吳健鵬， 馬彪， 李和言， 劉繼凱

(1.北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081；2.深圳技術大學 城市交通與物流學院，廣東,深圳 518118；3.中國科學院微電子研究所，北京 100029；4.萊斯大學 土木與環(huán)境工程學院，休斯頓 77005,美國)

濕式離合器是車輛傳動系統(tǒng)的重要組成部分. 由于濕式離合器傳遞轉矩大、使用壽命長，它已被廣泛應用于重型車輛. 濕式離合器依靠摩擦片和對偶鋼片的接合與分離實現(xiàn)轉矩的傳遞與中斷，其性能直接決定了車輛能否平穩(wěn)地起步和換擋. 在惡劣工況下，如蠕行工況，頻繁或者長時間的滑摩極易造成離合器摩擦片摩擦性能改變，甚至變形燒毀. 摩擦片滑摩溫升特性受多個元素影響，比如轉速差、操縱油壓、潤滑條件和作用時間等，其失效形式也多種多樣，比如燒蝕和翹曲變形，甚至斷裂. 濕式離合器摩擦片的失效機理十分復雜，作用因素較多，其與滑摩溫升特性密切相關. 故該研究對優(yōu)化離合器機械結構、提高傳動效率和延長使用壽命都具有重要意義.

近幾年，國內(nèi)外濕式離合器滑摩溫升特性的相關研究逐漸增多. Seo等[1]基于模擬的極端工況搭建了滑摩溫度場預測模型；Yang等[2]利用NASTRAN軟件分析了瞬態(tài)摩擦界面的瞬態(tài)導熱，并用試驗間接驗證了正確性；王宏偉等[3]基于Abaqus進行了摩擦片熱負荷特性研究；楊立昆等[4]從摩擦熱震顫的角度分析了離合器接合過程；Zhang等[5]結合彈性接觸模型和流體潤滑模型搭建了一維瞬態(tài)導熱模型，并研究了各材料參數(shù)對溫度場的影響； 文獻[6-8]中應用了光纖傳感器、紅外熱像儀等多種工程技術手段研究了定速滑摩工況的溫度場分布. 趙家昕等[9]從熱彈穩(wěn)定性的角度對滑摩溫度場進行分析，得出了造成熱彈失穩(wěn)的臨界轉速差.

這些研究中摩擦因數(shù)多采用固定經(jīng)驗值，摩擦界面狀態(tài)多為單一熱流輸入，未充分考慮不均勻接觸和溝槽散熱，失穩(wěn)機理的試驗驗證也相對薄弱. 本文采用試驗與數(shù)值仿真相結合的手段分別研究了穩(wěn)定期和失穩(wěn)期的滑摩溫度場分布變化規(guī)律. 首先，考慮溝槽冷卻作用、接觸面局部散熱和摩擦因數(shù)實時變化，建立并求解了二維溫度場數(shù)值模型. 引入了副間等效對流換熱系數(shù)和等效增益系數(shù)，通過試驗數(shù)據(jù)進行了準確性驗證，并分析了轉速、油壓對溫度場的影響規(guī)律. 根據(jù)濕式離合器摩擦片實際工況進行加速壽命試驗，基于多通道的熱電偶測溫技術，得出了摩擦片不同徑向和不同周向溫度分布的變化規(guī)律，為理論模型提供了驗證依據(jù). 用試驗方法研究了潤滑流量對穩(wěn)定期溫度場的影響規(guī)律以及失穩(wěn)期的周向不均勻分布現(xiàn)象. 本文研究對離合器的加工安裝、合理調(diào)控和改善性能等具有指導意義.

1 滑摩溫度場模型

1.1 考慮接觸面散熱的溫度場數(shù)值模型

摩擦片與對偶鋼片都呈規(guī)則環(huán)狀，如圖1所示為接合過程三維原理圖. 假設摩擦元件溫度場關于中平面對稱，即中平面可視為絕熱平面，且摩擦材料屬性(摩擦因數(shù)除外)不隨溫度和方向變化.

