考慮界面接觸狀態(tài)的濕式離合器扭矩特性

崔家豪,吳健鵬,劉繼凱,王立勇

(1.現(xiàn)代測(cè)控技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(北京信息科技大學(xué)),北京 100192; 2.中國(guó)科學(xué)院 微電子研究所,北京 100029)

濕式離合器憑借工作壽命長(zhǎng)、扭矩容量大、性能穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn),廣泛應(yīng)用在重型車輛中,其性能直接決定了車輛能否平穩(wěn)起步和換擋。扭矩是濕式離合器的一個(gè)重要參數(shù),直接影響著傳動(dòng)效率和使用壽命。濕式離合器扭矩特性受多種因素影響,其中界面接觸狀態(tài)直接影響著摩擦副之間的接觸情況,對(duì)離合器扭矩影響顯著。因此,研究濕式離合器扭矩特性及界面接觸狀態(tài)對(duì)其影響規(guī)律是非常必要的。

目前,國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)濕式多片離合器的研究多集中于接合過(guò)程摩擦轉(zhuǎn)矩和帶排轉(zhuǎn)矩,主要從離合器工作參數(shù)、結(jié)構(gòu)參數(shù)兩方面展開研究。針對(duì)離合器的工作參數(shù)對(duì)扭矩特性的影響,學(xué)者主要從轉(zhuǎn)速、潤(rùn)滑油流量、油溫等方面進(jìn)行了研究,馬彪等[1]建立了單摩擦副承載力方程和轉(zhuǎn)矩方程,研究了被動(dòng)摩擦片的角速度、油膜厚度以及摩擦轉(zhuǎn)矩等離合器接合過(guò)程工作特性的變化規(guī)律。Yu等[2-3]耦合溫度場(chǎng)建立了濕式離合器數(shù)值模型,研究了相對(duì)滑摩速度、潤(rùn)滑流量等工作參數(shù)對(duì)摩擦轉(zhuǎn)矩的影響規(guī)律。師路騏等[4]針對(duì)摩擦副間油膜的高速負(fù)壓現(xiàn)象,通過(guò)建立高轉(zhuǎn)速差下摩擦副間隙負(fù)壓收縮模型,分析了從低速差到高速差全程變化過(guò)程下的摩擦副間隙動(dòng)態(tài)變化規(guī)律,改進(jìn)了帶排轉(zhuǎn)矩模型。Iqbal等[5]考慮了摩擦副間隙的流體運(yùn)動(dòng),建立了用于估計(jì)開放式多片濕式離合器帶排扭矩模型,該模型能夠預(yù)測(cè)在可變流量和不同轉(zhuǎn)速下的帶排扭矩。Hu等[6]建立了數(shù)學(xué)模型來(lái)預(yù)測(cè)濕式離合器在高周向速度下的帶排扭矩。項(xiàng)昌樂(lè)等[7]提出了一種新的帶排轉(zhuǎn)矩求解方法,更好地計(jì)算了高轉(zhuǎn)速差區(qū)域中的帶排轉(zhuǎn)矩。張恒等[8]研究了濕式多片離合器滑摩過(guò)程中摩擦轉(zhuǎn)矩衰減,提出了濕式多片離合器摩擦轉(zhuǎn)矩衰減系數(shù),優(yōu)化了扭矩計(jì)算模型。于亮等[9]建立了多物理場(chǎng)耦合的熱力學(xué)模型,研究了潤(rùn)滑油溫度對(duì)濕式離合器摩擦扭矩的影響。針對(duì)離合器的結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)扭矩特性的影響,學(xué)者主要從摩擦片表面溝槽結(jié)構(gòu)、結(jié)合元件結(jié)構(gòu)進(jìn)行了研究,Jang等[10-11]、Li等[12]建立了多場(chǎng)耦合的離合器扭矩模型,研究了溝槽特征對(duì)離合器接合過(guò)程中摩擦轉(zhuǎn)矩的影響規(guī)律。鄭良杰等[13]研究了在不同花鍵摩擦因數(shù)下濕式多片離合器分離過(guò)程中的摩擦轉(zhuǎn)矩。陳漫等[14]建立了多摩擦副系統(tǒng)有限元模型和熱力學(xué)數(shù)值模型,研究了摩擦副數(shù)、卡簧寬度、壓板厚度等結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)摩擦副間接觸壓力的影響。于亮等[15]建立了考慮花鍵摩擦力的離合器轉(zhuǎn)矩計(jì)算模型,研究了鍵處摩擦力對(duì)離合器比壓衰減的影響。

