湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计

湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 北京信息科技大学 题 目: 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统 与实验包箱设计 学 院: 机电工程学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 学生姓名 班级,学号: 指导教师,督导老师: 起止时间: 2013年 月 日 至 2013年 月 日 I 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 摘 要 本文对湿式多片离合器的温度测试设计用到的湿式多片离合器结构进行了功能原理设计改进，比较及选择，并对关键零部件进行了强度校核，结果满足设计要求。最后绘制了湿式多片离合器的装配图及零件图等。 湿式多片摩擦离合器的广泛应用于车辆、船舶及工程机械中一个重要的一个传动部件，它依靠摩擦片和对偶钢片之间的摩擦力去传递动力。在湿式多片摩擦离合器地接合过程，在控制油压得作用下，活塞压紧着摩擦副，由于离合器地主动部分与从动部分存在的转速差，因此摩擦片与对偶钢片的相互滑摩，产生大量的摩擦热。摩擦热流进摩擦片与对偶钢片之后，引起温度场整体改变，进而引起了热应力场产生，改变了各盘片地力学状态。由摩擦热的引起的离合器内部得温度场与热应力场得改变是离合器失效地重要因素之一，它将会导致摩擦片与对偶钢片地翘曲、局部的烧损、盘片面的材料剥离及表面热裂纹的生成等形式失效。因此，对湿式多片离合器摩擦副进行的热分析，对于解决因摩擦热引起地离合器失效富有较高的理论意义与实用价值。 热弹性的不稳定性将导致摩擦面上产生了局部的高温点，从而会导致材料的破坏、热裂纹的生成与摩擦振动得引起。湿式多片离合器得摩擦热是造成其失效的一个非常关键原因，想要解决掉离合器的热失效问题就必须对每个摩擦副进行热分析，取得了温度场与热应力场的总体分布特征，为离合器技术得发展提供一些依据。掌握了湿式离合器动态的接合特性是对湿式多片离合器进行较精准控制的大前提。湿式多片离合器动态的接合特性的研究内容是自动变速器的研发的重要的共性技术之一。 关键词:湿式多片离合器、温度测试、摩擦热、离合器的热失效。 II 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 Abstract Temperature test design in this paper, the wet type multi-disc clutch used in wet multi-disc clutch structure function principle design improvements, scheme comparison and selection, and the key parts has carried on the intensity, the results meet the design requirements.Finally draw the wet type multi-disc clutch assembly drawing and part drawing, etc. Wet multi-disc friction clutch is widely used in vehicles, ships, and is a very important part in engineering mechanical driving part, and it relies on friction between the friction piece and dual steel piece to transfer power.In wet multi-disc friction clutch engagement process, under the action of control oil pressure, piston compression friction pair, due to the active part and the driven part of the clutch speed difference exists, therefore the friction piece and dual steel piece sliding friction each other, producing a large number of frictional heat.Friction heat flow into the friction piece and dual steel piece, cause the change of temperature field, resulting in thermal stress, changes the mechanics state of disc.Caused by friction heat inside the clutch temperature field and thermal stress field of the change is an important factor of clutch failure, it will lead to friction piece and dual steel piece warp, partial loss, disc surface stripping and surface thermal cracks generated form of failure.Therefore, thermal analysis was carried out on the clutch friction pair, for solving caused by friction heat of clutch failure has higher theoretical significance and practical