張先俊，謝方偉，王存堂，崔建中，宣芮

(江蘇大學機械工程學院，江蘇鎮(zhèn)江 212013)

0 前言

液黏傳動是一種繼液壓、液力傳動之后的新型流體傳動形式;它主要是以摩擦副之間的液力傳動油作為工作介質，通過改變摩擦副間油膜的厚度調節(jié)輸出轉速和扭矩并兼有離合功能。液黏傳動裝置在摩擦副接合過程中，經歷流體摩擦、混合摩擦和邊界摩擦3個階段。在混合摩擦階段，摩擦副會產生大量的熱量，使得其表面溫度急劇升高，最終導致摩擦副出現摩擦層燒結、蝶形翹曲等現象［1］;而油槽對于摩擦片溫度的分布具有一定影響;因此，有必要研究混合摩擦狀態(tài)下不同油槽結構形式對摩擦副溫度分布的影響。

國內外已有很多學者對摩擦副結合過程進行了研究。M.M.RAZZQUE，J.Y.JANG［2－3］等采用雷諾方程、能量方程和傳熱方程，研究了表面油槽對摩擦副的影響作用;謝方偉等［4］在建立了壓力、徑向速度以及傳遞轉矩的理論方程基礎上，考慮溫度、壓力波動以及油液慣性力對傳遞轉矩的影響;崔建中等［5］建立了液黏調速離合器摩擦副三維瞬態(tài)溫度場模型，研究了多組摩擦副在工作狀態(tài)下的熱特性;曾紅等［6］建立了濕式摩擦離合器接合過程中摩擦片流固耦合瞬態(tài)傳熱模型，得出了摩擦片溫度場徑向和周向溫度分布規(guī)律，同時分析了不同油槽傾角對摩擦片瞬態(tài)溫度場的影響。

本文作者以一對摩擦副為研究對象，建立了對偶片、摩擦片的三維模型和瞬態(tài)熱傳導微分方程;分別研究了對偶片和摩擦片的溫度分布情況。

1 理論模型

摩擦副作為液黏傳動裝置的主要零部件，由對偶鋼片和摩擦片組成。圖1為摩擦副幾何模型。

圖1 摩擦副模型

液黏調速離合器在混合摩擦階段時，摩擦副間的轉速差較小。主動軸輸入的功率一部分轉化為輸出轉矩，另外一部分以熱量的形式消耗，該部分功率轉化成熱量使摩擦片的溫度升高;即熱流密度可表示為［7］

式中:f為對偶片的摩擦因數，此處f取0.09;r為摩擦副的半徑，m;w(t)為摩擦副的相對滑動角速度，rad/s;p(t)為摩擦副表面沿徑向的壓力，MPa。

在混合摩擦階段時，摩擦副間以微凸體接觸為主，只有極薄的不連續(xù)的油膜;因此，在進行熱流密度計算時認為摩擦副產生熱量大部分傳遞給摩擦副，極小部分由油膜吸收帶走。對偶鋼片和摩擦片的熱流密度為:

式中:q1、q2為對偶片、摩擦片表面的熱流密度，W/m2;ρ1、ρ2為對偶片、摩擦片表面襯片密度，kg/m3;c1、c2為對偶片、摩擦片表面襯片比熱容，J/(kg·℃);k1，k2為對偶片、摩擦片表面襯片的導熱系數，W/(m·℃);s為熱流分配系數，W/(m·℃)。

由于摩擦副間存在極薄的不連續(xù)油膜的冷卻作用，引入修正系數k

式中k取0.95。

由于對偶片和摩擦片在接觸區(qū)屬于軸對稱結構，且沒有內熱源;構建圓柱坐標系下對偶片和摩擦片的瞬態(tài)熱傳導微分方程［8］:

式中:T為對偶片和摩擦片的溫度。

混合摩擦階段對偶片和摩擦片的初始條件和邊界條件為:

初始條件:即t=0時摩擦副的初始溫度T0，

對偶片邊界條件:

