干式DCT主離合器的有限元傳熱模型與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

房成亮 陳 俐,* 劉峰宇

1.上海交通大學(xué)海洋工程國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，高新船舶與深海開(kāi)發(fā)裝備協(xié)同創(chuàng)新中心，上海 200240 2.上海交通大學(xué)汽車(chē)電子控制技術(shù)國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，上海 200240

干式DCT主離合器的有限元傳熱模型與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

房成亮1,2陳 俐1,2,*劉峰宇2

1.上海交通大學(xué)海洋工程國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，高新船舶與深海開(kāi)發(fā)裝備協(xié)同創(chuàng)新中心，上海 200240 2.上海交通大學(xué)汽車(chē)電子控制技術(shù)國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，上海 200240

干式DCT主離合器溫升過(guò)高導(dǎo)致其工作品質(zhì)降低、壽命縮短等瓶頸問(wèn)題，準(zhǔn)確的傳熱模型是分析和預(yù)測(cè)溫度場(chǎng)的基礎(chǔ)。在ANSYS軟件中建立二維有限元傳熱模型，比較模型計(jì)算與臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)，結(jié)果表明，計(jì)算結(jié)果相對(duì)誤差不超過(guò)±5%，說(shuō)明建模方法正確，計(jì)算結(jié)果可信。

離合器 傳熱模型 有限元 試驗(yàn)驗(yàn)證

0 引言

雙離合器自動(dòng)變速器(Dual Clutch Transmission，簡(jiǎn)稱(chēng)DCT)結(jié)合了手動(dòng)變速器高效和自動(dòng)變速器換擋品質(zhì)好的優(yōu)點(diǎn)，近年來(lái)逐漸發(fā)展為主流變速器型式之一[1]。干式DCT傳動(dòng)效率高，但是空間狹小，且僅由自然風(fēng)冷散熱，特別在坡道起步和頻繁換擋等極端工況下，主離合器工作負(fù)荷大，產(chǎn)生大量摩擦熱，導(dǎo)致急劇溫升，直接影響摩擦片的摩擦磨損性能[2]。迫切需要建立傳熱模型，對(duì)溫度場(chǎng)進(jìn)行深入研究。

基于有限元模型進(jìn)行仿真是研究DCT溫度場(chǎng)的一種方法[3][4]。在ANSYS軟件中開(kāi)發(fā)的三維溫度場(chǎng)模型計(jì)算表明，滑摩轉(zhuǎn)速對(duì)離合器溫度分布和最高溫度的影響顯著[5]。Belhocine A等建立制動(dòng)摩擦片溫度場(chǎng)模型，研究輻式通風(fēng)對(duì)溫升的影響[6]。Cui J.等模擬摩擦副運(yùn)動(dòng)場(chǎng)與溫度場(chǎng)的耦合，研究摩擦片溝槽形狀對(duì)溫升的影響[7]。秦大同等發(fā)現(xiàn)減小滑摩轉(zhuǎn)速、提高壓盤(pán)比熱容可以減小溫升[8]。

試驗(yàn)是驗(yàn)證仿真模型可信度的有效手段,重慶大學(xué)的王穎穎采用離合器輸出端固定的單測(cè)功機(jī)臺(tái)架，簡(jiǎn)易可行，方便操作，但是離合器的壓力不能在線(xiàn)調(diào)整，具有一定局限性[9]；吉林大學(xué)的牛銘奎利用電機(jī)帶動(dòng)飛輪到一定轉(zhuǎn)速，然后斷開(kāi)電機(jī)，研究一定能量輸入時(shí)，離合器的溫度變化情況[10]。這種方法的優(yōu)點(diǎn)是便于控制，而且不限于具體滑摩工況，但缺點(diǎn)也是顯而易見(jiàn)的，即無(wú)法實(shí)現(xiàn)車(chē)輛起步或換擋過(guò)程離合器的滑摩情況。本研究建立測(cè)試DCT溫度場(chǎng)的試驗(yàn)臺(tái)架，是用于各種自動(dòng)變速器的兩測(cè)功機(jī)臺(tái)架，變速器的輸入輸出分別由上述兩個(gè)測(cè)功機(jī)控制，易于各種滑摩工況的實(shí)現(xiàn)，局限性較小。

本文建立二維有限元模型，并將其計(jì)算結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)的測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，給出模型的計(jì)算精度。

