高速濕式換擋離合器排油閥臨界開啟和關閉壓力研究

婁偉鵬， 鄭長松,2， 李和言,2， 陳建文， 張周立， 馬源

(1.北京理工大學 機械與車輛學院， 北京 100081；2.北京電動車輛協同創新中心， 北京 100081；3.江麓機電集團有限公司， 湖南 湘潭 411100； 4.北京特種車輛研究所， 北京 101102)

高速濕式換擋離合器排油閥臨界開啟和關閉壓力研究

婁偉鵬1， 鄭長松1,2， 李和言1,2， 陳建文3， 張周立1， 馬源4

(1.北京理工大學 機械與車輛學院， 北京 100081；2.北京電動車輛協同創新中心， 北京 100081；3.江麓機電集團有限公司， 湖南 湘潭 411100； 4.北京特種車輛研究所， 北京 101102)

為了解決濕式離合器在高轉速下分離時活塞腔內的油液無法完全排出的問題，對所設計的離心式排油閥進行研究。在受力分析的基礎上建立了排油閥的數學模型，分析了排油閥中鋼球的運動過程，搭建了具有排油閥的濕式離合器測試系統，對排油閥的臨界開啟和關閉壓力進行了實驗研究。仿真和實驗結果表明：離合器在高轉速下分離時，排油閥能有效排出活塞腔內的油液；排油閥的臨界開啟和關閉壓力均會隨著閥體傾角α和鋼球半徑rb的增大而增大；根據該變化規律，提出了通過臨界開啟壓力的最小值和臨界關閉壓力的最大值確定α和rb取值范圍的計算方法。

兵器科學與技術； 綜合傳動裝置； 高速濕式離合器； 排油閥； 運動規律； 臨界開啟壓力； 臨界關閉壓力

Abstract: For the imperfect discharge of oil in the piston chamber during the rotation of wet clutch at a high speed, a centrifugal oil discharge valve structure is researched. A mathematical model of oil discharge valve is established based on the force analysis, and the movement process of steel ball in oil discharge valve is analyzed. A test system for wet clutch system with oil discharge valve is developed. The critical open and close pressures of the oil discharge valve are studied through experiment. The simulated and experimental results show that the oil discharge valve can effectively discharge the remaining oil in the piston chamber when the wet clutch separates at a high speed, and the critical open and close pressure features of the oil discharge valve are obtained. The critical open and close pressures increase with the increase in the tilting angle of valve body,α, and the radius of steel ball,rb. According to the changing feature, a computing method for calculatingαandrbfrom the minimum value of critical open pressure and the maximum value of critical close pressure is proposed.

Key words: ordnance science and technology; integrated transmission; high speed wet clutch; oil discharge valve; motion law; critical open pressure;critical close pressure

0 引言

大功率履帶式裝甲車輛的綜合傳動裝置趨向于高功率密度的發展趨勢，而高功率密度意味著高轉速，對于綜合傳動裝置中的濕式離合器而言，在高轉速下分離時，離合器的高速旋轉會使活塞腔內的油液難以通過進油道全部排出，殘留油液由于離心油壓產生對活塞的作用力，導致離合器分離不徹底，出現滑磨[1-3]。因此，快速排出活塞腔內的油液以消除離心油壓的作用，對解決離合器高轉速下的分離問題和提高離合器的使用壽命具有重要意義[4-5]。

目前，離合器主要有泄壓孔和平衡油缸等兩種消除離心油壓的結構[6]。其中：泄壓孔會造成較多的流量損失，易受到油液污染的影響[7]；平衡油缸會導致離合器操縱的油路復雜[8]。對于離心式排油閥結構：在離合器分離時，排油閥能夠及時開啟，將活塞腔內的油液排出，消除離心油壓對活塞的作用力，使離合器快速分離；在離合器結合時，排油閥能夠及時關閉，減少充油過程中的流量損失和建立壓力時間。因此，排油閥的精確設計能夠有效提高離合器的使用壽命和減少變速箱的功率損失。

