干式双离合器热力学特性分析

田杰 卜修全 王晓庆

摘 要：干式双离合器频繁的分离和结合过程会产生大量的摩擦热，因此离合器各零件温度不宜过高。本文针对离合器的温度场变化情况，建立了发动机动力学模型、传动模型，然后对离合器的两种起步工况进行热-应力耦合分析，确保离合器在适宜的温度下正常工作。

关键词：模型; 双离合器; 热应力; 热耦合

中图分类号：U463.212        文献标识码：A       文章编号：1006-3315（2021）10-207-002

干式双离合器有传动效率高、质量轻、价格便宜等优点，且在换挡过程中能够通过两个离合器的精确切换，实现动力的不间断传递，同时在经济性、动力性和舒适性等方面表现突出。频繁的分离和结合过程使离合器摩擦副主动部分和从动部分相互作用，产生大量的摩擦热，引起离合器的温度迅速升高，若热量得不到及时散发，会引起双离合器摩擦副零部件温度过高甚至烧毁摩擦片。因此对离合器的热应力分析就极为重要。热应力分析是有限元分析[1-3]的一种，本文将利用它研究离合器耦合场问题。

1.车辆动力学建模与几何模型的建立

1.1发动机动力学模型

与换档过程离合器的滑摩所产生的热量相比，汽车起步过程产生的热量更多，更容易造成离合器失效。因此本文选取汽车的起步工况，对干式双离合器进行热力分析。为了给热力分析提供准确的边界条件，现对汽车起步过程进行动力学分析。

为了仿真起步过程中汽车的动力学特性，需要建立准确的发动机动力学模型，确定汽车在起步过程中节气门开度与输出转速和输出转矩之间的函数关系。本文通过检测发动机在某一固定油门开度和转速下输出的稳态转矩，得到发动机动力特性数据表，再通过样条差值的方法确定发动机油门开度、转速与稳定输出转矩的曲线。

1.2传动系统模型

为了分析汽车起步过程中双离合器的动力学特性，还需建立传动系统动力学模型。汽车传动系统是一个复杂的多质量、多自由度系统，不易对其进行精确建模仿真，故在保证传动系统力学特性和计算精度前提下进行以下假设：（1）系统是由无弹性的惯性元件组成;（2）忽略轴的横向振动、系统的间隙和阻尼。

根据以上假设将其传动系统简化为一个离散化的当量系统，并建立装配干式双离合自动变速器汽车的起步过程动力学模型。其中离合器主动盘之前的转动惯量向离合器输入轴转化，离合器从动盘后的转动惯量向变速器输出轴转化。对于装配干式双离合自动变速器的汽车，其起步模式可以分为单离合器起步和双离合器起步两种起步模式。其中，单离合器起步模式又可分为单离合器Ⅰ档起步和单离合器Ⅱ档起步;双离合器起步模式可分为双离合器Ⅰ档起步和双离合器Ⅱ档起步。单离合器Ⅰ档起步是由离合器K1完成起步过程。单离合器Ⅱ档起步是由离合器K2完成起步过程。双离合器Ⅰ档起步是指汽车起步初始阶段离合器K1、K2同时参与汽车的起步过程，当离合器K1主动部分与从动盘相对转速达到一定目标阀值时，离合器K2不再参与起步过程，且離合器K1继续结合，直至主从动盘同步，完成汽车起步过程。双离合器Ⅱ档起步是指汽车起步初始阶段离合器K1、K2同时参与汽车起步过程，当离合器K1主动部分与从动盘相对转速达到一定目标阀值时，离合器K1不再参与起步过程，且离合器K2继续结合，直至主从动盘同步，完成汽车起步过程[4]。

1.3几何模型、材料模型的建立

在结合过程中，摩擦副不同的接触区域会产生不同的热应力和热变形，使离合器内部产生分布不均的热应力和热变形。而分布不均的热应力使得摩擦副上产生高温点，加快了温度场的不均匀。中间驱动盘和压盘在热-应力耦合作用下会出现翘曲、裂纹。因此对干式双离合器进行热-力耦合分析，研究其在结合过程中的温度-应力耦合场变化情况。直接耦合法、间接耦合法是热-应力耦合分析的主要研究方法。由于直接偶合法计算精度要高于间接耦合法，因此本文采用直接耦合对干式双离合器进行热-力耦合分析。

