高速濕式換擋離合器排油閥臨界開啟和關(guān)閉壓力研究

婁偉鵬， 鄭長(zhǎng)松,2， 李和言,2， 陳建文， 張周立， 馬源

(1.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院， 北京 100081；2.北京電動(dòng)車輛協(xié)同創(chuàng)新中心， 北京 100081；3.江麓機(jī)電集團(tuán)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(guān)閉壓力研究

婁偉鵬1， 鄭長(zhǎng)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(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院， 北京 100081；2.北京電動(dòng)車輛協(xié)同創(chuàng)新中心， 北京 100081；3.江麓機(jī)電集團(tuán)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(zhuǎn)速下分離時(shí)活塞腔內(nèi)的油液無法完全排出的問題，對(duì)所設(shè)計(jì)的離心式排油閥進(jìn)行研究。在受力分析的基礎(chǔ)上建立了排油閥的數(shù)學(xué)模型，分析了排油閥中鋼球的運(yùn)動(dòng)過程，搭建了具有排油閥的濕式離合器測(cè)試系統(tǒng)，對(duì)排油閥的臨界開啟和關(guān)閉壓力進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：離合器在高轉(zhuǎn)速下分離時(shí)，排油閥能有效排出活塞腔內(nèi)的油液；排油閥的臨界開啟和關(guān)閉壓力均會(huì)隨著閥體傾角α和鋼球半徑rb的增大而增大；根據(jù)該變化規(guī)律，提出了通過臨界開啟壓力的最小值和臨界關(guān)閉壓力的最大值確定α和rb取值范圍的計(jì)算方法。

兵器科學(xué)與技術(shù)； 綜合傳動(dòng)裝置； 高速濕式離合器； 排油閥； 運(yùn)動(dòng)規(guī)律； 臨界開啟壓力； 臨界關(guān)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(dòng)裝置趨向于高功率密度的發(fā)展趨勢(shì)，而高功率密度意味著高轉(zhuǎn)速，對(duì)于綜合傳動(dòng)裝置中的濕式離合器而言，在高轉(zhuǎn)速下分離時(shí)，離合器的高速旋轉(zhuǎn)會(huì)使活塞腔內(nèi)的油液難以通過進(jìn)油道全部排出，殘留油液由于離心油壓產(chǎn)生對(duì)活塞的作用力，導(dǎo)致離合器分離不徹底，出現(xiàn)滑磨[1-3]。因此，快速排出活塞腔內(nèi)的油液以消除離心油壓的作用，對(duì)解決離合器高轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)[6]。其中：泄壓孔會(huì)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(huì)導(dǎo)致離合器操縱的油路復(fù)雜[8]。對(duì)于離心式排油閥結(jié)構(gòu)：在離合器分離時(shí)，排油閥能夠及時(shí)開啟，將活塞腔內(nèi)的油液排出，消除離心油壓對(duì)活塞的作用力，使離合器快速分離；在離合器結(jié)合時(shí)，排油閥能夠及時(shí)關(guān)閉，減少充油過程中的流量損失和建立壓力時(shí)間。因此，排油閥的精確設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of oil discharge valve

石彥輝等[8]在考慮油液阻抗系數(shù)的基礎(chǔ)上建立了排油閥的數(shù)學(xué)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(jié)構(gòu)尺寸，并通過某型變速箱計(jì)算實(shí)例進(jìn)行了驗(yàn)證。卞學(xué)良[10]在梁玲等[9]的基礎(chǔ)上，提出了排油閥工作性能的評(píng)價(jià)指標(biāo)。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(yùn)動(dòng)過程，并對(duì)排油閥的閥體錐面進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。

本文依據(jù)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(shù)學(xué)模型，分析了排油閥中鋼球的運(yùn)動(dòng)過程，得到了排油閥開啟和關(guān)閉的臨界壓力變化規(guī)律，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的有效性，為離合器排油閥的設(shè)計(jì)提供了理論參考依據(jù)。

1 基本結(jié)構(gòu)和工作原理

排油閥的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示，圖中Rv為排油閥中心旋轉(zhuǎn)半徑，R0為進(jìn)油道中心旋轉(zhuǎn)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(gè)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(zhuǎn)。排油閥主要有兩個(gè)工作位置，分別為開啟和關(guān)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(dāng)控制油通過進(jìn)油道進(jìn)入活塞腔，使腔內(nèi)壓力達(dá)到一定值時(shí)，油液對(duì)鋼球的壓力能夠克服鋼球受到的離心力，推動(dòng)鋼球由開啟位置運(yùn)動(dòng)到關(guān)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(jié)合；在放油過程中，操縱換擋閥切斷控制油，當(dāng)活塞腔內(nèi)的壓力低于一定值時(shí)，油液對(duì)鋼球的壓力不足以克服鋼球受到的離心作用力，鋼球由關(guān)閉位置運(yùn)動(dòng)到開啟位置，排油閥開啟，活塞腔內(nèi)的殘余油液從排油閥排出，消除油液的離心油壓對(duì)活塞的作用力，使離合器迅速、完全地分離。