圖1 排油閥結構圖Fig.1 Structure diagram of oil discharge valve

石彥輝等[8]在考慮油液阻抗系數的基礎上建立了排油閥的數學模型。梁玲等[9]從排油閥受力分析的角度初步確定排油閥的結構尺寸，并通過某型變速箱計算實例進行了驗證。卞學良[10]在梁玲等[9]的基礎上，提出了排油閥工作性能的評價指標。Song等[11]考慮油液壓力和鋼球的離心力作用，分析了鋼球的運動過程，并對排油閥的閥體錐面進行了優化設計。

本文依據排油閥的工作過程，綜合考慮油液壓力、離心力、油液黏性作用力以及壁面摩擦力等因素，從受力分析的角度建立了排油閥工作的數學模型，分析了排油閥中鋼球的運動過程，得到了排油閥開啟和關閉的臨界壓力變化規律，并通過實驗驗證了模型的有效性，為離合器排油閥的設計提供了理論參考依據。

1 基本結構和工作原理

排油閥的基本結構如圖1所示，圖中Rv為排油閥中心旋轉半徑，R0為進油道中心旋轉半徑，ra為閥體容腔半徑，rb為鋼球半徑，α為閥體傾角。排油閥由閥體、鋼球和擋板組成，整個排油閥總成安裝在離合器缸套上，與離合器一同圍繞輸出軸旋轉。排油閥主要有兩個工作位置，分別為開啟和關閉位置。在離合器充油過程中，排油閥的初始位置為開啟位置，當控制油通過進油道進入活塞腔，使腔內壓力達到一定值時，油液對鋼球的壓力能夠克服鋼球受到的離心力，推動鋼球由開啟位置運動到關閉位置，堵住泄油孔，減小流量損失，阻斷油液泄漏，使離合器迅速結合；在放油過程中，操縱換擋閥切斷控制油，當活塞腔內的壓力低于一定值時，油液對鋼球的壓力不足以克服鋼球受到的離心作用力，鋼球由關閉位置運動到開啟位置，排油閥開啟，活塞腔內的殘余油液從排油閥排出，消除油液的離心油壓對活塞的作用力，使離合器迅速、完全地分離。

2 動力學模型

鋼球的受力分析如圖2所示。由圖2可知，鋼球受到的作用力有油壓對鋼球前后端的作用力F1和F3、油液對鋼球的黏性作用力Fτ、穩態液動力Ff、離心作用力Fc、閥體壁面對鋼球的摩擦力f、上下半球的離心油壓作用力Fv、壁面對鋼球的支持力N、鋼球重力G以及浮力Fρ10個作用力。其中鋼球的重力G和浮力Fρ遠小于鋼球所受到的壓力F1、F3和離心力Fc，為簡化計算，忽略鋼球的重力G和浮力Fρ. 圖2中：p0為活塞腔內的靜壓力；p1為鋼球前端靜壓力；p3為鋼球后端靜壓力；pL為排油閥中心處的離心油壓；pa為大氣壓力；Ae為油液壓力的有效作用面積；q1為排油閥進口流量；q2為流過鋼球與閥體錐面間的流量；q3為排油閥出口流量。

圖2 鋼球受力分析圖Fig.2 Force analysis of steel ball

2.1 鋼球受力分析

2.1.1 鋼球前后端的油壓作用力Fp

根據文獻[9]，鋼球前端的靜壓強p1和離心油壓pL同時作用于圖2中的陰影部分，因此鋼球的實際受力面積為Ae，則油液壓力對鋼球的作用力Fp可以表示為

Fp=F1-F3=(p1+pL)Ae-(p3+pL)Ae.