value. Thermoelastic instability produce local high temperature will lead to the friction surface, which can lead to material damage, thermal crack formation and friction caused by vibration.Wet multi-disc friction clutch friction heat is a key cause of the failure, to solve the clutch thermal failure must be carried out on the friction pair of thermal analysis, obtains the distribution characteristics of temperature field and thermal stress field, provide the basis for the development of clutch technology.Grasp the dynamics of wet clutch engagement characteristics is the premise of accurate control of wet clutch.Wet clutch dynamic joint research is one of the important common technology research and development of automatic transmission. III 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 、、、Wet type multi-disc clutchThe temperature testFriction heatThermal failure of Keywords: the clutch. 目录 摘要(中文) .............................................................. ? (英文) .............................................................. ? 第一章 综述 ................................................................ 1 IV 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 第一章 综 述 一、综述: 1.1、课题背景与研究意义 湿式多片摩擦离合器的广泛应用于车辆、船舶及工程机械中一个重要的一个传动部件，它依靠摩擦片和对偶钢片之间的摩擦力去传递动力。在湿式多片摩擦离合器地接合过程，在控制油压得作用下，活塞压紧着摩擦副，由于离合器地主动部分与从动部分存在的转速差，因此摩擦片与对偶钢片的相互滑摩，产生大量的摩擦热。摩擦热流进摩擦片与对偶钢片之后，引起温度场整体改变，进而引起了热应力场产生，改变了各盘片地力学状态。由摩擦热的引起的离合器内部得温度场与热应力场得改变是离合器失效地重要因素之一，它将会导致摩擦片与对偶钢片地翘曲、局部的烧损、盘片表面的材料剥离及表面热裂纹的生成等形式失效。因此，对湿式多片离合器摩擦副进行的热分析，对于解决因摩擦热引起地离合器失效富有较高的理论意义与实用价值。 湿式多片摩擦离合器主要依靠摩擦片与对偶钢片间摩擦的作用来传递运动与扭矩。在接合的过程中各个摩擦副相对滑动而产生的大量的摩擦热，传入到各偶钢片与摩擦片中。由于在接合过程中摩擦副的各部位的摩擦条件与运动状态会有所不同，生成摩擦的热流也会不同的，导致了摩擦片与对偶钢片的温升的不均匀。不均匀的温升会造成表面材料的热应力变化。材料在热应力的作用下容易造成热衰退，产生了初始裂纹进而并导致了表面的刮削现象会加剧，会产生摩擦副的局部烧损、盘片的表面材料的剥离、对偶钢片会发生翘曲与裂纹等现象。如果各个摩擦副得不到良好的散热，将会严重的影响离合器的转矩的容量。 在实际工作状态下，离合器各个摩擦接触面地压力分布状态往往是不均匀的，这就会造成接触压力高的一些区域产生了较高地温度场。具有较高温度场的区域进而会形成了较高的热膨胀，从而会导致更高的接触压力形成。这种正反馈的作用在相对滑动的速度超过一个临界的值的情况下将变得非常不稳定，加剧了摩擦表面的接触压力与温度场的不均匀性，导致了摩擦系统的不稳定性，这种现象被称为了热弹性的不稳定现象。 热弹性造成的不稳定性将会导致摩擦面表面上产生了局部高温点，进而会导致材料的破坏、热裂纹的生成与摩擦振动得引起。湿式多片离合器得摩擦热是造成其失效的一个非常关键原因，想要解决掉离合器的热失效问题就必须对每个摩擦副进行热分析，取得了温度场与热应力场的总体分布特征，为离合器技术得发展提供一些依据。掌握了湿式离合器动态的接合特性是对湿式多片离合器进行较精准控制的大前提。湿式多片离合器动态的接合特性的研究内容是自动变速器的研发的重要的共性技术之一。 1.2 国内外发展趋势 1 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 摩擦副地热失效问题在长期以来一直工程技术人员形成很大的困扰，引发了国内的外学者的广泛的关注。 1.2.1 温度场和热应力场研究 摩擦副在滑摩过程的研究结果涉及到了摩擦热在生成以及热流分配过程理论，这是因为摩擦热流进入了摩擦接触的面内，使得了摩擦副的温度场发生改变。由于在滑摩的过程中摩擦因数、相对滑动的速度、接触的压力等均不是恒定不变的，因此摩擦热流的密度也会不停的发生变化，此外因为散热条件的多变性，以及各个摩擦材料的物理属性随温度的变化而变化，整个过程将会是一个非常复杂的动态过程。所以相对滑动摩擦副所产生的热问题是一个相当复杂的大问题。国内的学者，周建钊等通过在研究工程机械的主离合器的工作特点地基础上，分析出了主离合器在工作时热传导的过程，给出了一些热传导的模型与温升的表达式，并将其用数值的解法求解，得出了摩擦片的温度变化的规律。 