活塞約束對濕式離合器滑摩溫度影響探究

朱茂桃，瞿恒軍，周啟豪

（江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮江 212013）

濕式多片離合器依靠多片摩擦副摩擦傳遞力矩。多片和密閉浸油的設計特點讓離合器具有接合力矩大、工作可靠、磨損穩定等優點，同時也導致在換擋期間離合器多副摩擦產生大量的摩擦熱。濕式離合器主要的失效方式是熱失效，由于熱流分配的不均勻和熱應力的作用，摩擦副出現表面燒蝕，熱應力的作用最終導致翹曲變形，摩擦材料徹底失效。因此，摩擦副溫度場研究是離合器優化設計必要的參考手段。

國內外學者對摩擦副溫度場的問題展開了大量研究。三維多片摩擦副熱機耦合分析計算量大、耗時長，目前研究主要將問題簡化為三維單副模型、二維軸對稱模型和半無限厚模型等，通過有限元法、差分法等數值方法進行分析［1-5］。張金樂［6-7］利用Abaqus軟件將多片摩擦副簡化為單副，進行了三維模型的熱機耦合仿真，分析了油壓和轉速差等因素對摩擦副的溫升影響。此模型盤片上下面均關于中面對稱，未考慮盤片上下表面的差異和多組摩擦副片與片之間的差異。何澤銀［8］利用ANSYS軟件進行了船用濕式離合器的瞬態熱結構耦合分析，考慮了花鍵間的摩擦力作用，認為不同摩擦副間的正壓力有所不同，最后得出了接排過程中各片摩擦副的溫度分布以及接觸壓力的瞬態變化過程。朱茂桃等［9-11］建立了汽車動力學模型計算3種起步條件下干式雙離合器摩擦熱流，并通過計算流體仿真（CFD）分析了壓盤和摩擦片的溫度。上述研究認為約束載荷和油缸活塞的正壓力是均勻分布的，忽略了實際約束的影響。在摩擦副實際工作過程中，外力輸入通常是活塞盤與卡簧，且活塞盤通常采用壓指的形式，這就導致了摩擦副表面壓力的不均勻，這些約束會加重各組元件間的溫度差異。

1 濕式離合器摩擦系統結構

圖1所示為濕式離合器摩擦系統的示意圖，該模型包括3對摩擦副，即3個摩擦片和3個對偶鋼片，摩擦片由芯片和襯片粘接而成，摩擦副一側是活塞盤，另一側依次是調整鋼片和卡簧。對偶鋼片作為被動件通過花鍵與從動軸連接，摩擦片作為主動件通過花鍵與驅動軸連接，摩擦副周向固定，可以軸向移動。當摩擦副需要接合傳遞動力時，液壓力推動活塞盤，逐步壓緊摩擦組件做軸向運動，外殼體上的卡簧限制軸向位移，間隙消除，主從動件之間的轉速差消除為0，完成接合。期間摩擦片與鋼片之間滑摩做功轉化為熱量在元件之間進行傳遞。油液帶走熱量。表1給出了摩擦元件的材料和結構參數。

圖1 濕式多片離合器摩擦系統結構示意圖

表1 各元件結構參數

2 摩擦面接觸壓力分析

考慮到對稱結構的特殊性，將模型處理為二維軸對稱結構，如圖1所示，壓力大小為P0的壓力均勻分布在活塞表面，當調整鋼片受到摩擦片5傳遞過來的壓力而與卡簧接觸時，摩擦系統又會受到卡簧的集中載荷軸向約束。給各元件依次編號為鋼片0、摩擦片1、鋼片2、摩擦片3、鋼片4、摩擦片5和調整鋼片6，鋼片0到調整鋼片6的接觸表面依次編號為S0到S7。

