壓力對(duì)濕式離合器局部潤滑與摩擦特性影響研究*

趙二輝,郭 闖,汪成文,權(quán) 龍

(太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,山西 太原 030024)

0 引 言

濕式多副離合器是坦克綜合傳動(dòng)系統(tǒng)中的核心部件之一,用于坦克行駛過程中的檔位切換和動(dòng)力傳遞。隨著坦克傳遞功率密度的提高,濕式離合器工況條件惡化,摩擦副熱翹曲等問題凸顯,導(dǎo)致整個(gè)摩擦副接觸的不均勻性以及局部潤滑與摩擦性能的差異。

因此,從局部出發(fā),研究壓力對(duì)濕式離合器潤滑與摩擦特性的影響具有必要性。

近年來,國內(nèi)外學(xué)者通過理論和試驗(yàn)的方法深入研究了濕式離合器的接合,以及其高溫?fù)p傷和潤滑摩擦特性。

IQBAL S等人[1]建立了包含Stribeck函數(shù)的數(shù)學(xué)模型,對(duì)濕式離合器接合過程中的不同潤滑化階段進(jìn)行了研究。BAO H Y等人[2]建立了旋轉(zhuǎn)摩擦元件運(yùn)動(dòng)學(xué)耦合模型,研究了濕式多片離合器的接合特性,結(jié)果表明,在其接合初始階段,接合油壓較低,相對(duì)轉(zhuǎn)速較高,摩擦片與鋼片相互分離;隨著接合油壓的快速升高,摩擦副間隙減小,進(jìn)而發(fā)生接觸,其相對(duì)轉(zhuǎn)速迅速下降,且摩擦溫度急劇升高;達(dá)到了鎖死油壓后,摩擦副完全接合。INGRAM M等人[3]采用紅外熱像儀,對(duì)濕式離合器摩擦副閃點(diǎn)溫度分布進(jìn)行了研究。YU L等人[4]通過有限元仿真的方法,研究了摩擦片表面的溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)分布問題。WU J P等人[5]采用所建立的數(shù)學(xué)模型,研究了不同工況條件下,濕式離合器摩擦副的溫升特性。SCHNEIDER T等人[6]采用理論與試驗(yàn)的方法,研究了濕式離合器的溫度場(chǎng)分布和應(yīng)力場(chǎng)分布的問題,結(jié)果表明,由于相對(duì)滑動(dòng)速度沿徑向逐漸增大,以及局部潤滑和散熱條件的非均勻性,導(dǎo)致了離合器溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)分布的非均勻性。趙家昕等人[7,8]采用理論建模方法,研究了濕式離合器摩擦副的熱彈性不穩(wěn)定性。XIONG C B等人[9]采用梁理論模型,針對(duì)濕式離合器摩擦副發(fā)生熱翹曲變形的條件,進(jìn)行了相應(yīng)的研究。CHEN Z等人[10]采用有限元仿真的方法,研究了不同溫度場(chǎng)下,離合器盤的臨界屈曲溫度以及屈曲變形模式。WANG Q L等人[11]建立了濕式離合器摩擦副的熱屈曲有限元模型,研究了不同邊界條件下,濕式離合器摩擦副的熱屈曲行為,結(jié)果表明,在離合器接合過程中,在急速溫升和熱應(yīng)力的作用下,摩擦副容易發(fā)生熱翹曲和熱斑等熱失穩(wěn)現(xiàn)象。ZHAO E H等人[12]采用理論和試驗(yàn)的方法,研究了濕式離合器摩擦副熱翹曲所引起的非均勻接觸對(duì)其潤滑摩擦特性的影響。ZHANG Q Q等人[13]采用理論和試驗(yàn)的方法,研究了熱翹曲對(duì)濕式離合器振動(dòng)特性的影響,結(jié)果表明,高溫翹曲所引起的非均勻接觸嚴(yán)重劣化了摩擦副的摩擦與振動(dòng)性能,加速了離合器的損壞。PARK H等人[14]采用試驗(yàn)的方法,研究了溫度和載荷對(duì)濕式離合器摩擦特性的影響。于亮等人[15,16]采用理論分析和試驗(yàn)的方法,研究了潤滑油溫度和摩擦片表面溝槽大小對(duì)濕式離合器摩擦特性的影響。WU B Z等人[17]采用理論和試驗(yàn)方法,研究了潤滑油流量和相對(duì)轉(zhuǎn)速等對(duì)濕式離合器摩擦特性的影響問題。

