湿式离合器内花键摩擦热负荷分析

湿式离合器内花键摩擦热负荷分析
俞建卫;王礼飞;施毅;魏巍;陈雄
【摘要】By taking a friction disk of high energy density wet clutch as research object,the thermal load on the friction disk’s involute spline was studied. Based on ANSYS mult-physics fields,a three-dimensional transient thermal-structural coupling model was established in friction disk engagement process. By considering the impacts of composite oil grooves in spiral radial direction,the transient thermal stress and deformation of
the internal spline were analyzed. The results show that the large temperature gradient is occurred in internal spline tooth portion in the engagement process,and thermal stress is significantly concentrated at the root of the tooth,which affect the engagement reliability of spline greatly under complicated working conditions. The thermal deformation in the tooth portion is varied greatly along with different positions in oil grooves,which causes the uneven load in tooth portion and the tooth fracture failure under impacting load.%以某高能量密度湿式离合器摩擦片为研究对象，对摩擦片的渐开线花键进行热负荷研究。

基于ANSYS多物理场建立摩擦片接合过程的三维瞬态热-结构耦合模型，综合考虑螺旋径向复合油槽的影响，分
析摩擦片内花键瞬态热应力和热变形。

通过分析得出：接合过程中内花键齿部出现了较大的温度梯度，在齿根处出现明显的热应力集中，因而对处于复杂工况的花键的连接可靠性有较大影响；齿部的热变形量随油槽分布位置的不同出现了较大的差异，而热变形的差异性会导致齿部载荷不均匀，在受到冲击载荷时易造成断齿失效。

【期刊名称】《润滑与密封》
【年(卷),期】2014(000)008
【总页数】4页(P20-23)
【关键词】湿式离合器;耦合;花键;热应力
【作者】俞建卫;王礼飞;施毅;魏巍;陈雄
【作者单位】合肥工业大学机械与汽车工程学院安徽合肥230009;合肥工业大学机械与汽车工程学院安徽合肥230009;合肥工业大学机械与汽车工程学院安徽合肥230009;合肥工业大学仪器科学与光电工程学院安徽合肥230009;合肥工业大学机械与汽车工程学院安徽合肥230009
【正文语种】中文
【中图分类】TH117.1
湿式离合器作为各类车辆、船舶和工程机械的重要传动部件，其工作的稳定性对此类设备有重要影响。

目前国内外学者对离合器的各类失效机制进行了深入的研究，并取得许多成果[1-2]。

湿式离合器在摩擦过程中会产生热弹性不稳定性，导致局部热点[3]。

而局部热点会引起局部应变，造成对偶钢盘的表面磨损[4]。

当对偶钢片上周向热应力明显高于径向热应力时，又会导致翘曲变形[5]。

上述研究工作均是针对于离合器摩擦副的失效，且在不同程度上忽略表面油槽的影响。

此外，花键作为摩擦片与传动轴的主要联接方式，对其热负荷特性的研究却较为少见。

在高能量密度的装甲车湿式离合器系统中，摩擦片长期在高温、强摩擦和高负荷等复杂工况下工作，往往会出现内花键的热疲劳和断齿问题，这对离合器系统的稳定性和可靠性造成了很大的危害。

因此，研究摩擦片动态温度场的特性和变化规律，
揭示热负荷特性对摩擦片内花键的影响规律十分必要。

本文作者对单片摩擦片单次接合的过程进行有限元建模，求解内花键的温度场分布、热应力以及热变形，研究此类热负荷特性对内花键的影响。

摩擦片的几何模型如图1所示。

摩擦片结构为摩擦层-芯板-摩擦层，为三层对称结构。

摩擦层表面油槽结构为螺旋径向复合槽，其优点是在可以获得较大的摩擦因数的同时，具有较好的冷却效果和较小的磨损量，适用于重载场合。

芯板内径处为直齿渐开线内花键，其尺寸计算可等效为直齿渐开线内齿轮[6]，具有承载能力强，
易自动定心，载荷冲击小，安装精度高等优点。

摩擦片尺寸：摩擦层内径为357 mm，外径为405 mm，厚度为0.75 mm；芯板外径为405 mm，厚度为3.5 mm；渐开线花键压力角为20°，模数为3 mm，齿数为116；螺旋槽螺距为3 mm，圈数8圈，宽度为1.2 mm，深度为0.5 mm，顺时针旋向；径向槽宽为3.2 mm，深为0.5 mm，周向均布36个。