1 有限元溫度場(chǎng)模型

干式DCT由兩套干式離合器元件組成，如圖1。每套元件中，當(dāng)膜片彈簧壓緊壓盤(pán)從而使摩擦片壓緊在驅(qū)動(dòng)盤(pán)上時(shí)，輸入軸動(dòng)力可傳遞至相應(yīng)的輸出軸[11]。汽車(chē)起步時(shí)往往使用第一套離合器(也稱(chēng)為主離合器)，壓緊力較大，摩擦生熱較多，而且由于車(chē)速低，自然風(fēng)冷散熱少，因此溫升尤其急劇。

1.1 溫度場(chǎng)模型的建立

主離合器中摩擦片兩個(gè)摩擦面上產(chǎn)生摩擦熱，熱量以熱傳導(dǎo)的形式從摩擦片向壓盤(pán)、驅(qū)動(dòng)盤(pán)傳遞，然后從這些元件表面以對(duì)流換熱的形式向四周空氣中擴(kuò)散。三維實(shí)體橫截面模型如圖2，摩擦片、壓盤(pán)和驅(qū)動(dòng)盤(pán)都是環(huán)形結(jié)構(gòu)，實(shí)體尺寸可由內(nèi)徑R1、外徑R2和厚度d表達(dá)。本文仿真的主離合器元件尺寸如表1[2]。

圖2 主離合器三維橫截面模型

零件外徑R1(mm)內(nèi)徑R2(mm)厚度d(mm)摩擦片102．567．56壓盤(pán)102．567．58驅(qū)動(dòng)盤(pán)102．567．510

為了便于分析，本文假設(shè)：(1)摩擦片、壓盤(pán)、驅(qū)動(dòng)盤(pán)為軸對(duì)稱(chēng)圓盤(pán)結(jié)構(gòu)；(2)摩擦面上的正壓力均勻分布；(3)各部件物性參數(shù)各向同性；(4)忽略各部件的熱變形和磨損；(5)忽略輻射傳熱。

于是，主離合器溫度僅沿著半徑和厚度方向變化，而不沿對(duì)稱(chēng)軸轉(zhuǎn)角變化，因此，可以取任意轉(zhuǎn)角處的矩形截面建立二維溫度場(chǎng)模型。在ANSYS軟件中建立的有限元模型網(wǎng)格劃分如圖3所示，網(wǎng)格類(lèi)型為4節(jié)點(diǎn)網(wǎng)格PLANE55，網(wǎng)格單元尺寸為0.5 mm。

圖3 有限元模型的網(wǎng)格劃分

圖3中，離合器有兩個(gè)摩擦界面，分別為摩擦片與壓盤(pán)、摩擦片與驅(qū)動(dòng)盤(pán)的接觸面。在每個(gè)摩擦界面上，令摩擦系數(shù)為μ，摩擦片上單位面積壓力為σ，當(dāng)滑摩轉(zhuǎn)速為Δω時(shí)，在半徑R處，摩擦熱流密度q為：

(1)

令摩擦片上總的正壓力為Fn，即：

(2)

將代入得：

(3)

可知，在半徑R處，摩擦熱流密度q與正壓力Fn和滑摩轉(zhuǎn)速Δω的乘積成正比。

雖然式中摩擦系數(shù)μ受溫度影響會(huì)發(fā)生變化，為了計(jì)算方便，模型中取變化溫度范圍內(nèi)的平均值μ=0.37。

摩擦界面的熱流密度分配給兩側(cè)的元件(摩擦片與壓盤(pán)或驅(qū)動(dòng)盤(pán))，熱量分配系數(shù)α1和α2按下式計(jì)算[12]：

(4)

(5)

式中，c1和c2是比熱容，ρ1和ρ2是密度，K1和K2是導(dǎo)熱系數(shù)。很顯然，α1+α2=1。

表2 離合器部件的物性參數(shù)

摩擦片、壓盤(pán)/驅(qū)動(dòng)盤(pán)的物性參數(shù)如表2[12]，計(jì)算得，摩擦片的熱量分配系數(shù)α1=0.394，壓盤(pán)或驅(qū)動(dòng)盤(pán)熱量分配系數(shù)α2=0.606。

考慮汽車(chē)低速行駛時(shí)摩擦片、壓盤(pán)、驅(qū)動(dòng)盤(pán)表面與空氣的自然對(duì)流換熱，其對(duì)流換熱系數(shù)取值h=100 W/(m2·K)[13]。

1.2 溫度場(chǎng)分布云圖

圖4和圖5分別給出了滑摩轉(zhuǎn)矩為28 Nm，連續(xù)滑摩50 s后主離合器壓盤(pán)和摩擦片的瞬態(tài)溫度場(chǎng)。干式DCT溫度場(chǎng)的有限元仿真給出了滑摩過(guò)程中不同時(shí)刻壓盤(pán)溫度場(chǎng)的分布情況，以及最高溫度點(diǎn)的位置。

