离合器摩擦片摩擦特性实验研究
摩擦磨损实验报告
摩擦磨损实验报告一、引言摩擦磨损实验是工程领域中常见的一种实验方法，通过模拟材料或器件表面的微观接触，研究摩擦过程中的磨损特性和机理。
本实验报告旨在对摩擦磨损实验的目的、原理、实验装置和结果进行全面、详细、完整且深入地探讨。
二、目的本实验的目的是通过设计和进行摩擦磨损实验，探究不同材料在不同工况下的磨损特性及其机理，为工程设计和材料选择提供理论依据。
三、原理摩擦磨损实验的原理基于摩擦学和材料科学的知识。
在实验中，通过施加一定的载荷和运动速度，使两个试样或试样与摩擦片之间发生摩擦接触。
在摩擦接触过程中，表面微观起伏、化学反应和热效应等因素共同作用，导致材料表面的磨损和形貌变化。
摩擦磨损实验可分为干摩擦和润滑摩擦两种情况。
在干摩擦实验中，试样之间没有润滑剂的存在，摩擦过程可能引起大量的磨粒生成和表面热量积累，导致试样表面的磨损。
而润滑摩擦实验则通过添加润滑剂，减少试样间的摩擦热和磨损程度。
四、实验装置进行摩擦磨损实验需要一套实验装置，包括：1.摩擦磨损试验机：用于施加载荷和控制运动速度，一般具有高精度和可控性能。
2.试样和摩擦片：选择不同材料的试样和摩擦片，根据实验需求确定形状、尺寸和表面处理方式。
3.测量仪器：包括摩擦力传感器、位移传感器、温度传感器等，用于实时监测试样的摩擦力、位移和温度等参数。
4.润滑剂：用于润滑摩擦接触表面，减少磨损程度和摩擦热。
五、实验过程本次实验的具体过程如下：1.准备试样和摩擦片：根据实验要求选择不同材料的试样和摩擦片，进行尺寸加工和表面处理。
2.调节实验参数：根据实验设计，设置载荷大小、运动速度和实验时间等参数。
3.安装试样和摩擦片：将试样和摩擦片固定在实验装置上，确保摩擦接触表面平整、清洁。
4.启动实验：运行实验装置，开始施加载荷和控制运动速度，记录实验过程中的数据和现象。
5.停止实验：根据实验时间或实验目标要求，停止实验运行，取下试样和摩擦片进行观察和分析。
6.数据处理：根据实验结果，进行数据处理和曲线拟合，得到摩擦力、位移和温度等参数的变化趋势。
机动车制动摩擦片的摩擦学性能快速测试方法研究
机动车制动摩擦片的摩擦学性能快速测试方法研究摩擦片是机动车制动系统中的核心部件之一，其摩擦学性能对于车辆的制动效果和安全性至关重要。
因此，研究和测试机动车制动摩擦片的摩擦学性能，以保证其性能稳定和安全可靠，是制动技术领域的重要课题之一。
本文将着重探讨机动车制动摩擦片的摩擦学性能快速测试方法的研究。
1. 引言摩擦片是机动车制动系统中的核心部件之一，其主要作用是通过与制动盘或制动鼓的摩擦，将车辆的动能转化为热能，从而实现车辆制动。
然而，由于制动摩擦片在工作过程中承受着高温、高压、高速等多种复杂工况的影响，其摩擦学性能容易受到环境的影响而发生变化。
因此，准确测试和评估机动车制动摩擦片的摩擦学性能，对于保证车辆制动效果和行车安全具有重要意义。
2. 目前的测试方法与问题目前，测试机动车制动摩擦片摩擦学性能的方法主要有摩擦片试验机台和实车测试两种。
摩擦片试验机台是通过模拟制动工作过程，对摩擦片的性能进行测试和评估。
实车测试则是利用实际车辆进行测试，考察摩擦片在实际工况下的摩擦学性能。
然而，这两种方法存在一些问题。
首先，摩擦片试验机台测试周期长，测试过程繁琐，无法满足工程设计和研发的快速需求。
其次，实车测试需要消耗大量时间和资源，且存在安全隐患，不适用于大规模测试。
此外，现有的测试方法还无法完全模拟制动工作过程中的复杂工况，不能准确评估摩擦片的实际性能。
因此，研究一种快速、准确评估机动车制动摩擦片摩擦学性能的测试方法具有重要意义。
3. 快速测试方法的研究与应用为了解决现有测试方法存在的问题，研究人员提出了一种基于摩擦特性和质量参数的快速测试方法。
该方法通过测量制动摩擦片的摩擦系数、摩擦热量和摩擦峰值等关键参数，来评估其摩擦学性能。
首先，需要设计并制作一台测试装置，该装置能够模拟制动过程中的重要工况，如不同速度、不同压力、不同温度等。
摩擦片将被安装在装置上，并受到工况的作用。
通过测量摩擦片的摩擦系数、摩擦热量和摩擦峰值等参数，可以对其摩擦学性能进行评估。
关于摩擦离合器试验方法的现状及设想
关于摩擦离合器试验方法的现状及设想的报告，600字
摩擦离合器试验方法是一项重要的试验，它可以帮助我们了解摩擦离合器的性能和耐久性。
自上世纪80年代，摩擦离合器
试验方法不断发展，已经得到广泛的应用。
然而，随着技术的发展，现在的摩擦离合器试验方法还仍存在着较大的改进空间。
首先，当前的摩擦离合器试验方法往往需要较多的人员，耗时较长。
此外，它所使用的传感器技术也仍然不尽如人意。
因此，如何提高所需人员数量，缩短试验时间，改善传感器技术等，都是当前值得研究和完善的问题。
此外，当前试验方法的可重复性也还有待改进。
摩擦离合器的可重复性将直接影响到系统的稳定性和可靠性，因此追求摩擦离合试验法的可重复性非常重要。
另外，在当前试验方法中，摩擦离合器的试验参数也仍有待完善。
摩擦离合器的试验参数可以有效控制摩擦离合器的摩擦特性，因此它也非常重要。
总而言之，在摩擦离合试验方法方面仍有较大的发展空间，提高所需人员数量、缩短试验时间、改善传感器技术、提升可重复性以及优化试验参数等都是值得深入研究的方面。
在未来
的研究中，我们将努力探索针对这些方面的有效解决方案，以提高摩擦离合试验方法的实用性和可靠性。
以改型MTM试验机考察ATF的摩擦性能研究
力偶合器 、功率调节泵 、手动齿轮箱
及动 力转 向器 的工作介质 。 Ａ Ｆ必须具有多种性能 ，如合适 Ｔ 的黏度和低温性能、 热氧化安定・ 密 陛、 封材料适应性、摩擦特性、抗磨性、剪 切安定性、 抗泡性等。其中， 摩擦特性 体现 了换挡感觉、动力矩负荷和摩擦 耐久性的综合平衡 性能 ，是要求最严 格 、也最难满足的一种特性… 。性能优 良的汽车 Ａ Ｆ应具备以下性能要求 ： Ｔ
Ｅ Ｆ ｒ 公司的Ｍｅｃ ｎ Ｎ ｗＭｅｃ ｎ 。 ｏｄ ｒｏ 、 ｅ ｒｏ
试 验 部 分
试 验仪 器
改型的 ＭＴ Ｍ（ １） 图 主要由计算
模拟实现发动机的凸轮、阀座、齿轮
和滚动轴承等 ２个摩擦副之间润滑 区
Ａ ｐｐｌｃａｔ ｏｎ Ｇｕｉ ｉ ｉ ｄｅｓ
机 控 制 系 统 、 电子 系统 、机 械 测试 系 统 和 冷 却 装置 ４ 分 组 成 ，其机 械测 部 试系统的结构见图 ２ 。
果作对比。
本文在改型的 ＭＴ Ｍ试验机上初 步考察 了Ａ Ｆ的摩擦特性 ，并就在钢 Ｔ 纸摩擦场合影响Ａ Ｆ Ｔ 摩擦性能的因素 进行 了探讨 。
期的 扭矩急剧增大， 尖叫， 发出 使换 机控制、 精确测量润滑剂或 可 其他流
在美国， Ｍ公司的Ｄ ｘ ｎＤ、 Ｇ ｅｒ ｏ
于美国 Ｓ ＥＮｏ２试验机 ，但其体积 Ａ ．
过于 庞大。 英国 Ｐ ＳＩｓｒｍｅ ｔ 公司生产 Ｃ ｔ ｎ ｕ ｎｓ 的微牵 引力试验机 （ ｎ ｃ ｊ ｎ Ｍｉ ｉＴ ａ ｔ ｒ Ｏ Ｍａ ｈｎ ，以下简称 ＭＴ 是由计算 ｃ ｉｅ Ｍ／ 体牵引系数并 自动绘图的仪器 ，可以
（ Ｒ Ｍ润滑 区的工况与Ａ Ｆ ＳＲｏ ＭＴ Ｔ 的
摩擦传动工况相似 ，均为附着牵 引传 动 ，靠摩擦 副之间的油膜传递扭矩 ； 但其试件 为钢对钢 。与 Ｓ Ｅ Ｎ ． Ａ ｏ２摩 擦试 验机不 同。 由于 Ｐ ｎ ｔｕ ＣＳ Ｉ ｓ — ｒ ｍｅ ｔ 公司只提供标准钢质试件 ，但 ｎｓ 实际上汽车 自动变速装置中使 用了纸 质材料 ，为了接近 实际工况 ，在保持 下试块整体尺寸与进 口试件相 同的条 件下 ，选 用进 口汽车变速箱专用纸基
摩擦磨损试验
实验四摩擦学基础实验（1学时）一.实验目的1•通过实验了解不同材料配副摩擦系数的变化及磨损量的不同。
2.掌握摩擦学实验的基本方法及有关仪器设备的使用方法。
二.实验原理1•概述摩擦表面上的物质，由于表面相对运动而不断损失的现象称磨损。
在一般正常工作状态下，磨损可分三个阶段：（1）.跑合（磨合）阶段：轻微的磨损，跑合是为正常运行创造条件。
（2）.稳定磨损阶段：磨损更轻微，磨损率低而稳定。
（3）•剧烈磨损阶段：磨损速度急剧增长，零件精度丧失，发生噪音和振动，摩擦温度迅速升高，说明零件即将失效。
（如图4.1）S跑合摩擦行程（时间〉图4.1磨损三个阶段的示总图机件磨损是无法避免的。
但是如何缩短跑合期、延长稳定磨损阶段和推迟剧烈磨损的到來，是研究者致力的方向。
伯韦尔（Bunvell）根据磨损机理的不同，把粘着磨损，磨粒磨损、腐蚀磨损和表面疲劳磨损列为磨损的主要类型，而把表面侵蚀，冲蚀等列为次要类型。
这些不同类型的磨损，可以单独发生，相继发生或同时发生（称为复合磨损形式）。
2磨损的检测与评定研究磨损要通过各种摩擦磨损试验设备，检测摩擦过程中的摩擦系数及磨损量（或磨损率）。
摩擦过程中从表面上脱落下来的材料（磨屑），记录了磨损的发展历程，反映了磨损机理，描述了表面磨损的程度。
发生磨损后的表面，同样有着磨损机理、磨损严重程度及其发展过程的记载。
因此研究磨屑和磨损后表面上的信息是研究磨损的重要一环。
2.1摩擦磨损试验机磨损试验的目的在于研究各种因素对摩擦磨损的影响，从而合理地选择配对材料，采用有效措施降低摩擦、磨损，正确设计摩擦副的结构尺寸及冷却设施等等。
摩擦磨损试验大体上可分为实验室试验，模拟试验或台架试验，以及使用试验或全尺寸试验三个层次，各层次试验设备的要求各不相同。
（1）实验室评价设备实验室设备主要用于摩擦磨损的基础研究，研究工作参数（载荷、速度等）对摩擦磨损的影响。
可以得到单一参量变化与摩擦磨损过程之间的关系。
湿式离合器摩擦片油槽传热特性的仿真分析
