考慮正負(fù)轉(zhuǎn)速差的濕式離合器帶排扭矩?fù)p失研究

朱凌云 江貴生

(安慶師范大學(xué)電子工程與智能制造學(xué)院 安徽安慶 246133)

濕式離合器具有摩擦特性穩(wěn)定、傳遞扭矩能力強(qiáng)、工作平順柔和、散熱性能良好、使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，已經(jīng)在當(dāng)今的自動(dòng)變速箱中得到了廣泛的應(yīng)用。

濕式離合器是靠油液來(lái)冷卻的，即使在完全分離的狀態(tài)下，摩擦副間隙中依然會(huì)存在一定含量的冷卻油液。當(dāng)離合器主從動(dòng)盤(pán)之間存在轉(zhuǎn)速差，由于油液的黏性，摩擦副之間將產(chǎn)生牛頓內(nèi)摩擦力，帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)，其所產(chǎn)生的扭矩就是離合器的帶排扭矩。為了維持主動(dòng)盤(pán)的轉(zhuǎn)速，發(fā)動(dòng)機(jī)的輸入扭矩必須要克服牛頓內(nèi)摩擦力，從而造成不必要的損失，即帶排扭矩?fù)p失[1]。帶排扭矩不僅會(huì)引起汽車(chē)動(dòng)力系統(tǒng)不必要的功率損耗，增加油耗，還會(huì)對(duì)變速箱中換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)的換擋過(guò)程與換擋力帶來(lái)影響。

對(duì)于濕式離合器帶排扭矩?fù)p失的相關(guān)研究較多，并取得了一定的進(jìn)展。在帶排扭矩的計(jì)算模型方面，文獻(xiàn)[1-4]均給出了基于牛頓內(nèi)摩擦定律的計(jì)算模型，并且考慮了由于離心力作用導(dǎo)致油膜收縮所產(chǎn)生的影響。文獻(xiàn)[5-9]對(duì)油液黏度與溫度、油槽特征、摩擦副材料特性、摩擦副間隙大小、流量等因素對(duì)帶排扭矩?fù)p失的影響也開(kāi)展了較為深入的研究。這些研究成果對(duì)濕式離合器的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)過(guò)程中帶排扭矩?fù)p失的控制有著重要的參考價(jià)值。

在當(dāng)前的研究中，帶排扭矩的計(jì)算均是只考慮了摩擦副片間油膜的剪切力矩作用，而忽視了油液在旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)對(duì)油槽側(cè)面的動(dòng)壓力產(chǎn)生的阻滯力矩作用；在轉(zhuǎn)速的影響方面，均只研究了鋼片轉(zhuǎn)速大于摩擦片轉(zhuǎn)速的正轉(zhuǎn)速差下帶排扭矩的變化規(guī)律，而忽視了當(dāng)摩擦片轉(zhuǎn)速超過(guò)鋼片轉(zhuǎn)速的負(fù)轉(zhuǎn)速差工況。文獻(xiàn)[3]也研究了主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速對(duì)帶排扭矩的影響，給出了主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速越大帶排扭矩呈線性增加的結(jié)論，但文中未說(shuō)明主動(dòng)軸是與摩擦片還是鋼片連接的，也未解釋帶排扭矩增大的原因；另外給出的帶排扭矩變化曲線上的帶排扭矩?cái)?shù)值達(dá)到了500～1 000 N·m，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出了實(shí)際情況。在對(duì)自動(dòng)變速箱換擋過(guò)程的影響方面，吉林大學(xué)的雷雨龍等[10]研究了帶排扭矩對(duì)AMT變速箱升降擋過(guò)程中同步時(shí)間與同步能量的影響，但也未考慮在正負(fù)轉(zhuǎn)速差下的帶排扭矩?fù)p失大小的差異性。

本文作者以某自動(dòng)變速箱的濕式離合器為對(duì)象，通過(guò)CFD技術(shù)與試驗(yàn)對(duì)離合器的帶排扭矩進(jìn)行仿真與測(cè)試，獲得了正負(fù)轉(zhuǎn)速差下的帶排扭矩的變化規(guī)律，并分析了不同轉(zhuǎn)速差下帶排扭矩對(duì)換擋過(guò)程的影響，以期對(duì)自動(dòng)變速箱離合器帶排扭矩?fù)p失降低與換擋過(guò)程的控制提供支持。

1 帶排扭矩?fù)p失的理論分析

濕式離合器的摩擦副是由若干片環(huán)狀的鋼片與摩擦片相間結(jié)合而成的，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。冷卻油液從離合器輸入軸上的油道進(jìn)入，一小部分流進(jìn)離合器平衡腔2中，用于離合器的壓力腔油液的離心力；大部分進(jìn)入離合器內(nèi)轂1中，通過(guò)內(nèi)轂的開(kāi)口流進(jìn)摩擦副中的油槽，用于離合器的冷卻。