(1)

排油閥處的離心油壓pL可以表示為

(2)

式中：ρ為油液密度；ω為離合器旋轉角速度。

油液流經排油閥時，流量與壓力的關系具體表示為

(3)

式中：i=1，2，3；Ai分別表示排油閥進口橫截面積、鋼球與排油閥體之間的最小通流面積以及排油閥出口橫截面積；Δpi為節流孔前后端的壓力差；Cd為流量系數。

2.1.2 油液黏性對鋼球的作用力Fτ

由于油液具有黏性，當油液繞流過鋼球時，油液與鋼球表面的附面層會對鋼球產生黏性作用力。此力的計算可參照黏性流體繞流球體的計算公式[12]，將球體表面的切向應力τrθ在來流方向沿球面積分，可得油液對鋼球的黏性作用力Fτ如下：

(4)

2.1.3 鋼球的離心力Fc

離心力通過鋼球球心沿徑向向外,可表示為

(5)

式中：ρs為鋼球密度。

2.1.4 離心油壓在豎直方向的作用力Fv

由于離心油壓呈拋物線規律分布，在上下半球之間會產生壓差作用力，將離心油壓分別沿上下半球面積分，得到離心油壓對鋼球在豎直方向的壓差作用力如下：

(6)

2.1.5 穩態液動力Ff

鋼球對油液的流動方向和速度產生約束，進而造成油液動量發生變化，由此產生穩態液動力[13]：

(7)

2.2 排油閥通流面積

排油閥在工作過程中，鋼球受到的主要作用力為其前后端的壓差作用力，而鋼球與閥體錐面之間的通流面積對鋼球前后端壓力差會產生極大的影響。因此，準確表示出鋼球與排油閥體錐面之間的最小通流面積，對于提高模型的準確性具有重要意義。

以閥體錐面母線延長線的交點為原點，建立如圖3所示的直角坐標系。

圖3 閥體錐面與鋼球的坐標系圖Fig.3 Coordinate system of valve body cone and ball

如圖3(a)所示，閥體的圓錐面由錐面方程表示為

(8)

如圖3(b)所示，鋼球以Oc(xc,yc,0)為球心的球面方程表示為

(9)

排油閥鋼球與閥體錐面之間的最短距離AB通過聯立錐面方程(8)式與球面方程(9)式并求1階導數得到，具體表示如下：

(10)

AB=OcB-rb，

(11)

式中：OcB為球心到錐面的最短距離；AB為鋼球表面到閥體錐面的最短距離。

將圖4中陰影部分的面積劃分為無數個類似于AEFB的小梯形微元，每一個微元面積可以表示為

(12)

圖4 最小通流面積A2的幾何關系圖Fig.4 Geometric diagram of minimum flow area A2

排油閥最小通流面積A2通過對微元dA的積分表示為

(13)

式中：xm為鋼球球心在x軸方向的移動距離，

(14)

s為鋼球沿閥體壁面的位移。

2.3 鋼球動力學分析

對鋼球的質心即球心做受力分析，鋼球的平動運動由通過質心的合力產生，轉動運動由通過質心的合力矩產生。

鋼球的平動加速度分別表示沿水平方向和豎直方向的加速度：

(15)

式中：m為鋼球質量。

鋼球的轉動角加速度λ表示如下：

(16)

式中：Mz為鋼球的合外力矩；J為鋼球的轉動慣量。

通過上述分析，鋼球的加速度a表示如下：

a=ae+ar，

(17)

式中：ae為鋼球沿閥體壁面的平動加速度；ar為鋼球沿閥體壁面的轉動加速度。

3 結果與分析

3.1 鋼球運動過程

根據第2節中建立的排油閥動力學方程，在Matlab/Simulink中搭建排油閥的運動模型，對鋼球的運動過程進行動態仿真，仿真參數如表1所示，排油閥關閉過程中鋼球沿閥體壁面的速度v、位移s、排油閥通流面積A2和泄漏流量qd的變化如圖5所示。