接觸壓力是決定熱量分布的重要因素，因此參照圖1所示結構在有限元軟件Abaqus中建立多片離合器二維壓力模型，如圖2所示。分析卡簧、活塞盤作用下，各個摩擦面的接觸壓力分布。切分摩擦片，賦予襯片和基片不同的材料屬性。使用penalty函數定義接觸。模型采用CAX4I，4節點軸對稱雙線性四邊形，非協調模式單元?？紤]到主從面剛度差異，設置摩擦片網格0.8 mm，對偶鋼片網格1 mm，為了結果更接近真實，獲得更準確的壓力分布，鋼片和摩擦襯片在劃分網格時分別采用2∶2和2∶3的偏置比。

圖2 濕式多片離合器壓力模型示意圖

在仿真過程中，將均布壓力的值P0設置為0.04 MPa，約束卡簧外側的6個自由度，考慮到壓力施加過程中，鋼片的花鍵齒處會發生彎曲變形，為了消除這種變形給仿真帶來的影響，對花鍵齒接合中心點進行約束，約束其轉動自由度，僅允許齒面接合處軸向位移。同樣地，約束摩擦片和活塞中面內徑點除軸向以外的自由度。

將仿真結果處理為如圖3所示的3維可視化圖形，提取徑向節點，導出節點數據，利用3次樣條插值擬合法，得到接觸面徑向壓力曲線，如圖4所示。由圖3、4可知，多片摩擦副各面的壓力有差異，并不等于活塞壓力，且因為卡簧的集中載荷的影響，各摩擦表面的壓力并不是均勻分布的。從軸向來看，接觸壓力的分布不同，在內徑一側，越靠近卡簧的接觸表面壓力越??；在外徑一側，結果相反，越靠近卡簧的摩擦表面壓力越大。從徑向來看，最外端是花鍵齒接觸面，該面上接觸壓力為0，越靠近外徑處壓力越大。從圖4可以直觀看出，越靠近卡簧的摩擦表面壓力分布越不均勻，S6摩擦表面出現最大徑向壓差，達到0.173 MPa，壓力的不同間接導致摩擦副的溫度場不同，因此，活塞和卡簧約束對摩擦副溫度的影響不容忽視。