圖1 濕式離合器結(jié)構(gòu)

帶排扭矩簡(jiǎn)單來(lái)說(shuō)就是當(dāng)濕式離合器摩擦副處于分離狀態(tài)時(shí)傳遞的扭矩，表現(xiàn)為鋼片拖動(dòng)油液運(yùn)動(dòng)，油液帶動(dòng)摩擦片運(yùn)動(dòng)。

帶排扭矩的計(jì)算是基于牛頓內(nèi)摩擦定律[7]的，通常是將摩擦副中的鋼片與摩擦片等效為2個(gè)平行的板，如圖2所示。濕式離合器在分離空轉(zhuǎn)時(shí)的帶排扭矩Tdrag為

(1)

式中:Tdrag為帶排扭矩(N·m)；n為摩擦副數(shù)目；μ為冷卻油動(dòng)力黏度(Pa·s)；ω1、ω2分別為鋼片、摩擦片的轉(zhuǎn)速(rad/s)；re為考慮油膜收縮效應(yīng)[1，6]及摩擦片實(shí)際摩擦面積后的摩擦片等效外徑(m)；ri為摩擦片內(nèi)徑(m)；h為摩擦副間隙(m)。

圖2 帶排扭矩計(jì)算模型

公式(1)是建立在將摩擦副等效為平行平板、且摩擦副之間充滿油液這個(gè)假設(shè)之上的。實(shí)際上，由于離合器在分離狀態(tài)下滑摩功率較小，摩擦副產(chǎn)生的熱量也較低，冷卻油液的需求量也低，這時(shí)離合器冷卻控制系統(tǒng)提供的冷卻油液流量是很小。當(dāng)系統(tǒng)的供油流量較小時(shí)，摩擦副間隙是無(wú)法保證充滿油液的。另一方面，為保證離合器在滑摩工況下有冷卻油液通過(guò)摩擦副進(jìn)行冷卻，所以摩擦片的設(shè)計(jì)帶有徑向油槽，如圖3所示。油槽的存在也會(huì)導(dǎo)致摩擦面間油膜容易破裂以降低剪切扭矩。摩擦片繞中心軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，徑向油槽中的油液在未填滿狀態(tài)下必然會(huì)沿轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反的一側(cè)聚集，并對(duì)油槽一側(cè)產(chǎn)生動(dòng)態(tài)壓力，動(dòng)態(tài)壓力對(duì)摩擦片產(chǎn)生阻滯力矩，如圖4所示。

綜上所述，離合器分離空轉(zhuǎn)時(shí)的實(shí)際帶排扭矩?fù)p失不僅僅是片間油液牛頓內(nèi)摩擦力產(chǎn)生的剪切扭矩?fù)p失，還包含油槽側(cè)面油液聚集產(chǎn)生的阻滯力矩。即

Tl=Ts+Tp

(2)

式中：Ts為摩擦副間隙油液的剪切力矩，按式(1)計(jì)算；Tp為油槽動(dòng)壓力產(chǎn)生的阻滯力矩(N·m),

(3)

式中：m為徑向油槽的數(shù)目;δ為油槽的高度(m);p(r)為半徑r處油槽側(cè)面的動(dòng)態(tài)壓力(Pa);ro為摩擦片外徑(m)。

圖3 濕式離合器摩擦片

圖4 摩擦片中油液聚集示意

在正轉(zhuǎn)速差時(shí)，鋼片的轉(zhuǎn)速較大,摩擦片的轉(zhuǎn)速較小，油槽側(cè)面的動(dòng)壓力也較小，油槽的阻滯力矩也較?。辉谪?fù)轉(zhuǎn)速差時(shí)，摩擦片的轉(zhuǎn)速大于鋼片的轉(zhuǎn)速，其油槽側(cè)面的動(dòng)壓力也隨著摩擦片的轉(zhuǎn)速增大而增大，則油槽的阻滯力矩較大；而正負(fù)轉(zhuǎn)速差下，轉(zhuǎn)速差絕對(duì)值相同時(shí)，摩擦副間隙油液的剪切力矩幾乎一致。

2 仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證

2.1 仿真分析

基于離合器摩擦副的實(shí)際結(jié)構(gòu)，搭建CFD仿真模型。仿真采用RNGk-ε湍流模型來(lái)計(jì)算摩擦副內(nèi)的兩相流動(dòng)[11-12]。液相為自動(dòng)變速箱油，動(dòng)力黏度為30.09 mPa·s，密度為828.9 kg/m3，氣相為空氣，不考慮油溫的變化。入口邊界為質(zhì)量流量入口，入口流量為40 g/s，出口邊界為壓力出口，出口壓力為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。設(shè)定鋼片轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，摩擦片轉(zhuǎn)速分別為500、1 000、1 500、2 000、2 500 r/min進(jìn)行仿真計(jì)算。