圖1 離合器摩擦片滑摩過程三維原理圖Fig.1 Three dimensional diagram of sliding friction process between friction discs

近活塞端鋼片受均布壓力p，摩擦片溫度場分布沿周向基本一致，于是以鋼片的徑向截面為建模研究對象，即圖1視角，建立直角坐標系的二維熱傳導方程為

(1)

式中:T為溫度;a=k/ρc是材料熱擴散率；k、ρ和c分別為材料的熱導率、密度和比熱. 為了便于設置邊界條件，將摩擦片表面的雙圓弧溝槽簡化為等面積等體積的徑向扇形溝槽，如圖2所示. 將二維模型進行網(wǎng)格劃分和邊界傳熱狀態(tài)分析，如圖3所示.

邊界條件與初始條件可表示為

T(x,y)|t=0=T∞.

(2)

式中:T∞為油液環(huán)境溫度；ks為鋼片熱導率；hi、ho分別為鋼片內(nèi)、外徑對流換熱系數(shù)；hb為副間等效對流換熱系數(shù)；q為接觸面輸入熱流.

圖2 溝槽的等效簡化Fig.2 Equivalent simplification of grooves

進而對式(2)進行離散，內(nèi)節(jié)點采用顯式差分格式如下：

(3)

式中：τ為時間步長；h為空間步長；i，j分別為在x，y方向的坐標節(jié)點. 基于傅里葉準則，整理得：

(4)

Fo=aτ/h2.

(5)

圖3 對偶鋼片網(wǎng)格劃分及熱傳導示意圖Fig.3 Mesh division of the steel disc and the heat conduction

在式(3)中，輸入的熱流為

q=γμ(V,T′,p)pωr,

(6)

式中:γ為鋼片熱流分配系數(shù);ω為相對角速度;r為鋼片徑向半徑. 摩擦片的粉末冶金材料和鋼片的65 Mn材料的導熱系數(shù)差別很大，鋼片熱流分配系數(shù)γ為[10]：

(7)

式中角標s和f表示對偶剛片和摩擦片. 通常建模中摩擦因數(shù)使用固定經(jīng)驗值，實際工況中摩擦因數(shù)隨溫度、轉速、壓力變化，基于大量臺架試驗數(shù)據(jù)修正為

μ(V,T′,p)=

(e-0.2V-1)-0.005ln(28.3p)+0.018.

(8)

式中:V為滑摩線速度；T′為接觸節(jié)點開氏溫度. 濕式離合器正常工作中，鋼片的散熱大致分為三部分：內(nèi)外徑表面與油液、空氣的對流換熱；溝槽內(nèi)油氣混合物與鋼片的對流換熱；接觸面局部油膜對流換熱，如圖1中所示. 首先，摩擦副內(nèi)外徑表面對流換熱可認為油液橫掠圓柱體的對流換熱[9]：

(9)

(10)

式中:λ為油液導熱系數(shù);v(i，o)為內(nèi)外環(huán)面線速度;d(i，o)為內(nèi)外環(huán)面直徑;Pr為普朗特系數(shù);z為油液運動黏度；ρl為油液密度；cl為油液比熱；經(jīng)驗系數(shù)m1，n分別取0.193，0.618[11]. 考慮接觸面局部油膜對流換熱，油膜區(qū)對流換熱系數(shù)表達式為[12]

(11)

(12)

(13)

式中：Re為雷諾數(shù)(因Re遠小于2×105，故處于層流狀態(tài));u為液體流速;Nu為努塞爾數(shù);l1為局部接觸油液特征長度;m2為溫度徑向分布指數(shù)，取m2=2. 考慮溝槽內(nèi)油液、空氣與鋼片的對流換熱，溝槽對應的鋼片矩形面對流換熱系數(shù)[13]為

(14)

l2=ro-re.

(15)

式中：l2為油槽內(nèi)油液特征長度;ro為外半徑長度. 將接觸面局部油膜的散熱量等效到溝槽對流換熱部分的交替邊界條件計算中，定義副間等效對流換熱系數(shù)hb及等效增益系數(shù)A，有

hb=hc+Ahr,

(16)

A=Sa/Sb.