圖3 接觸壓力仿真

圖4 接觸面徑向壓力曲線

3 熱傳導模型

3.1 熱傳導方程

柱坐標系下，二維熱傳導的控制方程為［12］

式中：ρ為材料密度；C為材料比熱容；λ為材料熱導率；T為溫度；r為徑向坐標；z為軸向坐標。

3.2 摩擦面熱流密度計算

摩擦接觸表面滿足第二類邊界條件，熱流密度計算方程為：

式中：μ為摩擦因數；r為徑向位置；對于熱量轉化率η，取值1；P為不同徑向位置和時間的壓力；ω表示摩擦副間轉速差，取值150 r／min。

摩擦因數μ是關于相對滑摩速度的函數［13］，

式中：μk、μs是動靜摩擦因數，分別取 0.1、0.2；δ是常數，取0.007?；^程符合Amonton定律，摩擦因數恒定不變。

表2為摩擦副的熱物性參數，忽略摩擦片溝槽的影響，接觸面視為理想平面，則接觸面溫度相等。進入各物體表面的熱通量按材料熱阻確定的熱流分配系數分配：

式中：下標p、d分別表示鋼片和摩擦片；q表示熱通量；λ、ρ、C分別表示導熱系數、密度和比熱容。

鋼片和摩擦片各自分配的熱通量為：

表2 摩擦副熱物性參數

3.3 對流換熱系數

潤滑油為摩擦副提供冷卻降溫的作用，潤滑油性能參數如表3所示。

表3 潤滑油參數（40℃）

內外端面的對流換熱系數為

式中：下標 o表示外端面；i表示內端面；Reo，i為圓柱面雷諾數；c、n為常數，c取值0.193，n取值0.618［12］。

鋼片無槽表面上的對流換熱系數［12］為

式中：re為當量摩擦半徑，Rer為圓環面雷諾數。

油槽內對流換熱系數計算式為［12］：

式中：Re為槽內流體雷諾數；Sg為槽橫截面積；Cg為槽截面周長；ηf和ηw為表征油液與溫度相關的物理性質，忽略溫度對油液的影響，取ηf／ηw＝1。

由于接觸面被簡化為理想平面，因此在摩擦面上使用等效對流換熱系數代替油槽的散熱作用：

式中：SG為溝槽總面積；ST為摩擦副摩擦面積。

3.4 確定邊界條件

整個模型對應的邊界方程為

式中：Toil為油溫，即環境溫度；T0為初始時刻各盤片的內部溫度。

3.5 非摩擦接觸表面熱傳導問題

對于非摩擦接觸面，如S0上只存在熱傳導，熱傳導系數為λsp。SP和S7面只存在對流換熱。摩擦襯片與摩擦芯片粘結構成了摩擦片整體，芯片與襯片間只存在熱傳導，由于材料性質不同，取摩擦片粘結面當量熱物理性參數：

式中：Zp和Zd分別表示鋼片軸向和摩擦片軸向；Ce、ρe和λe分別表示襯片和芯片粘接面的當量比熱容、當量密度和當量熱導率；δ表示微元，這里取δzp＝δzd。

3.6 差分方程

有限差分法比有限元法更靈活快捷，概念直觀且通用性強。為保證多片溫度模擬的穩定性，采用完全隱式的方法對熱傳導控制方程和邊界條件進行離散，利用Taylor級數展開得到式（12）的差分形式，將合并同類項，將方程變形，就得到了較為簡潔的方程。熱傳導控制方程的差分形式為［14］：

寫出邊界差分方程：

式中：a為熱擴散系數，a＝λ／ρC；i為 r方向節點的位置編號，從左到右依次增大；j為z方向節點的位置編號，從下到上依增大。

利用Matlab編程，進行數值求解和圖像處理。

4 試驗分析

前面進行了接觸壓力的仿真，為了對比驗證仿真的準確性，進行試驗臺架的壓力分析（圖5）。試驗中電機和制動電機分別與摩擦片的主從動件相連，通過調節電機轉速，獲得摩擦副的相對轉速。液壓站為摩擦副提供試驗所需的壓力和潤滑油，通過控制油壓調節摩擦副的接合。數據采集系統則采集各種信號，通過傳感器收集轉速信號、壓力信號、油壓信號和轉矩信號。為方便鋼片溫度信號的采集，在滑摩期間使用制動器令離合器從動端鋼片保持靜止，摩擦元件進行定速滑摩。在從動軸上測量摩擦轉矩，主動軸上測量相對轉速。

為了直接測量摩擦副的滑摩溫度，試驗前選擇2、4號鋼片，布置熱電偶傳感器，考慮到鋼片的結構特點，沿著鋼片周向挖3個徑向長孔，3個徑向長孔深度分別為5、20、35 mm，對應標號分別為 A、B、C。

試驗模擬車輛緩速行駛過程，離合器還未處于完全接合狀態，忽略半接合摩擦副熱彈變形的作用，將表面接觸壓力作為產熱主要因素。離合器相對轉速差100 r／min，接合壓力幅值0.04 MPa。

圖5 離合器試驗臺架示意圖

圖6為定速滑摩試驗中接合壓力隨時間變化曲線。由圖6可知，試驗時長共22 s。0.04 MPa的油壓并非一下實現，還是從3 s左右時開始上升，大概到7 s左右時達到設定值，隨后一直保持在0.04 MPa，直到22 s試驗結束。