目前,對(duì)離合器扭矩的研究主要集中在工作參數(shù)與結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響,針對(duì)界面接觸狀態(tài)對(duì)濕式離合器扭矩的影響研究較少,主要問(wèn)題在于界面接觸狀態(tài)難以等效到模型中研究。針對(duì)上述問(wèn)題,本文基于理論知識(shí),建立考慮界面接觸狀態(tài)的濕式離合器扭矩模型,仿真獲得離合器的控制油壓與結(jié)合過(guò)程中的扭矩,根據(jù)SAE#2試驗(yàn)臺(tái)的測(cè)試結(jié)果對(duì)仿真模型進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。通過(guò)模型,研究了油溫、控制油壓和碟形量對(duì)離合器結(jié)合過(guò)程扭矩的影響。

1 結(jié)合過(guò)程理論建模

濕式離合器的結(jié)構(gòu)及液壓控制系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖1所示。在工作過(guò)程中,液壓系統(tǒng)提供控制油壓,通過(guò)控制油路直接作用在活塞上,通過(guò)活塞位移壓緊摩擦片與鋼片,實(shí)現(xiàn)傳遞扭矩的功能。圖中ps為系統(tǒng)主油路油壓,pc為離合器油缸充油油壓,Qp為定量液壓泵輸出流量,Qc為離合器油缸充油流量,Qv為溢流流量,Q1為離合器泄油孔泄漏流量。

圖1 濕式離合器結(jié)構(gòu)及液壓控制系統(tǒng)簡(jiǎn)圖Fig.1 Schematic diagram of wet clutch structure and hydraulic control system

1.1 離合器液壓系統(tǒng)建模

通過(guò)液壓系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)對(duì)濕式離合器結(jié)合過(guò)程的控制,對(duì)于液壓系統(tǒng)來(lái)說(shuō),通過(guò)液壓泵持續(xù)輸出流量,忽略管道內(nèi)油液的泄漏,根據(jù)液體的連續(xù)性,可得液壓系統(tǒng)內(nèi)油液的流量平衡方程為

Qp=Qc+Qv+Qy

(1)

式中:Qy為主油路油壓為ps時(shí)管道容腔內(nèi)油液壓縮引起的流量變化,其計(jì)算公式為

(2)

式中Vy為管道容腔的容積。

輸入離合器油缸的流量Qc計(jì)算公式為

(3)

式中:Cd為閥口流量系數(shù),Ax為閥開口面積,ρ為油液密度。

Qc與控制油壓pc的關(guān)系為

(4)

式中:Ac為活塞面積,Q1為泄壓孔泄漏流量,計(jì)算公式為

(5)

式中:d1為泄壓孔直徑,L1為泄壓孔長(zhǎng)度,孔徑比為5∶1。

對(duì)于安全閥其流量Qv,計(jì)算公式為

(6)

式中:pz為安全閥開啟壓力,取值一般大于預(yù)設(shè)壓力(1.50 MPa)的90%,取pz=1.35 MPa;Cq為閥口流量系數(shù),d2為閥口平均直徑,α為閥芯半錐角,x為閥口開度,其計(jì)算公式為

(7)

式中k為安全閥的彈簧剛度。

1.2 離合器活塞動(dòng)力學(xué)模型

離合器活塞在控制油壓的作用下產(chǎn)生位移,忽略密封圈摩擦力的影響,考慮鋼片摩擦片的剛度,在離合器摩擦片與鋼片間隙消除過(guò)程中,活塞動(dòng)力學(xué)方程如下:

(8)