林腾蛟等人用有限元法等对湿式摩擦离合器的瞬态热传导的过程进行了仿真，求解出了空转与接合时摩擦片中的热传导的过程，并计算出了离合器在空转时的效率与润滑油出口的油温。得出了离合器在空转时，内外的摩擦片的最高温度随着摩擦因数以及润滑油的油压两者乘积的增大而增大的，入口的油温对于摩擦片的温度有一定影响作用;出口处的油温会随单位面积的摩擦力的上升而升高，并随流量的增大反而会降低的结论。 蔡丹等采用的实验方法研究出了对湿式摩擦离合器片的表面载荷的分布情况并对其翘曲而变形的结果的影响，研究中表明，湿式摩擦离合器片会在不同的工况的条件下分别的出现碟形的翘曲和波浪形的翘曲;在离合器的内齿片的外缘加载时， 接合过程的热负荷将集中于片外的边缘区域，容易引起离合器片的碟形的翘曲;如果在离合器的外齿片内缘加载时，接合过程中热负荷将集中于片内半径的区域，容易引起离合器片的波浪形的翘曲。 高耀东等人通过了对摩擦离合器的接合过程的特点的分析，进而得出了一种基于试验的数据进行的离合器摩擦片温度场的分析的方法，能够精确的计算出各个摩擦片的径向与轴向的二维的温度场。汪成明等人以制动中地盘式制动器作为研究对象，建立出了盘式的制动器的有限元的模型，模型中考虑了制动盘与摩擦衬片间的相对滑动，利用了非线性的有限元多物理场的方法，模拟出了制动的过程中的温度应力分布的情况。王志刚分析出了制动器的摩擦副的摩擦热的产生扩散以及对摩擦副所有性能的影响，不同的对偶摩擦副的“热影响的表面层”摩擦性能的变化及“热分解的温度”的重要意义。黄健萌等人建立出了一个紧急制动的工况下的三维瞬态热,结构耦合的计算的模型，运用 了ANSYS 中的非线性有限元的多物理场方法，数值模拟盘式制动器的制动的过程。 Tien-Chen Jen 等一些人利用解析法与数值仿真的方法以及对湿式离合器的对偶钢片地温升进行了研究，预测出了对偶钢片地温升，并且用实验验证出了解析法与数值仿真法所得出的结论都具有准确性。Anderson 和 Zagrodzki 等研究出了摩擦的表面局部的高温点的生成机理，指出了局部的高温点的产生将会降低摩擦副的性能。国内外的学者大多对摩擦副地温度场与和热变形过程进行了研究，而对温度场与热应力场进行了联合研究的较 2 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 少，对于热失效与热变形的成因研究也比较少，对热应力地研究大多也只是给出了等效的应力，而并没有深入的探讨各个应力的分量对热失效及热变形的影响。 1.2.2 热弹不稳定性研究 当两个物体之间产生了摩擦运动时，摩擦热将会在接触面中生成，进而形成了不均匀的温度场，从而会导致结构的热变形的形成，反过来又改变了对摩擦的表面接触的压力的分布及摩擦热流的密度的分布。这是一种反馈的现象，在摩擦因数与相对滑动的速度较大的情况下，这种反馈通常会是一种正反馈，将会导致总接触面积的变小，局部的高温点的生成，最终会导致摩擦副发生了热弹性的不稳定现象。 热弹性的不稳定现象首次先由 Parker 和 Marshall 于 1948 年通过在火车的制动的试验中发现，Barber 于 1969 年才首先对这一现象开展了一些理论与实验研究，他发现了热变形会使得摩擦表面的接触压力变得不均匀，部分的区域接触的压力很高，而剩余的区域的较低，即形成了接触压力的集中，促使了摩擦表面的高温点的形成，当热变形地速度超过了材料的磨损的速度，整个接触的区域将会变得非常不稳定，并在最终会导致失效。对热弹性的不稳定现象进行严格的理论推导是由 Burton 等人在 1972 年完成的，他们建立出了二维摩擦副的模型，采用了扰动法进行了研究。Burton 等人又在摩擦副的压力的分布模型中又引入了初始的扰动，并研究扰动的发展状况，即上升、下降或者保持其不变的状况。他们也发现了当摩擦副的相对的滑动速度超过了一个临界速度的情况时，摩擦副将发生热弹性的不稳定现象，并且在每一种扰动模式所对应是一个临界速度，不同是扰动模式对应不同的临界速度，若相对的滑动速度并没有达到临界的速度，那么这项扰动终将会发生衰减。1973年，Burton 等人研究出了两块无限大的平板的摩擦接触的稳定性准则，确定出了稳定的边界条件，并且研究出摩擦副的材料、摩擦因数及相对滑动速度等对稳定性产生的影响，发现当摩擦的副摩擦材料的属性相近的情况下，只有当摩擦因数很高时的情况下才会产生热弹性的不稳定现象。之后 Barber 又研究了两个半无限体的热弹性接触的稳态通解的问题，通过用解析势能方程的方法得到了稳态热弹性方程的通解，并且在轴对称的问题中得出了验证。Burton 对于处理这类问题的方法与 Barber 会有所不同，他将摩擦副的表面压力分布表达成了一个幂级数的方式来求解，这种方法的收敛速度比 Barber 的方法将要慢得多。 在摩擦系统会达到稳态之前，都将经历过一个瞬态的过程，实际的工况下，很多的摩擦系统没准都达不到稳态，摩擦离合器尤其会如此，因此对于研究瞬态的过程显得尤为重要。Barber 等人又建立了制动器的非稳态的轴对称的模型，以研究制动器的设计参数与运行参数对其产生的达到的最大温度的影响，结果将会显示当制动的过程较长时，在摩擦表面更容易形成局部的高温点，而且整个摩擦副的温度也会较高。因此，在其他的工况都相同的情况下，制动的时间越短，摩擦副的平均温度就越低。Azarkhin 和 Barber 又深入的研究了两个半平面板以恒定的相对速度滑动时的瞬态过程，得到了这个问题的又一个瞬态解。近些年来，很多国外学者都对瞬态热弹性的不稳定行为也做出了很多的探索，Zagrodzki 用数值的仿真法分析了对时域内离合器与制动器的瞬态的热弹性问题。Seong-ho Ahn 等用数此外散热条件的多变性，以及对于摩擦材料物的理属性随温度的变化而变化，整个过程将是一个非常复杂的动态的过程。因此相对的滑动摩擦副产生的热问题将是一个相当复杂的大问题。 3 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 国内的学者，周建钊等在对研究工程机械的主离合器的工作特点的基础上，分析出了主离合器在工作时的热传导的过程，给出了热传导的数学模型与温升表达式，并且用数值解法求解了， 得出了摩擦片的温度的变化规律。