上述研究結(jié)果表明,在急速溫升和熱應(yīng)力的作用下,離合器的摩擦副容易發(fā)生翹曲,離合器溫度場(chǎng)和壓力場(chǎng)分布具有非均勻性,從而進(jìn)一步劣化了摩擦副的局部潤滑摩擦特性。

濕式離合器工作過程中,摩擦副在熱機(jī)耦合作用下接觸的非均勻性和局部潤滑摩擦與散熱條件的非均勻性,使摩擦副間局部工況條件具有很大差異。很多學(xué)者從整體角度出發(fā),對(duì)濕式離合器潤滑摩擦特性開展了研究,但其勢(shì)必會(huì)影響結(jié)果的準(zhǔn)確性。目前,很少有學(xué)者從局部微觀角度出發(fā),研究壓力對(duì)濕式離合器局部潤滑與摩擦特性的影響。

筆者從局部微觀角度出發(fā),采用平面副熱彈流混合潤滑模型,同時(shí)求解摩擦副間微凸峰承載力和流體動(dòng)壓的大小,通過仿真計(jì)算,研究壓力對(duì)濕式離合器摩擦副間流體動(dòng)壓和微凸峰接觸壓力分布、載荷在潤滑油膜與微凸峰接觸間的分配、實(shí)際接觸面積和摩擦溫升的影響。

此外,筆者采用摩擦試驗(yàn)機(jī),在等效工況條件下,開展?jié)袷诫x合器摩擦副小試樣銷-盤試驗(yàn),并結(jié)合仿真計(jì)算結(jié)果,分析各壓力工況條件下局部潤滑和摩擦特性的變化規(guī)律。

1 數(shù)學(xué)模型及求解過程

1.1 數(shù)學(xué)模型

筆者從局部微觀角度出發(fā),在此處采用了平面副熱彈流混合潤滑模型。

其中,平面副混合潤滑區(qū)如圖1所示。

圖1 平面副混合潤滑區(qū)

由圖1可以看出:在平面副熱彈流混合潤滑模型中,整個(gè)摩擦副包含兩種不同類型的區(qū)域,即流體潤滑區(qū)和真實(shí)接觸區(qū),其中,摩擦副間的流體潤滑區(qū)充滿潤滑油液,為非接觸區(qū),而摩擦副間通過微凸峰相互接觸的區(qū)域?yàn)檎鎸?shí)接觸區(qū)。

流體潤滑區(qū)域的流體動(dòng)壓采用Reynolds方程求解[18]:

(1)

式中:pl—流體動(dòng)壓;h—油膜厚度;u—摩擦副相對(duì)滑速;η—流體黏度;ρ—流體密度。

當(dāng)局部油膜厚度小于1 nm時(shí),則認(rèn)為該位置為微凸體接觸區(qū)域,潤滑油膜厚度h趨近于0時(shí),方程左端的壓力流動(dòng)項(xiàng)消失,Reynolds方程便簡化為如下形式[19]:

(2)

在整個(gè)混合潤滑區(qū)域,應(yīng)滿足壓強(qiáng)連續(xù)性條件,即在流體潤滑區(qū)和微凸體接觸區(qū)的邊界上應(yīng)滿足:

pl=pc

(3)

式中:pl—流體壓強(qiáng);pc—微凸體接觸壓強(qiáng)。

壓強(qiáng)連續(xù)性條件在求解過程中將自動(dòng)滿足。

邊界條件為:

p(x-a,y)=p(xa,y)=p(x,y-a)=p(x,ya)=0

(4)

式中:a—混合潤滑區(qū)計(jì)算邊界。x軸和y軸計(jì)算區(qū)域分別為(x-a,xa)和(y-a,ya)。

潤滑油膜厚度為:

h=h0(t)+δ(x,y,t)+v(x,y,t)

(5)