式中:Fω為油液離心力產(chǎn)生的動(dòng)壓力,mc為活塞質(zhì)量,c為鋼片黏性阻尼系數(shù),ks為回位彈簧剛度,λ為彈簧初始?jí)嚎s量,xc為活塞位移。

當(dāng)摩擦片與鋼片開始接觸后,在壓力作用下摩擦片與鋼片發(fā)生壓縮變形,剛度用kc表示,此時(shí)活塞動(dòng)力學(xué)方程為

(9)

離心壓力計(jì)算式為

(10)

式中:a為離合器油缸活塞的內(nèi)徑,b為外徑,ω為離合器角速度。

1.3 離合器扭矩模型

在離合器的實(shí)際工作過(guò)程中,摩擦片與鋼片并不能完全接觸,通常會(huì)發(fā)生彈塑性接觸,設(shè)粗糙接觸面積為Ac,其計(jì)算公式為

(11)

式中:H=h/σ為膜厚比,κ為塑性變形系數(shù),N為微凸峰的密度,β為微凸峰的曲率半徑,σ為聯(lián)合表面粗糙度均方根,Ared為非溝槽區(qū)域面積比,與離合器所處工況(溫度、滑摩速度、壓力等)相關(guān)。

粗糙接觸壓力pc計(jì)算公式為

(12)

式中:K為接觸系數(shù),E為當(dāng)量彈性模量。

濕式離合器摩擦副處于混合摩擦階段時(shí),油液作用在活塞上的壓力,一部分由摩擦副間的油膜動(dòng)壓力承受,一部分由摩擦副微凸體接觸力承受,可以由此得出力的平衡方程:

(13)

式中Fapp=π(b2-a2)pa,其中pa為作用在活塞上的制油力。

令微凸體接觸面積與名義接觸面積之比為C,由下式得到:

(14)

進(jìn)一步可得

(15)

式中:R1為摩擦片內(nèi)徑,R2為摩擦片外徑。接合過(guò)程摩擦副處于混合摩擦階段,此階段的黏性轉(zhuǎn)矩Tv可以表示為

(16)

式中:Δω=ω1+ω2,μ為潤(rùn)滑油黏度。

Rx為等效半徑,其計(jì)算公式為

(17)

φf(shuō)、φf(shuō)s計(jì)算公式可分別表示為:

zf(132+zf(345+zf(-160+zf(-405+

zf(60+147zf)))))]},H≤3

(18)

(19)

式中:zf=H/3,ε*=0.003 33。

此階段的粗糙轉(zhuǎn)矩可以表示為

(20)

隨著主動(dòng)端與被動(dòng)端的轉(zhuǎn)速差不斷減小,摩擦系數(shù)不斷發(fā)生變化,當(dāng)轉(zhuǎn)速差接近0 r/min時(shí),摩擦片與鋼片之間的狀態(tài)由滑動(dòng)摩擦逐漸轉(zhuǎn)變成靜摩擦,摩擦系數(shù)將發(fā)生突變。同時(shí),界面接觸壓力與溫度也會(huì)在不同程度上影響摩擦系數(shù),擬合出摩擦系數(shù)f為

(21)

式中:v為主動(dòng)端與被動(dòng)端之間的轉(zhuǎn)速差,m/s;T為溫度,℃;p為界面接觸壓力,MPa。

離合器系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩平衡方程表示為

(22)

式中:I1為主動(dòng)端轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,M1為主動(dòng)端輸入轉(zhuǎn)矩,ω1為主動(dòng)端角速度。

2 模型驗(yàn)證與分析

為獲得離合器的扭矩特性,結(jié)合理論知識(shí)建立仿真模型,模擬了濕式離合器在控制油壓作用下摩擦片與鋼片的結(jié)合過(guò)程,搭建離合器扭矩測(cè)試試驗(yàn)臺(tái),驗(yàn)證考慮界面接觸狀態(tài)的濕式離合器扭矩模型。