2 動(dòng)力學(xué)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(duì)鋼球前后端的作用力F1和F3、油液對(duì)鋼球的黏性作用力Fτ、穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Ff、離心作用力Fc、閥體壁面對(duì)鋼球的摩擦力f、上下半球的離心油壓作用力Fv、壁面對(duì)鋼球的支持力N、鋼球重力G以及浮力Fρ10個(gè)作用力。其中鋼球的重力G和浮力Fρ遠(yuǎn)小于鋼球所受到的壓力F1、F3和離心力Fc，為簡(jiǎn)化計(jì)算，忽略鋼球的重力G和浮力Fρ. 圖2中：p0為活塞腔內(nèi)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(jìn)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(jù)文獻(xiàn)[9]，鋼球前端的靜壓強(qiáng)p1和離心油壓pL同時(shí)作用于圖2中的陰影部分，因此鋼球的實(shí)際受力面積為Ae，則油液壓力對(duì)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(zhuǎn)角速度。

油液流經(jīng)排油閥時(shí)，流量與壓力的關(guān)系具體表示為

(3)

式中：i=1，2，3；Ai分別表示排油閥進(jìn)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(jié)流孔前后端的壓力差；Cd為流量系數(shù)。

2.1.2 油液黏性對(duì)鋼球的作用力Fτ

由于油液具有黏性，當(dāng)油液繞流過鋼球時(shí)，油液與鋼球表面的附面層會(huì)對(duì)鋼球產(chǎn)生黏性作用力。此力的計(jì)算可參照黏性流體繞流球體的計(jì)算公式[12]，將球體表面的切向應(yīng)力τrθ在來流方向沿球面積分，可得油液對(duì)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(guī)律分布，在上下半球之間會(huì)產(chǎn)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(duì)鋼球在豎直方向的壓差作用力如下：

(6)

2.1.5 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Ff

鋼球?qū)τ鸵旱牧鲃?dòng)方向和速度產(chǎn)生約束，進(jìn)而造成油液動(dòng)量發(fā)生變化，由此產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動(dòng)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(duì)鋼球前后端壓力差會(huì)產(chǎn)生極大的影響。因此，準(zhǔn)確表示出鋼球與排油閥體錐面之間的最小通流面積，對(duì)于提高模型的準(zhǔn)確性具有重要意義。

以閥體錐面母線延長(zhǎng)線的交點(diǎn)為原點(diǎn)，建立如圖3所示的直角坐標(biāo)系。

圖3 閥體錐面與鋼球的坐標(biāo)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O(shè)c(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(lián)立錐面方程(8)式與球面方程(9)式并求1階導(dǎo)數(shù)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(shù)個(gè)類似于AEFB的小梯形微元，每一個(gè)微元面積可以表示為

(12)

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

排油閥最小通流面積A2通過對(duì)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(dòng)距離，

(14)

s為鋼球沿閥體壁面的位移。

2.3 鋼球動(dòng)力學(xué)分析

對(duì)鋼球的質(zhì)心即球心做受力分析，鋼球的平動(dòng)運(yùn)動(dòng)由通過質(zhì)心的合力產(chǎn)生，轉(zhuǎn)動(dòng)運(yùn)動(dòng)由通過質(zhì)心的合力矩產(chǎn)生。

鋼球的平動(dòng)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(zhì)量。

鋼球的轉(zhuǎn)動(dòng)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(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)加速度；ar為鋼球沿閥體壁面的轉(zhuǎn)動(dòng)加速度。

3 結(jié)果與分析

3.1 鋼球運(yùn)動(dòng)過程

根據(jù)第2節(jié)中建立的排油閥動(dòng)力學(xué)方程，在Matlab/Simulink中搭建排油閥的運(yùn)動(dòng)模型，對(duì)鋼球的運(yùn)動(dòng)過程進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真，仿真參數(shù)如表1所示，排油閥關(guān)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(guān)閉的工作過程中，鋼球的運(yùn)動(dòng)分為兩段，分別是沿平面和沿錐面的運(yùn)動(dòng)。從 (17) 式中可以看出，鋼球以平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)耦合的運(yùn)動(dòng)方式從靠近擋板的初始位置運(yùn)動(dòng)到關(guān)閉位置處，將泄油孔堵住。在運(yùn)動(dòng)過程中鋼球的運(yùn)動(dòng)速度逐漸增大，在關(guān)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(yùn)動(dòng)，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(guān)閉。