式中:h0—初始膜厚;δ—微凸峰高度;ν—彈性變形。

其中[20]:

(6)

式中:Ω—仿真計(jì)算區(qū)域;E′—等效彈性模量。

其中:

(7)

式中:E1,E2—上下摩擦材料的彈性模量;v1,v2—上下摩擦材料的泊松比。

整個(gè)計(jì)算區(qū)域中,局部溫升通過點(diǎn)熱源積分式計(jì)算[21]:

(8)

式中:cs—比熱容;αs—熱擴(kuò)散率。

流體黏度考慮溫度和壓強(qiáng)的影響,通過Reynolds黏度求解[22]:

(9)

式中:η0—潤滑油初始黏度;T0—初始溫度。

流體密度采用修正的Dowson-Higginson密度公式求解[23]:

(10)

式中:ρ0—流體初始密度;β—流體密-溫系數(shù)。

1.2 求解過程

在仿真計(jì)算過程中,初始溫度取為T0=303 K,流體初始黏度為η0=0.131 Pa·s,Reynolds黏-溫系數(shù)為γ=0.042,初始密度為ρ0=875 kg/m3,密-溫系數(shù)為β=-0.000 7 K-1。

在摩擦副中,摩擦片通過銅基粉末冶金材料壓燒加工而成,對(duì)偶鋼片由65 Mn材料加工而成。

材料參數(shù)如表1所示。

表1 銅基摩擦副材料特性

仿真計(jì)算過程中,筆者使用差分法求潤滑油膜膜厚、流體動(dòng)壓和微凸峰接觸壓強(qiáng)分布以及局部溫升。針對(duì)微凸峰接觸與否,筆者采用無量綱膜厚ε=10-6作為閾值進(jìn)行判斷,無量綱壓強(qiáng)、無量綱載荷、無量綱溫度的迭代精度分別為εP=10-6、εW=10-6和εT=0.5×10-3。

彈流潤滑計(jì)算中,將無量綱化的網(wǎng)格步長稱為空間步長,筆者仿真計(jì)算所采用的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為257×257,對(duì)應(yīng)的空間步長為ΔX=ΔY=0.007 8。

仿真計(jì)算流程如圖2所示。

圖2 仿真計(jì)算流程圖

2 試驗(yàn)方法

筆者采用摩擦磨損試驗(yàn)機(jī),在等效工況條件下,開展了濕式離合器摩擦副小試樣銷-盤試驗(yàn);并結(jié)合仿真計(jì)算的結(jié)果,分析了各壓力工況條件下,局部潤滑和摩擦特性的變化規(guī)律。

該試驗(yàn)采用可加熱旋轉(zhuǎn)濕式試驗(yàn)?zāi)K,溫度控制精度為±3 ℃。試驗(yàn)樣品為小試樣銷-盤銅基摩擦副。在試驗(yàn)過程中,銷子處于固定狀態(tài),并向下施加載荷,摩擦片處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài),銷子向下的載荷施加于摩擦片上。摩擦區(qū)域鋪滿潤滑油膜,在載物臺(tái)的旋轉(zhuǎn)離心作用下形成循環(huán)潤滑油路。

可加熱旋轉(zhuǎn)濕式試驗(yàn)?zāi)K如圖3所示。

圖3 可加熱旋轉(zhuǎn)濕式試驗(yàn)?zāi)K

筆者采用與濕式離合器相同的材料和加工工藝制作試驗(yàn)樣品,采用形貌儀NanoMap-D測(cè)量摩擦片表面微觀形貌,摩擦片表面RMS粗糙度為0.61 μm,偏度為-2.8,峰度為8.8。由測(cè)量結(jié)果可以看出,摩擦片表面粗糙度較大且孔隙較多。

小試樣銷-盤試驗(yàn)樣品如圖4所示。

圖4 小試樣銷-盤試驗(yàn)樣品

銅基摩擦片表面形貌如圖5所示。

圖5 銅基摩擦片表面形貌

3 仿真結(jié)果與分析

仿真計(jì)算和試驗(yàn)過程中,筆者根據(jù)實(shí)際常用工況條件,選取5種不同的載荷壓力進(jìn)行了對(duì)比研究。

為了增強(qiáng)試驗(yàn)與仿真結(jié)果的可比性,筆者在試驗(yàn)和仿真計(jì)算中采用同等的工況條件。試驗(yàn)中采用的試驗(yàn)轉(zhuǎn)速和試驗(yàn)載荷,在仿真計(jì)算中采用對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速的滑動(dòng)速度和對(duì)應(yīng)載荷的平均面壓。