林腾蛟等用有限元法对湿式摩擦离合器瞬态热传导过程进行了仿真，求解了空转和接合时摩擦片的热传导过程，并计算了离合器空转时的效率及润滑油出口油温。得到了离合器空转时，内外摩擦片的最高温度随摩擦因数及润滑油油压两者乘积的增大而增大，入口油温对摩擦片温度有一定影响;出口油温随单位面积的摩擦力的增加而升高，随流量的增大而降低等结论。蔡丹等采用实验方法研究了湿式摩擦离合器片表面载荷分布情况对其翘曲变形结果的影响，研究表明，湿式摩擦离合 接合器片在不同工况条件下分别出现碟形翘曲与波浪形翘曲;在离合器内齿片外缘加载， 时热负荷集中于片外边缘区域，易引起离合器片的碟形翘曲;在离合器外齿片内缘加载，接合时热负荷集中于片内半径区域，易引起离合器片的波浪形翘曲。 高耀东等人通过了对摩擦离合器的接合过程的特点的分析，进而得出了一种基于试验的数据进行的离合器摩擦片温度场的分析的方法，能够精确的计算出各个摩擦片的径向与轴向的二维的温度场。汪成明等人以制动中地盘式制动器作为研究对象，建立出了盘式的制动器的有限元的模型，模型中考虑了制动盘与摩擦衬片间的相对滑动，利用了非线性的有限元多物理场的方法，模拟出了制动的过程中的温度应力分布的情况。王志刚分析出了制动器的摩擦副的摩擦热的产生扩散以及对摩擦副所有性能的影响，不同的对偶摩擦副的“热影响的表面层”摩擦性能的变化及“热分解的温度”的重要意义。黄健萌等人建立出了一个紧急制动的工况下的三维瞬态热,结构耦合的计算的模型，运用 了ANSYS 中的非线性有限元的多物理场方法，数值模拟盘式制动器的制动的过程。Tien-Chen Jen 等一些人利用解析法与数值仿真的方法以及对湿式离合器的对偶钢片地温升进行了研究，预测出了对偶钢片地温升，并且用实验验证出了解析法与数值仿真法所得出的结论都具有准确性。Anderson 和 Zagrodzki 等研究出了摩擦的表面局部的高温点的生成机理，指出了局部的高温点的产生将会降低摩擦副的性能。国内外的学者大多对摩擦副地温度场与和热变形过程进行了研究，而对温度场与热应力场进行了联合研究的较少，对于热失效与热变形的成因研究也比较少，对热应力地研究大多也只是给出了等效的应力，而并没有深入的探讨各个应力的分量对热失效及热变形的影响。PrMarklund 等人用小圆柱体等在盘片上滑动的简化模型进行了试验，模仿了湿式摩擦离合器的盘片在边界的润滑条件下的相对的滑动，研究出了不同的条件下的摩擦属性。 国内外的学者都大多对摩擦副的温度场与热变形进行了研究，反而对温度场与热应力场进行的联合研究的较少，对于热失效和热变形的成因的研究也比较少，对热应力的研究大多数也只是给出了等效的应力，而没有做深入的探讨各个应力分量对热失效与热变形的影响。目前国内的一些学者对摩擦副的热弹不稳定特性的研究还是很少，相关的资料还是很鲜见。 1.3 湿式多片摩擦离合器基本工作原理及几何模型 4 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 1.3.1 基本工作原理 湿式多片摩擦离合器是依靠对偶钢片与摩擦片之间的摩擦力来进行传动的，也正是因为摩擦力的作用下的滑摩运动才使得大量热量的生成，超过了一定限度之后最终将造成离合器的失效。湿式多片摩擦离合器的基本结构示意图，如图 1.1 所示。接合前，湿式多片摩擦离合器输入轴 1 与输出轴 4 转速是不相同的。接合时离合器的摩擦副发生了滑摩，这个过程中会生成大量的摩擦热，是整个离合器的工作与失效的关键的过程。 湿式多片摩擦离合器的接合是通过液压进行控制的，当需要通过离合器的接合传递动力时，液压泵将输出高压油，经过控制油路 7 推动使活塞 6 向左运动，在活塞 6的推力 2 和摩擦片 3 相互被压紧，由于两者间存在着一定的转速差，因此在作用下，对偶钢片 压紧力作用下发生的滑摩生成大量的摩擦热，直到对偶钢片 2 和摩擦片 3 无相对的滑动，两者以相同速度一起转动，最终实现转矩的传递。离合器脱排时，控制油路泄油，活塞由于复位弹簧的作用而向右运动，摩擦副的轴向压力消失，摩擦力瞬间减弱，实现离合器的脱排。 图 1.1 湿式多片摩擦离合器结构示意图 1—输出轴 2—摩擦片 3—对偶钢片 4—输入轴 5—复位弹簧 6—活塞 7—控制油路 1.3.2 几何模型 5 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 湿式多片摩擦离合器的主要的工作部件为对偶钢片与摩擦片，其中对偶钢片为一个具有一定厚度的圆环形的钢片，外边缘通过花键和输出轴相联接，摩擦片芯板由钢所制成，表面的摩擦材料为粉末的冶金材料，摩擦片的内边缘通过花键和输入轴相联，如图 1.2 所示。工作时，两者相互滑摩，依靠盘片间的摩擦力进行传递动力。 图 1.2 摩擦片和对偶钢片的三维几何模型 摩擦片表面的摩擦材料具有螺旋油槽和径向油槽的分布，如图 1.3 所示。为方便于对摩擦副进行有限元分析，故将对偶钢片与摩擦片的三维的几何模型简化处理，去除了不处于重点的研究部位的花键键槽，将径向油槽贯通全部螺旋油槽，如图 1.4 所示。 图 1.3 螺旋油槽和径向油槽 6 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图 1.4 摩擦片和对偶钢片的简化三维几何模型 1.4湿式离合器的特点 湿式离合器利用润滑油来冷却摩擦片，摩擦片在使用的过程中受单位时间内的产生热量的限制，但不受摩擦副的产生总热量的限制，所以它适用在离合器接合的过程中压力逐步的增加，发热的速度较慢的场合。这样的接合的过程，尽管会因此产生较多的热量，但润滑油会不断地将热量带走，离合器仍能够很好的工作。相比之下干式离合器，湿式离合器的应用特点如下所示: 湿式离合器优点: 1.工作性能稳定 2.换挡接合平稳 3.转矩容量大 4.磨损小，工作寿命长 5.操作使用方便 6.易于实现系列化、标准化 湿式离合器缺点: 1.分离时有相对摩擦损失 2.液压油加压相对于机械加压的问题 3.湿式离合器对摩擦材料、润滑油要求较高 1.5湿式离合器的研究意义 从湿式离合器的特点来看，湿式离合器是因为其稳定的工作特性在自动变速器系统中得到了广泛的应用，但其也存在着自的身固有的缺点，如何能够在实际的应用中尽可能的发挥其优势并消除弊端，一直都是研究湿式离合器的重点。