汽車(chē)干式雙離合器轉(zhuǎn)矩傳遞分析與建模

陳 黎，吳光強(qiáng)，2，羅先銀

（1.同濟(jì)大學(xué)汽車(chē)學(xué)院，上海 201804；2.東京大學(xué)生產(chǎn)技術(shù)研究所，日本 東京 153-8505）

0 引言

雙離合器自動(dòng)變速器（DCT）能夠在換擋過(guò)程中不存在動(dòng)力中斷，不僅具有液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（AT）和無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器（CVT）換擋品質(zhì)好的優(yōu)點(diǎn)，又繼承了手動(dòng)變速器（MT）傳動(dòng)效率高、重量輕、價(jià)格便宜等優(yōu)點(diǎn)。DCT因其綜合優(yōu)勢(shì)明顯，受到各大汽車(chē)生產(chǎn)商的青睞，在近年來(lái)發(fā)展迅速［1-2］。雙離合器模塊是DCT的關(guān)鍵部件，在DCT起步、換擋過(guò)程中，精確控制雙離合器傳遞轉(zhuǎn)矩尤為重要，如果控制不當(dāng)，可能會(huì)導(dǎo)致?lián)Q擋沖擊過(guò)大，離合器滑摩時(shí)間過(guò)長(zhǎng)，摩擦片溫升加劇而削減離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力。要精確控制雙離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，前提是建立精確的雙離合器轉(zhuǎn)矩傳遞模型，然而，目前國(guó)內(nèi)對(duì)雙離合器轉(zhuǎn)矩傳遞的詳細(xì)分析與建模較少。為此，建立了雙離合器轉(zhuǎn)矩傳遞模型，為雙離合器的精確控制提供必要條件。

1 離合器傳遞轉(zhuǎn)矩關(guān)鍵因素

Z為摩擦面數(shù)；p為摩擦面上的單位壓力；ρ為離合器摩擦片的徑向變量；φ為離合器摩擦片的角度變量；R1，R2分別為離合器摩擦片的內(nèi)徑和外徑；μ（ρ，ωfc）為摩擦片的摩擦系數(shù)，它是ρ和離合器主、從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速差ωfc（只考慮離合器主動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速大于從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速的情況）的函數(shù)。

若離合器壓盤(pán)施加在摩擦面上的壓緊力為F，假設(shè)摩擦片上的壓力分布均勻，則p（φ，ρ）為常數(shù)：

離合器在滑摩過(guò)程中所傳遞的摩擦轉(zhuǎn)矩為：

將式（2）代入式（1）有：

從式（3）可以看出，在離合器摩擦片尺寸一定的情況下，影響離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵因素是摩擦面上的壓緊力和摩擦系數(shù)。

2 離合器接合過(guò)程狀態(tài)分析

以某一款干式、常開(kāi)推式雙離合器模塊為研究對(duì)象，對(duì)其接合過(guò)程進(jìn)行分析。該雙離合器模塊的結(jié)構(gòu)如圖1所示，推力軸承推動(dòng)離合器膜片彈簧分離指使其向左移動(dòng)，通過(guò)膜片彈簧的杠桿作用，壓盤(pán)將離合器從動(dòng)盤(pán)逐漸壓緊在主動(dòng)盤(pán)上，將轉(zhuǎn)矩傳遞到變速器輸入軸。與變速器輸入軸1相連的為離合器C1，與變速器輸入軸2相連的為離合器C2。從圖1可以看出，雙離合器2個(gè)膜片彈簧D1和D2的支撐環(huán)位置不同，一個(gè)在大端，一個(gè)在中間，與之相對(duì)應(yīng)的壓盤(pán)P1和P2在離合器接合時(shí)的運(yùn)動(dòng)方向相反。以離合器C1為例分析離合器的接合過(guò)程。

圖1 雙離合結(jié)構(gòu)