表1 仿真參數(shù)

圖5 鋼球運(yùn)動(dòng)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(duì)泄漏流量qd的影響顯著。說明在排油閥設(shè)計(jì)過程中，通過調(diào)節(jié)容腔半徑ra、鋼球半徑rb和閥體傾角α等結(jié)構(gòu)參數(shù)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(guān)閉壓力是評(píng)價(jià)排油閥工作性能的重要指標(biāo)。排油閥的臨界開啟壓力是指當(dāng)活塞腔內(nèi)的壓力低于此臨界壓力時(shí)，排油閥開啟。臨界關(guān)閉壓力是指當(dāng)活塞腔內(nèi)的壓力高于此臨界壓力時(shí)，排油閥關(guān)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(biāo)。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(nèi)的油液，減小離心油壓對(duì)活塞的作用力。臨界關(guān)閉壓力是衡量離合器在結(jié)合過程中排油閥流量損失的指標(biāo)。臨界關(guān)閉壓力越大，在離合器結(jié)合過程中，通過排油閥的流量損失越大。

根據(jù)2.1節(jié)中鋼球的受力分析，分別對(duì)排油閥在關(guān)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(guān)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(guān)閉壓力；μg為鋼球的滾動(dòng)阻力系數(shù)。

當(dāng)排油閥在結(jié)構(gòu)上保證擁有足夠的通流能力時(shí)，通過測(cè)量排油閥泄油孔處的流量和活塞腔內(nèi)的壓力，能準(zhǔn)確地反映排油閥的臨界開啟和關(guān)閉壓力特性。但由于受到離合器包箱空間狹小和缸套旋轉(zhuǎn)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(jìn)油道前，通過測(cè)量離合器活塞腔內(nèi)壓力和流量的突變來判斷排油閥的開啟和關(guān)閉，具體測(cè)試系統(tǒng)如圖6所示。在綜合傳動(dòng)裝置中，離合器的最高轉(zhuǎn)速達(dá)到4 660 r/min，設(shè)置實(shí)驗(yàn)轉(zhuǎn)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(shù)均符合綜合傳動(dòng)的實(shí)際應(yīng)用范圍。

圖6 實(shí)驗(yàn)裝置圖Fig.6 Experimental system

測(cè)量排油閥臨界開啟和關(guān)閉壓力時(shí)，通過改變比例減壓閥的電壓值調(diào)節(jié)控制油壓，并實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)壓力和流量的變化。如圖7所示，在某一轉(zhuǎn)速下測(cè)量臨界開啟壓力時(shí)，排油閥處于關(guān)閉狀態(tài)，當(dāng)逐漸降低比例電磁閥電壓時(shí)，壓力和流量均逐漸下降，但當(dāng)活塞腔內(nèi)的壓力低于0.25 MPa時(shí)，控制油的流量由1.55 L/min驟增至4.15 L/min，這是因?yàn)榕庞烷y的開啟導(dǎo)致活塞腔內(nèi)的油液迅速排出，因此認(rèn)為0.25 MPa為排油閥在該轉(zhuǎn)速下的臨界開啟壓力。相應(yīng)地，排油閥的初始狀態(tài)為開啟狀態(tài)，輸入逐漸升高的比例電磁閥電壓，依據(jù)排油閥的突然關(guān)閉會(huì)使控制油流量驟然減小的原理，測(cè)量排油閥的臨界關(guān)閉壓力。依據(jù)此步驟，分別測(cè)量排油閥1 500～5 000 r/min的臨界開啟和關(guān)閉壓力如表2所示。

從圖8中可以看出，臨界開啟和關(guān)閉壓力的實(shí)驗(yàn)值和仿真值的變化趨勢(shì)一致，臨界開啟和關(guān)閉壓力均隨著轉(zhuǎn)速的增加而增加。具體分析如下：

1)轉(zhuǎn)速越高，臨界開啟壓力越大，說明離合器在高轉(zhuǎn)速下分離時(shí)，排油閥能在較高的壓力作用下開啟并將活塞腔內(nèi)的油液排出，消除離心油壓對(duì)活塞的作用力，使離合器迅速分離，排油閥的這種變化趨勢(shì)有助于解決離合器在高轉(zhuǎn)速下的快速分離問題。同時(shí)，排油閥的臨界關(guān)閉壓力也會(huì)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(cè)量過程實(shí)驗(yàn)圖Fig.7 Test process of critical open pressure