(17)

式中:Sa為摩擦片溝槽區(qū)面積;Sb為摩擦片油膜承載區(qū)面積. 如表1所示，為實驗條件下熱物理參數(shù).

表1 熱物理參數(shù)Tab.1 Thermophysical parameters

1.2 模型求解

為了與試驗對應，先將轉速差設定為600 r/min，油壓0.5 MPa，滑摩時間7 s. 由以上的方程和參數(shù)進行編程求解，得出0～7 s時間和空間各個節(jié)點的溫度值. 圖4～5所示為7 s最后時刻鋼片徑向截面和摩擦接觸面溫度場分布圖.

圖4 鋼片徑向截面溫度場分布圖Fig.4 Radial temperature field distribution

圖5 鋼片摩擦接觸面溫度場分布圖Fig.5 Distribution of temperature field at the contact interface

內(nèi)徑與外徑部分溫度相對較低，中徑與中外徑部分溫度最高，最大值為105.8 ℃.

2 試驗設備與方案

2.1 濕式離合器綜合試驗臺

為研究濕式離合器摩擦片滑摩溫升特性，設計了濕式離合器綜合試驗臺. 試驗臺由85 kW電機提供動力，帶動慣量和離合器包箱轉動，輸入端與輸出端分別有轉速轉矩傳感器，采集變送器收集包箱內(nèi)的溫度傳感器信號，末端法蘭盤制動，如圖6所示. 實驗均為單片雙副，摩擦片兩側均采用平直鋼片，活塞最大行程2.1 mm.

圖6 濕式離合器綜合試驗臺Fig.6 Wet clutch test bench

濕式離合器綜合試驗臺的操縱油壓和潤滑油壓由泵站提供，并由閥體分別控制，片上測溫采取鋼片外邊緣埋入K型熱電偶的方式. 為了更精確地研究周向和徑向溫度場的分布變化規(guī)律，連續(xù)布置了25路K型鎧裝熱電偶，響應時間0.5 s，布置情況如圖7所示.

圖7 熱電偶布置圖Fig.7 Thermocouple arrangement

將25個測溫點按照熱電偶埋入深度分為外徑、中外徑、中徑、中內(nèi)徑、內(nèi)徑5類. 數(shù)據(jù)分析時，每一類數(shù)據(jù)都取多通道的平均值，如表2所示.

表2 熱電偶埋入尺寸及分類表Tab.2 Buried depth and classification of thermocouples

2.2 試驗方案

為了研究摩擦片在穩(wěn)定期的滑摩溫升特性，首先通過試驗臺對摩擦片進行循環(huán)工況的磨合處理，然后結合摩擦片實際使用工況，設計了多工況滑摩的試驗方案. 多工況滑摩分別在6種操縱油壓、8種轉速差、3種潤滑流量下進行144次單循環(huán)接合試驗，單次滑摩時間為10 s，具體工況如圖8所示；每次分離完成后都要冷卻至界面平均溫度約為50 ℃，再開始下一工況的接合試驗；直至在溫升曲線中觀察到疑似失效的異?，F(xiàn)象，對離合器鋼片與摩擦片進行拆箱檢驗.

圖8 多工況滑摩試驗方案Fig.8 Experiment scheme of multiple working conditions

3 模型驗證

參照試驗設計，在數(shù)學模型的接觸面半徑方向分別取出對應的內(nèi)徑、外徑、中徑、中內(nèi)徑、中外徑5個空間節(jié)點. 將滑摩終止時間的空間節(jié)點溫度值輸出，與同工況的試驗數(shù)據(jù)進行對比，如圖9所示. 未考慮溝槽冷卻、接觸面局部散熱和摩擦因數(shù)實時變化的原模型與試驗數(shù)據(jù)吻合度一般，上升速率過于接近線性，并隨著滑摩的進行誤差越來越明顯，最大偏差14.2 ℃；考慮了溝槽冷卻、接觸面局部散熱和摩擦因數(shù)實時變化的優(yōu)化模型與試驗數(shù)據(jù)一致性很好，最大偏差僅5.7 ℃，且溫度上升速率基本一致.