湿式离合器摩擦片油槽传热特性的仿真分析何佩芸;苏楚奇【摘要】针对汽车适时四驱系统轴间湿式离合器在极限工况易出现过热,从而导致摩擦片失效的现象,论文基于传统油槽的结构,提出了一种新的斜T型油槽以提高摩擦片的散热能力.根据结构特点,基于温度云图、速度云图、迹线图分析其传热特性并与传统径向油槽进行对比分析.研究结果表明,斜T型油槽增加了对流换热面积,加速了摩擦片散热,有效缓解了摩擦片的热失效.%The wet clutch between the transmission shafts in real-time all-wheel drive tends to lose efficacy in some extreme working conditions, due to the overheating of the friction plates.Based on traditional oil grooves, a new skew T-Junction oil groove structure is proposed in this paper.The temperature and velocity fields and stream traces are presented for analyzing the heat transfer characteristics of oil grooves.Research results indicate that compared with radial grooves, skew T-junction oil grooves increase the area of heat convection.In addition, the heat dissipation of the friction plates isaccelerated.Consequently, this new groove effectively improves the thermal failure of the friction plates.【期刊名称】《武汉理工大学学报（交通科学与工程版）》【年(卷),期】2017(041)001【总页数】5页(P174-178)【关键词】湿式离合器;油槽;对流换热;热失效;适时四驱【作者】何佩芸;苏楚奇【作者单位】武汉理工大学汽车工程学院武汉 430070;现代汽车零部件技术湖北省重点实验室武汉 430070;武汉理工大学汽车工程学院武汉 430070;现代汽车零部件技术湖北省重点实验室武汉 430070【正文语种】中文【中图分类】U463.2湿式离合器作为汽车传动系统的关键部件，在四驱汽车中有着举足轻重的地位[1]，而目前针对汽车适时四驱系统轴间离合器的研究很少.适时四驱系统轴间湿式离合器因布置空间的限制，体积小、油路短，在极限工况时容易出现过热现象，从而导致摩擦片失效.合适的油槽结构可起到刮油、冷却的作用，有助于加强离合器的散热能力.近年来有不少学者分析了径向油槽和复合油槽的传热特性[2-4]，2种油槽结构各有其优缺点.径向油槽结构简单，但是油道短，散热能力有限且摩擦系数低,不利于传递转矩.复合油槽结构复杂，虽然对于摩擦材料的散热能力有所加强，但是油液容易长时间停留在油道内，造成油液温度过高，导致油液粘度降低、热分解等问题.基于传统油槽的不足，有必要针对汽车适时四驱系统研究新的油槽结构，使之既能满足摩擦片散热的需要，又可以避免油液温升过高，故提出了一种新的斜T型油槽结构.1.1 系统结构特点适时四驱从两驱到四驱的转换机构称为液力耦合器，液力耦合器由湿式离合器、活塞、前后油泵及油泵体组成，内置于后差速器总成中，与其合成为一体，见图1a).系统既轻便又紧凑，不同于全时四驱，适时四驱只有在前后轮达到一定的转速差，前后油泵的液压差足够大时，活塞才会推动轴间湿式离合器接合，车辆自动转换成四驱模式.图1b)为湿式离合器的结构分解图，它由导套、轴套、隔板、摩擦片、压盘等组成.其中，导套通过结合法兰与传动轴连接，并接收来自分动器总成的驱动力，在油泵体中驱动隔板和前油泵旋转.轴套驱动摩擦片和后油泵旋转，并将驱动力传递到后差速器.图2a)为传统径向油槽，文中提出1种新的斜T型油槽结构，见图2b).新的结构将径向油槽连通起来，且连通部分与径向部分成一定的倾斜角度，使油液能够及时流出油道，避免了油液在油道中长时间停留，导致温度过高，从而对油液的工作性能造成影响.斜T型油槽结构的特点符合适时四驱系统轴间湿式离合器的实际工作情况，满足其工作需要.1.2 摩擦片油槽流场特性数值计算方法湿式离合器浸于油液内，油液的循环流动会直接影响离合器的散热能力及使用寿命.因此，文中主要从流体力学的角度，对摩擦片油槽的传热特性进行分析与探讨.摩擦片油槽内的润滑油流动受到油槽结构及离合器工作状况的影响，油液流动比较复杂.针对润滑油的流动特性，利用流体力学，选用相关的数值计算方法，对不同油槽结构的摩擦片流场特性进行数值计算.1.2.1 基本假设及三维流动基本方程在进行摩擦片油槽流场特性仿真之前，为了简化计算，对模型进行如下的假设[5-6]：①润滑油的密度及粘度为常数，工作介质为不可压缩的非定常粘性流动；②摩擦片油槽入口温度始终保持不变；③工作腔内的介质全部都是液体；④忽略油液泄漏及热辐射.任何流动问题都必须满足质量守恒、动量守恒及能量守恒定律，根据守恒定律[7]，结合模型的假设，得到三维流动基本方程.div(v)=0式(1)为质量守恒方程，v为速度矢量，引入矢量符号div(v)=∂u/∂x+∂v/∂y+∂w/∂z，其中u，v，w为速度矢量在x，y，z 3个方向的分量.式(2)为动量守恒方程，U为速度的矩阵向量形式；ρ为流体的密度；μ为流体的粘度；p为微元体上的压力.式子gradU=∂U/∂x+∂U/∂y+∂U/∂z；Su，Sv，Sw为动量守恒方程的广义源项，Su=Fx+sx，Sv=Fy+sy，Sw=Fz+sz，其中Fx，Fy，Fz是微元体的体力，对于粘度为常数的不可压缩流体sx=sy=sz=0.式(3)为能量守恒方程，cp是比定压热容；T为温度；k为流体的传热系数；ST为流体的内热源及流体机械能转换成热能的部分，该部分主要是由于粘性作用产生的.1.2.2 湍流数值计算方法经计算，文中讨论的油液的雷诺数大于雷诺临界值，故油液的流动状态为湍流，流动变为无序的混乱状态，它是1种三维非稳态且高度复杂的不规则流动，故系统还要遵守附加的湍流运动方程.针对湿式离合器摩擦片的流场具有强旋流的特征，需要选用收敛速度快的湍流模型，模型的稳定性要好且具有适当的计算精度，故选择RNG k-ε湍流模型.在形式上，RNG k-ε模型和标准k-ε模型相似，但是前者在ε方程中增加了一个附加项Rε，使RNG模型对于应变和流线曲率的变化有更快的响应速度.RNG模型考虑了带有弯曲壁面的流体流动情况，修正了湍流粘度，并且考虑了湍流中涡流的产生，有效地提高了计算精度.对于湍流普朗特数部分，标准k-ε模型使用的是用户自定义的常数，而RNG理论为湍流普朗特数提供了一个解析公式，进一步改善了计算精度.通过以上的修正与完善，RNG k-ε模型更适用于高应变率及流线曲率较大的流动，并且能够更好地处理湍流中的涡流.RNG k-ε模型中的k方程、ε方程及附加项Rε分别为式中：k为湍流动能；ε为湍流动能的耗散率；Gk为由平均速度梯度而引起的湍流动能；C1ε，C2ε为经验系数，C1ε=1.42，C2ε=1.68；σk，σε分别为k方程、ε方程对应的湍流普朗特数，在高雷诺数的情况下，σk=σε≈1.393；μeff为有效的粘度，μeff=μ+μt，在高雷诺数的情况下，μeff可用μt进行替代，μt=ρCμk2/ε，Cμ=0.0845.在附加项Rε等式中，η=Sk/ε,η0=4.38，β=0.012.2.1 基本参数的选取及几何模型的简化为确保对比分析的可靠性，径向油槽摩擦片和斜T型油槽摩擦片仿真模型选取相同的几何尺寸及材料.基于某适时四驱SUV的实际测量，摩擦片的几何尺寸见表1.根据SUV的实际情况，摩擦片基体选用45钢，摩擦材料选用铜基烧结合金摩擦材料，润滑油选用CD40，其物性参数具体见表2[8]. 摩擦片参与计算的部分是基体钢片和摩擦材料，因为摩擦片的内齿不参与计算，为了精简计算，提高计算效率，将不参与计算的部分通过布尔减运算删除，简化后的模型见图3.2.2 网格的划分及有限元计算软件的选取ICEM CFD是一种专业的CAE前处理软件，在CFD分析中得到广泛应用，论文选用ICEM CFD划分网格.使用Delaunay方法，先生成面网格，然后在此基础上生成非结构四面体网格.因为油槽结构为主要研究对象，所以油槽的网格尺寸要小于其他部分，以得到更加精确的仿真结果，以此思想划分网格得到径向油槽和斜T型油槽摩擦片模型的网格数分别为1 263936和1 738 472.对于有限元计算软件的选择，FLUENT软件采用基于完全非结构化网格的有限体积法，具有基于网格节点和网格单元的梯度算法，有利于提高模型的计算精度.论文主要考虑流体加传热，即无相变的槽内强制对流换热过程的仿真计算，FLUENT含有热传导的相关模块，有利于提高计算速度，故选用FLUENT进行仿真计算.2.3 边界条件的确定将摩擦片仿真模型分成摩擦材料固体域、钢片固体域和流体域3个不同的区域，选择三维基于压力的隐式求解器进行计算.根据该SUV的结构和性能参数，计算得到离合器的转速为50.93 rad/s，摩擦片接合的初始压力为1.2 MPa.结合具体工况及文献[9]，润滑油的初始温度取为300 K，油槽入口油液流速为1 m/s，环境温度为300 K，摩擦片与环境的表面传热系数为100 W/(m2·K).3.1 径向油槽和斜T型油槽的温度场分析径向油槽摩擦片的整体表面温度在344～420 K之间，见图4a)，因为油液的循环流动，油槽中的温度明显低于其他部分，而摩擦片的内外端浸于油液中也带走了一部分热量，所以摩擦材料部分的温度从边缘到中间呈梯度上升，最高温度是420 K. 斜T型油槽摩擦片的整体表面温度在342～403 K之间，见图4b)，且摩擦片最高温度是403 K，明显低于径向油槽摩擦片表面的最高温度.斜T型油槽径向部分的温度没有太大的变化，而连通部分的温度有局部升高，见图4c).斜T型油槽进出口的油液温度差明显高于径向油槽，提高油液的利用率.通过2个摩擦片模型温度场的分析，可以看出斜T型油槽有效降低摩擦片表面的最高温度，热交换更充分，散热能力明显强于径向油槽.以下通过斜T型油槽速度场和迹线图的单独分析，解释其散热能力强的原因.3.2 斜T型油槽的速度场和迹线图分析由图5a)所示的斜T型油槽摩擦片的速度场中可知，油槽中的油液流速变化跨度较大，在0.33～3.10 m/s之间.在斜T型油槽的大多数连通部分，油液流速比径向部分大.然而，在少数油槽的连通部分，油液流速极小，见图5b).跟踪油液粒子轨迹得到斜T型油槽摩擦片中油液的迹线图，特别是油液流速极大或极小的一些典型部分的局部放大图，以分析油液在油槽中的流动情况，见图6.图6b)和c)为大部分油槽中油液的流动情况，油液从入口垂直流入，部分经过油槽连通部分从下一个出口流出，另一部分油液流动的路径较长，从第三、四甚至更远的出口流出.在这些油槽中，油液对流换热的效果明显有所增强.