因此，必须准确了解其具体的工作的特性，因此，对其接合的过程中滑摩特性及热负荷特性所进行的深入研究，对研制 7 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 具国产自主知识产权的新型的湿式离合器，提高我国的汽车关键零部件的研发水平具有重要指导与现实意义。 二、研究内容 2.1针对湿式离合器摩擦片热负荷试验的需求,测试系统及包箱应满足以下要求: (1)、要求所设计的离合器包箱能够实现离合器分离过程、结合过程和温度采集; (2)、温度测试系统应能够满足对湿式多片离合器工作过程的摩擦副界面温度状态测试的要求; (3)、被测试的离合器的两侧轴端能够安装传感器测试装置; (4)、合理设计摩擦片热负荷测试方案，如热传感器在摩擦片分布的位置等，以便能够反映出离合器在结合分离过程中的热变化; 2.2湿式离合器包箱设计: (1)、轴承座设计、滚动轴承的选择能够满足测试系统的要求，有效寿命满足实验包箱5000h的要求; (2)、润滑油道及控制油道的合理设计，能够满足分别给轴承和离合器润滑冷却。控制油通过配油套进入离合器控制油道，控制离合器结合; (3)、输入端电动机的选择; (4)、增速传动齿轮的设计，用于实现离合器的工作环境; 三、实现方法及预期目标 3.1湿式离合器包箱 被式离合器包箱根据离合器试验的要求专门设计加工。离合器包箱提供离合器实际工作环境，润滑油通过配油套进入输入轴中心油道，分别给轴承和离合器润滑冷却。控制油通过配油套进入离合器控制油道，控制离合器结合。如图2.1为离合器包箱实物图。 8 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图2.1离合器包箱实物图 根据题目要求，本设计中输入功率为90kw电动机，要模拟离合器总成转速达到标准，需要再加入一根轴为离合器总成提速，经改进如图2.2所示离合器包箱简图。 图2.2离合器包箱简图 9 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 二.湿式多片离合器温度测试设计方案 2.1设计简述 根据测试要求，需要独立设计出能够模拟出离合器的工作状态的机电结构，通过传感器以及处理设备的及时测出或者反映出离合器的摩擦片的温度的分布情况，找出其工作温度的最大值点。根据此要求，我们通过两种方案对比进行设计。一种是将离合器改造为一个制动器，通过惯量的适当设计以及制动时间的控制，模拟出离合器的实际工况。另一种是在使用离合器的原理，让从动件的转速从0变为一定的速度。 整个系统，需要电机提供动力，有附加飞轮进行惯量的调整，由温度、压力、流量、转矩、转速传感器进行信号采集，由集流环进行传感器动静结合，由油压控制系统进行离合器的控制，由数据采集系统进行数据处理，最终得到实验数据。试验系统原理示意图如图3-1: 数据采集系统 温度、压力、流 量传感器 被试电机 T/n传集流环(根惯量 T/n传负载离合 感器 据方需要) 感器 装置 器包 接合油压控、润滑 油控制系统 图3-1 试验系统原理示意图 2.2方案设计 2.2.1结构设计 结构设计方案有两种，一种是利用制动器原理进行实验;另一种在原离合器进行改装进行实验。 方案1(制动器试验方案 使用制动器原理进行实验，即被动件与箱体依靠花键相连接无相对的转动，以便布置传感器，主动件在被动件的作用下由转动变为静止。其主体结构见图3-2。 10 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-2 制动器试验方案 方案2(原离合器改造方案 保留原湿式多片离合器的总体结构，将多副对偶片改为单对对偶片，并将其设计为框架结构。将传位移、压力感器模块的布置模块化，以便灵活地安装在框架上。而温度传感器则通过轴向打孔进行安装。另外，摩擦副中间框架部分，两侧为摩擦片，这样以便测出摩擦片与钢片的温度。见图3-3。 11 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-3 离合器测试改造结构 2.2.2传感器 方案1(采用MCMHW红外线温度的测量装置，通过观察其显示特征得到温度场。该装置主要由探测器(含光敏元件和前置放大器)、校准面源、面源温控及前放电源、多自由度减震台和对中设备组成。 MCMHW的工作原理:当被测件表面发射的红外线通过窗口和透镜组成的光路成像在敏感元件表面时，光子的能量被敏感元件吸收，并产生电压。光子的能量和数量与被测件表面的温度以及发射频率有一定函数关系，并且决定着敏感元件所产生的电压大小，因此可以通过电压得到被测件的表面温度。其工作示意图如图3-4,安装位置如图3-5。 图3-4 MCMHW测量示意图 1.摩擦片; 2.透镜; 3.探测器 12 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-5 MCMHW的安装位置 方案2(采用热电偶传感器，分别测钢片径向不同位置的温度，及时显示出来。由于传感器随主被动件旋转，则需安装集流环。温度传感器周向分布和径向分布见图3-6(a)和图3-6(b)。 (a) 传感器周向分布示意图 13 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 (b) 传感器径向分布示意图 图3-6 传感器布置示意图 2.2.3集流环 方案1(红外线集流环 [6]采用红外线集流环(以下简称RCD)系统进行信号采集。其原理是利用红外线发射电压V/频率F转换的脉冲信号，其原理如图3-7所示。 图3-7 RCD基本原理图 RCD的发射端安装在被测体的同轴上并同步旋转，发射端则静止地固定在旋转轴断面中心线上。其发射与接收装置的安装示意图如图3-8。 14 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-8 红外线发射接收装置安装示意图 1.贴传感器区;2.线路板;3.防护罩;4.接收管;5.发射管;6.电源 方案2.采用接触式集流环 如图3-9(a)所示，为接触式的集流环的原理图。 (a) 开式集流环原理图 2.3方案比较和方案选择 2.3.1结构选择 方案一优点: 1.