)，建立接觸力模型.濕式換擋離合器動態分析模型，如圖4所示.動力學方程為

(11)

式(11)中:TPc，TTc為主、被動件轉矩；JPc，JTc為主、被動元件轉動慣量；R1為內徑；z為摩擦副數.

3 仿真實驗與分析

3.1 仿真模型參數

仿真模型基本參數，如表1所示.表1中：R2為外徑；h0為摩擦副初始間隙；Δω為主動端轉速差;μ為動力粘度潤滑油粘度.采用ADAMS軟件中的GSTIFF求解器，仿真時間為2 s，仿真步長為0.01 s，分析接合油壓、摩擦副主、從動件轉速差、摩擦因數，以及摩擦片剛度等因素對濕式換擋離合器滑摩特性的影響規律.

表1 仿真模型基本參數Tab.1 Basic parameters of simulation model

圖5 油液壓力曲線Fig.5 Oil pressure curve

3.2 驗證模型

油液壓力曲線，如圖5所示.設置模型剛度為80 kN·m-1、摩擦副初始轉速差為1 000 r·min-1和摩擦因數為0.16.假設摩擦副處于邊界潤滑狀態，求解式(2)，(4),并代入式(1)，求得濕式換擋離合器工作過程中摩擦轉矩，通過對比其與ADAMS軟件中搭建的濕式換擋離合器動態分析模型的摩擦轉矩，驗證所建濕式換擋離合器動態分析模型的準確性.不同初始轉速差的滑摩轉矩對比曲線,如圖6所示.

(a) Δω=1 000 r·min-1 (b) Δω=5 000 r·min-1圖6 不同初始轉速差的滑摩轉矩對比曲線Fig.6 Comparison curve of sliding friction torque at different initial speeds

由圖6(a)可知：動態分析模型的摩擦轉矩峰值為7.306 kN·m，數學模型的摩擦轉矩峰值為7.438 kN·m；當動態分析模型與數學模型在摩擦片初始轉速差為1 000 r·min-1時,摩擦轉矩誤差為1.78%，可忽略不計.

由圖6(b)可知：動態分析模型的摩擦轉矩峰值為8.065 kN·m，數學模型的摩擦轉矩峰值為9.067 kN·m；動態分析模型與數學模型在摩擦片初始轉速差為5 000 r·min-1時摩擦轉矩誤差為11.05%.

在ADAMS軟件仿真中，油膜厚度設為固定值，隨時間沒有發生變化，使得仿真時粘性轉矩比計算時的粘性轉矩小.當摩擦副初始轉速差增大時，仿真的粘性轉矩與計算的粘性轉矩誤差隨之增大，因此，根據理論計算的總摩擦轉矩大于ADAMS軟件仿真的摩擦轉矩.仿真時的初始轉速差不應設置過大，防止與實際相差較大.

3.3 多參數耦合下的滑摩特性

3.3.1 摩擦副初始轉速差 設置模型剛度為20 kN·m-1，摩擦因數為0.16.對比分析摩擦副初始轉速差分別為1 000，3 000,5 000 r·min-1的滑摩特性，摩擦副初始轉速差對轉矩的影響，如圖7所示.

由圖7可知：當濕式換擋離合器摩擦副主、從動端初始轉速差為1 000，3 000,5 000 r·min-1時，摩擦轉矩分別為9.348，9.486，9.642 kN·m；離合器摩擦副主、從動件間初始轉速差越大，摩擦副中的摩擦轉矩越大，且產生轉矩曲線波動越大，但摩擦轉矩達到穩定所需時間相同.

3.3.2 摩擦片剛度 設置模型摩擦副初始轉速差為1 000 r·min-1，摩擦因數為0.16.對比分析剛度分別為8，20，80 kN·m-1下的滑摩特性，剛度對轉矩的影響，如圖8所示.