在对离合器K1进行热-应力耦合研究时，主要关注其压盘耦合场、中间驱动盘耦合场、摩擦片耦合场。为方便对单个零件进行耦合场分析，在不影响分析精度的情况下，把这些零件从干式双离合器中分离出来，并且对零件结构进行适当的简化，忽略摩擦片上的沟槽、零件上过小的圆角，以方便其热-应力耦合特性有限元分析[5]。用软件CATIA建立离合器K1简化三维实体模型，将简化三维实体模型以*.STP格式导入到软件ABAQUS中，并进行有限元网格划分，其中所选取的单元类型为DC3D8，单元总数为30401。

离合器摩擦片材料为铜基粉末冶金材料，其材料特性呈现各项异性的特征，准确测量材料的物理特性相当困难，故将其认为是各向同性材料，且认为材料物理特性参数不随温度和时间的变化而变化。离合器压盘和中间驱动盘材料为铸铁，也认为其材料为各向同性材料，且材料物理特性参数不随温度和时间的变化而变化[6]。

2.双离合器温度场分析

2.1对流换热系数的确定

干式双离合器的结构和冷却方式都影响着对流换热系数的大小。关于对流换热系数的公式都只能计算出近似的换热系数，计算时只要仿真结果和实际值偏差在30%以内，那就认为对流换热系数的取值合理。干式双离合器压盘、中间驱动盘与空气的对流换热为强制对流换热，其对流换热系数可由盘式对流换热系数经验公式得到。

2.2热量分配因数的确定

本文已假设滑摩产生的热量全部被摩擦副吸收，吸收的这部分热量在中间驱动盘、压盘和摩擦片接触表面进行分配，其分配系数为Kq，输入到中间驱动盘和压盘的热流密度为q1，摩擦片的热流密度为q2[7]。经计算得到，在中间驱动盘-摩擦片接触对和压盘-摩擦片接触对中前者与后者的热量分配比为61.45%、38.55%。

2.3有限元边界条件施加

（1）建立接触对：定义接触属性，建立中间驱动盘-摩擦片和压盘-摩擦片之间的接触对，其中设置摩擦热量分配比为61.45%、38.55%。

（2）确定热边界条件：忽略材料的磨损现象，认为离合器滑摩产生的热全部被摩擦副吸收;假设摩擦片摩擦因数不随温度的升高而发生改变，在分析中还假定中间驱动盘和压盘固定不动，摩擦片做减速运动，转速大小为△n。

（3）确定位移边界条件;摩擦片绕其轴线旋转，转速为Δn;中间驱动盘在其凸耳处施加全约束;压盘在其凸耳处约束X轴、Y轴方向的位移，在Z轴方向上施加力F。

3.热-应力耦合仿真分析

3.1单次起步工况

（1）压盘耦合场分析

由汽车起步过程压盘不同时刻的热-应力耦合场分布云图得出以下结论：随着时间变化，压盘的应力场和温度场相互耦合不断变化;开始压盘的应力和温度随着时间推移逐渐升高，当它们各自达到最高值后又随时间推移逐渐减小;在这一过程中压盘的最高应力值为57.27MPa，最高温度值为57.39℃6，出现时刻t分别为1.60s、1.15s;在压盘热负荷特性分析时，压盘最高温度为58.94℃，两者相差2.7%，这个误差是可以接受的;同时可以看出，压盘最高应力小于材料抗拉极限，说明压盘符合强度设计要求。

（2）中间驱动盘耦合场分析

由汽车起步时离合器中间驱动盘不同时刻的热-应力耦合场分布云图得出以下结论：随着时间变化，中间驱动盘的应力场和温度场相互耦合不断变化;开始中间驱动盘的应力和温度随着时间推移逐渐升高，当它们各自达到最高值后又随时间推移逐渐减小;这一过程中，中间驱动盘的最高应力为37.60MPa，最高温度为55.70℃，出现时刻t分别为1.60s、1.09s;压盘热负荷特性分析时最高温度为59.52℃，两者相差6.85%，这个误差是可以接受的。同时可以看出，中间驱动盘最高应力小于材料抗拉极限，说明离合器中间驱动盘设计符合强度要求。