采用制动器结构，使得其结构更加简单，并且可以任意加大或改变静止部分的尺寸及形状，能够更加方便的进行数据的采集，以便来满足传感器或者数据采集要点的特性。 15 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 2.采用固定式的结构，方便传感器和线路的布置，使得传感器线路的数量和位置不受限制。而且可以免除集流环等部件，能够方便安装，不用担心数据的误差会因为集流环的磨损而造成。 3.采用固定式的结构，不用考虑两轴同轴度高的要求，并且静止摩擦片的适当松动可以根据主动摩擦片的运动调节自身角度一遍受力均匀，使实验数据更准确。 方案一缺点: 1.采用固定式的结构，只能模拟离合器工作状态而不能真实反映出其工作状况及摩擦状态。并且对制动时间和施力大小的控制状态要求非常高。 2.采用固定式的结构，两摩擦面为一副，因此轴向压力最终作用在底座和主动轴上，影响试验结果。 方案二优点: 1.采用改造方案，与真实离合器结构相似，得到的数据更符合离合器实际工况。能具有说服力，更能够体现离合器在实际工作中的状态，以便对其进行改造。 2.采用改造方案，实验过程简单易操作。 3.采用改造方案，两个轴均不会产生明显轴向压力，利于实验进行。 方案二缺点: 1.结构较为复杂，加工、装配精度要求较高，成本较高。 2.两个半轴均有转动，需装集流环。 3.由于集流环线数有限，单次采集信息量有限，将增加实验次数和难度。 分析与选择:从以上分析可以看出，方案一主要是结构简单，单次测量数据量大，但是其模拟离合器工况对其制动的控制要求非常高甚至难以实现，又由于本实验旨在测出离合器实际工况中摩擦副的温度场，并且使得实验过程中误差尽量小，因此方案二为最佳选择。 2.3.2传感器选择 采用红外线的温度测量装置，能够直接的测出摩擦片表面温度，数据更加可靠，但是其安装会破坏摩擦副的结构，带来不可避免的误差影响。采用红外线温度测量装置，其测量精度有限，虽然能直接测出摩擦片表面温度场，但无法更深一步的精确。 采用热电偶的传感器，虽然无法直接测量出摩擦副表面温度，但是可以在轴向重复布置，以根据其温度变化关系推出摩擦副表面温度场，找到热点。再加上热电偶传感器的精度很高，能够避免传感器带来的误差。 因此，本实验选用热电偶传感器。 2.3.3集流环选择 RCD优点是简单实用，可靠性高，能够省去很多的信号线的安装，但是精度太低，对实验的数据影响较大。 采用接触式集流环，安装比较复杂，对实验平台的设计有一定的要求。但由于其精度较高，能够使实验数据更加可靠。 16 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 因此，本实验选用接触式的集流环进行实验。集流环的设计在后面也将写到，根据实际情况来设计更为符合的的集流环结构。 2.4方案确定 本实验方案为:在原离合器上进行改造，多对摩擦面改造为两对摩擦面;选用热电偶传感器进行温度信号采集;使用接触式集流环采集测量信号。 三、结构及参数设计 3.1主体结构 主体结构采用离合器基本结构进行改造，主要是为了方便传感器的布置以及集流环的布置，并且使得冷却油能够单独供给以便分析其关系，同时保证了改造后的离合器能够符合实验的要求，并且强度符合。 试验台提供了两种方案:一，将离合器作为一个功能件，使用联轴器连接其输入端;二，将离合器安装于减速箱内，即由齿轮副进行转矩输入。因此，离合器的主体结构中，既有输入齿轮，也包含有联轴器输入端，方便试验台两种方案的实施。 由于传感器需要布置在钢片内，钢片需要变形加厚，因此中间为内花键摩擦片，与活塞相接的为加厚的外花键钢片，摩擦片另一侧为外花键压板。而为了方便油道布置，因此将外花键轴部分作为输入端，缸套部分为输出端。如图3-10。 17 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-10 离合器主体结构示意图 3.2传感器布置 1.传感器位置 实验所用温度传感器为热电偶的温度传感器，其特点是精度高，布局简单。由于本实验旨在找出摩擦表面热点所在的位置，因此需要在径向和周向各个位置布置传感器。为推导出钢片的表面温度，需在轴向均布多组传感器。 图3-11 钢片结构 如图3-11所示，钢片的为外花键，周向为周期性结构(共18个花键齿)。径向包括圆周区和花键区，轴向结构无变化。根据测量要求和钢片结构特点，传感器布置方案如下。 周向:选定的三个特征位置如图3-12，从左到右依次为齿中位置，齿边位置，齿间位置。 (a)齿中位置 (b)齿边位置 (c)齿间位置 18 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-12 钢片周向结构示意图 径向:径向选用三个位置，如图3-13所示，其直径分别为185mm,215mm，245mm。 图3-13 钢片上传感器孔径向尺寸 轴向:需要通过轴向多点温度的测量来推导钢片表面温度，因此选择5个点进行测量。由传感器直径要求，将每个孔直径定为2mm，轴向间隔为3mm，靠近表面的孔轴心距离表面距离为2mm。 根据以上布局，可得出，在径向和周向的布局位置为3×3=9个，考虑到轴向的5组，传感器总数为:3×3×5=45个。其径向和周向的布局如图3-14所示。 19 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-14 传感器的布局示意图 2.传感器填充料 由于传感器所占的空间破坏了钢片的自身结构，其导热性发生了变化，会使所测数据无法接近最真实的情况，因此需要在钢片的传感器的位置孔进行填充热传导材料去消除干扰。 3.3控制油道设计 控制油推动活塞，活塞推动钢片，使对偶摩擦副的接触，从而使离合器结合。控制油道布局在缸套轴上。考虑到离合器为两个半轴，装配时需要定位轴进行定位，因此油道不能布置在轴心。 如图3-15所示，为控制油道的布置方案。油道入口在轴承端盖延伸出，经过缸套轴的圆环槽和圆孔通向缸套的活塞缸。考虑到加工问题，缸套轴上轴向孔由缸套一端加工。加工完毕后，用螺塞封口。在轴承端盖油道孔与缸套轴接触部位，使用动密封环进行控制油的密封。同时，在其外端使用自紧油封圈进行整个系统的密封。 