圖4是在恒定滑摩速度和滑摩轉(zhuǎn)矩下的壓盤(pán)橫截面溫度場(chǎng)分析的結(jié)果。從圖可以看出，由于壓盤(pán)的工作表面上熱流密度隨著半徑增大而增大，相同的厚度位置，壓盤(pán)的溫度沿著半徑增大的方向增加，說(shuō)明了半徑大的位置滑摩較嚴(yán)重；相同的半徑位置，溫度沿著遠(yuǎn)離工作表面的方向遞減。因此，壓盤(pán)溫度最高點(diǎn)位于壓盤(pán)滑摩表面半徑最大的位置。另外，由于壓盤(pán)徑向散熱條件差，工作表面最大半徑處溫度在整個(gè)滑摩過(guò)程中一直保持最高。

t=5 s

t=15 s

t=25 s

t=50 s

t=45 s

t=50 s

摩擦片在50 s滑摩過(guò)程的溫度場(chǎng)如圖5所示。由于摩擦片有兩個(gè)對(duì)稱(chēng)的工作表面，其溫度場(chǎng)也是相應(yīng)對(duì)稱(chēng)的。和壓盤(pán)溫度場(chǎng)不同的是，在整個(gè)滑摩過(guò)程中，摩擦片的最高溫度并不是一直保持在同一個(gè)位置。由圖5可以發(fā)現(xiàn)，滑摩5 s時(shí)，摩擦片最高溫度點(diǎn)位于工作表面，半徑約98 mm處，隨著滑摩過(guò)程的進(jìn)行，最高溫度點(diǎn)逐漸向內(nèi)徑方向移動(dòng)，50 s滑摩過(guò)程結(jié)束時(shí)，該點(diǎn)位于工作表面半徑約94 mm處。滑摩開(kāi)始不久時(shí)，摩擦片溫度和環(huán)境溫度差較小，產(chǎn)生大量熱來(lái)不及傳導(dǎo)或散發(fā)，因此滑摩5 s時(shí)，摩擦片最高溫度點(diǎn)靠近熱流密度最大的外徑處；隨著滑摩的進(jìn)行，最高溫度點(diǎn)與表面空氣溫差增大，散熱效果逐漸明顯，因此最高溫度點(diǎn)逐漸向內(nèi)徑方向移動(dòng)，而不是一直保持在外徑處。而在內(nèi)徑處，雖然散熱條件遠(yuǎn)不及外徑處，但其熱流密度是最小的，因此溫度較低。

對(duì)比以上兩圖，對(duì)于每一對(duì)摩擦副，雖然壓盤(pán)吸收了較多的熱量，但由于壓盤(pán)的熱容量較大，所以壓盤(pán)的溫度略低于摩擦片。

t=5 s

t=15 s

t=25 s

t=50 s

t=45 s

t=50 s

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

試件DCT為大眾汽車(chē)公司的型號(hào)DQ200，如圖6所示，安裝在由一個(gè)輸入測(cè)功機(jī)、一個(gè)負(fù)載測(cè)功機(jī)組成的試驗(yàn)臺(tái)架上，運(yùn)行工況由臺(tái)架控制計(jì)算機(jī)發(fā)出指令，通過(guò)PLC模塊控制兩個(gè)測(cè)功機(jī)分別以轉(zhuǎn)速模式或轉(zhuǎn)矩模式運(yùn)行，轉(zhuǎn)速分別由編碼器1和編碼器2測(cè)得。所有傳感器信號(hào)通過(guò)ETAS650同步采集。

DCT主離合器上的力矩通過(guò)基于快速控制原型dSPACE開(kāi)發(fā)的程序調(diào)節(jié)電磁閥的占空比來(lái)控制輸出油壓，摩擦力矩Mf大小由力矩傳感器1測(cè)量。摩擦片正壓力Fn按照下式計(jì)算得到：

(6)

考慮安裝方便，溫度測(cè)量點(diǎn)選在壓盤(pán)上。本實(shí)驗(yàn)在距離滑摩表面2.5 mm、半徑為87.5 mm的圓上每隔120°安裝一個(gè)溫度傳感器，如圖7。為了避免測(cè)量的偶然誤差，取三個(gè)的平均值作為測(cè)量結(jié)果。試驗(yàn)采用K型熱電偶傳感器，傳感器信號(hào)通過(guò)電滑環(huán)傳輸至數(shù)采模塊，滑環(huán)內(nèi)圈和熱電偶隨著離合器輸入軸高速旋轉(zhuǎn)，滑環(huán)內(nèi)圈與外圈通過(guò)電刷接觸傳遞電信號(hào)，滑環(huán)外圈固定于臺(tái)架支撐座上。