圖7 摩擦副初始轉速差對轉矩的影響 圖8 剛度對轉矩的影響 Fig.7 Effect of initial speed difference of Fig.8 Effect of stiffness on torquefriction pair on torque

由圖8可知：當濕式換擋離合器摩擦片剛度分別為8，20，80 kN·m-1時，摩擦轉矩分別為9.203，9.348和9.815 kN·m，在濕式離合器接合過程中，剛度越大，摩擦副之間所傳遞的摩擦轉矩越大.剛度增大時，摩擦片與鋼片間所產生的法向接觸力越大，當法向接觸力增大時，摩擦副間所傳遞的摩擦轉矩越大.因此，當摩擦片的剛度增大時，摩擦副間所傳遞的摩擦轉矩也隨之增加.

3.3.3 摩擦因數 設置模型摩擦片剛度為20 kN·m-1，摩擦副初始轉速差為1 000 r·min-1.對比分析摩擦副摩擦因數為0.08，0.16和0.24時的速度響應和滑摩特性.摩擦片摩擦因數對摩擦副初始轉速差及摩擦轉矩的影響，如圖9，10所示.

圖9 摩擦片摩擦因數對摩擦副初始轉速差的影響 圖10 摩擦片摩擦因數對摩擦轉矩的影響 Fig.9 Effect of friction factors of friction plate on Fig.10 Effect of friction factors of initial speed difference of friction pair friction plate on friction torque

由圖9可知：當濕式換擋離合器摩擦片摩擦因數分別為0.08，0.16和0.24時，摩擦副主、從動端達到同步的時間分別為0.219，0.164和0.093 s.摩擦片摩擦因數對濕式離合器初始摩擦副轉速差影響非常大，當摩擦因數越大時，摩擦片表面更加粗糙，主、從動件所產生的滑摩力越大，達到同步狀態所需要的時間更短.

由圖10可知：當濕式換擋離合器摩擦片的摩擦因數分別為0.08，0.16和0.24時，摩擦轉矩分別為9.089，9.169，9.804 kN·m.在滑摩過程所產生的熱量主要是由摩擦副元件之間相對摩擦所產生的，摩擦因數的增大使滑摩過程中所產生的熱量增多，熱量被摩擦副元件和潤滑油所吸收，導致兩者特性發生改變，摩擦副間所傳遞的接觸摩擦隨之增大，使得摩擦副間的接觸轉矩也隨之增大.因此，摩擦副間所傳遞的摩擦轉矩隨摩擦片上摩擦因數的增大而增大.

3.3.4 接合油壓 設置模型剛度為20 kN·m-1、摩擦副初始轉速差為1 000 r·min-1和摩擦因數為0.16.對比分析接合油壓曲線峰值為0.8,1.0,1.2 MPa下的速度響應和滑摩特性,接合油壓對轉速差、對摩擦轉矩的影響，如圖11，12所示.

圖11 接合油壓對轉速差的影響 圖12 接合油壓對摩擦轉矩的影響Fig.11 Effect of joint oil pressure on Fig.12 Effect of joint oil pressure onspeed difference friction torque

由圖11可知：當濕式換擋離合器摩擦副接合油壓分別為0.8,1.0,1.2 MPa時，摩擦副主、從動端達到同步的時間分別為0.214，0.179，0.156 s.隨著接合油壓的增大，摩擦副間的法向接觸力增大，主、從動片間滑摩力變大，使主、從動片達到同步所需時間縮短.

由圖12可知：當濕式換擋離合器摩擦副的接合油壓分別為0.8,1.0,1.2 MPa時，摩擦轉矩分別為5.778，7.417，9.265 kN·m.當接合壓力增加時，使得摩擦副間法向接觸力增大，摩擦副傳遞的粘性轉矩和接觸轉矩隨之增加，從而增大摩擦轉矩.

4 結論

1) 理論分析和數字仿真多參數耦合下濕式換擋離合器的滑摩特性，驗證了仿真結果的準確性，為濕式換擋離合器的優化設計提供理論參考.

2) 通過調控仿真參數，得到接合油壓、摩擦片剛度、摩擦副主、從動件初始轉速差,以及摩擦因數對濕式換擋離合器接合過程中滑摩特性的影響.結果表明:適當提高接合油壓，增大摩擦因數、摩擦片剛度和摩擦副主、從動件初始轉速差可以有效改善濕式換擋離合器滑摩特性.