20 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-15 控制油道布置方案 根据通入流量和缸套内流量相等:AvtSx,,,,，得 Sx, A=vt, (3-1) 2式中A——控制油道的截面积，mm; v——控制油的流速，mm/s; t——控制时间，s; 2S——活塞的作用面积，mm; x——摩擦片的总间隙，mm; 2活塞作用面积S=36644mm;湿式离合器中，控制油的流速取v=2500mm/s，根据实验条件取t=0.2s，x=1.2mm。代入式(3-1)得: Sx,，366441.22A==44mm, vt,，25000.2 2考虑到会有泄油等的因素，取A=50mm,得控制油道直径: A50d,,，22=7.98mm，取d=10mm。故控制油道按4个分布，其直ππ 2dd,,5mm径。 控4 3.4弹簧设计及摩擦转矩的计算 本设计改造的湿式多片离合器的摩擦副材料为:摩擦片材料选用粉末冶金，对偶钢片的材料为钢片。内齿摩擦片的大径249mm，小径159mm。铜基粉末冶金摩擦材料大径D=248mm，小径d= 172mm。摩擦片基片厚度2mm，一侧粉末冶金厚度0.6mm。静摩擦系数μ=0.1~0.14，动摩擦系数s μ=0.04~0.07。 d[8]1.离合器摩擦转矩 T=μ?K?F?r?Z fcne 21 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 (3-2) 式中μ——材料摩擦系数，对于离合器转矩计算采用静摩擦系数; K——压紧降低系数; n F——作用在单片摩擦片上的法向压紧力，N; r——等效半径，mm; e Z——摩擦副数。 2.等效半径r e Rr， r,e2 (3-3) 式中r——摩擦片内圆半径，mm; R——摩擦片外圆半径，mm。 3.作用在单片摩擦片上的法向压紧力F F=F+F-F stlsp (3-4) F——主油压作用在活塞上的静压力，N; st F——液压缸离心油压作用在活塞上的离心油压作用力，N; l F——回位弹簧力，N。 sp 4.主油压作用在活塞上的静压力F st F=P?π (3-5) stst 式中P——离合器操纵油压，MPa; st R和R分别表示液压缸内、外半径，mm。 12 5.油的密度p p=p-v(t-20) (3-6) 20 式中p——油在20?时的密度，g/cm?; 20 v ——石油密度温度系数; T——油的工作温度。 6.回位弹簧力F sp F=N?k(x-x) sp0 (3-7) 式中N——回位弹簧个数; K——回位弹簧刚度系数，N/mm; x——回位弹簧自由长度，mm; 0 x——回位弹簧预压缩后的长度，mm。 回位弹簧个数N=20，回位弹簧刚度系数k=36.2N/mm，回位弹簧自由 长度x=43mm,回位弹簧预压缩后的长度x=36mm,代入式(3-7)得 0 F=N?k(x-x)=20×36.2×(43-36)=5068N sp0 将F=51301N、F=39731N、F=5068N代入式(3-4)得 stlsp F=F+F-F=51301+39731-5068=85964N stlsp 将μ=0.12、K=0.9、F=85964N、r=105mm代入式(3-2)得 ne T=μ?K?F?r?Z=0.12×0.9×85964×105×0.001×Z=974.7ZNm fcne 3.5润滑、冷却油道设计 22 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 3.5.1油道布局 实验要求冷却油量可控，而离合器的冷却油道和润滑油道是共用的，因此需要将两者分开进行设计。 实验中，需将冷却油直接向两幅摩擦副表面，因此冷却油道布置为轴心孔通向摩擦幅位置。如图3-16所示，为实验离合器冷却油道布置方案。冷却油通过轴承端盖 的油道进入主动轴心油道，再由30?斜孔进入摩擦副表面。为了方便加工，轴心油道从齿轮一端开始加工，完成加工后使用螺堵进行封堵。 图3-16 冷却油道布置方案 3.5.2油道参数计算 ?结合时间 图3-17和图3-18分别为图为摩擦离合器的接合简图和摩擦离合器的接合过程特性曲线。在接合前，主、被动部分各自以ω和ω转动，接合后，12主动部分将动力传递给被动的部分，使被动部分克服阻力矩并加速转动。而主动部分由于输入动力转速将稍有下降，经过时间t后，主、被动部分1达到同步运转，完成接合，到时间t，整个系统加速并达到主动部分接合2 前的转速。 图3-17 摩擦离合器接合简图 23 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 图3-18 摩擦离合器的接合过程特性曲线 根据运动关系可得: dt,()1 (3-12) ,,TTInd1dt dt,()2 (3-13) ,,TTI2ddt 式中T——动力装置的驱动转矩，Nm; n T——离合器的摩擦转矩，Nm; d T——离合器的工作转矩，Nm; I、I——主被动被封的转动惯量，kg?m?; 12 ω(t)、ω(t)——与时间有关的主、被动部分的角速度，r/min。 12 由上式积分可得离合器结合时间: II(),,,1212 (3-14) t,1ITTITT()(),，,ddn12 取摩擦系数为动摩擦系数错误～未找到引用源。=0.06,代入得式 (3-2)得 T=μ?K?F?r?Z=0.06×0.9×85964×105×0.001×2=974.7Nm ddne 输入到离合器主动件的转矩TI=780×0.4924=384Nm，工作转矩T=0， 代入式(3-14)得到离合器结合时间 π，，,，2462953100，，II,,,()121260 t,,,0.3103s1ITTITT,，,，,，，,()()2974.704(974.7384)，，ddn12 [9]?滑摩功 在接合时间t内，主、被动摩擦元件之间存在相对滑动，其消耗的功1 24 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 即为摩滑摩功，可用接合时间内主动部分的输入功与被动部分的输出功之[9]差计算得到: 2IIT,,,，，d1212 (3-15) W,2ITTITT,，,，，，，，，ddn12，， 设主动部分在结合过程中转速不变，将数据代入式(3-15)，得到滑动摩擦功 2π，，2462953100974.7，，,，，2，，,,IIT,,,，，30d1212，，5W=1.01210J,,，ITTITT222974.7-0+4974.7-384,，,，，，，，，，，，，，，，，，ddn12，，，， ?