(a) 框圖

(b) 照片

(a) 測(cè)量點(diǎn)的布置

(b) 實(shí)物

T1的仿真與試驗(yàn)結(jié)果的比較如圖8。主離合器的滑摩轉(zhuǎn)速為800 rpm、滑摩轉(zhuǎn)矩為23.85 Nm時(shí)，滑摩功率為2 kW，在0-50 s的溫度歷程中，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的最大絕對(duì)誤差為0.9 ℃，最大相對(duì)誤差為2.1%，如圖8(a)。主離合器的滑摩轉(zhuǎn)速為500 rpm、滑摩轉(zhuǎn)矩為28.55 Nm時(shí)，滑摩功率為1.5 kW，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的最大絕對(duì)誤差為1.1 ℃，最大相對(duì)誤差為2.9%，如圖8(b)。

T2的仿真與試驗(yàn)結(jié)果的比較如圖9。主離合器的滑摩轉(zhuǎn)速為800 rpm、滑摩轉(zhuǎn)矩為23.85 Nm時(shí)，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的最大絕對(duì)誤差為2.3 ℃，最大相對(duì)誤差為4.1%，如圖9(a)。主離合器的滑摩轉(zhuǎn)速為500 rpm、滑摩轉(zhuǎn)矩為28.55 Nm時(shí)，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的最大絕對(duì)誤差為1.35 ℃，最大相對(duì)誤差為2.1%，如圖9(b)。

比較圖8與圖9，在相同滑磨功和初始溫度工況下，T2的溫升比T1劇烈，這個(gè)現(xiàn)象與T2測(cè)量點(diǎn)的布置比T1靠近摩擦片(熱源)2.5 mm相一致，如圖7所示，壓盤(pán)上的溫度分布從摩擦表面到壓盤(pán)外表面沿厚度方向和沿半徑方向均逐漸降低。

總體上，仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果絕對(duì)誤差不超過(guò)3 ℃，相對(duì)誤差不超過(guò)±5%，因此，該模型可信。

(a)

(b)

(a)

(b)

由圖8和圖9可以發(fā)現(xiàn)，不論是T1還是T2，其仿真曲線(xiàn)近似為一條直線(xiàn)，而實(shí)驗(yàn)結(jié)果則不同，可能因?yàn)閷?shí)驗(yàn)值溫度變化引起了摩擦系數(shù)的變化，從而導(dǎo)致滑摩力矩變化，這樣滑摩功也就變化了；而仿真中假設(shè)摩擦系數(shù)是常數(shù)。T1的實(shí)驗(yàn)測(cè)量結(jié)果一開(kāi)始上升較慢，可能因?yàn)槠渚嚯x滑摩表面較遠(yuǎn)，熱量傳導(dǎo)到T1的位置需要一段時(shí)間，滑摩約5 s后，T1的實(shí)驗(yàn)曲線(xiàn)斜率明顯增大，其后基本保持不變；T2由于很靠近滑摩表面，剛開(kāi)始滑摩產(chǎn)生的熱量來(lái)不及傳遞，導(dǎo)致其實(shí)驗(yàn)溫度曲線(xiàn)一開(kāi)始斜率較大，滑摩約10 s到20 s過(guò)程中，其斜率逐漸減小，其后基本保持不變。

3 結(jié)論

本文建立二維有限元模型，將其計(jì)算結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)的測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，結(jié)果表明，模型的計(jì)算誤差不超過(guò)±5%，說(shuō)明建模方法正確，計(jì)算結(jié)果可信。

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Finite element heat transfer model and experimental verification of dry DCT main clutch

FangChengliang1,2ChenLi1,2,*LiuFengyu2

1.StateKeyLaboratoryofOceanEngineeringofShanghaiJiaoTongUniversity,CollaborativeInnovationCenterforAdvancedShipandDeep-SeaExploration,Shanghai, 200240； 2.NationalLaboratoryofAutomotiveElectronicsandControl,ShanghaiJiaoTongUniversity,Shanghai200240,China

As a result of the temperature rise of the master clutch of a dry DCT, the performance and work life of the clutch will be greatly influenced. An accurate thermal of the clutch is the basis for temperature field analysis and prediction. A 2D finite element thermal model of the clutch has been established with ANSYS, and the simulation results have been compared with the experiment ones. The relative errors between the model results and that of experiment are less than 5%, which indicates that the method to build the thermal model is reasonable and the results are authentic.

clutch thermal model finite element experiment validation

1006-8244(2016)04-003-06

國(guó)家自然科學(xué)基金(51475284)資助

房成亮，

U463.212

B