兩個數(shù)值計算模型的徑向溫度分布規(guī)律與試驗結果都較為一致，溫度從高到低依次為中外徑、中徑、中內(nèi)徑、外徑、內(nèi)徑. 通過試驗數(shù)據(jù)和仿真結果的對比可以發(fā)現(xiàn)，考慮了溝槽冷卻、接觸面局部散熱和摩擦因數(shù)實時變化的優(yōu)化模型計算結果更為準確，與試驗吻合度更好.

圖9 原模型、優(yōu)化模型仿真與試驗對比圖Fig.9 Comparison between simulation and test

4 溫度場影響因素

為研究油壓、轉速差、潤滑流量對溫度場的影響，首先設計A、B、C三組試驗，每組設定三個對比試驗，具體工況如表3所示.

表3 試驗工況表Tab.3 Test conditions

4.1 轉速差影響

應用優(yōu)化模型，將滑摩轉速差分別調(diào)整為300，600，900 r/min，油壓為0.5 MPa，潤滑流量為10 L/min，仿真結果如圖10所示. 轉速差為300 r/min時，接合第7 s最大徑向溫差為24.3 ℃；轉速差為600 r/min時，接合第7 s最大徑向溫差為43.8 ℃，比300 r/min增長了80.2%；轉速差為900 r/min時，接合第7 s最大徑向溫差為65.1 ℃，比300 r/min增長了168.0%. 由此可見，轉速差的提升使溫升加快，徑向溫差增大，溫度最大值也相應升高，但徑向溫度分布規(guī)律基本不變.

圖10 轉速差對溫度場分布影響規(guī)律Fig.10 Influence of speed difference on the temperature field

4.2 油壓影響

為了研究油壓對長時低速滑摩溫度場分布的影響規(guī)律，將油壓分別調(diào)整為0.3，0.5，0.7 MPa，轉速差為600 r/min，潤滑流量為10 L/min，仿真結果如圖11所示. 油壓為0.3 MPa時，接合第7 s最大徑向溫差為26.9 ℃；油壓為0.5 MPa時，接合第7 s最大徑向溫差為43.8 ℃，比0.3 MPa增長了62.8%；油壓為0.7 MPa時，接合第7 s最大徑向溫差為60.7 ℃，比0.3 MPa增長了125.7%. 由此可見，油壓升高使溫升速率明顯加快，并且溫升幅值也明顯變大，徑向溫差增大，與轉速差的影響規(guī)律基本一致.

圖11 油壓對溫度場分布影響規(guī)律Fig.11 Influence of oil pressure on the temperature field

4.3 潤滑流量影響

由于離合器摩擦元件機械結構相對復雜，數(shù)值模型中的潤滑冷卻機理與試驗真實工況還有一定差距，故采用試驗方法研究潤滑流量對滑摩溫升特性的影響規(guī)律. 將潤滑流量分別調(diào)整為0，5，10 L/min，轉速差為600 r/min，油壓為0.5 MPa，試驗結果如圖12所示. 潤滑流量為0 L/min時，接合第7 s最大徑向溫差為62.1 ℃；潤滑流量為5 L/min時，接合第7 s最大徑向溫差為61.8 ℃，比較潤滑流量0 L/min未見明顯差別；潤滑流量為10 L/min，接合第7 s最大徑向溫差為43.8 ℃，比較潤滑流量0 L/min降低了29.5%. 由此可見，潤滑流量的增加使溫升速率減緩，徑向溫差減小.

另外，0 L/min潤滑流量時徑向滑摩溫度整體較高，且溫升速率基本不變，中徑與中外徑、中內(nèi)徑溫差不明顯；5 L/min潤滑流量時中外徑溫升較高，溫升速率前期較快，后期逐漸平緩，徑向其他位置溫度均同比下降，中外徑與中徑、中內(nèi)徑的溫差拉大；10 L/min潤滑流量時由于流量較大，溫升整體得到遏制，溫度徑向不均勻現(xiàn)象也得到改善. 綜上所述，潤滑流量增加可以縮小徑向溫差，它對溫度場的影響是由內(nèi)外徑向中徑逐漸顯現(xiàn)的，且有時滯性.