滑動(dòng)速度通過試驗(yàn)中銷子與摩擦盤的相對(duì)轉(zhuǎn)速和銷子相對(duì)于摩擦盤中心的滑摩半徑r=25 mm計(jì)算得到;平均面壓則通過試驗(yàn)載荷和銷子直徑d=6 mm計(jì)算得到。

銷-盤試驗(yàn)對(duì)應(yīng)仿真計(jì)算參數(shù)設(shè)置如表2所示。

表2 銷-盤試驗(yàn)及對(duì)應(yīng)仿真計(jì)算參數(shù)設(shè)置

3.1 壓力對(duì)局部壓強(qiáng)分布及承載比的影響

局部壓強(qiáng)分布仿真結(jié)果如圖6所示。

圖6 局部壓強(qiáng)分布仿真結(jié)果

由圖6可以看出:微凸峰接觸產(chǎn)生的壓強(qiáng)較高,流體潤滑形成的動(dòng)壓較小,隨著平均面壓的增大,由于潤滑油膜厚度減小,導(dǎo)致流體動(dòng)壓和微凸峰接觸壓強(qiáng)顯著增大,同時(shí)微凸峰接觸數(shù)量增多;

當(dāng)P=1.4 MPa時(shí),由于所施加的載荷較小,所以此時(shí)摩擦副間潤滑油膜厚度較大,微凸峰接觸數(shù)量較少且接觸壓強(qiáng)較小,大部分載荷由潤滑油膜承載,該工況下微凸峰接觸壓強(qiáng)最大值約為0.07 GPa;

而當(dāng)P=4.2 MPa時(shí),由于所施加于摩擦副的載荷較大,此時(shí)潤滑油膜厚度顯著減小,微凸峰彈性變形增大且接觸面積增加,所以微凸峰接觸壓強(qiáng)明顯增大,該工況下最大微凸峰接觸壓強(qiáng)增大到約0.38 GPa。

承載比計(jì)算結(jié)果如圖7所示。

圖7 承載比計(jì)算結(jié)果

由圖7可得:摩擦副之間既包括流體潤滑油膜又包括微凸峰接觸,施加于摩擦副的載荷由二者共同承擔(dān),通過流體動(dòng)壓和微凸峰接觸壓強(qiáng)分布結(jié)果,可以求得潤滑油膜所承擔(dān)的載荷占總載荷的比例和微凸峰接觸承擔(dān)的載荷占總載荷的比例;

當(dāng)摩擦副所施加的平均面壓增大時(shí),潤滑油膜厚度減小,流體動(dòng)壓增強(qiáng),同時(shí)微凸峰接觸數(shù)量增多且接觸壓強(qiáng)增大,因此,潤滑油膜和微凸峰承擔(dān)的載荷量同時(shí)增加(如圖7中小圖所示)。但是,隨著所施加載荷的增大,潤滑油膜厚度減小,導(dǎo)致微凸峰接觸面積的增大和潤滑油膜面積的減小,因此,微凸峰接觸所承擔(dān)的載荷比例增加,潤滑油膜所承擔(dān)的載荷比例降低;

當(dāng)P=1.4 MPa時(shí),由于微凸峰接觸面積較小,此時(shí)約92%的法向載荷由潤滑油膜承擔(dān)。隨著平均面壓增加到P=4.2 MPa,微凸峰接觸面積增大且潤滑油膜面積減小,因此,潤滑油膜承擔(dān)載荷的比例逐漸減小到約67%。