從圖5中可以看出，將鋼球靠近擋板的位置作為初始位置，在排油閥關閉的工作過程中，鋼球的運動分為兩段，分別是沿平面和沿錐面的運動。從 (17) 式中可以看出，鋼球以平動和轉動耦合的運動方式從靠近擋板的初始位置運動到關閉位置處，將泄油孔堵住。在運動過程中鋼球的運動速度逐漸增大，在關閉位置處速度降為0，鋼球沿閥體壁面的位移s為0.47 mm，在平面處，排油閥的通流面積A2和泄漏流量qd保持不變；在錐面處，隨著鋼球的運動，通流面積A2和泄漏流量qd均在逐漸減小并最終降為0，即排油閥關閉。

表1 仿真參數

圖5 鋼球運動過程仿真曲線Fig.5 Simulated results of motion process of ball

隨著排油閥通流面積A2的逐漸減小，鋼球前后端的壓力差逐漸增大，但泄漏流量qd逐漸減小，即排油閥通流面積A2對泄漏流量qd的影響顯著。說明在排油閥設計過程中，通過調節容腔半徑ra、鋼球半徑rb和閥體傾角α等結構參數來改變排油閥通流面積A2，可以有效地改變通過排油閥的油液泄漏流量。

3.2 臨界壓力

排油閥的臨界開啟和關閉壓力是評價排油閥工作性能的重要指標。排油閥的臨界開啟壓力是指當活塞腔內的壓力低于此臨界壓力時，排油閥開啟。臨界關閉壓力是指當活塞腔內的壓力高于此臨界壓力時，排油閥關閉。臨界開啟壓力是衡量離合器在分離過程中排油閥放油能力的指標。臨界開啟壓力越大，在離合器分離過程中，排油閥能夠在較大的壓力下開啟并排出活塞腔內的油液，減小離心油壓對活塞的作用力。臨界關閉壓力是衡量離合器在結合過程中排油閥流量損失的指標。臨界關閉壓力越大，在離合器結合過程中，通過排油閥的流量損失越大。

根據2.1節中鋼球的受力分析，分別對排油閥在關閉和開啟位置處做受力平衡分析，得到排油閥臨界開啟和關閉壓力，具體表示為

(18)

(19)

式中：po和pc分別表示排油閥的臨界開啟和關閉壓力；μg為鋼球的滾動阻力系數。

當排油閥在結構上保證擁有足夠的通流能力時，通過測量排油閥泄油孔處的流量和活塞腔內的壓力，能準確地反映排油閥的臨界開啟和關閉壓力特性。但由于受到離合器包箱空間狹小和缸套旋轉的限制，無法安裝傳感器，因此本文將壓力和流量傳感器安裝在離合器進油道前，通過測量離合器活塞腔內壓力和流量的突變來判斷排油閥的開啟和關閉，具體測試系統如圖6所示。在綜合傳動裝置中，離合器的最高轉速達到4 660 r/min，設置實驗轉速范圍為0～5 000 r/min，油溫控制在80～90 ℃，流量傳感器的量程為1.2～20 L/min,壓力傳感器的量程為0～6 MPa，各參數均符合綜合傳動的實際應用范圍。

圖6 實驗裝置圖Fig.6 Experimental system

測量排油閥臨界開啟和關閉壓力時，通過改變比例減壓閥的電壓值調節控制油壓，并實時監測壓力和流量的變化。如圖7所示，在某一轉速下測量臨界開啟壓力時，排油閥處于關閉狀態，當逐漸降低比例電磁閥電壓時，壓力和流量均逐漸下降，但當活塞腔內的壓力低于0.25 MPa時，控制油的流量由1.55 L/min驟增至4.15 L/min，這是因為排油閥的開啟導致活塞腔內的油液迅速排出，因此認為0.25 MPa為排油閥在該轉速下的臨界開啟壓力。相應地，排油閥的初始狀態為開啟狀態，輸入逐漸升高的比例電磁閥電壓，依據排油閥的突然關閉會使控制油流量驟然減小的原理，測量排油閥的臨界關閉壓力。依據此步驟，分別測量排油閥1 500～5 000 r/min的臨界開啟和關閉壓力如表2所示。