摩擦片襯片邊界條件:

式中:α11、α12為對偶片內、外表面與工作油的對流換熱系數，W/(m2·℃);α21、α22為摩擦片表面襯片內、外表面與工作油的對流換熱系數，W/(m2·℃);Te為工作油的溫度，℃;T0為初始溫度，℃;h1、h2為對偶片、摩擦片襯片厚度，m。

2 數值計算

2.1 工況分析

文中以礦用大功率帶式輸送機的液黏傳動裝置80 s接合工況為例，對對偶片和摩擦片的瞬態(tài)溫度場進行研究。液黏傳動裝置最大的轉速為1 500 r/min，當摩擦副間轉速差為30 r/min時進入混合摩擦階段;根據Harrision啟動曲線可得，摩擦片轉速達到1 470 r/min時與啟動曲線的交點坐標為 (72，1 470);對應的混合摩擦時間為8 s;摩擦副在處于混合摩擦階段時，摩擦副間的壓力變化范圍取0.8～1.2 MPa，理論計算取壓力平均變化值1 MPa［9］。

摩擦副中對偶片材料取65Mn，摩擦片中的摩擦襯片材料取銅基粉末冶金;通過在同種工況下，取同一種材料65Mn的對偶片，摩擦片表面油槽具有不同結構的情形，對比分析油槽對對偶片和摩擦片的溫度分布情況的影響。

由于各摩擦副的結構和工作狀態(tài)基本相同，因此取其中的一對摩擦副進行熱分析;為簡化理論分析做如下假設［10］:

(1)工作時作用在對偶片和摩擦片表面上的正壓力均勻分布。

(2)對偶片和摩擦片各部分材質均勻，熱物理參數不隨溫度的變化而變化。

(3)摩擦副間的摩擦因數為一常數，不隨溫度的變化而變化。

2.2 計算參數

對偶片和摩擦襯片材料參數如表1所示。

表1 對偶片和摩擦襯片材料參數

由上述熱流密度分配比計算公式得

由熱流密度計算公式 (2)— (4)可知，轉速差產生的熱量59.5%分配到對偶片表面，40.5%分配到摩擦片表面襯片表面;對偶片和摩擦片的熱物理性參數與結構參數見表2、3所示。

表2 摩擦副的熱物理性能參數

文中主要研究摩擦片油槽具有4種幾何結構模型，如圖2所示。

油槽結構參數見表3所示。

表3 摩擦片表面油槽參數

3 計算結果與分析

3.1 對偶片溫度場分析

圖3 對偶片溫度分布圖

圖3為混合摩擦階段為8 s時對偶片溫度場及選取的徑向節(jié)點溫度隨時間變化曲線;由圖可以看出，在80 s接合過程中，對偶片溫度隨著接合時間增加先升高后降低;溫度在65 s左右達到峰值。沿對偶片徑向，溫度逐漸升高;但溫度的最大值并不是出現在最大半徑r=0.18 m處，而是出現在r=0.17 m處;此時最高溫度值為Tmax=215.848℃。

3.2 摩擦片油槽區(qū)溫度分析

圖4—8為4種結構油槽處的溫度隨時間變化情況，由圖可以得出，摩擦片油槽區(qū)的溫度隨時間增加先升高后逐漸降低;溫度在65 s左右時達到峰值。對比圖4、6、8可以看出，5個周向油槽在油槽處溫度最大值Tmax=134.426℃，4個周向油槽在油槽處的溫度最大值為Tmax=130.999℃;此時復合型油槽在周向油槽處的最大溫度值為Tmax=129.145℃;對比圖5、7可以發(fā)現，4個徑向油槽在油槽處溫度的最大值為Tmax=115.141℃，而復合型油槽在徑向油槽處溫度的最大值為Tmax=100.84℃;由此可見，在同樣工況下采用復合型油槽結構形式油槽區(qū)溫度值較低。