（3）摩擦片耦合场分析

由汽车起步时离合器摩擦片不同时刻热-应力耦合场分布云图得出以下结论：随着时间变化，摩擦片的应力场和温度场相互耦合不断变化;开始摩擦片的温度场随着时间推移逐渐升高，当达到最高值后又随时间推移逐渐减小;在这一过程中摩擦片的最高温度为55.60℃，出现时刻t=1.15s;摩擦片热负荷特性分析时，其最高温度为52.01℃，温度高出6.49%，这主要是由于离合器在结合过程中，出现了翘曲现象，引起摩擦片局部温度升高;摩擦片的应力在离合器结合过程中，在不断的变化，其最大应力为23.57MPa，出现在时刻t=0.84s。

通过压盘和中间驱动盘参与摩擦表面上节点轴向位移分布图可知，由于热变形不均匀，压盘和中间驱动盘沿圆周方向发生了波浪形的翘曲现象。这种变形会引起压盘和中间驱动盘表面压力分布不均匀，导致摩擦表面产生不均匀的热量，压力高的部分温度高，压力低的部分温度低;温度的不均匀又加剧了翘曲变形的程度。

压盘和中间驱动盘的翘曲危害有：（a）对摩擦副材料的影响：使摩擦副的摩擦表面产生局部高温点，进而加剧摩擦材料的热衰退和局部磨损，降低离合器整体寿命。（b）对离合器使用性能的影响：离合器正常工作时，压盘、摩擦片、中间驱动盘完全贴合在一起，但由于翘曲现象的发生，使得以上摩擦副表面出现间隙，引起摩擦面积减小，导致离合器传递扭矩能力降低。为保证离合器正常的传递能力，必须加大膜片弹簧小端推力，增加分离轴承行程，进而引起离合器执行机构操纵难度增大。同时，由于摩擦副表面不平，可能也会引起离合器分离不彻底。在设计时为了降低离合器压盘和中间驱动盘的翘曲程度，可以适当的加大他们的厚度以提高刚度，增加抗变形能力;同时还可以采取一定的通風散热措施，尽量使摩擦副表面温度分布均匀，减小不均匀变形趋势。

3.2连续起步工况

当车辆处于爬坡状态时，车辆反复起步，离合器需要连续多次结合。离合器在这一工况下的温度，要比其他工况更加容易超出设定好的临界工作温度。所以对爬坡这一工况的热-应力耦合研究是很有必要的[7]。现取离合器的一半结构，对离合器整体进行深入的连续起步过程的热-应力耦合特性分析。

该工况具体描述如下：在70s完成8次爬坡起步，其坡度为30%，此时，离合器所处环境温度和初始温度为25℃。由离合器温度场分布云图可以看出，此时离合器的最高温度为87.01℃。

由离合器在每次结合时温度最高值时刻温度场云图可以得到以下结论：离合器的最高温度会随着起步次数的增加在逐渐升高;温度场云图显示汽车在第八次起步，中间驱动盘的最外端温度达最高值，最高温度为112.1℃，此时刻为t=63.9s，摩擦片的最高温度为104.3℃，出现在时刻t=64.1s。由中间驱动盘和摩擦片在连续起步过程中的最高温度可知，本文所研究的离合器在工作时的最高温度显然低于离合器工作临界温度，这说明摩擦副满足离合器可以正常工作的温度。

4.结论

针对以上2种起步工况进行了热-应力耦合仿真分析，得到压盘、中间驱动盘、摩擦片耦合场变化情况，得到单次起步工况t=1.75s时，压盘和中间驱动盘节点的轴向变形最大，由此可以得出压盘和中间驱动盘轴向变形对离合器结合性能影响较小。通过压盘与中间驱动盘轴向变形对比，可以看出压盘轴向变形较大，其原因为了保证中间驱动盘有足够热容量以防止温度过高使离合器过早损坏，所以在设计时中间驱动盘厚度取相对较大的值，故其轴向变形小;而为了保证离合器操纵轻便性，压盘厚度相对较小，故其刚度比中间驱动盘小，轴向变形比中间驱动盘大。连续起步工况下离合器K1的最高温度会随着起步次数的增加在逐渐升高;通过热应力分析可知汽车在第八次起步，中间驱动盘的最外端温度达最高值，最高温度为112.1℃，此时刻为t=63.9s，摩擦片的最高温度为104.3℃，出现在时刻t=64.1s。最后通过连续起步温度变化曲线图可知：若要使离合器摩擦副的温升减小，可以适当减小滑摩时间，以减少产生的摩擦热量;延长两次滑摩的时间间隔，增加散热，减少热量在离合器内部的累积。

参考文献：

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