2.1 simulink仿真模型搭建

通過(guò)對(duì)濕式離合器結(jié)合過(guò)程中液壓系統(tǒng)和摩擦片運(yùn)動(dòng)過(guò)程的分析,搭建Matlab/Simulink 仿真模型,獲得離合器結(jié)合過(guò)程中對(duì)控制油壓的仿真與離合器結(jié)合運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真,離合器仿真參數(shù)見表1。

表1 離合器仿真參數(shù)Tab.1 Clutch simulation parameters

圖2所示為離合器仿真過(guò)程中代表性的模擬信號(hào)。初始時(shí)刻,離合器轉(zhuǎn)速差穩(wěn)定在設(shè)定值2 686 r/min,當(dāng)接收到控制信號(hào)時(shí),控制油壓實(shí)現(xiàn)三段式上升并穩(wěn)定在設(shè)定值1.5×106Pa,在控制油壓的作用下,摩擦副間隙逐漸減小。

圖2 仿真結(jié)果Fig.2 Simulation results

如圖2所示,在初始間隙消除階段(0.10～0.27 s),轉(zhuǎn)速差變化并不明顯,此時(shí)摩擦扭矩還未產(chǎn)生,摩擦片之間充滿著潤(rùn)滑油液,隨著間隙的減小,黏性轉(zhuǎn)矩逐漸增大,但其數(shù)值較小,此時(shí)轉(zhuǎn)速緩慢降低;隨著離合器間隙逐漸減小,在0.27 s摩擦副開始接觸,摩擦轉(zhuǎn)矩迅速升高,此時(shí)處于混合摩擦階段,摩擦扭矩起到主要作用,轉(zhuǎn)速明顯下降;在0.27～1.00 s中,隨著轉(zhuǎn)速差的降低,黏性轉(zhuǎn)矩逐漸降低,摩擦轉(zhuǎn)矩小幅上升,總扭矩緩慢下降;1.00～1.40 s中,轉(zhuǎn)速下降到0 r/min,黏性扭矩持續(xù)下降至0 N·m,摩擦扭矩在1.40 s時(shí)刻達(dá)到峰值,主要原因是此時(shí)摩擦片與鋼片之間近似與靜摩擦,摩擦系數(shù)相比動(dòng)摩擦顯著增大。

2.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

SAE#2試驗(yàn)臺(tái)是用于離合器摩擦特性研究的試驗(yàn)裝置,整個(gè)測(cè)試系統(tǒng)實(shí)物圖與簡(jiǎn)化原理圖如圖3所示。離合器分為主動(dòng)端與被動(dòng)端,主動(dòng)端連接轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器進(jìn)行信息采集,由電機(jī)驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn),被動(dòng)端為制動(dòng)端,保證試驗(yàn)安全。試驗(yàn)中,液壓泵通過(guò)操縱油路對(duì)離合器進(jìn)行加壓,由壓力傳感器進(jìn)行采集,通過(guò)潤(rùn)滑回路對(duì)摩擦片進(jìn)行潤(rùn)滑,通過(guò)油溫傳感器測(cè)量潤(rùn)滑油液的溫度。最終采集到的信號(hào)傳遞到上位機(jī)進(jìn)行處理,實(shí)現(xiàn)對(duì)整個(gè)試驗(yàn)裝備的控制。

圖3 SAE#2離合器測(cè)試系統(tǒng)Fig.3 SAE#2 clutch test system

試驗(yàn)中離合器對(duì)偶鋼片材料為65 Mn,摩擦片摩擦材料為改良的銅基粉末冶金材料,潤(rùn)滑油型號(hào)為10 W/40-CF,控制潤(rùn)滑流量為4 mL/(min·cm2)。

摩擦片內(nèi)徑為0.060 m,外徑為0.073 m。具體試驗(yàn)步驟如下:1)系統(tǒng)上電。試驗(yàn)開始前通過(guò)加熱器對(duì)油液進(jìn)行加熱,當(dāng)溫度達(dá)到預(yù)設(shè)值100 ℃時(shí)停止,準(zhǔn)備進(jìn)行摩擦轉(zhuǎn)矩試驗(yàn)。2)啟動(dòng)電機(jī)。通過(guò)電機(jī)帶動(dòng)主動(dòng)端旋轉(zhuǎn)至預(yù)設(shè)轉(zhuǎn)速2 686 r/min。3)停止電機(jī)。在活塞端施加壓力使其迅速增大直至達(dá)到設(shè)定壓力(1.0、1.2、1.5 MPa),離合器在壓力作用下開始滑摩。4)檢測(cè)離合器主動(dòng)端轉(zhuǎn)速。當(dāng)轉(zhuǎn)速降低到0 r/min時(shí)停止試驗(yàn),記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