部分油液在油槽连通部分冲击壁面受到阻碍而产生涡流，扰乱油液流动，降低了油液的流速，影响了油液对流换热的效果，故该处温度明显高于其他油槽部分，造成了局部热现象，但温度值小于摩擦片的最高温度及润滑油黏度下降的极限温度，对摩擦片和润滑油的正常工作没有影响.1) 斜T型油槽的进出口油液温度差明显大于径向油槽，有效地提高了油液的利用率.2) 斜T型油槽增加了对流换热的面积，使热交换更充分，有效降低了摩擦片表面的最高温度，提高了摩擦片的散热能力，缓解了摩擦片的热失效.3) 斜T型油槽的连通部分存在一定的角度，所以油液在足够的热交换之后能够及时的流出.油液不会在油槽中长时间停留，而造成油液温度升高，避免了油液粘度降低、热分解等问题.【相关文献】[1]LI M, KHONSARI M M, MCCARTHY D M C. Parametric analysis for a paper-based wet clutch with groove consideration[J]. Tribology International,2014,80:222-233.[2]刘小川.湿式离合器温度场及控制策略研究[D].重庆：重庆理工大学,2015.[3]陈遥飞.湿式多片离合器热失效及摩擦特性研究[D].重庆：重庆大学,2009.[4]韩勇.基于CFD技术的湿式摩擦片仿真分析研究[D].长春：吉林大学,2011.[5]张传芳.基于CFD的多片湿式离合器摩擦片间流体特性研究[D].长春：吉林大学,2014.[6]高耀东,李新利.离合器摩擦片温度场的有限元分析[J].煤矿机械,2007(6):73-75.[7]莫乃榕.工程流体力学[M].2版.武汉：华中科技大学出版社,2009.[8]潘丽.温式多片摩擦离合器流场动态仿真及流道优化[D].重庆：重庆大学,2012.[9]JANG J Y, KHONSARI M M. Three dimensional thermohydrodynamic analysis of a wet clutch with consideration of grooved friction surfaces[J].Tribol-tasme，2011，33:15-19.。
湿式离合器用纸基摩擦片的研究进展
湿式离合器用纸基摩擦片的研究进展纸基摩擦片是一种多孔湿式摩擦材料，因其具有良好的摩擦特性而广泛应用于车辆及工程机械的自动变速器和制动器中。
简要介绍了纸基摩擦片的摩擦磨损机理，综述了近年来通过改进原料配方、制备工艺和油槽结构提高纸基摩擦片性能的进展，并对纸基摩擦片的发展趋势进行了展望。
标签：纸基摩擦片；多孔；摩擦磨损机理；摩擦性能纸基摩擦材料出现于上世纪50年代末，至今经历了由早期的纤维素增强纸基，石棉增强纸基和高品质纸基摩擦材料的3代发展[1]。
该种材料已广泛应用于汽车、船舶、工程机械、矿山机械等领域的离合器、制动器中。
随着纸基摩擦片的应用从轻载车辆向重载车辆过渡，对纸基摩擦片性能的要求也有所提高。
GB/T 21955—2008《农林拖拉机和机械纸基摩擦片技术条件》对纸基摩擦片的摩擦性能作出了严格规定，要求动摩擦系数0.11～0.14，静摩擦系数0.12～0.17，磨损率小于5×10-8 cm3/J。
GB/T 13826—2008《湿式（非金属类）摩擦材料》规定：用于汽车、拖拉机和工程机械的纸基摩擦片的动摩擦系数0.15～0.19，静摩擦系数大于0.15，磨损率小于6×10-5 cm3/J，密度0.6～3.0 g/cm3，孔隙率25%～50%。
为了提高纸基摩擦材料的性能，保证机械的工作效率，研究者对纸基摩擦材料的摩擦机理进行了大量研究。
主要是通过原料配方、制备工艺和沟槽结构的改进来提高纸基摩擦片的摩擦磨损性能和力学性能。
1 摩擦磨损机理研究在车辆的自动变速装置中，纸基摩擦材料通过与对偶片的相互作用而达到能量传输的目的。
根据接合压力的不同，可以将纸基摩擦材料与对偶片的接合过程分为3个阶段：挤压段、混合表面接触段及压紧接触段。
随着纸基摩擦材料和对偶盘之间的润滑油被逐渐挤压出接触面，润滑状态由流体润滑过渡到混合接触润滑，最后形成边界润滑。
实际接触面积和润滑状态是影响纸基摩擦材料性能的重要因素。
基于湿式离合器结合模式的传动油摩擦特性评价方法
实验采用增加结合过程的能量密度来提高工况的
苛刻度 。对某型号的工程机械动力换挡变速箱进行工
况换算 ，各换挡过程的能量密度见表 １ ，一 档起步 能 量密度最高 。达到了 ０ ． ０ ８ ｋ Ｊ ／ ｅ ｍ 。
表 ２ 能量 递增 实验参 数
Ｔａ ｂ ｌ ｅ ２ Ｐａ ｒ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｓ ｏ ｆ ｓ ｔ ｅ ｐ ｐ ｅ ｄ ｅ ｎ ｅ ｒ ｇ ｙ ｔ ｅ ｓ ｔ
２ ２ １ ０ ０ ４， Ｃｈ ｉ ｎ ａ； ２． Ｓ ｔ ａ ｔ ｅ Ｋｅ ｙ Ｌ ａ ｂｏ ｒ ａ ｔ ｏ ｙ ｒ ｏ ｆ Ｉ ｎ ｔ ｅ ｌ ｌ ｉ ｇ ｅ ｎ ｔ Ｍａ ｎ ｕ ｆ ａ ｃ ｔ ｕ ｉｎ ｒ ｇ ｏ ｆ Ａｄ ｖ ｎｃ ａ ｅ ｄ Ｃ ｏ ｎ ｓ ｔ ｕｃ ｒ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｙ， ｒ
ＤＯＮＧ Ｚｈ ｉ ｌ ｅｉ ， Ｗ ＡＮＧ Ｙｕ ｅ ｘ ｉ ｎ ｇ ， ＡＮ Ｈａ ｉ ｚ ｈ ｅ ｎ ， ＺＨＥＮ Ｐｅ ｎ ｇ ｈ ｏ ｕ ，
（ １ ． Ｊ ｉ ａ ｎ ｇ ｓ ｕ Ｘ ｕ ｚ ｈ ｏ ｕ Ｃ ｏ ｎ ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｒ ｙ Ｒ ｅ ｓ ｅ ａ ｒ ｃ ｈ Ｉ ｎ ｓ ｔ ｉ ｔ ｕ ｔ ｅ ， Ｘ ｕ ｚ ｈ ｏ ｕ Ｃ ｏ ｎ ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｍ ａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｙ ｒ Ｇ ｒ ｏ ｕ ｐ ， Ｘ ｕ ｚ ｈ ｏ ｕ Ｊ ｉ ａ ｎ ｇ ｓ ｕ
摘要：建立基于湿式离合器结合方式 的传动油摩擦特性评价方法 ，该方法通过增加结合过程的能量密度来 提高工 况 的苛刻度 ，能更真实地反映传动油在湿式离合器中的使 用性能。采用该方法 ，利用 Ａ ｕ ｔ ｏ ｍ ａ ｘ湿式离合器试验 台对不 同传动油 的摩擦特性进行考察 ，结果表明 ：该方法对具有不同摩擦特性 的油品具有 良好 的区分性 ；能量密度对传动油 的摩擦特性有显著影响 ，提高添加剂 中清净剂和极压抗磨剂的含量有利于缩短换挡时间和减小换挡冲击。 关键词 ：湿式离合器 ；传动油 ；摩擦特性 ；换挡 冲击
湿式双离合器温度特性的研究
湿式双离合器温度特性的研究湿式双离合器是一种广泛用于汽车和摩托车等车辆传动系统中的重要部件。
它具有快速换挡、高效率、平顺性好等优点，在提升车辆性能和减少燃油消耗方面发挥着重要作用。
然而，在长时间高负荷工况下，湿式双离合器会产生大量的热量，并且高温会导致其工作性能下降，甚至引发严重的故障。
因此，研究湿式双离合器的温度特性对于提高其工作可靠性和性能具有重要意义。
首先，摩擦片材料的摩擦磨损会产生大量的热量。
湿式双离合器的工作原理是通过摩擦片的摩擦作用，将发动机的动力传递到传动系统中。
当摩擦片与摩擦盘接触时，由于摩擦而产生高温，导致湿式双离合器的温度升高。
因此，研究摩擦片材料的热导性能以及其在高温下的摩擦特性对于提高湿式双离合器的耐热性具有重要意义。
其次，湿式双离合器的冷却系统对其温度特性起着至关重要的作用。
冷却系统通过在湿式双离合器上安装散热器和冷却管路，将产生的热量带走，降低湿式双离合器的温度。
因此，研究冷却系统的设计和优化对于改善湿式双离合器的散热性能至关重要。
再次，湿式双离合器的工作条件也会对其温度特性产生影响。
例如，不同工况下的工作负荷大小、刹车和加速等操作对湿式双离合器的温度升高有直接影响。
因此，研究不同工作条件下湿式双离合器的温度响应规律，有助于制定合理的操作策略以及设计出更加耐高温的湿式双离合器。
最后，湿式双离合器的材料性能也影响其温度特性。
传统的摩擦盘和摩擦片材料主要是用金属材料制成，金属在高温下容易导热，但也有可能因为热膨胀而引起融合失效。
近年来，一些新型摩擦盘和摩擦片材料，如有机胶粘剂和陶瓷材料等，具有优异的耐热性能和摩擦性能，可以显著提高湿式双离合器的工作温度范围。
综上所述，湿式双离合器温度特性的研究对于提高其工作可靠性和性能具有重要意义。
这需要从摩擦片材料的热导性能、冷却系统的设计和优化、工作条件的控制以及材料性能的改进等方面进行深入的研究。
通过这些研究，可以进一步提升湿式双离合器的热耐受性，延长其使用寿命，并为汽车和摩托车等车辆的传动系统提供更好的性能。
汽车离合器用铜基金属陶瓷摩擦材料的研究进展
—21— 新材料新装饰XINCAILIAOXINZHUANGSHI 2014年4期 汽车离合器用铜基金属陶瓷摩擦材料的研究进展冯超 徐吉波 魏子良 王琦 胡欢（湖北汽车工业学院 材料科学与工程学院 十堰湖北 442002）摘要：金属陶瓷摩擦材料具有吸能效率高、导热性好、摩擦系数高、耐高温、耐磨等特点，可用 于重型车、矿区用车、工程作业车、沙漠车等重载荷车辆以代替不抗热的有机摩擦片。
本文综述了铜基金属陶瓷摩擦材料的发展现状，展望了铜基金属陶瓷摩擦材料的发展前景。
关键词：金属陶瓷；铜基摩擦材料；研究进展1前言 汽车离合器靠摩擦来传递动力。
当汽车行驶时，离合器的主动部件和从动盘相互压紧而一起旋转，但在起步、换档过程中，主、从动件之间相对摩擦，从动盘摩擦片发热并发生磨损。
离合器的使用寿命主要取决于其从动盘摩擦片的耐磨性。
通常汽车离合器从动盘摩擦片采用树脂基石棉材料做成。
在160℃以上树脂片自身及其对偶件的磨损量都急剧增大，而金属陶瓷片在250℃以上仍保持很好的耐磨性，其对偶的磨损也很小。
另一方面，金属陶瓷摩擦材料对铸铁的摩擦系数要比树脂石棉片对铸铁的摩擦系数高一些，因此用金属陶瓷摩擦片的离合器在同一夹紧载荷下，能比采用树脂片的离合器提供更大的摩擦力矩，亦即在保证相同的扭矩容量下所用的夹紧载荷减小，从而使离合器接合更柔和，在相同夹紧力下扭矩得到提高[1，2]。
2 铜基金属陶瓷摩擦材料的应用从20世纪50年代起，国外就在拖拉机、工程机械及载货汽车上开始使用金属陶瓷磨擦材料作为离合从动盘的磨擦面片。
由于金属陶瓷磨擦面片的磨擦系数高于有机石棉片，采用金属陶瓷磨擦面片的离合器与采用石棉片的离合器相比，在同一夹紧载荷下可提供更大的磨擦力矩，即离合器扭矩容量较大；而在同样大小的扭矩容量下，所用夹紧载荷较小，使离合器接合更平稳、柔和。
此外，金属陶瓷材料比有机材料更耐高温，对于起步换挡频繁、离合器工作温度较高的汽车来说，用金属陶瓷材料更耐磨。
摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算
摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算摩擦衬片（衬块）的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。
但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。
在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。
此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。
此即所谓制动器的能量负荷。
能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。
制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。
比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为式中：δ——汽车回转质量换算系数；ma——汽车总质量v1 v2——汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取v1= 100km/h（27.8m／s）；总质量 3.5吨以下的货车取vl=80km／h（22.2m/s）；总质量3．5 t以上的货车取v1=65 km／h（18m／s）；t一制动时间，s;按下式计算j一制动减速度，m/ s2计算时取j=0．6g；A1，A2一前、后制动器材特（衬块）的摩擦面积；β一制动力分配系数，见式（3-12）在紧急制动到v2=0时，并可近似地认为δ=1，则有鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8 W/mm2为宜，但当制动初速度油vl低于式(4-25)下面所规定的v1时，则允许略大于 1.8 W/mm2。
轿车盘式制动器的比能量D 耗散率应不大于6．0 W/mm2发比能量耗散率过高，不仅会加快制动摩擦衬片（衬块）的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。
磨损特性指标也可用衬片（衬块）的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。
单个车轮制动器的比摩擦力为式（4－27）Tf中：Tf一单个制动器的制动力矩；R一制动鼓半径（或制动盘有效半径）A一单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。
机械传动系统的摩擦学特性研究
机械传动系统的摩擦学特性研究摩擦学是研究材料表面间相对运动时的摩擦现象和摩擦力学特性的学科，在机械传动系统中起着重要的作用。
摩擦学的研究可以帮助我们了解和控制机械系统中的能量转换、动力传递和材料磨损等关键问题。
本文将通过对机械传动系统摩擦学特性的研究，探讨摩擦学在机械工程领域的应用和进展。
一、摩擦学基础知识1. 摩擦力与接触面积：摩擦力是一种抵抗物体相对运动的力，它与接触面积直接相关。
当接触面积增加时，摩擦力也会随之增加。
2. 摩擦系数：摩擦系数表示了两个表面相互接触时的摩擦力大小。
摩擦系数可以分为静摩擦系数和动摩擦系数，静摩擦系数指的是两个物体表面相对静止时的摩擦力与垂直于接触面的压力之比，动摩擦系数指的是在相对滑动时的摩擦力与压力之比。
3. 摩擦现象：摩擦现象主要包括干摩擦、润滑摩擦和粘附摩擦等。
干摩擦是指在无润滑剂的情况下，两个接触物体表面间的摩擦现象；润滑摩擦是指在润滑状态下，润滑油或膜的存在减小了摩擦现象；粘附摩擦是指由于微观表面间颗粒的粘附作用而产生的摩擦现象。
二、机械传动系统中的摩擦学特性研究1. 表面工艺对摩擦学特性的影响：表面粗糙度、润滑状态和涂层等因素对机械传动系统的摩擦学特性有重要影响。
通过合理的表面工艺处理，可以改善机械传动系统的摩擦特性，减小能量损失和材料磨损。
2. 润滑剂对摩擦学特性的影响：润滑剂是机械传动系统中常用的方法之一，它可以在接触表面形成一层润滑膜，减小摩擦力，延长机械部件的寿命。
研究润滑剂的摩擦学特性可以帮助我们选择合适的润滑剂类型和使用方法。
3. 磨损机理研究：磨损是机械传动系统中不可忽视的问题，它会导致机械部件的变形、减少传动效率甚至造成设备故障。
研究磨损机理，探索减少磨损的方法和材料，对提高机械传动系统的可靠性和使用寿命具有重要意义。
三、摩擦学在机械工程领域的应用和进展1. 汽车工程中的应用：摩擦学的研究在汽车工程领域有广泛的应用。
例如，在发动机中，研究活塞环与汽缸之间的摩擦学特性可以改善发动机燃油效率和降低排放；在制动系统中，研究摩擦片与刹车盘之间的摩擦学特性可以提高刹车性能和稳定性。
湿式多片离合器摩擦转矩衰减特性分析
湿式多片离合器摩擦转矩衰减特性分析张恒;李和言;昌和;于亮;李明阳;刘继凯;蒋守林【摘要】为研究湿式多片离合器滑摩过程中摩擦转矩衰减现象,在SAE#2试验台制动工况下进行了不同摩擦副数离合器的摩擦转矩试验.针对于湿式多片离合器的摩擦转矩衰减现象,提出湿式多片离合器摩擦转矩衰减系数,以表征多摩擦副离合器实测摩擦转矩相对于计算摩擦转矩的减小程度.根据两副和六副摩擦转矩试验拟合得到受相对转速和平均面压影响的两副-六副摩擦转矩衰减系数,并分析相对转速和平均面压对摩擦转矩衰减值和摩擦转矩衰减系数的影响.研究表明:摩擦转矩衰减系数受摩擦转矩衰减值和计算摩擦转矩的共同影响,在润滑流量充足的条件下,摩擦转矩衰减值随着相对转速的增大逐渐减小,随着平均面压的增大而增大;而摩擦因数随相对转速和平均面压的变化规律较为复杂,但总体上湿式多片离合器摩擦转矩衰减系数呈现随相对转速的增大逐渐减小,随平均面压的增大先增大后减小的趋势.【期刊名称】《哈尔滨工业大学学报》【年(卷),期】2018(050)007【总页数】9页(P94-102)【关键词】湿式多片离合器;SAE#2试验台;摩擦因数;摩擦转矩;衰减系数;相对转速;平均面压【作者】张恒;李和言;昌和;于亮;李明阳;刘继凯;蒋守林【作者单位】北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京电动车辆协同创新中心,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京100081;杭州前进齿轮箱集团股份有限公司,杭州311203【正文语种】中文【中图分类】U463.211高功率密度、高可靠性、高舒适性以及良好的经济性是车辆动力传动系统的研究重点，也是车辆发展的必然趋势[1]. 湿式多片离合器作为车辆传动系统关键部件，决定着传动装置工作可靠性及使用寿命. 准确计算和标定湿式离合器滑摩过程传递的摩擦转矩对优化车辆起步及换挡控制策略、改善车辆驾驶舒适性、延长离合器使用寿命、提高传动系统的工作性能具有重要意义[2].目前，国内外学者针对湿式离合器滑摩过程摩擦转矩进行了大量的理论和实验研究. 刘小川等[3]、杨李辰等[4]、陈漫等[5]建立了湿式离合器滑摩过程摩擦转矩数学模型，并仿真分析接合压力对湿式离合器滑摩过程中粘性转矩、粗糙摩擦转矩的影响. 何松[6]建立了离合器接合过程中摩擦元件的花键齿受力模型，研究了键齿摩擦力对离合器轴向压力衰减的影响. Marklund P等[7-8]研究了湿式离合器在低速高负载情况下，摩擦副界面温升对离合器转矩的影响. Iqbal S等[9]基于湿式离合器接合过程的动力学分析，建立摩擦转矩理论模型，并在SAE#2试验台进行了试验验证. Jang S[10]针对湿式离合器接合过程中动静摩擦因数转化问题，研究了相对转速对离合器摩擦因数的影响，并对离合器输出转矩特性进行了分析. Gao H等[11]、Ingram M等[12]、Jang J等[13]仿真研究了离合器摩擦副沟槽、材料特性等因素对摩擦转矩的影响. 目前的研究成果多集中于湿式离合器单摩擦副摩擦转矩的仿真及试验研究，而未考虑真实使用的多摩擦副离合器的摩擦转矩衰减现象，导致湿式多片离合器摩擦转矩计算不准确.本文基于SAE#2试验台摩擦转矩试验，研究了湿式多片离合器实测摩擦转矩与计算摩擦转矩间的衰减现象，提出了湿式多片离合器摩擦转矩衰减系数，以表征多摩擦副离合器实测摩擦转矩相对于计算摩擦转矩的减小程度，并详细分析了相对转速和平均面压对摩擦转矩衰减系数的影响规律. 研究结论可以指导湿式多片离合器的摩擦转矩计算，为离合器转矩标定及控制规律制定提供依据.1 湿式多片离合器摩擦因数试验研究1.1 离合器测试系统及试验方法SAE#2试验台是用于离合器摩擦特性研究的试验装置，整个测试系统如图1所示，由电机提供动力驱动惯量和离合器主动端旋转，离合器被动端保持制动. 离合器的润滑油由液压泵经过滤器和冷却交换机后，流入润滑油路；空气泵压缩空气直接作用于离合器的活塞，实现离合器摩擦副的加载. 试验中，转速转矩传感器测量离合器主动端的转速和转矩；压力传感器测量离合器活塞加载的气压；冷却交换机控制润滑油的温度；数据采集系统采集所有传感器的信号，并实现对所有设备的控制. 试验离合器使用的对偶钢片材料为65Mn，摩擦片摩擦材料为改良的铜基粉末冶金材料并添加了纳米改良剂；润滑油型号为10 W/40-CF，控制润滑流量为4mL/(min·cm2)；冷却交换机控制润滑油油温，油温达到100 ℃开始摩擦转矩试验. 试验中使用的摩擦片沟槽形式为左旋螺旋槽，摩擦元件结构参数如下：摩擦副内半径为60 mm，外半径为73 mm，摩擦片节圆半径为57 mm，钢片节圆半径为76 mm，摩擦片键处压力角为30°，钢片键处压力角为27°，摩擦片芯板厚度为1.5 mm，摩擦片单侧涂层厚度为0.5 mm，钢片厚度为2 mm.如图2所示是试验中的两摩擦副离合器滑摩过程摩擦转矩测试的工况，在摩擦转矩测试前，电机带动惯量和离合器主动端旋转至转速达到设定值2 668 r/min，对应摩擦副中径线速度为18.8 m/s. 随后电机停止工作，活塞端施加压力，压力迅速增大直至达到设定压力并一直保持. 离合器主被动端开始滑摩，惯量和离合器主动端转速在离合器摩擦转矩的作用下逐渐降低，直到转速为0.