如圖2a所示，當(dāng)推力軸承不受力時(shí)，離合器壓盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)左側(cè)摩擦片之間的間隙為Δ1，離合器主動(dòng)盤(pán)與從動(dòng)盤(pán)右側(cè)摩擦片之間的間隙為Δ2，兩間隙總和為Δ=Δ1+Δ2。當(dāng)推力軸承受力大于膜片彈簧小端的預(yù)緊力時(shí)，就向左移動(dòng)產(chǎn)生位移xt，xt通過(guò)膜片彈簧杠桿作用轉(zhuǎn)換為膜片彈簧大端位移xp，即壓盤(pán)的位移。隨著推力軸承不斷向左移動(dòng)，壓盤(pán)逐漸向右移動(dòng)，消除間隙Δ后，離合器從動(dòng)盤(pán)和主動(dòng)盤(pán)接觸，如圖2b所示。為了使離合器接合柔和、平穩(wěn)，從動(dòng)盤(pán)兩側(cè)摩擦片之間安裝有波形彈簧，這樣從動(dòng)盤(pán)就具有一定軸向彈性［3］。當(dāng)壓盤(pán)繼續(xù)向右移動(dòng)，給從動(dòng)盤(pán)施加一定壓緊力Fpd，波形彈簧軸向壓縮量δf（認(rèn)為預(yù)壓縮狀態(tài)時(shí)δf=0）和彈性力Ffc逐漸增加直至被壓平。通常離合器整個(gè)接合過(guò)程都在波形彈簧彈性特性范圍之內(nèi)，為了分析更全面，考慮波形彈簧達(dá)到最大壓縮量Δf以后，推力軸承可能還會(huì)有少量位移，直到推力軸承達(dá)到最大位移，若忽略壓盤(pán)、摩擦片的變形，此時(shí)壓盤(pán)將不再繼續(xù)移動(dòng)。

圖2 離合器C1接合過(guò)程

在離合器接合過(guò)程中，可以根據(jù)波形彈簧壓縮量來(lái)定義離合器的狀態(tài)：離合器全開(kāi)狀態(tài)為波形彈簧沒(méi)有壓縮變形時(shí)離合器的狀態(tài)，此時(shí)δf=0；離合器完全接合狀態(tài)為波形彈簧被完全壓平時(shí)離合器的狀態(tài)，此時(shí)δf=Δf；離合器全開(kāi)狀態(tài)到與離合器完全接合狀態(tài)之間的過(guò)渡狀態(tài)為離合器部分接合狀態(tài)，此時(shí)δf∈（0，Δf）［4］。

在離合器接合過(guò)程中，推力軸承位移有幾個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)，如圖3所示。離合器主、從動(dòng)盤(pán)接觸時(shí)推力軸承位移為，此時(shí)對(duì)應(yīng)壓盤(pán)位移為=Δ；離合器剛達(dá)到完全接合狀態(tài)時(shí)推力軸承位移為，此時(shí)對(duì)應(yīng)壓盤(pán)位移為=Δ+Δf；推力軸承最大位移為；離合器主、從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速差剛降為0時(shí)推力軸承的位移為，此時(shí)對(duì)應(yīng)壓盤(pán)位移為∈（Δ，Δ+Δf）。這幾個(gè)關(guān)鍵位移點(diǎn)滿(mǎn)足的關(guān)系。波形彈簧壓縮量δf與推力軸承位移xt存在式（4）所示的關(guān)系，只有xt消除了間隙總和Δ后，波形彈簧才開(kāi)始產(chǎn)生形變。

圖3 離合器摩擦片壓緊力曲線

3 摩擦面壓緊力分析

在離合器整個(gè)接合過(guò)程中，當(dāng)推力軸承位移xt∈［0，xcntt］，從動(dòng)盤(pán)波形彈簧壓縮量δf=0，離合器處于全開(kāi)狀態(tài)，摩擦面上沒(méi)有壓緊力，離合器不傳遞轉(zhuǎn)矩。如圖3a所示，當(dāng)xt∈（xcnt，xcls］，從動(dòng)盤(pán)波形彈簧壓縮量δf從0增加到最大壓縮量Δf，離合器處于部分接合狀態(tài)，摩擦面上壓緊力等于波形彈簧的彈性力Ffc（δf），其值大小可以根據(jù)從動(dòng)盤(pán)軸向彈性特性推出。如圖3b所示，當(dāng)xt∈（xcls，xmax］，從動(dòng)盤(pán)波形彈簧壓縮量δf已經(jīng)到達(dá)最大壓縮量Δf，離合器處于完全接合狀態(tài)，摩擦面上的壓緊力等于膜片彈簧大端施加在壓盤(pán)上的力Fpd（xt），忽略離合器壓盤(pán)、摩擦片的變形，此時(shí)膜片彈簧大端已不再有位移，推力軸承的位移增量等于膜片彈簧分離指的彎曲變形。如圖3c所示，綜合離合器不同狀態(tài)時(shí)摩擦面上的壓緊力，得到離合器整個(gè)接合過(guò)程中摩擦面壓緊力為：

3.1 膜片彈簧彎曲受力分析

由上文分析可知，在離合器完全接合之后，摩擦面上壓緊力增量與推力軸承位移增量之間的關(guān)系符合膜片彈簧彎曲變形特性，首先分析膜片彈簧D1的彎曲變形特性。

圖4 膜片彈簧尺寸符號(hào)