滑摩功率 [10]滑摩功率P等于滑摩功W与接合时间t的比值 1 W (3-16) P,t1 代入数据到式(3-16)，得滑摩功率 5W1.01210，5 P,,,，3.4810Wt0.31031 ?平均温升 [16]油冷却湿式摩擦离合器的平均温升 nW,,t (3-17) 60pcq 式中n——每小时内摩擦装置结合次数; W——结合一次滑动摩擦功，J; p——冷却油密度，kg/L; c——冷却油质量比热容，J/(kg?C); q——冷却油流量，L/min。 摩擦装置的平均温升须小雨冷却油的需用温度或者摩擦装置的需用温度，即: Δt?[Δt] (3-18) 式中[Δt]为摩擦装置许用平均温升，?。 冷却油选用15W40-CD，密度ρ=0.8516g/cm?，质量比热容C=1870J/(kg??C)。 设定离合器每分钟结合一次，则每小时结合次数为n=60。 查得[Δt]=70?。令Δt=[Δt]，得: 5nW601.01210，， q,,,0.9079L/min60600.8516187070pct,，，，,, 25 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 取q=1L/min。代入式(3-17)得平均温升: 5nW601.01210，， ,,,,,,,tt63.670??,,60600.851618701pcq，，， [10]?单位面积吸收的功 摩擦装置在一次结合过程中，摩擦片单位面积吸收的功，又叫做能量密度，即 WWW (3-19) ,,,e,AZAZAe0 式中错误～未找到引用源。——总摩擦面积，mm?; 错误～未找到引用源。——一副摩擦副一面的有效摩擦面积，mm?; φ——重叠系数; A——一副摩擦副一面的摩擦面积，mm?; 代入数据到式(3-19),得到单位面积吸收功 5W1.01210，42e,,,，2.88410J/mm 22,ZA20.712486，，，,π，， ?油道直径 [11]根据公式q=Av=错误～未找到引用源。v推导出，油道直径公式: 4qd, (3-20) πv 式中d——油道直径，mm; Q——冷却油量，L/min; v——冷却油流速，m/s。 根据实验要求，冷却有流速取v=5m/s。带入数据到(3-20),得到油道直径 4411000q，d,,，,2.06mm ππv，560 取油道数量为n=2，则每个油道直径d=d/错误～未找到引用源。1 =2.06/错误～未找到引用源。=1.46mm,取值d=2mm。中心油道取1 d=3mm。 2 3.6集流环布置 实验采用开式的接触式集流环，线数为9个，即可同时测出9个数据。集流环布局在轴端，其信号线由装有传感器的摩擦钢片通过的缸套轴上的开口槽引入，再通过外壳接线与信号处理的设备相连。 26 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 摩擦片压板钢片活塞 控制油主动齿轮飞轮 缸套轴集流环联轴器集流环 图3-21 集流环分布示意图 如图3-21所示，为集流环分布示意图。集流环的分布在离合器轴承座外侧。连接钢片传感器信号线的集流环的引线路通过缸套轴上的开口槽引入，再通过集流环上的接线柱引入处理设备进行数据分析。摩擦片的内部传感器信号线则通过冷却油道引入并通过集流环接线柱引入处理设备。集流环一端为缸套轴轴肩顶住，另一端使用卡簧进行定位和固定，以保证集流环在离合器高速的旋转条件下正常工作。集流环的内环和两轴之间采用过度配合。如图3-22所示。 图3-22 集流环安装方案 3.7传动比确定及齿轮设计 由于集流环需要将转子上的信号引入到定子上输出。故将需要两个轴来完成输入输出以及集流环信号输出。可以将陪式变速箱简略引入到离合器包箱内。 3.7.1传动比确定 数据如下: 试验台电机转速max:6000r/min 离合器模拟工作转速:10000r/min 拟定离合器与输入轴传动比:i=5000/10000=0.5 3.7.2齿轮参数设计 1.齿轮轴: 摩擦片啮合齿轮 27 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 分度圆直径:165mm 模数:m=2.5 齿数:z=66 齿顶圆直径:170mm 齿根圆直径:158.75mm 与输入轴啮合小齿轮 中心距:a=240mm 分度圆直径:160mm 模数:m=2.5 齿数:z=64 齿顶圆直径:165mm 齿根圆直径:153.75mm 2.输入轴: 分度圆直径:320mm 模数:m=2.5 齿数:z=128 齿顶圆直径:325mm 齿根圆直径:318.75mm 3.钢套轴:齿轮参数与齿轮轴齿轮参数相同。 4.输出轴:齿轮参数与输入轴齿轮参数相同。 3.8箱体结构 1.箱体方案 箱体分为箱体座和箱盖，以离合器轴线水平面为分界线分开，并用螺 柱进行连接。箱体座主要承担离合器产生的作用力以及固定作用，箱盖起 固定和定位作用，同时要求箱体密封良好。 2.箱体参数计算 [12]经计算得到箱体如下结构参数，如表3-3。 表3-3 箱体参数 名称 符号 尺寸/mm 箱盖壁厚 δ 10 1 箱座凸缘厚度 b 15 箱盖凸缘厚度 b15 1 箱座底凸缘厚度 b20 2 地脚螺钉直径 d M24 f 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 d M16 1 箱盖与箱座连接螺栓直径 d M12 2 连接螺栓d间的距离 l 140 2 轴承端盖螺钉直径 d M10 3 定位销直径 d 8 ddd至外箱壁距离 c 30 、、12f1 ddd至凸缘边缘距离 c 20 、、12f2 28 湿式离合器摩擦片热负荷测试系统与实验包箱设计 轴承旁凸台半径 R 40 1 凸台高度 h 70 外箱壁至轴承端面距离 l 82 1 缸套至内箱壁距离 Δ 52 1 主动齿轮至内箱壁距离 Δ 54 2 箱盖、箱座肋厚 m、m 8 12 轴承端盖外径 D 166 2 轴承旁连接螺栓距离 s 166 29