從圖8中可以看出，臨界開啟和關閉壓力的實驗值和仿真值的變化趨勢一致，臨界開啟和關閉壓力均隨著轉速的增加而增加。具體分析如下：

1)轉速越高，臨界開啟壓力越大，說明離合器在高轉速下分離時，排油閥能在較高的壓力作用下開啟并將活塞腔內的油液排出，消除離心油壓對活塞的作用力，使離合器迅速分離，排油閥的這種變化趨勢有助于解決離合器在高轉速下的快速分離問題。同時，排油閥的臨界關閉壓力也會增加，從而在離合器充油過程中增加控制油的流量損失。

圖7 臨界開啟壓力測量過程實驗圖Fig.7 Test process of critical open pressure

參數離合器轉速/(r·min-1)2000250030003500400045005000po/MPa0.080.110.120.150.200.250.30pc/MPa0.120.160.180.260.310.420.61

圖8 臨界開啟和關閉壓力實驗驗證Fig.8 Test verification of open and close pressures

2)從表2可以看出：排油閥的臨界關閉壓力pc始終高于臨界開啟壓力po，保證了排油閥在關閉后能夠穩定可靠地工作；隨著轉速的增加，臨界開啟和關閉壓力之間的差值也逐漸增加，由2 000 r/min的0.04 MPa增加到5 000 r/min的0.31 MPa，從而增加了排油閥工作的可靠性。

綜上所述可知，當轉速低于1 500 r/min時未能采集到臨界關閉壓力，當轉速低于2 000 r/min時未能采集到臨界開啟壓力，這是因為受傳感器精度的限制，在低轉速下臨界壓力低、流量變化小，難以采集到流量突變點。而本文模型可以預測低轉速下的臨界壓力，在工程計算中是可接受的。通過實驗驗證了模型的有效性，表明該模型能反映排油閥的臨界開啟和關閉壓力，可用于研究不同參數對排油閥臨界開啟和關閉壓力的影響規律。

3.3 影響因素分析

分析(18)式和(19)式可以看出，鋼球的離心力Fc和tanα為臨界開啟和關閉壓力的主要影響因素，而鋼球的離心力Fc與鋼球半徑rb呈三次方關系，即調節鋼球半徑rb和閥體傾角α可以顯著改變排油閥的臨界開啟和關閉壓力。下面重點討論閥體傾角α和鋼球半徑rb對排油閥臨界開啟和關閉壓力的影響規律。

3.3.1 閥體傾角α

在離合器轉速為2 000 r/min、偏心距為2 mm的工況下，仿真得到排油閥臨界開啟和關閉壓力隨閥體傾角α的變化曲線(見圖9)。圖9中的活塞腔內總壓力包括該轉速下的離心油壓和油液靜壓，ps,max為回位彈簧壓緊時所對應的活塞腔總壓力。

由圖9可見，臨界開啟壓力po和臨界關閉壓力pc均隨閥體傾角α的增大而增大。臨界開啟壓力越大，在離合器放油過程中越能更早地開啟排油閥，使活塞腔內的油液排出；但臨界關閉壓力也會增加，在離合器充油過程中延長建立壓力的時間，甚至會導致無法建立結合壓力。同時，當閥體傾角α較大時，臨界開啟和關閉壓力之間的差值較小，工作的可靠性降低，即當壓力出現波動、活塞腔內的壓力低于臨界開啟壓力時，會導致排油閥開啟，影響離合器的正常工作。

圖9 臨界開啟和關閉壓力隨閥體傾角的變化曲線Fig.9 Change of open and close pressures with tilting angle of valve body

3.3.2 鋼球半徑rb

在離合器轉速為2 000 r/min、閥體傾角為45°、偏心距為2 mm的工況下，仿真得到排油閥開啟和關閉的臨界開啟和關閉壓力隨鋼球半徑rb的變化曲線，如圖10所示。由圖10可見，隨著鋼球半徑的增大，臨界開啟和關閉壓力均在增大。同時，臨界開啟和關閉壓力之間的差值也隨著鋼球半徑的增大而增大，臨界開啟和關閉壓力之間的差值越大，排油閥越不易受到壓力波動的影響，工作的可靠性越高。