(a) 测试系统原理图(b) 测试系统实物图图1 SAE#2离合器测试系统Fig.1 SAE#2 clutch test system 离合器活塞加载的气压有5种工况，分别为25、50、75、100和200 kPa，对应到摩擦副的平均面压分别为0.2、0.4、0.6、0.8和1.6 MPa. 对于1个摩擦片(两摩擦副)和3个摩擦片(六摩擦副)两种摩擦元件布置方式(如图3所示)分别进行了不同压力下的多组摩擦转矩试验. 由于惯量和离合器主动端初始动能相同，随着摩擦副平均面压的增大，摩擦转矩逐渐增大，离合器主动端转速下降的速度也逐渐增大，如图2(b)所示.1.2 两摩擦副离合器摩擦因数拟合图4是接触面压为0.6 MPa两摩擦副离合器的一次摩擦转矩试验所测得的离合器摩擦转矩和相对转速的变化. 由图4可知在接合初期(相对转速2 500～2 668r/min)和终末端(相对转速0～200 r/min)摩擦转矩变化较大. 为了清晰解释离合器多副摩擦转矩衰减现象，本文选取离合器相对转速在300～2 500 r/min(对应线速度2.09～17.41 m/s)范围内的滑摩过程进行分析研究.(a) 离合器活塞加载气压变化(b) 试验转速和润滑油温度图2 两摩擦副离合器滑摩过程摩擦转矩测试加载规范Fig.2 Load condition of friction torque testfor clutch with 2 friction pairs in slipping process(a) 两摩擦副 (b) 六摩擦副图3 两摩擦副和六摩擦副摩擦元件布置方式示意图Fig.3 Arrangement diagram of 2 and 6 friction pairs离合器摩滑过程中，摩擦转矩计算公式为[14](1)式中：N为摩擦副个数，p0为摩擦副平均面压，μ为两摩擦副离合器平均摩擦因数，Ro和Ri分别为摩擦副外半径和内半径.根据试验测得不同接触面压下，两摩擦副离合器滑摩过程传递的摩擦转矩，由公式(1)计算得出试验所用两摩擦副离合器在润滑油温度为100 ℃时，不同工况下平均摩擦因数如图5所示.根据试验得到的两摩擦副平均摩擦因数曲线，结合文献[15-16]，拟合出润滑油温为100 ℃，铜基粉末冶金-65Mn两摩擦副摩擦因数公式如下:μ=0.05(e-0.005T-1)(e-0.2v-1)+0.016ln(4v+1)/e0.005T-0.01ln(55p)+0.0219e-p+0.036.(2)式中：ν为摩擦副中径相对滑动线速度，单位m/s；p为平均面压，单位MPa；T 为润滑油温，单位℃.图4 两摩擦副平均面压0.6 MPa离合器摩擦转矩试验结果Fig.4 Friction torque test result of 2 friction pairswith 0.6 MPa图5 两摩擦副平均摩擦因数试验结果Fig.5 Test result of average friction coefficient for clutch with 2 friction pairs2 两副-六副离合器的摩擦转矩衰减特性由式(2)可知离合器摩擦因数只与相对滑动速度、平均面压和润滑油温度相关，理论上，相同工况下六摩擦副平均摩擦因数本应和两摩擦副平均摩擦因数相同. 以测得的两摩擦副摩擦转矩为基准，则根据式(1)可得式中T2表示测得的两摩擦副基准摩擦转矩，T6表示相对于两摩擦副基准摩擦转矩的六摩擦副计算摩擦转矩. 因此，相同工况下，六摩擦副计算摩擦转矩本应是两摩擦副基准摩擦转矩的3倍，但如图6所示，试验测得不同平均面压下六摩擦副摩擦转矩相对于3倍的两摩擦副摩擦转矩存在明显的衰减.(a) 平均面压0.2 MPa(b) 平均面压0.4 MPa(c) 平均面压0.6 MPa(d) 平均面压0.8 MPa(e) 平均面压1.6 MPa图6 不同平均面压下3倍两摩擦副转矩和六摩擦副转矩的对比Fig.6 Comparisonbetween 3 times 2 pairs friction torque and 6 pairs friction torque under different average pressures为研究分析多摩擦副摩擦转矩衰减现象，本文采用摩擦转矩衰减系数x来表征多副实测摩擦转矩相对于计算摩擦转矩的减小程度.ξ=ΔT/Tc=(Tc-Tn)/Tc.(3)式中：Tc、Tn分别表示多副离合器计算摩擦转矩和多副离合器实际摩擦转矩，ΔT 表示摩擦转矩衰减值. 针对于试验用六摩擦副离合器，摩擦转矩衰减系数可以表示为ξ2-6=(3T2-T6)/(3T2).根据摩擦转矩试验测得两摩擦副和六摩擦副摩擦转矩，计算得到试验用湿式离合器两摩擦副-六摩擦副摩擦转矩衰减系数如图7中实线所示.图7 两摩擦副-六摩擦副摩擦转矩衰减系数拟合结果与试验实测值对比Fig.7 Comparison between fitted attenuation coefficient of friction torque and tested attenuation coefficient of friction torque for 2-6 friction pairs 针对于两摩擦副-六摩擦副摩擦转矩衰减特性，拟合出以相对转速和平均面压为自变量的试验用离合器两摩擦副-六摩擦副摩擦转矩衰减系数公式为ξ2-6=(4)式中：n为离合器主被动端的相对转速；p为离合器摩擦副平均面压；A、B、C、D、E、F、G、H为平均面压p的相关函数，即A(p)=0.145p+0.774,B(p)=-0.0634p+0.0206,C(p)=-0.15p+0.64,D(p)=0.17p+0.685,E(p)=-0.0108p+0.0492,F(p)=-8.048p+18.795,G(p)=-0.763p2+1.684p+1.207,H(p)=-0.105p2+0.219p-0.083.拟合得到的试验用离合器两摩擦副-六摩擦副摩擦转矩衰减系数与试验测得摩擦转矩衰减系数对比如图7中虚线所示，不同相对转速和平均面压下，拟合摩擦转矩衰减系数与试验实测值的误差百分比如表1所示. 在相对转速为2500 r/min和平均面压为0.2 MPa时拟合误差略大，其他相对转速和平均面压下，拟合摩擦转矩衰减系数的误差均小于9.3%，整体上拟合效果较好.表1 不同平均面压、不同相对转速下，拟合摩擦转矩衰减系数误差百分比Tab.1 Error percent of fitting attenuation coefficient under different average pressures and different relative speeds %相对转速/(r·min-1)平均面压/MPa0.20.40.60.81.6300-0.36-4.532.957.840.935004.51-4.233.714.10-1.017009.77-2.774.923.680.079006.87-3.222.341.50-1.611 10010.18-5.150.07-0.23-0.771 30011.75-5.99-1.67-1.561.171 50011.25-7.40-1.42-1.522.101 70015.18-7.56-2.08-2.483.461 90018.95-7.01-2.12-2.302.132 10024.22-4.380.050.420.472 30024.34-4.864.999.331.572 50047.0050.2255.3448.48-2.19由图7中实测摩擦转矩衰减值可知：1)同一压力下，摩擦转矩衰减系数随相对转速的变化规律可以分为两个区域. 区域一：随着离合器相对转速增大，摩擦转矩衰减系数缓慢增大. 区域二：随着离合器相对转速较大，摩擦转矩衰减系数逐渐减小. 如表2所示，区域一对应着相对转速较小阶段，区域二对应着相对转速较大的阶段.表2 不同平均面压下，各区域相对转速范围划分Tab.2 Division of relative speed range under different average pressures平均面压/MPa区域一相对转速/(r·min-1)区域二相对转速/(r·min-1)0.2300～2 5000.4300～350350～2 5000.6300～400400～2 5000.8300～500500～2 5001.6300～700700～2 500在平均面压为0.8 MPa，相对转速由300 r/min增大到500 r/min时，衰减系数从0.39逐渐缓慢增大到0.41，增大了5.1%；而相对转速大于500 r/min之后，摩擦转矩衰减系数随着相对转速的增大逐渐减小，相对转速增大到2500 r/min时，衰减系数减小至0.16，减小了61.0%.2)随着平均面压的增大，摩擦转矩衰减系数的最大值逐渐减小，相对转速的改变对衰减系数的影响逐渐减小. 整体上看，摩擦转矩衰减系数随着相对转速的增大逐渐减小，而且呈现大致线性的关系. 对于同样的相对转速范围300～2500 r/min，不同平均面压下的衰减系数变化量即可反映相对转速的改变对衰减系数的影响，如表3所示.表3 不同平均面压下，摩擦转矩衰减系数最大值和变化量Tab.3 Maximum value and variation value of attenuation coefficient under different average pressures平均面压/MPa衰减系数最大值衰减系数变化量0.20.520.450.40.500.390.60.430.300.80.410.231.60.320.12相对转速在300～2 500 r/min范围内，平均面压从0.2 MPa增大到1.6 MPa，最大摩擦转矩衰减系数由0.52减小至0.32，同时摩擦转矩衰减系数的变化量也从0.45逐渐减小到0.12. 因此，总体上摩擦转矩衰减系数的减小速度随着平均面压的增大逐渐减小，相对转速的改变对衰减系数的影响逐渐减弱.3 湿式多片离合器制动工况摩擦转矩衰减特性分析湿式离合器摩擦副摩擦面的摩擦力由剪切润滑油膜和剪切微凸峰接触而共同产生，根据文献[17]全油膜覆盖下的单摩擦副理论需求润滑流量计算公式，可得不同相对转速下试验用离合器的全油膜覆盖下单摩擦副理论需要润滑流量如图8所示.图8 全油膜覆盖下的单摩擦副理论需求润滑流量随油膜厚度和相对转速的变化Fig.8 Variation of theoretical demand for lubrication flow ofsingle friction pair under full oil film cover with film thickness and relative speed由图8可知，随着相对转速和油膜厚度的增大，全油膜覆盖下的单摩擦副理论需求润滑流量逐渐增大，而润滑油膜厚度随着离合器摩擦副平均面压的增大逐渐减小，因此全油膜覆盖下的单摩擦副理论需求润滑流量随着摩擦副平均面压的增大而减小，随着相对转速的增大而增大.