趙二輝,郭 闖,汪成文,權(quán) 龍

(太原理工大學 機械與運載工程學院,山西 太原 030024)

0 引 言

濕式多副離合器是坦克綜合傳動系統(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,導致整個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)外學者通過理論和試驗的方法深入研究了濕式離合器的接合,以及其高溫損傷和潤滑摩擦特性。

IQBAL S等人[1]建立了包含Stribeck函數(shù)的數(shù)學模型,對濕式離合器接合過程中的不同潤滑化階段進行了研究。BAO H Y等人[2]建立了旋轉(zhuǎn)摩擦元件運動學耦合模型,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,進而發(fā)生接觸,其相對轉(zhuǎn)速迅速下降,且摩擦溫度急劇升高;達到了鎖死油壓后,摩擦副完全接合。INGRAM M等人[3]采用紅外熱像儀,對濕式離合器摩擦副閃點溫度分布進行了研究。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和應(yīng)力場分布問題。WU J P等人[5]采用所建立的數(shù)學模型,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]采用理論與試驗的方法,研究了濕式離合器的溫度場分布和應(yīng)力場分布的問題,結(jié)果表明,由于相對滑動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,導致了離合器溫度場和應(yīng)力場分布的非均勻性。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,針對濕式離合器摩擦副發(fā)生熱翹曲變形的條件,進行了相應(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其潤滑摩擦特性的影響。ZHANG Q Q等人[13]采用理論和試驗的方法,研究了熱翹曲對濕式離合器振動特性的影響,結(jié)果表明,高溫翹曲所引起的非均勻接觸嚴重劣化了摩擦副的摩擦與振動性能,加速了離合器的損壞。PARK H等人[14]采用試驗的方法,研究了溫度和載荷對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的方法,研究了潤滑油溫度和摩擦片表面溝槽大小對濕式離合器摩擦特性的影響。WU B Z等人[17]采用理論和試驗方法,研究了潤滑油流量和相對轉(zhuǎn)速等對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,離合器溫度場和壓力場分布具有非均勻性,從而進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。很多學者從整體角度出發(fā),對濕式離合器潤滑摩擦特性開展了研究,但其勢必會影響結(jié)果的準確性。目前,很少有學者從局部微觀角度出發(fā),研究壓力對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,同時求解摩擦副間微凸峰承載力和流體動壓的大小,通過仿真計算,研究壓力對濕式離合器摩擦副間流體動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、實際接觸面積和摩擦溫升的影響。

此外,筆者采用摩擦試驗機,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,并結(jié)合仿真計算結(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)學模型及求解過程

1.1 數(shù)學模型

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)域為真實接觸區(qū)。

流體潤滑區(qū)域的流體動壓采用Reynolds方程求解[18]:

(1)

式中:pl—流體動壓;h—油膜厚度;u—摩擦副相對滑速;η—流體黏度;ρ—流體密度。

當局部油膜厚度小于1 nm時,則認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,方程左端的壓力流動項消失,Reynolds方程便簡化為如下形式[19]:

(2)

在整個混合潤滑區(qū)域,應(yīng)滿足壓強連續(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;pc—微凸體接觸壓強。

壓強連續(xù)性條件在求解過程中將自動滿足。

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)計算邊界。x軸和y軸計算區(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。

整個計算區(qū)域中,局部溫升通過點熱源積分式計算[21]:

(8)

式中:cs—比熱容;αs—熱擴散率。

流體黏度考慮溫度和壓強的影響,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

仿真計算過程中,筆者使用差分法求潤滑油膜膜厚、流體動壓和微凸峰接觸壓強分布以及局部溫升。針對微凸峰接觸與否,筆者采用無量綱膜厚ε=10-6作為閾值進行判斷,無量綱壓強、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。

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

仿真計算流程如圖2所示。

圖2 仿真計算流程圖

2 試驗方法

筆者采用摩擦磨損試驗機,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;并結(jié)合仿真計算的結(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。

該試驗采用可加熱旋轉(zhuǎn)濕式試驗?zāi)K,溫度控制精度為±3 ℃。試驗樣品為小試樣銷-盤銅基摩擦副。在試驗過程中,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?zāi)K如圖3所示。

圖3 可加熱旋轉(zhuǎn)濕式試驗?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樣品,采用形貌儀NanoMap-D測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-盤試驗樣品如圖4所示。

圖4 小試樣銷-盤試驗樣品

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

仿真計算和試驗過程中,筆者根據(jù)實際常用工況條件,選取5種不同的載荷壓力進行了對比研究。

為了增強試驗與仿真結(jié)果的可比性,筆者在試驗和仿真計算中采用同等的工況條件。試驗中采用的試驗轉(zhuǎn)速和試驗載荷,在仿真計算中采用對應(yīng)轉(zhuǎn)速的滑動速度和對應(yīng)載荷的平均面壓。