3.2 壓力對(duì)實(shí)際接觸面積的影響

實(shí)際接觸區(qū)仿真計(jì)算結(jié)果如圖8所示。

圖8 實(shí)際接觸區(qū)仿真計(jì)算結(jié)果

由圖8可以看出:在計(jì)算真實(shí)接觸面積時(shí),筆者設(shè)置判斷閥值為1 nm,若局部油膜厚度小于1 nm,則認(rèn)為該位置處已發(fā)生接觸,隨著施加于摩擦副的平均面壓從1.4 MPa增大到4.2 MPa,摩擦副間實(shí)際接觸區(qū)域分布有顯著變化;

當(dāng)平均面壓較小P=1.4 MPa時(shí),潤滑油膜較厚,微凸峰接觸數(shù)量較少,因此實(shí)際接觸面積較小;

當(dāng)平均面壓增大時(shí),油膜厚度隨之變薄,更多的微凸峰開始接觸,實(shí)際接觸面積也隨之增大;

當(dāng)平均面壓增大到P=4.2 MPa時(shí),油膜厚度變得很薄,大量微凸峰接觸,此時(shí)的實(shí)際接觸面積較大。

實(shí)際接觸面積率仿真計(jì)算結(jié)果如圖9所示。

圖9 實(shí)際接觸面積率仿真計(jì)算結(jié)果

由圖9可得:通過對(duì)微凸體接觸的面積進(jìn)行積分便可得到摩擦副總的實(shí)際接觸面積,將實(shí)際接觸面積與摩擦副總面積的比值定義為實(shí)際接觸面積率,隨著平均面壓的增加,實(shí)際接觸面積率顯著增加,并且接觸面積率的大小與微凸峰承載比具有對(duì)應(yīng)關(guān)系;

當(dāng)平均面壓為P=1.4 MPa時(shí),潤滑油膜較厚,微凸峰承擔(dān)的載荷量很小,因此實(shí)際接觸面積率也很低,低至約0.6%;

當(dāng)平均面壓從P=1.4 MPa增大到P=2.1 MPa時(shí),微凸峰承擔(dān)的載荷量上升相對(duì)緩慢,因此,實(shí)際接觸面積率上升同樣相對(duì)緩慢,增加至約1.3%。隨著平均面壓增大到P=4.2 MPa,微凸峰承擔(dān)的載荷量快速上升,摩擦副間的實(shí)際接觸面積率也快速上升至約4.5%。

3.3 壓力對(duì)局部溫升的影響

局部溫升仿真計(jì)算結(jié)果如圖10所示。

圖10 局部溫升仿真計(jì)算結(jié)果

由圖10可以看出:實(shí)際接觸區(qū)產(chǎn)生熱量較多,非接觸潤滑區(qū)產(chǎn)生熱量較少。壓力通過影響摩擦副間的局部壓強(qiáng)分布和實(shí)際接觸面積來影響局部溫升。實(shí)際接觸區(qū)的局部壓強(qiáng)和摩擦力都較大,因此,摩擦生熱較多,局部溫升也較高;而流體潤滑區(qū)為非接觸區(qū),局部壓強(qiáng)和摩擦力也相對(duì)較小,因此摩擦生熱較少,局部溫升也較低;

當(dāng)P=1.4 MPa時(shí),施加于摩擦副的壓力較小,因此潤滑油膜較厚,由于實(shí)際接觸面積和接觸壓強(qiáng)均較小,大部分載荷由潤滑油膜承載,因此摩擦副局部溫升較低,并且局部閃點(diǎn)高溫?cái)?shù)量較少,此時(shí)最大局部溫升約為27 ℃;

當(dāng)平均面壓升高到P=4.2 MPa時(shí),油膜厚度明顯變薄,實(shí)際接觸面積和接觸壓強(qiáng)均增大,所以摩擦生熱顯著增加,此時(shí)最大局部溫升增大到約140 ℃。

3.4 壓力對(duì)摩擦系數(shù)的影響

摩擦系數(shù)和載荷試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果如圖11所示。

圖11 摩擦系數(shù)和載荷試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果

由圖11可以看出:當(dāng)壓力增大時(shí),潤滑油膜厚度減小,摩擦副間的實(shí)際接觸面積增大,因此摩擦系數(shù)也將隨之增大,施加于摩擦副間的壓力主要通過影響實(shí)際接觸面積來影響摩擦系數(shù)的大小;