试验用离合器摩擦副单位面积润滑流量为4 mL/(min·cm2)，单摩擦副的润滑流量为0.217 L/min，远大于全油膜覆盖下的单摩擦副理论需求润滑流量. 对于两摩擦副和六摩擦副而言，润滑流量均大于全油膜覆盖下的摩擦副理论需求润滑流量，但是离合器接合时六摩擦副总的摩擦副间隙更大. 六摩擦副的副间浮动和自适应调整空间大，全油膜覆盖所余下的润滑油将会导致多摩擦副粘性转矩比例增大，微凸峰接触面积减小，从而导致相同工况下六副摩擦因数更小，使得多摩擦副摩擦转矩相对于两摩擦副摩擦转矩较小，呈现出多摩擦副摩擦转矩衰减的现象. 相同工况下，全油膜覆盖所余下的润滑油流量越大，对多副摩擦因数减小的影响也越大，导致摩擦转矩衰减现象也越明显.3.1 相对转速对摩擦转矩衰减系数的影响根据式(3)可知，摩擦转矩衰减系数不仅取决于摩擦转矩衰减值还取决于多副离合器的计算转矩. 因此，为研究相对转速对摩擦转矩衰减系数的影响，应首先对摩擦转矩衰减值和多副离合器的计算转矩进行分析.图9是试验测得的不同平均面压下，摩擦转矩衰减值随相对转速的变化曲线，可以看出摩擦转矩衰减值随着转速的增大逐渐减小，而且呈现出近似线性关系. 这是因为在摩擦副平均面压一定时，随着相对转速的增大，全油膜覆盖下的摩擦副理论需求润滑流量增大，全油膜覆盖所余下的润滑油流量减小，多摩擦副摩擦因数减小幅度逐渐减弱，所以多副离合器摩擦转矩衰减值也逐渐减小.图9 试验测得不同平均面压下，摩擦转矩衰减值随相对转速的变化曲线Fig.9 Tested attenuation value of friction torque with the change of relative speed under different average pressures多副离合器的计算转矩是根据离合器摩擦因数计算得到的摩擦转矩值，所以多副离合器的计算转矩的变化规律与摩擦因数的变化规律一致. 图10是由式(2)计算得到的不同平均面压下，离合器摩擦因数随相对转速的变化曲线. 在相对转速较小时，离合器摩擦因数随着相对转速的增大迅速减小；在相对转速较大时，随着相对转速的增大而逐渐缓慢增大. 因此，多副离合器计算转矩也有着同样的变化规律，即在相对转速较小时，多副离合器计算转矩随着相对转速的增大迅速减小；在相对转速较大时，随着相对转速的增大而逐渐缓慢增大.图11是式(4)得到的试验工况下摩擦转矩衰减系数随相对转速变化的拟合曲线. 在相对转速很低时，流体动压非常微弱，绝大部分法向载荷由微凸峰接触承担，此时摩擦转矩衰减系数较大. 随着相对转速的增大，摩擦转矩衰减系数先缓慢增大，紧接着在相对转速稍大时，转矩衰减系数随着相对转速的增大而逐渐减小. 这是因为在相对转速较小时，摩擦转矩衰减值较大，所以摩擦转矩衰减系数较大. 随着相对转速的增大，摩擦因数迅速减小，多副离合器的计算转矩也迅速减小，虽然摩擦转矩衰减值在逐渐减小，但是多副离合器的计算转矩的减小速度大于摩擦转矩衰减值减小速度，所以摩擦转矩衰减系数逐渐增大. 而随着相对转速的继续增大，摩擦转矩衰减值减小的同时，离合器摩擦因数逐渐增大，多副离合器的计算转矩也继续增大，因此摩擦转矩衰减系数逐渐减小.图10 不同平均面压下，离合器摩擦因数随相对转速的变化曲线Fig.10 Friction coefficient with the change of relative speed under different average pressures图11 不同平均面压下，摩擦转矩衰减系数随相对转速的变化曲线Fig.11 Attenuation coefficient of friction torque with the change of relative speed under differentaverage pressures3.2 平均面压对摩擦转矩衰减系数的影响如图12所示为试验测得的不同转速下摩擦转矩衰减值随平均面压的变化，随着离合器平均面压的增大，湿式多片离合器的摩擦转矩衰减值逐渐增大. 这是由于随着平均面压的增大，油膜厚度逐渐减小，全油膜覆盖所余下的润滑油流量增大，多摩擦副摩擦因数减小幅度逐渐增强，所以多副离合器摩擦转矩衰减值也逐渐增大.图13为不同相对转速下，离合器摩擦因数随平均面压的变化曲线，可见当相对转速很小时，在平均面压较小阶段，随着平均面压的增大，摩擦因数逐渐增大；在平均面压较大时，随着平均面压的增大，摩擦因数缓慢减小. 当相对转速较大时，在平均面压较小阶段，随着平均面压的增大，摩擦因数迅速减小；在平均面压较大时，随着平均面压的增大，摩擦因数缓慢减小.图12 试验测得不同转速下摩擦转矩衰减值随平均面压的变化曲线Fig.12 Tested attenuation value of friction torque with the change of average pressure under different relative speeds图13 不同相对转速下，离合器摩擦因数随平均面压的变化曲线Fig.13 Friction coefficient with the change of average pressure under different relative speeds图14为摩擦转矩衰减系数随平均面压变化的曲线，每个相对转速下，存在一个临界平均面压，平均面压小于临界平均面压时，摩擦转矩衰减系数随着平均面压的增大而增大；大于临界平均面压时，随着平均面压的增大，衰减系数逐渐减小，而且临界平均面压随着相对转速的增大而增大，如表4所示.为研究不同相对转速下，摩擦转矩衰减系数随平均面压的变化趋势，需要分析随着平均面压的增大，摩擦转矩衰减值和计算摩擦转矩相对增大速度的变化. 若随着平均面压的增大，摩擦转矩衰减值增大速度大于多副离合器的计算摩擦转矩增大速度，则摩擦转矩衰减系数增大；反之，摩擦转矩衰减系数减小. 随后，以各相对转速下平均面压为0.2 MPa的摩擦转矩衰减值和计算摩擦转矩为基准，研究不同阶段，不同平均面压下摩擦转矩衰减值增大比例和多副离合器的计算摩擦转矩增大比例的相对关系，从而对摩擦转矩衰减系数进行分析.图14 不同相对转速下，摩擦转矩衰减系数随平均面压的变化曲线Fig.14 Attenuation coefficient of friction torque with the change of average pressure under different relative speeds表4 不同相对转速下的临界平均面压Tab.4 Critical average pressure under different relative speeds相对转速/(r·min-1)临界平均面压/MPa3007001 1000.821 5000.911 9001.002 3001.03在离合器平均面压小于临界平均面压阶段，随着平均面压的增大，摩擦转矩衰减值逐渐增大. 表5是试验测得的不同相对转速工况，不同平均面压下的摩擦转矩衰减值相对于0.2 MPa摩擦转矩衰减值的倍数. 离合器摩擦因数随着平均面压的增大迅速减小，但是摩擦因数的减小速度小于离合器平均面压增大速度，所以多副离合器的计算转矩随平均面压增大而增大，只是增大速度较小. 表6是不同相对转速工况，不同平均面压下的多摩擦副湿式离合器计算摩擦转矩相对于0.2 MPa计算摩擦转矩的倍数.图15是试验测得的不同相对转速，不同平均面压下摩擦转矩衰减系数相对于0.2 MPa衰减系数的倍数变化曲线，可以看出在离合器平均面压小于临界平均面压时，随着平均面压的增大，摩擦转矩衰减系数相对于0.2 MPa衰减系数的倍数逐渐增大. 在该阶段，随着平均面压的增大，摩擦转矩衰减值的增大速度大于多副离合器的计算转矩的增大速度，因此摩擦转矩衰减系数逐渐增大.表5 不同相对转速，不同平均面压下的摩擦转矩衰减值相对于0.2 MPa摩擦转矩衰减值的倍数Tab.5 Multiples of friction torque attenuation value relative to 0.2 MPa平均面压/MPa相对转速/(r·min-1)300700110015001 90023000.21.001.001.001.001.001.000.42.092.272.432.693.043.250.62.813.163.69 4.285.025.120.83.504.365.286.227.387.111.64.696.037.087.648.589.35表6 不同相对转速，不同平均面压下多副离合器的计算转矩相对于0.2 MPa摩擦转矩的倍数Tab.6 Multiples of calculated friction torque relative to 0.2 MPa平均面压/MPa相对转速/(r·min-1)300700110015001 90023000.21.001.001.001.001.001.000.42.101.991.861.801.781.780.63.172.992.71 2.552.492.460.84.204.003.553.283.153.101.68.168.016.966.195.725.46图15 试验测得不同相对转速，不同平均面压下摩擦转矩衰减系数相对于0.2 MPa 衰减系数的倍数变化曲线Fig.15 Tested multiples of attenuation coefficient relative to 0.2 MPa under different relative speeds and average pressures随着平均面压的增大，离合器平均面压大于临界平均面压，摩擦转矩衰减值继续逐渐增大；但是此时摩擦因数随着平均面压增大而减小的速度减缓，导致多副离合器的计算转矩的增大速度加快，并逐渐大于摩擦转矩衰减值的增大速度，因此摩擦转矩衰减系数随着平均面压的增大逐渐减小.4 结论1)试验测得六摩擦副的平均单副摩擦转矩仅为两摩擦副平均单副摩擦转矩的48%到93%，摩擦转矩衰减比例达到52%. 衰减的主要原因是，在摩擦副润滑冷却充足的条件下，多副离合器比少副离合器的粗糙接触摩擦占比小，粘性摩擦占比大. 