圖4中，R，r分別為膜片彈簧在自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑；rf為膜片彈簧小端半徑；rp，rw，rt分別為壓盤(pán)加載點(diǎn)、支撐環(huán)加載點(diǎn)和推力軸承加載點(diǎn)半徑；δ1，δ2，re分別為切槽寬、窗口槽寬和半徑；H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)錐高度；t為膜片彈簧鋼板厚度。推力軸承達(dá)到xclst之后，位移增量Δxt與膜片彈簧推力軸承加載點(diǎn)載荷增量 ΔFt滿(mǎn)足以下關(guān)系［5］：

ΔFdp為推力軸承達(dá)到xclst之后膜片彈簧壓盤(pán)加載點(diǎn)載荷增量；E為材料的彈性模量；β1，β2為寬度系數(shù)；n為分離指數(shù)目。

對(duì)于膜片彈簧D2來(lái)說(shuō)，由于支撐點(diǎn)與壓盤(pán)加載點(diǎn)相對(duì)位置與膜片彈簧D1不同，式（8）變?yōu)椋?/p>

為保證離合器在任何情況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，避免離合器在完全接合后主、從動(dòng)盤(pán)出現(xiàn)滑動(dòng)，就要使離合器在完全接合后所能傳遞的最大靜摩擦轉(zhuǎn)矩大于發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩Temax，即

β為離合器的后備系數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度，β必須大于1，對(duì)于轎車(chē)通常取β=1.2～1.5。將從動(dòng)盤(pán)F1，F(xiàn)2的彈性特性實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)以及離合器C1，C2的相關(guān)參數(shù)，代入式（4）～式（8），得到離合器C1，C2摩擦面上壓緊力隨推力軸承位移變化的曲線分別如圖5和圖6所示。

圖5 離合器C1摩擦面壓緊力曲線

圖6 離合器C2摩擦面壓緊力曲線

3.2 推桿受力分析

在對(duì)這種雙離合器的實(shí)際控制中，是通過(guò)精確控制離合器油缸活塞桿位移xc來(lái)精確控制離合器所傳遞的轉(zhuǎn)矩。xc通過(guò)推桿的杠桿作用轉(zhuǎn)為推力軸承產(chǎn)生軸向位移xt。圖7中，l為推桿支撐鉸鏈與推力軸承中心線的距離，L為推桿支撐鉸鏈與離合器活塞桿中心線的距離。推力軸承位移xt與離合器活塞桿位移xc滿(mǎn)足以下關(guān)系：

圖7 離合器推桿

4 摩擦系數(shù)分析

離合器主、從動(dòng)盤(pán)的相對(duì)滑動(dòng)速度對(duì)摩擦片的摩擦特性影響很大，會(huì)引起摩擦片表面溫度升高、以及由此引起材料表面變形、磨損等，很大程度上影響動(dòng)態(tài)摩擦系數(shù)［6-8］。考慮受離合器主、從動(dòng)盤(pán)滑動(dòng)速度影響的摩擦系數(shù)μ（ρ，ωfc），是離合器摩擦片徑向變量ρ和離合器主、從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速差ωfc的函數(shù)，則有［5］：

μs為摩擦片靜摩擦系數(shù)；μd為摩擦片穩(wěn)態(tài)動(dòng)摩擦系數(shù)；γ為與材料特性有關(guān)的系數(shù)；ρ與ωfc的乘積即為離合器摩擦片不同徑向變量點(diǎn)上的相對(duì)滑動(dòng)速度。摩擦片摩擦系數(shù)隨ρωfc的變化關(guān)系如圖8所示。

圖8 摩擦片摩擦系數(shù)變化曲線

5 離合器轉(zhuǎn)矩傳遞模型

將分析得到的離合器摩擦面上的壓緊力F（xt）與式（11）、式（12）代入式（3）中得到：

代入離合器C1和離合器C2的相關(guān)數(shù)據(jù)，得到Tc與xc以及ωfc的關(guān)系分別如圖9和圖10所示。

圖9 離合器C1的Tc與xc及ωfc的關(guān)系

圖10 離合器C2的Tc與xc及ωfc的關(guān)系

6 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)一款干式、常開(kāi)推式雙離合器，對(duì)其接合過(guò)程進(jìn)行了分析，闡述了離合器在接合過(guò)程中的全開(kāi)狀態(tài)、部分接合狀態(tài)、完全接合狀態(tài)和鎖死狀態(tài)，進(jìn)而分析了離合器在不同狀態(tài)時(shí)摩擦面上壓緊力的大小。在計(jì)算摩擦系數(shù)時(shí)，考慮了摩擦面不同徑向變量點(diǎn)間的相對(duì)滑動(dòng)速度。在以上分析的基礎(chǔ)上，得到了離合器傳遞轉(zhuǎn)矩與傳感器采集得到的離合器活塞桿位移和離合器主、從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速差的關(guān)系，為精確控制離合器在接合時(shí)傳遞的轉(zhuǎn)矩奠定了基礎(chǔ)。

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