本文搭建的模型對(duì)比未考慮界面接觸狀態(tài)的模型,考慮了隨著工況的變化,摩擦系數(shù)在工作過(guò)程中的變化,非溝槽區(qū)域面積比Ared在不同的接觸狀態(tài)下的變化,平直片與碟形片不同的等效半徑Rx計(jì)算方法。圖4為控制油壓1.5 MPa下考慮界面接觸狀態(tài)模型的仿真結(jié)果、未考慮界面接觸狀態(tài)模型的仿真結(jié)果與試驗(yàn)的對(duì)比圖,在三段式控制油壓的作用下,離合器扭矩首先快速上升,上升到50.0 N·m左右出現(xiàn)小幅度的下降,在離合器進(jìn)一步結(jié)合過(guò)程中,隨著轉(zhuǎn)速差的降低,扭矩逐漸上升,當(dāng)轉(zhuǎn)速差降為0 r/min時(shí),離合器扭矩瞬間降低。

圖4 平均面壓1.5 MPa離合器扭矩試驗(yàn)結(jié)果與仿真對(duì)比Fig.4 Comparison of clutch torque test results and simulation with 1.5 MPa average surface pressure

從圖4中可以看出,考慮界面接觸狀態(tài)的模型仿真趨勢(shì)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)符合較好,相較于未考慮界面接觸狀態(tài)的模型,準(zhǔn)確度提高22.30%,驗(yàn)證了模型的有效性。但是考慮界面接觸狀態(tài)的模型仿真趨勢(shì)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)存在一定的差異,主要體現(xiàn)在離合器制動(dòng)時(shí)間與扭矩峰值兩個(gè)方面,仿真模型制動(dòng)時(shí)間略短于試驗(yàn),主要原因是在離合器接觸過(guò)程中存在著碰撞摩擦力,在模型中對(duì)于這一方面的設(shè)置過(guò)于理想化,導(dǎo)致制動(dòng)時(shí)間較快。扭矩峰值略小于真實(shí)值,差值在7%左右,主要是當(dāng)扭矩達(dá)到峰值時(shí),離合器之間的摩擦近似等同于靜摩擦,相較于動(dòng)摩擦,摩擦系數(shù)會(huì)顯著增大,此時(shí)模型中摩擦系數(shù)略小于真實(shí)值。

3 扭矩特性影響因素

為研究界面接觸狀態(tài)對(duì)濕式離合器扭矩特性的影響規(guī)律,結(jié)合離合器工作過(guò)程中的實(shí)際情況,通過(guò)設(shè)置模型中的參數(shù),分別研究控制油壓、油溫和摩擦片碟形量對(duì)離合器扭矩特性的影響。

3.1 控制油壓對(duì)扭矩的影響

離合器在結(jié)合過(guò)程中,控制油壓上升的速率以及幅值的大小對(duì)摩擦片與鋼片的接合時(shí)間影響很大,同時(shí)影響著摩擦片與鋼片之間的接觸壓力,進(jìn)而影響著結(jié)合過(guò)程的摩擦扭矩。通過(guò)仿真獲得不同控制油壓下的離合器扭矩,研究控制油壓的影響規(guī)律。設(shè)定仿真油壓分別為1.0、1.2、1.5 MPa,得到不同油壓下離合器扭矩如圖5所示。