圖10 臨界開啟和關閉壓力隨鋼球半徑的變化曲線Fig.10 Change of open and close pressure with ball radius

在工程應用中，應根據離合器的常用工作轉速和結合壓力設計不同結構的排油閥。在離合器分離過程中，為了使排油閥能夠克服離心油壓的作用力，將排油閥中心線處的離心油壓pL作為臨界開啟壓力po的最小值來確定最小閥體傾角αmin和最小鋼球半徑rb,min；在離合器結合過程中，為了減少換擋過程中的流量損失和換擋時間，將離合器結合時回位彈簧完全壓緊的壓力ps,max作為臨界關閉壓力pc的最大值來確定最大的閥體傾角αmax和最大鋼球半徑rb,max.

結合閥體傾角α和鋼球半徑rb對臨界開啟和關閉壓力的影響規律，可對結構參數的設計進一步分析如下：工作在高轉速下的離合器，如綜合傳動中3軸的離合器，可以在上文所確定的結構參數范圍內選擇較大的閥體傾角α和鋼球半徑rb，以提高排油閥的臨界開啟壓力和工作的可靠性；工作在低轉速下的離合器，如綜合傳動中1軸的離合器，可以選擇較小的閥體傾角α和鋼球半徑rb，以減少充油過程的流量損失。

4 結論

本文針對濕式離合器在高速下分離不徹底的問題，對所設計的排油閥進行研究，從受力分析的角度建立了排油閥工作的數學模型，應用數值解析的方法計算了排油閥的最小通流面積，提高了模型精度，分析了鋼球運動過程，得到了開啟和關閉壓力變化規律，并通過實驗進行了驗證。本文的主要貢獻和結論如下：

1) 通過仿真和實驗研究，得到了實驗驗證的排油閥臨界開啟和關閉壓力的計算公式，分析了臨界開啟和關閉壓力隨著轉速增加而增加的變化規律，該變化趨勢有助于解決離合器在高轉速下的快速分離問題。

2)在排油閥工作過程中，鋼球以滾動與滑動耦合的運動方式實現排油閥的開啟和關閉；運動過程分為沿平面和沿錐面的運動；通過改變通流面積A2可以有效改變通過排油閥的油液泄漏流量。

3)分析了閥體傾角α和鋼球半徑rb對排油閥開啟和關閉特性的影響規律。結果表明，臨界開啟和關閉壓力均會隨著閥體傾角α和鋼球半徑rb的增大而增大；根據該變化規律，提出了通過臨界開啟壓力的最小值和臨界關閉壓力的最大值確定閥體傾角α和鋼球半徑rb的取值范圍計算方法，為排油閥的工程設計提供了理論參考。

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ResearchonCriticalOpenandClosePressuresofanOilDischargeValveforHighSpeedWetShiftingClutch

LOU Wei-peng1, ZHENG Chang-song1,2, LI He-yan1,2, CHEN Jian-wen3, ZHANG Zhou-li1, MA Yuan4

(1.School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China;2.Collaborative Innovation Center of Electric Vehicle in Beijing, Beijing 100081, China;3.Jianglu Electromechanical Co., Ltd., Xiangtan 411100, Hunan，China; 4.Beijing Institute of Special Vehicle, Beijing 101102, China)

TJ810.3+21

A

1000-1093(2017)09-1665-08

10.3969/j.issn.1000-1093.2017.09.001

2017-01-13

國家國防科技工業局基礎產品創新科研項目 (VTDP-3503)

婁偉鵬(1991—)，男，碩士研究生。E-mail:bitlwp@163.com

鄭長松(1975—)，男，副教授。E-mail:zhengchangsong@bit.edu.cn