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

銷-盤試驗對應(yīng)仿真計算參數(shù)設(shè)置如表2所示。

表2 銷-盤試驗及對應(yīng)仿真計算參數(shù)設(shè)置

3.1 壓力對局部壓強分布及承載比的影響

局部壓強分布仿真結(jié)果如圖6所示。

圖6 局部壓強分布仿真結(jié)果

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

當P=1.4 MPa時,由于所施加的載荷較小,所以此時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最大值約為0.07 GPa;

而當P=4.2 MPa時,由于所施加于摩擦副的載荷較大,此時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明顯增大,該工況下最大微凸峰接觸壓強增大到約0.38 GPa。

承載比計算結(jié)果如圖7所示。

圖7 承載比計算結(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,通過流體動壓和微凸峰接觸壓強分布結(jié)果,可以求得潤滑油膜所承擔的載荷占總載荷的比例和微凸峰接觸承擔的載荷占總載荷的比例;

當摩擦副所施加的平均面壓增大時,潤滑油膜厚度減小,流體動壓增強,同時微凸峰接觸數(shù)量增多且接觸壓強增大,因此,潤滑油膜和微凸峰承擔的載荷量同時增加(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,微凸峰接觸所承擔的載荷比例增加,潤滑油膜所承擔的載荷比例降低;

當P=1.4 MPa時,由于微凸峰接觸面積較小,此時約92%的法向載荷由潤滑油膜承擔。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,潤滑油膜承擔載荷的比例逐漸減小到約67%。

3.2 壓力對實際接觸面積的影響

實際接觸區(qū)仿真計算結(jié)果如圖8所示。

圖8 實際接觸區(qū)仿真計算結(jié)果

由圖8可以看出:在計算真實接觸面積時,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,摩擦副間實際接觸區(qū)域分布有顯著變化;

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

當平均面壓增大時,油膜厚度隨之變薄,更多的微凸峰開始接觸,實際接觸面積也隨之增大;

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

實際接觸面積率仿真計算結(jié)果如圖9所示。

圖9 實際接觸面積率仿真計算結(jié)果

由圖9可得:通過對微凸體接觸的面積進行積分便可得到摩擦副總的實際接觸面積,將實際接觸面積與摩擦副總面積的比值定義為實際接觸面積率,隨著平均面壓的增加,實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應(yīng)關(guān)系;

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

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

3.3 壓力對局部溫升的影響

局部溫升仿真計算結(jié)果如圖10所示。

圖10 局部溫升仿真計算結(jié)果

由圖10可以看出:實際接觸區(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分布和實際接觸面積來影響局部溫升。實際接觸區(qū)的局部壓強和摩擦力都較大,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),局部壓強和摩擦力也相對較小,因此摩擦生熱較少,局部溫升也較低;

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

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

3.4 壓力對摩擦系數(shù)的影響

摩擦系數(shù)和載荷試驗測試結(jié)果如圖11所示。

圖11 摩擦系數(shù)和載荷試驗測試結(jié)果

由圖11可以看出:當壓力增大時,潤滑油膜厚度減小,摩擦副間的實際接觸面積增大,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際接觸面積來影響摩擦系數(shù)的大小;

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

當試驗載荷增大到W=80 N時,對應(yīng)平均面壓為P=2.8 MPa,由于潤滑油膜較厚減小,使實際接觸面積增大,此時摩擦系數(shù)增大到約0.057;

而當試驗載荷增大到W=120 N時,對應(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)和實際接觸面積率比較圖如圖12所示。

圖12 摩擦系數(shù)和實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)與實際接觸面積率均顯著增大,且二者的變化規(guī)律呈近似對應(yīng)關(guān)系;

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

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

4 結(jié)束語

針對濕式離合器因局部潤滑工況惡化而加速失效的問題,因目前很少有學者從局部微觀角度出發(fā),研究壓力對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),對濕式離合器局部潤滑與摩擦的壓力影響特性進行了仿真分析和試驗測試研究。

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,流體動壓和微凸峰接觸壓強同時增大,因此潤滑油膜和微凸峰承擔的載荷量同時增加。但由于潤滑油膜面積的減小,潤滑油膜承擔載荷的比例降低;

(2)摩擦副間實際接觸區(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,實際接觸面積增大且接觸壓強升高,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濕式離合器局部潤滑與摩擦特性影響研究的基礎(chǔ)上,進一步優(yōu)化數(shù)學仿真計算模型和試驗測試方案,研究惡劣工況下壓力對濕式離合器潤滑失效的影響。