圖5 不同控制油壓下的扭矩Fig.5 Torque under different control oil pressures

從圖5中可以看出,隨著控制油壓逐漸降低,離合器扭矩大小降低,制動(dòng)時(shí)間變長(zhǎng)。在1.5 MPa下,初始階段扭矩迅速上升到48.0 N·m左右,峰值為115.5 N·m,1.38 s后制動(dòng)結(jié)束;當(dāng)壓力下降到1.0 MPa時(shí),初始階段扭矩迅速上升到34.0 N·m左右,峰值下降到 89.7 N·m,相較于1.5 MPa下扭矩下降22.38%,制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng)到2.02 s,延長(zhǎng)了46.05%。導(dǎo)致這一現(xiàn)象的原因主要是控制油壓決定著摩擦片上的平均面壓,由式(20)可以看出,當(dāng)平均面壓pc減小時(shí),摩擦扭矩減小,因此壓力下降之后扭矩整體下降。同時(shí),由離合器系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩平衡方程可知,主動(dòng)端在扭矩作用下轉(zhuǎn)速逐漸減小到0 r/min,當(dāng)扭矩下降之后,轉(zhuǎn)速下降速率降低,因此制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng)。控制油壓過(guò)小會(huì)導(dǎo)致離合器結(jié)合不夠緊密,無(wú)法實(shí)現(xiàn)傳遞扭矩的功能,不能起到正常的工作效果,但當(dāng)控制油壓過(guò)大時(shí),又會(huì)加劇摩擦片的磨損,降低離合器的效率和壽命。通過(guò)上述模型可以分析不同油壓下離合器扭矩的變化規(guī)律,可為離合器正常工作的控制油壓范圍提供一定程度的指導(dǎo)。

3.2 油溫對(duì)扭矩的影響

在離合器結(jié)合過(guò)程中,摩擦熱會(huì)導(dǎo)致離合器工作溫度升高,如果沒(méi)有及時(shí)降溫,就會(huì)導(dǎo)致離合器失效。潤(rùn)滑油可以通過(guò)流動(dòng)冷卻的方式,將摩擦面的熱量帶走,但潤(rùn)滑油的存在導(dǎo)致摩擦片之間產(chǎn)生黏性轉(zhuǎn)矩,不同油溫會(huì)導(dǎo)致油液黏度發(fā)生變化,從而影響?zhàn)ば赞D(zhuǎn)矩。同時(shí),油液溫度的變化會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)發(fā)生變化,從而對(duì)摩擦扭矩產(chǎn)生影響。因此,針對(duì)油溫對(duì)離合器扭矩的影響主要從黏性扭矩和摩擦扭矩兩方面進(jìn)行研究。設(shè)定油液溫度為60、80、100 ℃,仿真獲得離合器黏性扭矩和摩擦扭矩如圖6所示。

圖6 不同油溫下的扭矩Fig.6 Viscous torque at different oil temperatures

隨著油液溫度的升高,黏性扭矩的峰值逐漸降低,60 ℃時(shí)黏性扭矩最高值達(dá)到了17.5 N·m,當(dāng)溫度升高到100 ℃時(shí),黏性扭矩的最大值只有6.7 N·m,降低了62.0%。當(dāng)溫度升高時(shí),潤(rùn)滑油的黏度下降,由式(16)可以推導(dǎo)出黏性扭矩降低,同時(shí),黏度降低后導(dǎo)致間隙消除階段產(chǎn)生的油膜厚度減小,油膜剪切力下降,也會(huì)造成黏性扭矩下降。另外,隨著油溫的升高,摩擦扭矩整體升高,主要原因是隨著溫度的升高,摩擦系數(shù)有所上升,摩擦扭矩增加,由式(20)、(21)可以推導(dǎo)出。在黏性扭矩與摩擦扭矩的共同作用下,制動(dòng)時(shí)間有所減小,但減小程度并不明顯,100 ℃相較于60 ℃制動(dòng)時(shí)間減小了2.9%。可以看出,油液溫度的升高可以降低黏性扭矩的大小,降低發(fā)動(dòng)機(jī)克服黏性扭矩所提供的功率,減小了發(fā)動(dòng)機(jī)的功率損耗,但當(dāng)潤(rùn)滑油溫度過(guò)高時(shí),對(duì)離合器的冷卻效果有所降低,會(huì)導(dǎo)致摩擦片在高溫作用下出現(xiàn)燒蝕變形的情況,造成離合器失效,因此,控制好潤(rùn)滑油的溫度對(duì)確保離合器正常工作是十分重要的。