圖12 潤滑流量對溫度場分布影響規(guī)律Fig.12 Influence of lubrication flow on the temperature field

5 失穩(wěn)期滑摩溫升

由以上研究可知，穩(wěn)定期滑摩溫度場的周向溫度均勻性良好，徑向溫度均勻性規(guī)律明顯. 但是，當滑摩總時長和頻次到達一定數(shù)量時，試驗觀察到了明顯異?，F(xiàn)象，如圖13所示為失穩(wěn)過程溫度. 轉速差為600 r/min，油壓為0.5 MPa，潤滑流量為10 L/min的工況下，由圖可見，失穩(wěn)期的徑向溫度均勻性惡化，接合7 s中外徑溫度迅速升至187.1 ℃，最大徑向溫差為124.3 ℃，比較首次滑摩增加了55.0%，比較穩(wěn)定期增加了199.5%. 中外徑溫度稍有下降，中徑溫度分為兩部分，一部分急劇上升，另一部分稍有下降，中內(nèi)徑溫升速率加快，內(nèi)徑外徑溫度變化不大，說明失穩(wěn)后中徑部分出現(xiàn)了周向溫度的不均勻性，即出現(xiàn)了明顯的熱斑.

圖13 濕式離合器摩擦片失穩(wěn)過程溫度Fig.13 Temperature field of the unstable process of the friction disc

試驗后對離合器摩擦片進行拆檢，對偶鋼片表面輕微翹曲變形失效，中徑處存在圖14(a)所示的明顯磨損痕跡，與溫度場失穩(wěn)期的周向不均勻性對應良好. 為了得到對偶鋼片磨損斑點的分布規(guī)律，使用感壓試紙對鋼片表面壓力分布進行檢測，測量結果如圖14(b)所示，對偶鋼片表面存在壓力不均的斑點，且中徑較多，呈周向分布.

圖14 對偶鋼片拆檢圖與感壓試驗Fig.14 Steel disc and pressure sensing test after sliding friction

由此可得，溫度周向不均勻現(xiàn)象(即熱斑)的出現(xiàn)是變形失效的重要標志，且通過測定某工況下最大徑向溫差可以實現(xiàn)摩擦片熱斑的預測. 即同型號摩擦片在轉速差為600 r/min，油壓為0.5 MPa，潤滑流量為10 L/min的工況下滑摩7 s后最大徑向溫差約為124.3 ℃時，預測對偶鋼片將出現(xiàn)周期性分布的周向熱斑，并出現(xiàn)翹曲變形.

6 結 論

在溫度場計算模型中引入了副間等效對流換熱系數(shù)和等效增益系數(shù). 與原模型相比，考慮了溝槽散熱、接觸面局部散熱和摩擦因數(shù)實時變化的優(yōu)化模型計算結果更為準確，與試驗吻合度更好，滑摩7 s最大偏差僅為5.7 ℃，可以應用于濕式摩擦片滑摩溫度場仿真中.

穩(wěn)定期滑摩過程中，徑向溫度由高到低依次是：中外徑、中徑、中內(nèi)徑、外徑、內(nèi)徑. 轉速差和油壓升高都可以使溫升速率加快，徑向溫差增大；潤滑流量增加可以縮小徑向溫差，它對溫度場的影響是由內(nèi)外徑向中徑逐漸顯現(xiàn)的，且具有時滯性.

失穩(wěn)期的徑向溫度均勻性惡化，溫度周向不均勻現(xiàn)象(即熱斑)的出現(xiàn)是變形失效的重要標志，當同型號摩擦片在轉速差為600 r/min，油壓為0.5 MPa，潤滑流量為10 L/min的工況下滑摩7 s后最大徑向溫差約為124.3 ℃時，預測對偶鋼片將出現(xiàn)周期性分布的周向熱斑，并出現(xiàn)翹曲變形.