圖4 5個周向油槽

圖5 4個徑向油槽

圖6 4個周向油槽

圖7 復合型油槽中徑向油槽

圖8 復合型油槽中周向油槽

3.3 摩擦片摩擦接觸區(qū)溫度分析

圖9—12為4種油槽結構形式中摩擦接觸處的溫度值隨時間變化情況，由圖可以發(fā)現，在4種油槽結構形式下，摩擦接觸區(qū)的溫度值均隨著時間的增加先升高后逐漸降低，在t=65 s左右時溫度達到峰值。圖9—12表明，在摩擦接觸區(qū)的最大溫度值分別為Tmax=134.061℃，Tmax=152.27℃，Tmax=132.442℃，Tmax=131.255℃。由此可見，復合型油槽的摩擦接觸區(qū)最大溫度值相對其他幾種油槽結構形式較低。

圖9 5個周向油槽

圖10 4個徑向油槽

圖11 4個周向油槽

圖12 復合型油槽

4 結論

以大功率帶式輸送機的液黏傳動裝置接合時間80 s工況為例，對比分析所提出的復合型油槽 (徑向+周向)同單一的徑向油槽、周向油槽溫度分布情況，通過分析可以得出以下結論:

(1)在接合80 s過程中，對偶片和摩擦片的溫度均隨著時間的增加先升高后降低;溫度在65 s左右時達到峰值。沿徑向方向，溫度逐漸升高，溫度的最大值并不是出現在半徑最大處而是出現在r=0.17 mm左右處。

(2)通過對比上述4種油槽結構形式可以發(fā)現，油槽處的最大溫度值要低于摩擦接觸區(qū)的最大溫度值;徑向油槽處的溫度降低值相對周向油槽處更為明顯。

(3)具有復合型油槽結構 (徑向+周向)形式的摩擦片在周向油槽區(qū)、徑向油槽區(qū)和摩擦接觸區(qū)的最大溫度值分別低于單一型油槽在對應區(qū)域的溫度;由此可見，復合型油槽結構在同等工況下具有更好的冷卻效果。

［1］JEN Tien-Chen，NEMECEK Daniel James.Thermal Analysis of a Wet-disk Clutch Subjected to a Constant Energy Engagement［J］.International Journal of Heat and Mass Transfer，2008，51(7－8):1757－1769.

［2］RAZZZAQUE M M，KATA T.Effects of Groove Orientation on Hydro-dynamic Behavior of Wet Clutch Coolant Films［J］.ASME Journal of Tribology，1999，121:56－61.

［3］JANG J Y，KHOSARI M M.Thermal Characteristics of a Wet Clutch［J］.ASME Journal of Tribology，1999，121:610－617.

［4］XIE Fangwei，HOU Youfu，YANG Ping.Drive Characteristics of Viscous Oil Film Considering Temperature Effect［J］.Journal of fluids engineering-transactions of the ASME，2011，133(4):044502.

［5］ CUI Jianzhong，WANG Cuntang，XIE Fangwei.Numerical Investigation on Transient Thermal Behavior of Multidisk Friction Pairs in Hydro-viscous Drive［J］.Applied Thermal Engineering.2014，67(1/2):409－422.

［6］曾紅，徐家?guī)?，王延忠，?濕式摩擦片徑向梯形槽油槽傾角對溫度分布的影響［J］.潤滑與密封，2013，38(9):14－17.

［7］呂和生.船用濕式多片摩擦離合器耦合分析及試驗研究［D］.重慶:重慶大學，2010.

［8］謝方偉，侯友夫.液體黏性傳動裝置摩擦副瞬態(tài)熱應力耦合［J］.中南大學學報，2010，41(6):2201－2206.

［9］謝方偉.溫度場及變形界面對液黏傳動特性影響規(guī)律的研究［D］.北京:中國礦業(yè)大學，2010.

［10］賈云海，張文明.濕式摩擦離合器摩擦片熱分析和油槽結構研究［J］.設計計算研究，2007(9):34－37.