圖5示出了正負(fù)轉(zhuǎn)速差下離合器帶排扭矩的變化規(guī)律。可以看出，在負(fù)轉(zhuǎn)速差時(shí)，由于摩擦片的轉(zhuǎn)速較高，離合器的帶排扭矩相應(yīng)較大，且摩擦副轉(zhuǎn)速均為1 500 r/min、轉(zhuǎn)速差為0時(shí)，離合器的帶排扭矩為0.12 N·m。表明在摩擦副間隙油液剪切力矩為0的情況下，油槽的動(dòng)壓力產(chǎn)生了0.12 N·m的阻滯力矩。

圖5 正負(fù)轉(zhuǎn)速差下的帶排扭矩

2.2 試驗(yàn)研究

試驗(yàn)在自主搭建的離合器性能試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行(試驗(yàn)原理如圖6所示)，雙電機(jī)均可獨(dú)立轉(zhuǎn)速控制，電機(jī)轉(zhuǎn)速與離合器壓力可進(jìn)行同步控制；液壓站可獨(dú)立提供油壓油量；使用NI采集系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)量信號(hào)集成，包括電機(jī)轉(zhuǎn)速、扭矩、油溫度、離合器壓力、流量。

圖6 試驗(yàn)原理

測(cè)試過(guò)程中輸入電機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)定1 500 r/min，也就是保持鋼片的轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，輸出電機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)?00 r/min上升至1 500 r/min，然后繼續(xù)上升至2 500 r/min，以測(cè)試正負(fù)轉(zhuǎn)速差下的離合器傳遞的扭矩。冷卻油液溫度保持為(40±5) ℃，冷卻油流量給定為3 L/min，不加離合器壓力，摩擦副間隙為0.325 mm。測(cè)試得到正負(fù)轉(zhuǎn)速差工況下，離合器傳遞扭矩的變化量，其中扭矩變化量的最大值為離合器帶排扭矩。

圖7示出了測(cè)試得到的離合器帶排扭矩曲線?？梢钥闯觯?dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大正轉(zhuǎn)速差1 000 r/min時(shí)，離合器的帶排轉(zhuǎn)矩為1.33 N·m；轉(zhuǎn)速差達(dá)到最大負(fù)轉(zhuǎn)速差1 000 r/min時(shí)，離合器的帶排扭矩升為4.05 N·m。正轉(zhuǎn)速差時(shí)離合器的帶排扭矩明顯小于負(fù)轉(zhuǎn)速差時(shí)的帶排扭矩。試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果的趨勢(shì)是一致的，均符合摩擦片轉(zhuǎn)速越大，徑向油槽側(cè)面受到的油液動(dòng)壓力越大的推論。

為排除轉(zhuǎn)速差所產(chǎn)生的剪切力矩對(duì)離合器帶排扭矩的影響，用上述臺(tái)架進(jìn)行了無(wú)轉(zhuǎn)速差的工況測(cè)試。測(cè)試時(shí)使輸入電機(jī)轉(zhuǎn)速與輸出電機(jī)轉(zhuǎn)速一致，設(shè)定一致轉(zhuǎn)速為250、500、750、1 000、1 200、1 500、2 000、2 500 r/min，各轉(zhuǎn)速保持10 s。同樣，冷卻油液溫度保持為(40±5) ℃，冷卻液流量給定為3 L/min，不加離合器壓力，摩擦副間隙為0.325 mm。

圖7 正負(fù)轉(zhuǎn)速差下帶排扭矩測(cè)試曲線

圖8示出了無(wú)轉(zhuǎn)速差下的離合器帶排扭矩測(cè)試曲線，可以看出，離合器鋼片與摩擦片轉(zhuǎn)速差為0時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速的提升，帶排扭矩?cái)?shù)值也逐漸增大。不考慮電機(jī)轉(zhuǎn)速的微小波動(dòng)，此時(shí)可以認(rèn)為鋼片與摩擦片以相同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，摩擦副間隙油液剪切力矩基本為0，帶排轉(zhuǎn)矩是由油槽的動(dòng)壓力產(chǎn)生的阻滯力矩。轉(zhuǎn)速越大，這種阻滯力矩越大。結(jié)合文獻(xiàn)[3]中對(duì)徑向油槽和徑向加周向油槽2種不同摩擦片油槽形式下離合器的帶排扭矩研究，與同時(shí)考慮徑向和周向油槽時(shí)相比，僅考慮徑向油槽時(shí)各油層帶排扭矩增加了23%左右，可以認(rèn)為這是由于周向油槽能夠有效破壞摩擦片在旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的油槽油液聚集，從而降低了由油槽側(cè)面動(dòng)壓力所產(chǎn)生的阻滯力矩。