相同相对转速与平均面压下，多副离合器的平均摩擦因数小于少副离合器的摩擦因数，导致多副离合器传递的单副平均摩擦转矩减小.2)研究给出了多摩擦副离合器转矩衰减系数的表达式，分析得到了摩擦转矩衰减系数随相对转速和平均面压的变化规律，可以指导多摩擦副离合器的摩擦转矩计算，为离合器转矩标定及控制规律制定提供依据.3)在相对转速较小时，摩擦转矩衰减系数较大. 随着相对转速的增大，初始阶段摩擦转矩衰减值减小速度小于计算摩擦转矩的减小速度，摩擦转矩衰减系数逐渐增大；随着相对转速的继续增大，摩擦转矩衰减值继续减小，计算摩擦转矩逐渐增大，从而导致摩擦转矩衰减系数逐渐减小.4)在摩擦副平均面压小于该相对转速下的临界平均面压时，随着平均面压的增大，摩擦转矩衰减系数逐渐增大. 而当摩擦副平均面压大于临界平均面压时，摩擦转矩衰减系数随着平均面压的增大逐渐减小.参考文献[1] 张京明,崔胜民,邬春会.汽车动力传动系参数的模糊优化[J].哈尔滨工业大学学报,2004,36(10):1322-1324.ZHANG Jingming,CUI Shengmin,WU Chunhui. Fuzzy optimization of automobile powertrain parameters[J]. Journal of Harbin Institute of Technology, 2004,36(10):1322-1324.[2] WALKER P D, ZHANG N, TAMBA R. Control of gear shifts in dual clutch transmission powertrains[J]. Mechanical Systems & Signal Processing, 2011, 25(6):1923-1936.[3] 刘小川,张志刚,石晓辉,等.湿式离合器接合压力对接合特性的影响研究[J].重庆理。
摩擦式离合器_压紧力_摩擦力和扭矩的力学关系__概述及解释说明
摩擦式离合器压紧力摩擦力和扭矩的力学关系概述及解释说明1. 引言1.1 概述摩擦式离合器是一种常见的机械装置，广泛应用于各种机械设备和车辆中。
它通过利用摩擦力来传递扭矩，实现输出轴与输入轴之间的连接或断开。
摩擦式离合器的性能受到压紧力以及所产生的摩擦力大小的影响。
本文将探讨摩擦式离合器中压紧力、摩擦力和扭矩之间的力学关系，并对其进行解释。
1.2 文章结构本文分为五个部分进行介绍和探讨。
首先是引言部分，对文章的主题进行了总体的概述和说明；接下来是对摩擦式离合器的介绍，包括其结构和工作原理；然后是对压紧力这一重要参数的详细解析；接着是对摩擦力与扭矩之间关系的论述；最后在结论部分总结了全文。
1.3 目的本文旨在深入了解并解释摩擦式离合器中压紧力、摩擦力和扭矩之间的关系。
通过对这些力学关系的研究，我们可以更好地理解摩擦式离合器的性能以及其在机械传动系统中的应用。
同时，本文也旨在为读者提供有关摩擦式离合器的基础知识和理论背景，以促进相关领域的深入学习和进一步研究。
2. 摩擦式离合器摩擦式离合器是一种常见的机械装置，用于连接和断开传动轴上的两个旋转部件。
它主要由两个主要部分组成：驱动部分和从动部分。
2.1 驱动部分驱动部分通常由发动机提供动力，通过输入轴将转动力矩传递给离合器。
在摩擦式离合器中，驱动部分包括压盘、发卡片和导向轴等组件。
- 压盘：压盘是安装在发卡片上的圆形或菱形金属板。
当发卡片施加压力时，压盘会受力并产生摩擦。
- 发卡片：发卡片是连接到引擎的旋转圆盘，通过液压、气压或弹簧等方式使其与压盘接触。
- 导向轴：导向轴用于支撑和固定整个驱动部分的组件。
2.2 从动部分从动部分通常由输出轴、摩擦片和承载座等组件组成。
- 输出轴：输出轴位于传输系统的末端，用于根据需要将转速和扭矩传递给其他机械装置。
- 摩擦片：摩擦片是安装在输出轴上的摩擦材料，通常为高温高压摩擦材料。
当压盘施加力时，摩擦片与压盘接触并产生摩擦力。
关于湿式离合器几个工作特性研究的开题报告
关于湿式离合器几个工作特性研究的开题报告一、研究背景湿式离合器作为一种传动部件，在汽车、摩托车等交通工具中广泛应用。
其作用是将发动机的动力传递给变速箱，并且在换挡时实现平稳的过渡。
湿式离合器通过在离合器片和壳体之间注入一定量的油液，形成摩擦阻力，在摩擦过程中将离合器片和壳体产生摩擦力，实现动力传递与断开。
因此，湿式离合器的性能特点对其传动性能具有重要影响。
二、研究内容本文主要从以下几个方面研究湿式离合器的工作特性：1. 离合器片压力对摩擦转矩的影响：通过实验探究不同离合器片压力下，摩擦转矩的变化规律，分析离合器片压力对摩擦转矩的影响机理。
2. 油液温度对离合器片摩擦特性的影响：通过改变油液温度，探究离合器片摩擦系数、摩擦转矩等特性变化规律，分析油液温度对离合器片摩擦特性的影响机理。
3. 离合器片磨损对摩擦特性的影响：通过对离合器片磨损程度进行实验控制，探究磨损对摩擦系数、摩擦转矩等特性变化规律，分析离合器片磨损对摩擦特性的影响机理。
4. 离合器片材料对摩擦特性的影响：通过对不同离合器片材料进行实验比较，探究材料对摩擦系数、摩擦转矩等特性变化规律，分析材料对摩擦特性的影响机理。
三、研究方法本文采用湿式离合器实验平台，通过改变实验条件，进行测量和数据分析。
为了保证实验的可靠性和精度，我们将采用以下实验方法：1. 变化离合器片压力：通过调节压缩机气压大小，控制离合器片压力的大小，进行离合器摩擦转矩的实验测试。
2. 变化油液温度：通过加热器加热油液，控制油液温度大小，进行离合器摩擦转矩、摩擦系数等特性变化的实验测试。
3. 控制离合器片磨损程度：通过人工制造离合器片不同程度的磨损，控制磨损程度，进行离合器摩擦特性的实验测试。
4. 比较不同离合器片材料：通过选用不同种类、不同材质的离合器片，进行性能比较和实验测试。
四、研究意义1. 对汽车摩擦传动机构的研究，对汽车传动系统的优化与改进具有一定的工程意义。
2. 对湿式离合器的工作性能特性研究，有助于进一步理解其工作原理和优化结构设计，提高离合器的可靠性和寿命。
离合器实验报告
离合器实验报告离合器实验报告引言：离合器作为汽车传动系统的重要组成部分，具有控制发动机与变速器之间的连接和分离功能。
为了深入了解离合器的工作原理和性能特点，我们进行了一系列的实验研究。
本实验报告将详细介绍实验的目的、方法、结果和分析，并对离合器的应用和发展进行探讨。
一、实验目的本次实验的主要目的是通过离合器的拆装和测试，了解离合器的结构和工作原理，掌握离合器的性能指标和实际应用。
二、实验方法1. 实验材料准备我们使用了一台标准的汽车离合器作为实验对象，准备了相应的工具和仪器，如螺丝刀、扳手、离合器测试台等。
2. 实验步骤（1）拆卸离合器首先，我们将汽车离合器的外壳拆卸下来，观察离合器的内部结构，包括离合器盘、压盘、释放器等部件。
（2）测试离合器性能接下来，我们将离合器安装在测试台上，通过踩离合踏板来模拟实际车辆中的操作。
通过测量离合器踏板力和离合器盘与压盘之间的摩擦力，来评估离合器的性能指标，如离合器的传递扭矩和传递效率等。
三、实验结果经过一系列的实验测试，我们得到了以下结果：1. 离合器的传递扭矩与踏板力之间存在一定的线性关系，随着踏板力的增加，离合器的传递扭矩也会增加。
2. 离合器的传递效率在不同转速下会有所差异，一般在高转速时传递效率较高，而低转速时传递效率较低。
3. 离合器的摩擦力与离合器盘和压盘之间的接触面积、压力和材料特性等因素有关。
四、实验分析通过对实验结果的分析，我们可以得出以下结论：1. 离合器的传递扭矩与踏板力之间的线性关系表明，通过调整踏板力可以实现对离合器传动扭矩的控制，从而实现发动机与变速器之间的连接和分离。
2. 离合器的传递效率与转速的关系说明，在高转速时，离合器的传递效率较高，这是因为高转速下离合器盘和压盘之间的摩擦力增加，从而提高了传递效率。
3. 离合器的摩擦力与接触面积、压力和材料特性等因素有关，这些因素的变化会影响离合器的性能和寿命。
五、离合器的应用和发展离合器作为汽车传动系统的重要组成部分，广泛应用于各类车辆中。
大型机动客车用离合器总成的摩擦特性测量与分析
大型机动客车用离合器总成的摩擦特性测量与分析摘要：大型机动客车离合器总成的摩擦特性测量与分析是汽车工程领域的重要研究方向之一。
本文通过分析大型机动客车的离合器总成，探讨了其摩擦特性的测量方法和相关分析内容。
首先介绍了离合器总成的组成和工作原理，然后详细介绍了摩擦特性的测量方法和仪器设备。
随后，通过实验数据的分析，得出了离合器总成在不同工况下的摩擦特性指标，并进行了相应的数据对比和分析。
最后，对实验结果进行了总结和讨论，并提出了对于离合器总成设计和调整的一些建议。
关键词：大型机动客车，离合器总成，摩擦特性，测量方法，数据分析一、引言随着交通运输业的发展，大型机动客车作为重要的载客工具，其安全性和可靠性备受关注。
离合器总成作为大型机动客车中的重要部件，其摩擦特性的稳定性对车辆的驾驶性能和安全性有着重要影响。
因此，对大型机动客车离合器总成的摩擦特性进行测量和分析是提升大型机动客车性能的关键之一。
二、离合器总成的组成和工作原理离合器总成主要由压盘、摩擦片、随动轮和释放轴承组成。
当离合器踏板被踩下时，离合器压盘受到压力，使摩擦片与随动轮之间产生摩擦力，从而传递动力。
当离合器踏板松开时，压力消失，离合器压盘不再受力，摩擦片与随动轮分离，断开动力传递。
三、摩擦特性的测量方法和仪器设备为了准确测量大型机动客车离合器总成的摩擦特性，需要借助专用仪器和设备。
常用的测量方法包括钳边滑移试验、摩擦力矩试验和液压脉动试验等。
3.1 钳边滑移试验钳边滑移试验通过模拟实际工况下离合器的使用过程，测量离合器在不同压力下的滑移量和边缘压力分布情况。
实验过程中，通过应变片、压力传感器等设备，获取与摩擦特性相关的数据。
3.2 摩擦力矩试验摩擦力矩试验通过测量离合器在不同转速和温度下的摩擦力矩，来评估其摩擦特性。
实验过程中，需要使用液力滑移试验台和液力滑动分析系统等设备，以获得精确的摩擦力矩数据。
3.3 液压脉动试验液压脉动试验通过测量离合器传动系统中液压泵和液压马达之间的压力脉动，来评估离合器总成的液压性能。
摩擦片离合器的工作原理
摩擦片离合器的工作原理
摩擦片离合器是一种常用的传动装置，其工作原理基于摩擦力的转换和传递。
它由两个摩擦片组成：一片连接到发动机的主动盘，另一片连接到传动轴的从动盘。
这两个摩擦片通过压力盘和螺旋弹簧进行预加载。
当离合器踏板松开时，压力盘会被螺旋弹簧压缩，使其与主动盘保持紧密接触。
此时，发动机的动力通过主动盘传递到从动盘，实现传动效果。
当离合器踏板踩下时，行程开关会激活离合器分离屏蔽器，从而释放压力盘上的压力。