參數(shù)離合器轉(zhuǎn)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(guān)閉壓力實(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(guān)閉壓力pc始終高于臨界開啟壓力po，保證了排油閥在關(guān)閉后能夠穩(wěn)定可靠地工作；隨著轉(zhuǎn)速的增加，臨界開啟和關(guān)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(dāng)轉(zhuǎn)速低于1 500 r/min時(shí)未能采集到臨界關(guān)閉壓力，當(dāng)轉(zhuǎn)速低于2 000 r/min時(shí)未能采集到臨界開啟壓力，這是因?yàn)槭軅鞲衅骶鹊南拗疲诘娃D(zhuǎn)速下臨界壓力低、流量變化小，難以采集到流量突變點(diǎn)。而本文模型可以預(yù)測(cè)低轉(zhuǎn)速下的臨界壓力，在工程計(jì)算中是可接受的。通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(guān)閉壓力，可用于研究不同參數(shù)對(duì)排油閥臨界開啟和關(guān)閉壓力的影響規(guī)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(guān)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(guān)系，即調(diào)節(jié)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(guān)閉壓力。下面重點(diǎn)討論閥體傾角α和鋼球半徑rb對(duì)排油閥臨界開啟和關(guān)閉壓力的影響規(guī)律。

3.3.1 閥體傾角α

在離合器轉(zhuǎn)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(guān)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(nèi)總壓力包括該轉(zhuǎn)速下的離心油壓和油液靜壓，ps,max為回位彈簧壓緊時(shí)所對(duì)應(yīng)的活塞腔總壓力。

由圖9可見，臨界開啟壓力po和臨界關(guān)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(nèi)的油液排出；但臨界關(guān)閉壓力也會(huì)增加，在離合器充油過程中延長(zhǎng)建立壓力的時(shí)間，甚至?xí)?dǎo)致無法建立結(jié)合壓力。同時(shí)，當(dāng)閥體傾角α較大時(shí)，臨界開啟和關(guān)閉壓力之間的差值較小，工作的可靠性降低，即當(dāng)壓力出現(xiàn)波動(dòng)、活塞腔內(nèi)的壓力低于臨界開啟壓力時(shí)，會(huì)導(dǎo)致排油閥開啟，影響離合器的正常工作。

圖9 臨界開啟和關(guān)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(zhuǎn)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(guān)閉的臨界開啟和關(guān)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(guān)閉壓力均在增大。同時(shí)，臨界開啟和關(guān)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(guān)閉壓力之間的差值越大，排油閥越不易受到壓力波動(dòng)的影響，工作的可靠性越高。

圖10 臨界開啟和關(guān)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(yīng)用中，應(yīng)根據(jù)離合器的常用工作轉(zhuǎn)速和結(jié)合壓力設(shè)計(jì)不同結(jié)構(gòu)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(jié)合過程中，為了減少換擋過程中的流量損失和換擋時(shí)間，將離合器結(jié)合時(shí)回位彈簧完全壓緊的壓力ps,max作為臨界關(guān)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(jié)合閥體傾角α和鋼球半徑rb對(duì)臨界開啟和關(guān)閉壓力的影響規(guī)律，可對(duì)結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)進(jìn)一步分析如下：工作在高轉(zhuǎn)速下的離合器，如綜合傳動(dòng)中3軸的離合器，可以在上文所確定的結(jié)構(gòu)參數(shù)范圍內(nèi)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(zhuǎn)速下的離合器，如綜合傳動(dòng)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(jié)論

本文針對(duì)濕式離合器在高速下分離不徹底的問題，對(duì)所設(shè)計(jì)的排油閥進(jìn)行研究，從受力分析的角度建立了排油閥工作的數(shù)學(xué)模型，應(yīng)用數(shù)值解析的方法計(jì)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(yùn)動(dòng)過程，得到了開啟和關(guān)閉壓力變化規(guī)律，并通過實(shí)驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證。本文的主要貢獻(xiàn)和結(jié)論如下：

1) 通過仿真和實(shí)驗(yàn)研究，得到了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證的排油閥臨界開啟和關(guān)閉壓力的計(jì)算公式，分析了臨界開啟和關(guān)閉壓力隨著轉(zhuǎn)速增加而增加的變化規(guī)律，該變化趨勢(shì)有助于解決離合器在高轉(zhuǎn)速下的快速分離問題。

2)在排油閥工作過程中，鋼球以滾動(dòng)與滑動(dòng)耦合的運(yùn)動(dòng)方式實(shí)現(xiàn)排油閥的開啟和關(guān)閉；運(yùn)動(dòng)過程分為沿平面和沿錐面的運(yùn)動(dòng)；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(duì)排油閥開啟和關(guān)閉特性的影響規(guī)律。結(jié)果表明，臨界開啟和關(guān)閉壓力均會(huì)隨著閥體傾角α和鋼球半徑rb的增大而增大；根據(jù)該變化規(guī)律，提出了通過臨界開啟壓力的最小值和臨界關(guān)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(jì)算方法，為排油閥的工程設(shè)計(jì)提供了理論參考。

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