當(dāng)銷-盤試驗(yàn)載荷很小W=40 N時(shí),對(duì)應(yīng)平均面壓為P=1.4 MPa,此時(shí)潤滑油膜較厚,摩擦副間實(shí)際接觸面積較小,因此摩擦系數(shù)也較小,約為0.047。隨著試驗(yàn)載荷的增大,潤滑油膜厚度減小,摩擦副實(shí)際接觸面積增大,所以摩擦系數(shù)也明顯增大;

當(dāng)試驗(yàn)載荷增大到W=80 N時(shí),對(duì)應(yīng)平均面壓為P=2.8 MPa,由于潤滑油膜較厚減小,使實(shí)際接觸面積增大,此時(shí)摩擦系數(shù)增大到約0.057;

而當(dāng)試驗(yàn)載荷增大到W=120 N時(shí),對(duì)應(yīng)平均面壓為P=4.2 MPa,摩擦系數(shù)也隨之增大到約0.074。

摩擦系數(shù)和實(shí)際接觸面積率比較圖如圖12所示。

圖12 摩擦系數(shù)和實(shí)際接觸面積率比較圖

由圖12可得:摩擦系數(shù)的大小與摩擦副間實(shí)際接觸面積的大小有關(guān),隨著平均面壓的增大,摩擦副間的摩擦系數(shù)與實(shí)際接觸面積率均顯著增大,且二者的變化規(guī)律呈近似對(duì)應(yīng)關(guān)系;

當(dāng)平均面壓為P=1.4 MPa時(shí),實(shí)際接觸面積率較低,約為0.6%,所以此時(shí)摩擦系數(shù)也較小,約為0.047。隨著平均面壓增大到P=2.1 MPa,實(shí)際接觸面積率緩慢增加至約1.3%,此時(shí)摩擦系數(shù)也隨之上升至約0.057;

當(dāng)平均面壓繼續(xù)增大到P=4.2 MPa時(shí),實(shí)際接觸面積率快速上升至約4.5%,此時(shí)摩擦系數(shù)也隨之快速上升至約0.074。

4 結(jié)束語

針對(duì)濕式離合器因局部潤滑工況惡化而加速失效的問題,因目前很少有學(xué)者從局部微觀角度出發(fā),研究壓力對(duì)濕式離合器局部潤滑與摩擦特性的影響。為此,筆者從局部微觀角度出發(fā),對(duì)濕式離合器局部潤滑與摩擦的壓力影響特性進(jìn)行了仿真分析和試驗(yàn)測(cè)試研究。

筆者先從其局部潤滑和摩擦特性出發(fā),考慮摩擦副間微凸峰接觸和流體動(dòng)壓的作用,采用平面副熱彈流混合潤滑模型,揭示了濕式離合器局部潤滑及摩擦特性隨壓力的變化機(jī)理。

主要結(jié)論如下:

(1)隨著壓力的增大,油膜厚度變薄,流體動(dòng)壓和微凸峰接觸壓強(qiáng)同時(shí)增大,因此潤滑油膜和微凸峰承擔(dān)的載荷量同時(shí)增加。但由于潤滑油膜面積的減小,潤滑油膜承擔(dān)載荷的比例降低;

(2)摩擦副間實(shí)際接觸區(qū)產(chǎn)生熱量較多,局部溫升較高,流體潤滑區(qū)產(chǎn)生熱量較少,局部溫升較低。隨著壓力的增大,實(shí)際接觸面積增大且接觸壓強(qiáng)升高,因此摩擦副局部溫升顯著升高;

(3)壓力主要通過影響實(shí)際接觸面積來影響摩擦系數(shù)的大小。隨著壓力的增大,油膜厚度變薄,實(shí)際接觸面積明顯增大,因此摩擦系數(shù)增大,并且,摩擦系數(shù)與實(shí)際接觸面積率的增大規(guī)律一致。

在今后的研究工作中,筆者將在上述壓力對(duì)濕式離合器局部潤滑與摩擦特性影響研究的基礎(chǔ)上,進(jìn)一步優(yōu)化數(shù)學(xué)仿真計(jì)算模型和試驗(yàn)測(cè)試方案,研究惡劣工況下壓力對(duì)濕式離合器潤滑失效的影響。