3.3 摩擦片碟形量對(duì)扭矩的影響

摩擦片碟形量會(huì)影響離合器的壓力和接觸面積分布,進(jìn)而影響摩擦片的摩擦力和離合器的扭矩輸出。圖7為碟形片簡(jiǎn)化的示意圖,初始的碟形量為h0,隨著壓力的作用,碟形片間隙逐漸減小為hx,設(shè)定碟形片在工作過(guò)程中等效半徑為Rx,由幾何關(guān)系可以獲得下式,通過(guò)等效半徑Rx研究離合器對(duì)離合器扭矩的影響。

圖7 碟形片示意Fig.7 Schematic diagram of disc shaped plate

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設(shè)定摩擦片碟形量分別為0.3、0.5、0.7 mm,得到不同碟形量下摩擦副間隙與離合器扭矩如圖8所示。從圖8可以看出,隨著碟形量的增加,摩擦片的間隙變化速度降低,從發(fā)出信號(hào)開始到摩擦片與鋼片完全結(jié)合的時(shí)間有所延長(zhǎng),碟形量為0.3 mm時(shí)完全結(jié)合時(shí)間在0.32 s左右,當(dāng)?shù)瘟吭黾拥?.7 mm時(shí),結(jié)合時(shí)間延長(zhǎng)到0.44 s,延長(zhǎng)了37.50%,當(dāng)摩擦片碟形量增加時(shí),摩擦片結(jié)合過(guò)程受到的碟形片阻尼增大,由活塞動(dòng)力學(xué)可知活塞運(yùn)動(dòng)速度減緩,導(dǎo)致摩擦副間隙變化減緩;相應(yīng)的,扭矩產(chǎn)生的時(shí)間也有所延長(zhǎng),進(jìn)而導(dǎo)致制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng),0.7 mm的碟形量相較于0.3 mm的碟形量,制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng)了6.28%。

圖8 不同碟形量的摩擦副間隙與扭矩Fig.8 Clearance and torque of friction pairs with different disc sizes

適度的碟形量可以方便摩擦片與鋼片的分離,當(dāng)摩擦片碟形量過(guò)大時(shí),會(huì)導(dǎo)致離合器在結(jié)合過(guò)程中摩擦片與鋼片之間發(fā)生相對(duì)滑動(dòng),影響離合器的扭矩傳遞。

4 結(jié) 論

1)基于理論知識(shí)建立了考慮界面接觸狀態(tài)的濕式離合器扭矩模型,仿真獲得了離合器結(jié)合過(guò)程中的扭矩,并通過(guò)離合器臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了模型的有效性與準(zhǔn)確性,扭矩峰值誤差在7%左右,與未考慮界面接觸狀態(tài)的模型相比,準(zhǔn)確度提高22.30%。

2)隨著控制油壓的增大,離合器扭矩逐漸增大,制動(dòng)時(shí)間逐漸減小,當(dāng)油壓從1.5 MPa降低到1.0 MPa時(shí),扭矩峰值下降了22.38%,制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng)了46.05%;隨著油溫的升高,黏性扭矩逐漸降低,當(dāng)油溫從60 ℃升高到100 ℃時(shí),黏性扭矩下降了62.0%,同時(shí)摩擦扭矩逐漸升高,制動(dòng)時(shí)間減小了2.9%。

3)摩擦片碟形量對(duì)離合器扭矩的影響主要體現(xiàn)在扭矩產(chǎn)生時(shí)間,碟形量的增加會(huì)導(dǎo)致摩擦副間隙變化時(shí)間增加,從而導(dǎo)致扭矩產(chǎn)生時(shí)間增加,當(dāng)?shù)瘟繌?.3 mm增大到0.7 mm時(shí),摩擦副間隙變化時(shí)間延長(zhǎng)37.50% 制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng)了6.28%。