1.1 热量的传导和热应力的计算
摩擦片接合过程可简化为无内热源的非定常温度场的热传导问题，不仅温度场随时间变化，弹性体的变形也随时间变化，传统傅里叶导热方程对求解对象作刚体来处理，并没有考虑应变随时间的变化。

考虑到温度场与应变场的耦合求解，因此有修正的傅里叶热传导公式[7]：
式中：k为导热率(W/(m·K))；为拉普拉斯算子；Cε为定容比热容(J/(m3·k))；T0
为初始温度(℃)；是由材料线膨胀系数、弹性模量和泊松比组成的热应力系；
e=εx+εy+εz，即为总应变。

假设摩擦片在接合过程中只发生线性弹性变形，根据线性热应力理论，总应变由温度引起的应变和应力引起的应变叠加而成。

根据材料的本构关系：
σ=D(ε-αΔ T)
式中：σ为应力向量；D为弹性矩阵；ε为应变向量；α为热膨胀系数；Δ T为
温升向量。

摩擦片结构复杂，求出解析解比较困难，故采用数值分析方法，基于大型有限元软件ANSYS进行建模求解。

根据摩擦片结构和实际工况对模型作如下假设：(1)摩擦片与对偶片相对滑动过程中，接触压力均布，且摩擦所耗损的能量完全转化为热能，并分别流入两构件；
(2)相对滑动过程中，摩擦盘与对偶盘接触面的温度始终相等；
(3)摩擦热量的分配仅与两材料的热物理性质有关；
(4)所有的材料都是各向同性的，且材料属性不随温度变化而变化。

2.1 建立有限元模型
对离合器的单个摩擦片单次结合过程进行建模，由于摩擦片结构和载荷都关于轴向中心面对称，为减小模型计算时间，故取其1/2模型。

模型几何结构复杂，故利用第三方软件SolidWorks绘出摩擦片三维模型，导入Ansys后定义材料属性并进行网格划分。

摩擦片的材料属性参数如表1所示。

2.2 摩擦热的生成与分配
采用热流密度发计算摩擦生热量[8]，其表达式为
q(x,y,t)=μp(t)·ω(t)·r(x,y)
式中：q(x,y,t)为热流密度(W/m2)；μ为摩擦因数；p(t)为正压力(Pa)；ω(t)为转速差(rad/s)； r(x,y)为半径(m)。

产生的热量分别流入摩擦片与对偶片，热量的分配比例与两者的材料属性有关，可由下式[8]计算：
式中：q，c，ρ，k分别为对应材料的热流密度、比热容、密度以及导热率。

接合过程中实际工况：接合时间为1 s，接合面正压力从0.59 MPa线性升高到2.21 MPa，初始转速为3 811 r/min，在1 s内转速差线性减少到0。

综合式(3)、(4)得出流入摩擦片的热流密度为q=(-
1.62t2+1.03t+0.59)·r·13.941×106
根据式(5)，可以得到图2所示的摩擦界面上加载随时间和旋转半径变化的热流。

2.3 初始条件与边界条件
瞬态温度场的求解还需要初始条件和边界条件，根据实际工况，假定接合前摩擦片的初始温度和环境参考温度均为80 ℃。

摩擦片的对流散热与摩擦副的结构、相对转速、冷却油流速以及整体环境温度等都有直接的关系，目前对流散热系数的获取大多基于经验计算公式，将摩擦副的对流散热等效转换为圆盘的对流传热。