圖8 無(wú)轉(zhuǎn)速差時(shí)帶排扭矩測(cè)試曲線

3 帶排扭矩對(duì)換擋過(guò)程的影響

根據(jù)圖9所示的自動(dòng)變速箱同步器換擋系統(tǒng)，換擋過(guò)程的動(dòng)力學(xué)方程[13]為

(4)

式中：Ts為同步力矩；J為同步器輸入端等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Δω為同步器輸入輸出端轉(zhuǎn)速差；Δt為同步時(shí)間；ωe、ωi分別為發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速；ωi=ωy1；Td為離合器帶排扭矩。

圖9 同步器換擋系統(tǒng)

升擋時(shí)同步器輸入端轉(zhuǎn)速高于輸出端轉(zhuǎn)速，帶排扭矩能夠降低輸入端轉(zhuǎn)速，同樣的同步時(shí)間下，需要的同步力矩小，式(4)中±取-；降擋時(shí)則相反。

換擋過(guò)程中，同步器轉(zhuǎn)速同步后，慣性力矩為0，但依然需要較大撥環(huán)力矩來(lái)解除同步器的鎖止[14]，如圖10所示。這個(gè)過(guò)程的換擋力用來(lái)克服離合器的帶排轉(zhuǎn)矩。

圖10 解鎖過(guò)程受力示意

圖10中各力的關(guān)系為

(5)

(6)

式中：Fμ為換擋力；Fμ2為齒套與同步環(huán)錐面之間的摩擦力；N為換擋力在同步環(huán)錐面上產(chǎn)生的正壓力；μ2為齒套與同步環(huán)鎖止面之間的摩擦因數(shù);β為同步環(huán)錐面鎖止角；Fuc為同步環(huán)錐面上的切向分力；Rk為同步環(huán)錐面平均半徑；in為目標(biāo)擋位傳動(dòng)比。

齒套在換擋力Fμ作用下，在同步環(huán)錐面上產(chǎn)生軸向力與切向力。軸向力用于推動(dòng)齒套，切向力Fuc產(chǎn)生撥環(huán)力矩Tu來(lái)解除同步器的鎖止，這時(shí)候Tu用來(lái)克服目標(biāo)擋位下離合器的帶排扭矩。所以，在同步器換擋力的設(shè)計(jì)與計(jì)算過(guò)程中，如果僅采用正轉(zhuǎn)速差下帶排扭矩的數(shù)值，而沒(méi)有考慮負(fù)轉(zhuǎn)速差下帶排扭矩變大的影響，則在換擋過(guò)程中當(dāng)離合器處在負(fù)轉(zhuǎn)速差時(shí)，所設(shè)計(jì)的換擋力必然偏小。特別是當(dāng)車(chē)輛處于低溫環(huán)境下行駛時(shí)，由于油液的黏度增大，離合器帶排扭矩整體變大，將會(huì)產(chǎn)生換擋困難的風(fēng)險(xiǎn)。

4 結(jié)論

(1)濕式離合器的帶排扭矩?fù)p失既包含摩擦副片間油液牛頓內(nèi)摩擦力產(chǎn)生的剪切扭矩?fù)p失，又包含油槽側(cè)面油液聚集產(chǎn)生的阻滯力矩。

(2)油槽側(cè)面油液聚集產(chǎn)生的阻滯力矩隨摩擦片的轉(zhuǎn)速增大而增加，所以在相同的轉(zhuǎn)速差絕對(duì)值下，摩擦片的轉(zhuǎn)速大，則帶排轉(zhuǎn)矩?fù)p失相對(duì)較大。

(3)帶排轉(zhuǎn)矩的大小對(duì)自動(dòng)變速箱換擋過(guò)程的換擋力及換擋時(shí)間有著重要的影響，特別是在換擋力的計(jì)算上，應(yīng)考慮離合器負(fù)轉(zhuǎn)速差時(shí)帶排扭矩變大的影響因素。

(4)由于油槽動(dòng)壓力產(chǎn)生的阻滯力矩本身數(shù)值較小，無(wú)論是CFD仿真，還是臺(tái)架測(cè)試，其結(jié)果均可能存在一定的誤差，但總體而言，其變化的趨勢(shì)是合理可信的。后續(xù)將對(duì)仿真與測(cè)試得到的阻滯力矩及帶排扭矩的數(shù)值精度做進(jìn)一步的研究，以期得到更為準(zhǔn)確的結(jié)果。