这导致主动盘与从动盘之间的接触面发生分离，传动效果减弱甚至消除。
在离合器处于释放状态时，驾驶员可以更换档位或者切断动力输出。
当离合器重新连接时，压力盘重新与主动盘接触，从而重新传递动力。
摩擦片离合器的工作原理依赖于摩擦片之间的接触力和摩擦特性。
摩擦片通常由复合材料制成，能够在高速和高温环境下提供良好的摩擦特性和持久性能。
此外，离合器系统还配备了润滑装置，以减少磨损和摩擦片的热量产生。
摩擦片离合器在汽车和其他机械设备中广泛应用，为驾驶者提供顺畅的换挡和动力输出控制。
同时，定期的维护和保养可以确保离合器系统的可靠性和使用寿命。
汽车离合器摩擦面片摩擦性能试验
汽车离合器摩擦面片摩擦性能试验
吴张兵;杨翔宇;吕世明;陈思华
【期刊名称】《重庆理工大学学报（自然科学版）》
【年(卷),期】2014(000)012
【摘要】介绍了MVF-1 H摩擦试验机的结构和工作原理，在该试验机上对无石棉材质离合器摩擦面片进行摩擦试验。
对所得试验结果进行分析、处理，得出了影响离合器摩擦面片摩擦特性的因素，同时得到了试验力、温度、转速等因素对摩擦材料摩擦因数的影响规律，为离合器摩擦面片的设计、生产提供了一定的理论和试验基础。
【总页数】5页(P36-40)
【作者】吴张兵;杨翔宇;吕世明;陈思华
【作者单位】重庆理工大学车辆工程学院，重庆 400054;重庆理工大学机械工程学院，重庆 400054;重庆理工大学车辆工程学院，重庆 400054;重庆理工大学车辆工程学院，重庆 400054
【正文语种】中文
【中图分类】U463;TG115.5+8
【相关文献】
1.微型汽车离合器摩擦副摩擦因数的研究 [J], 莫易敏;周然杰;祁建德
2.工况条件对微型汽车离合器摩擦副摩擦因数的影响 [J], 袁智军;莫易敏;周然杰
3.汽车摩擦材料摩擦磨损性能试验的现状与发展 [J], 赵小楼;程光明;王铁山;邓石
桥
4.汽车离合器摩擦面片摩擦性能试验 [J], 吴张兵;杨翔宇;吕世明;陈思华;
5.汽车自动传动液摩擦特性的台架评定——离合器摩擦元件动态性能试验台的应用[J], Hydraulic Fluid Dirision Beijing [
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化。 英国学者鲍登等提出的黏着理论认为摩擦力由犁
沟力和黏着力组成， 其大小与两物体的实际接触面积
大小密切相关。 苏联学者克拉盖尔斯基认为摩擦力是
机械和分子作用阻力的总和， 并提出摩擦二项式定
律［１］ ：
Ｆ ＝ β（ αβＡ＋ｗ）
（１）
收稿日期： ２０１５－０６－３０ 作者简介： 陈思华 （１９９０—） ， 男， 硕士研究生， 研究方向� ｃｏｍ．
摘要： 试验研究某车用离合器摩擦片摩擦因数与转速、 压力间的关系， 通过排除磨损量和温度对摩擦实验结果的 影响， 得到该摩擦片在不同滑磨速度和压力下的摩擦因数值， 发现摩擦因数会随滑磨速度和正压力的增大而减小。 对 实验数据进行方差分析， 结果证明实验结论可靠， 并表明转速和压力对摩擦因数的影响相对独立， 没有明显交互作 用。 利用回归分析得到该摩擦片的摩擦因数关于滑磨速度和压强的近似表达式以及摩擦因数变化情况的拟合曲面。 通 过对比拟合曲面和实验测量值， 以及 ＭＡＴＬＡＢ 分析结果， 证明摩擦因数与压力和滑磨速度间的关系可以近似用二元二 次方程表示。
离合器摩擦片摩擦特性实验研究
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陈思华 杨翔宇 任志鹏
（ 重庆理工大学机械工程学院 重庆 ４０００５４）
离合器摩擦片的摩擦特性是制定 ＡＭＴ （ 机械式
自动变速器） 、 ＤＣＴ （ 双离合器自动变速器） 等自动
变速器控制策略和相关零部件设计的重要参考依据。
古典摩擦理论认为， 滑动摩擦中的摩擦力与正压力成
线性关系， 即摩擦因数为常数。 但试验研究表明， 同
一摩擦副的摩擦因数会因工况的不同而发生明显变
２０１６ 年 ５ 月 第 ４１ 卷 第 ５ 期
润滑与密封
ＬＵＢＲＩＣＡＴＩＯＮ ＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ
Ｍａｙ������ ２０１６ Ｖｏｌ������ ４１ Ｎｏ������ ５
ＤＯＩ： １０������ ３９６９ ／ ｊ������ ｉｓｓｎ������ ０２５４－０１５０������ ２０１６������ ０５������ ０２３
ＣＨＥＮ Ｓｉｈｕａ ＹＡＮＧ Ｘｉａｎｇｙｕ ＲＥＮ Ｚｈｉｐｅｎｇ
（ Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ ４０００５４，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ ｅｆｆｅｃｔｓ ｏｆ ｓｐｅｅｄ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｏｎ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ ａ ｃａｒ ｃｌｕｔｃｈ ｐｌａｔｅ ｗｅｒｅ ｓｔｕｄｉｅｄ ｂｙ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔｓ， ｂｙ ｅｘｃｌｕｄｉｎｇ ｔｈｅ ｉｍｐａｃｔ ｏｆ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ａｎｄ ａｍｏｕｎｔ ｏｆ ｗｅａｒ ｏｎ ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｒｅｓｕｌｔｓ ｔｈｒｏｕｇｈ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｄｅｓｉｇｎ，ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔｓ ａｔ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｓｐｅｅｄｓ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅｓ ｗｅｒｅ ｇｏｔ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔｓ ａｒｅ ｄｅｃｒｅａｓｅｄ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ ｏｆ ｓｌｉｐｐｉｎｇ ｓｐｅｅｄ ａｎｄ ｐｏｓｉｔｉｖｅ ｐｒｅｓｓｕｒｅ．Ｔｈｒｏｕｇｈ ｖａｒｉａｎｃｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｄａｔａ，ｉｔ ｉｓ ｐｒｏｖｅｄ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｒｅｓｕｌｔｓ ａｒｅ ｒｅｌｉａｂｌｅ，ａｎｄ ｔｈｅ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｆ ｓｐｅｅｄ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｏｎ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｉｓ ｒｅｌａｔｉｖｅｌｙ ｉｎｄｅ⁃ ｐｅｎｄｅｎｔ，ｔｈｅｙ ｈａｖｅ ｎｏ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔ ｉｎｔｅｒａｃｔｉｏｎ．Ｔｈｅ ａｐｐｒｏｘｉｍａｔｅ ｅｘｐｒｅｓｓｉｏｎ ｏｆ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｐｌａｔｅ，ａｓ ｗｅｌｌ ａｓ ｔｈｅ ｆｉｔｔｉｎｇ ｓｕｒｆａｃｅ ｏｆ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｗａｓ ｇｏｔ ｂｙ ｒｅｇｒｅｓｓｉｏｎ ａｎａｌｙｓｉｓ． Ｂｙ ｃｏｍｐａｒｉｎｇ ｆｉｔｔｉｎｇ ｓｕｒｆａｃｅ ａｎｄ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｒｅｓｕｌｔｓ ａｎｄ ｔｈｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ｒｅｓｕｌｔｓ ｂｙ Ｍａｔｌａｂ，ｉｔ ｉｓ ｆｏｕｎｄ ｔｈｅ ｒｅｌａｔｉｏｎｓｈｉｐ ｂｅｔｗｅｅｎ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ａｎｄ ｓｐｅｅｄ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｃａｎ ｂｅ ａｐｐｒｏｘｉｍａｔｅｄ ｂｙ ａ ｂｉｎａｒｙ ｑｕａｄｒａｔｉｃ ｅｑｕａｔｉｏｎ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｃｌｕｔｃｈ；ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔｓ；ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ；ｖａｒｉａｎｃｅ ａｎａｌｙｓｉｓ；ｒｅｇｒｅｓｓｉｏｎ ａｎａｌｙｓｉｓ
关键词： 离合器； 摩擦试验； 摩擦因数； 方差分析； 回归分析 中图分类号： Ｕ４６３������ ２１１ 文献标志码： Ａ 文章编号： ０２５４－０１５０ （２０１６） ０５－１１３－０４
Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ Ｒｅｓｅａｒｃｈ ｏｎ Ｃｌｕｔｃｈ Ｐｌａｔｅ Ｆｒｉｃｔｉｏｎ Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ
式中： Ｆ 是摩擦力； Ａ 是摩擦副面积； ｗ 是正压
力； α 和 β 是由摩擦副物理性质决定的系数。 由式
（１） 可推导出式 （２）：
ｆ
＝
αＡ ｗ
＋β
（２）
式中： ｆ 为实际摩擦因数。
式 （２） 表明摩擦因数随 Ａ ／ ｗ 值变化， 这与相关