圖6 定速滑摩試驗中接合壓力隨時間變化的曲線

根據熱電偶傳感器采集的溫度信息，整理成鋼片徑向側點處溫度隨時間的變化曲線，如圖7所示。

圖7 對偶鋼片徑向測點溫度隨時間變化的曲線

由圖7發現：A4溫度明顯高于A2，分別為101、94℃；B4溫度略低于B2，分別為77、79℃；A4溫度略低于A2，分別為52、54℃。

試驗證明，摩擦副溫度與軸向分布有關，不同軸向位置處的摩擦件溫度不同，靠近活塞的2號鋼片溫度更低；在徑向上，溫度存在明顯的不同，內徑溫度比外徑溫度低得明顯。

5 仿真結果分析

根據圖6，假定仿真的有效滑摩總時長為20 s，截取3.0～23.0 s的試驗區間，對試驗壓力曲線做最小二乘擬合，得到接合壓力的幅值歷程量綱為一函數：

式中：p為壓力；t為滑摩時間。

導入Abaqus徑向節點壓力數據，擬合3次樣條函數 p（r），最終獲得各接觸面壓力函數 p（r，t），作為輸入賦予溫度模型。短時間接合內，忽略卡簧和花鍵齒有限的導熱和散熱作用，得到溫度結果：

1）由圖8可知，A4點仿真溫度明顯高于A2號鋼片，分別為98、97.1℃；B4點溫度略低于B2點，分別為77.2、77.8℃；C4點溫度略低于C2點，分別為51.8、53.8℃。B點和C點處的溫度與試驗結果十分接近，A點處溫度與試驗值誤差大約為3.3%。仿真結果和試驗結果基本一致，曲線走向相互吻合。因此，仿真具有一定的正確性。

圖8 徑向測點溫度仿真曲線

2）由圖9、10可知，滑摩面的溫度要高于盤片內部溫度和非產熱面。高溫區出現在S6面外徑上，因此靠近集中載荷一側的摩擦元件更易產生熱失效?？拷钊粋鹊哪Σ帘砻鎯葟綔囟缺瓤ɑ蓚鹊臏囟雀?，外徑溫度則更低。

圖9 滑摩面軸向溫度場

圖10 滑摩面徑向溫度場

6 活塞壓力分布對溫度場的影響

載荷約束會使溫度場分布不均，為了避免元件翹曲變形，應調整約束形式使鋼片表面徑向溫度場趨于均勻。通?；钊P的壓力施加方式有幾種，除了上述的施加方案，還有壓指式的活塞盤，常見的壓指式活塞盤如圖11所示。

圖11 4種活塞施壓方案示意圖

為保證摩擦副傳扭能力不變，接合壓力按式（15）計算，仿真結果如圖12～15所示。

圖12 壓指中置滑摩溫度場

圖14 壓指內置滑摩溫度場

圖15 內外雙壓指滑摩溫度場

由圖12～15可知，當單個壓指推動活塞時，壓指處的溫度更高，壓指內置的軸向溫度差異明顯。當存在2個壓指的集中載荷時，在2個壓指處形成區域高溫，且靠近外徑的壓指處溫度最高。

表4是5種方案的溫度結果，其中（e）為活塞壓力均布的方案，仿真結果數據如圖9所示。由表4數據和圖12可知，當卡簧布置于離合器外側，壓指中置的（a）方案溫度場分布均勻，最高溫度最小，能有效避免摩擦表面燒蝕，而且該方案的徑向溫差最小，可以避免翹曲變形，所以相對來說，壓指中置的活塞盤結構最優，能夠有效地延長離合器壽命。

其次是雙壓指（d）和均布壓力（e）的方案，這2種方案效果相當，徑向溫差和最高溫度僅次于壓指中置（a）方案，相比（a）方案，這2種方案軸向溫差更小，軸向溫差小的優點具體表現在當摩擦副增多時，對摩擦副的破壞更小。

壓指外置（c）和壓指內置（b）的方案，最高溫度的值最大，徑向溫差也遠大于其他3種方案。

表4 5種約束方案溫度差異 ℃

7 結論

1）在活塞和卡簧的約束作用下，不同摩擦表面的壓力并不相同，而對于摩擦表面，壓力分布也是不均勻的，因此，要將離合器所有的摩擦副納入仿真，有必要考慮活塞和卡簧對溫度場的影響。

2）受約束影響，多片副高溫高壓區將靠近集中載荷，使靠近集中載荷元件產生明顯的徑向溫差。

3）在傳扭能力不變的前提下，分析了5種活塞約束下的多片副溫度場，發現活塞盤壓力集中在中徑處導致的溫升和徑向溫差最小。