有研究表明，在离合器接合阶段，当摩擦副滑磨时间在0.2～2 s之间时，摩擦产生的热量几乎全部被摩擦副吸收，冷却油所带走
的热量可以忽略不计[9]。

因此，计算过程忽略摩擦片的对流散热效果。

由于结构和载荷对称性，假设摩擦片轴向中心面与外界没有热量交换，并在中心面加载边界对称条件。

2.4 求解设置
对于热-结构耦合问题，一般有直接耦合和间接耦合两种方法[10]。

直接耦合是采
用同时具有温度和位移自由度的单元，综合考虑温度场和应变场的耦合效应进行有限元方法求解。

对于热负荷问题，热应力和热变形都会对摩擦片的工作可靠性造成重要影响，根据式(1)、(2)进行温度场与应力场的直接耦合求解。

3 计算结果及分
析
3.1 温度场分析
离合器接合过程中，摩擦片在1.0 s的温度分布如图3所示。

可以看出，接合过程中，摩擦片温度大幅升高，但整体温度分布不均匀，摩擦片的外沿温度明显高于内径处，最高温度出现在螺旋槽终点处。

其原因为，在螺旋槽终点之后的接触区域，摩擦半径最大，所以线速度和产生的热流密度在任意时刻也为最大值，故此处出现最高温度，约为207 ℃。

另外，从图中可以看出内花键温升有限。

其原因为摩擦
片内径处线速度较小，导致生热量和传入内花键的热量相应较少，故其温升不明显。

虽然花键齿温度升高有限，但是在齿根处温度梯度很明显，这可能会导致较大的热变形和热应力[11]。

3.2 变形分析
图4所示为摩擦片在t=1.0 s的变形云图，可以看出：在接触起点和接触终点附近区域，摩擦片变形量较整体偏小，齿部变形也明显小于其他位置轮齿。

这是整体结构和温度场分布的综合影响的结果，其中主要原因是在实际结构中这两个位置参与摩擦的面积小，热生成量低，导致其附近区域温度偏低，变形量小于其余位置。

当发生不均匀变形后，内花键与花键轴啮合不均匀，导致部分键齿承受集中载荷，从而加剧花键的失效。

3.3 热应力分析
对于热应力问题，多采用Von Mises等效应力进行衡量。

图5所示为t=0.9 s时,摩擦盘局部Mises应力云图，可以看出：离合器接合过程中，在内花键齿根倒角过渡处会产生明显的热应力集中。

为进一步研究应力变化情况，取图中A，B(应力最大值点)，C三点，作出随摩擦片接合时间变化的应力曲线，如图6所示。

可以看出：A，B，C三点的Mises应力上升趋势基本一致，都在前0.9 s迅速上升至最大值，然后出现回落。

其原因是在接合过程中，相对转速逐渐减小导致热流密度随之减小，当摩擦面向齿根导热的速率小于齿根向齿顶导热的速率时，齿根处的温度梯度减小，热应力也随之降低。

另外，由于A，B点均距离径向油槽较远，故二者应力变化幅度基本一致，而C点距离径向油槽最近，温度梯度最小，热应力也相应低得多。

整个接合过程中，齿根的最大热应力为412 MPa，小于芯板材料屈服极限835 MPa。

但是对于同时承受负载、冲击以及摩擦力综合作用的摩擦片，热应力严重制约了花键的连接可靠性，造成安全隐患。

(1)摩擦片的结构对其温度场分布有直接的影响，而温度场的不均匀分布导致了内
花键齿部的热变形和热应力随位置不同而出现较大差异。

(2)接合过程中，齿根倒角过渡处出现了明显的热应力集中，并在0.9 s出现了最大值412 MPa，这对处于复杂工况的花键的连接可靠性造成了较大的影响。

而热变形的差异性会导致齿部载荷不均匀，在受到冲击载荷时易造成断齿失效。

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