考慮正負轉速差的濕式離合器帶排扭矩損失研究

朱凌云 江貴生

(安慶師范大學電子工程與智能制造學院 安徽安慶 246133)

濕式離合器具有摩擦特性穩定、傳遞扭矩能力強、工作平順柔和、散熱性能良好、使用壽命長等優點，已經在當今的自動變速箱中得到了廣泛的應用。

濕式離合器是靠油液來冷卻的，即使在完全分離的狀態下，摩擦副間隙中依然會存在一定含量的冷卻油液。當離合器主從動盤之間存在轉速差，由于油液的黏性，摩擦副之間將產生牛頓內摩擦力，帶動從動盤轉動，其所產生的扭矩就是離合器的帶排扭矩。為了維持主動盤的轉速，發動機的輸入扭矩必須要克服牛頓內摩擦力，從而造成不必要的損失，即帶排扭矩損失[1]。帶排扭矩不僅會引起汽車動力系統不必要的功率損耗，增加油耗，還會對變速箱中換擋執行機構的換擋過程與換擋力帶來影響。

對于濕式離合器帶排扭矩損失的相關研究較多，并取得了一定的進展。在帶排扭矩的計算模型方面，文獻[1-4]均給出了基于牛頓內摩擦定律的計算模型，并且考慮了由于離心力作用導致油膜收縮所產生的影響。文獻[5-9]對油液黏度與溫度、油槽特征、摩擦副材料特性、摩擦副間隙大小、流量等因素對帶排扭矩損失的影響也開展了較為深入的研究。這些研究成果對濕式離合器的設計開發過程中帶排扭矩損失的控制有著重要的參考價值。

在當前的研究中，帶排扭矩的計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運動時對油槽側面的動壓力產生的阻滯力矩作用；在轉速的影響方面，均只研究了鋼片轉速大于摩擦片轉速的正轉速差下帶排扭矩的變化規律，而忽視了當摩擦片轉速超過鋼片轉速的負轉速差工況。文獻[3]也研究了主動軸轉速對帶排扭矩的影響，給出了主動軸轉速越大帶排扭矩呈線性增加的結論，但文中未說明主動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數值達到了500～1 000 N·m，遠遠超出了實際情況。在對自動變速箱換擋過程的影響方面，吉林大學的雷雨龍等[10]研究了帶排扭矩對AMT變速箱升降擋過程中同步時間與同步能量的影響，但也未考慮在正負轉速差下的帶排扭矩損失大小的差異性。

本文作者以某自動變速箱的濕式離合器為對象，通過CFD技術與試驗對離合器的帶排扭矩進行仿真與測試，獲得了正負轉速差下的帶排扭矩的變化規律，并分析了不同轉速差下帶排扭矩對換擋過程的影響，以期對自動變速箱離合器帶排扭矩損失降低與換擋過程的控制提供支持。

1 帶排扭矩損失的理論分析

濕式離合器的摩擦副是由若干片環狀的鋼片與摩擦片相間結合而成的，其結構如圖1所示。冷卻油液從離合器輸入軸上的油道進入，一小部分流進離合器平衡腔2中，用于離合器的壓力腔油液的離心力；大部分進入離合器內轂1中，通過內轂的開口流進摩擦副中的油槽，用于離合器的冷卻。

圖1 濕式離合器結構

帶排扭矩簡單來說就是當濕式離合器摩擦副處于分離狀態時傳遞的扭矩，表現為鋼片拖動油液運動，油液帶動摩擦片運動。

帶排扭矩的計算是基于牛頓內摩擦定律[7]的，通常是將摩擦副中的鋼片與摩擦片等效為2個平行的板，如圖2所示。濕式離合器在分離空轉時的帶排扭矩Tdrag為

(1)

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

圖2 帶排扭矩計算模型

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假設之上的。實際上，由于離合器在分離狀態下滑摩功率較小，摩擦副產生的熱量也較低，冷卻油液的需求量也低，這時離合器冷卻控制系統提供的冷卻油液流量是很小。當系統的供油流量較小時，摩擦副間隙是無法保證充滿油液的。另一方面，為保證離合器在滑摩工況下有冷卻油液通過摩擦副進行冷卻，所以摩擦片的設計帶有徑向油槽，如圖3所示。油槽的存在也會導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時，徑向油槽中的油液在未填滿狀態下必然會沿轉動方向相反的一側聚集，并對油槽一側產生動態壓力，動態壓力對摩擦片產生阻滯力矩，如圖4所示。

綜上所述，離合器分離空轉時的實際帶排扭矩損失不僅僅是片間油液牛頓內摩擦力產生的剪切扭矩損失，還包含油槽側面油液聚集產生的阻滯力矩。即

Tl=Ts+Tp

(2)

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

(3)

式中：m為徑向油槽的數目;δ為油槽的高度(m);p(r)為半徑r處油槽側面的動態壓力(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

在正轉速差時，鋼片的轉速較大,摩擦片的轉速較小，油槽側面的動壓力也較小，油槽的阻滯力矩也較小；在負轉速差時，摩擦片的轉速大于鋼片的轉速，其油槽側面的動壓力也隨著摩擦片的轉速增大而增大，則油槽的阻滯力矩較大；而正負轉速差下，轉速差絕對值相同時，摩擦副間隙油液的剪切力矩幾乎一致。

2 仿真與試驗驗證

2.1 仿真分析

基于離合器摩擦副的實際結構，搭建CFD仿真模型。仿真采用RNGk-ε湍流模型來計算摩擦副內的兩相流動[11-12]。液相為自動變速箱油，動力黏度為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，出口壓力為標準大氣壓。設定鋼片轉速為1 500 r/min，摩擦片轉速分別為500、1 000、1 500、2 000、2 500 r/min進行仿真計算。

圖5示出了正負轉速差下離合器帶排扭矩的變化規律。可以看出，在負轉速差時，由于摩擦片的轉速較高，離合器的帶排扭矩相應較大，且摩擦副轉速均為1 500 r/min、轉速差為0時，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，油槽的動壓力產生了0.12 N·m的阻滯力矩。

圖5 正負轉速差下的帶排扭矩

2.2 試驗研究

試驗在自主搭建的離合器性能試驗臺上進行(試驗原理如圖6所示)，雙電機均可獨立轉速控制，電機轉速與離合器壓力可進行同步控制；液壓站可獨立提供油壓油量；使用NI采集系統進行測量信號集成，包括電機轉速、扭矩、油溫度、離合器壓力、流量。

圖6 試驗原理

測試過程中輸入電機轉速設定1 500 r/min，也就是保持鋼片的轉速為1 500 r/min，輸出電機轉速從500 r/min上升至1 500 r/min，然后繼續上升至2 500 r/min，以測試正負轉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。測試得到正負轉速差工況下，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示出了測試得到的離合器帶排扭矩曲線。可以看出，當轉速達到最大正轉速差1 000 r/min時，離合器的帶排轉矩為1.33 N·m；轉速差達到最大負轉速差1 000 r/min時，離合器的帶排扭矩升為4.05 N·m。正轉速差時離合器的帶排扭矩明顯小于負轉速差時的帶排扭矩。試驗結果與仿真結果的趨勢是一致的，均符合摩擦片轉速越大，徑向油槽側面受到的油液動壓力越大的推論。

為排除轉速差所產生的剪切力矩對離合器帶排扭矩的影響，用上述臺架進行了無轉速差的工況測試。測試時使輸入電機轉速與輸出電機轉速一致，設定一致轉速為250、500、750、1 000、1 200、1 500、2 000、2 500 r/min，各轉速保持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 正負轉速差下帶排扭矩測試曲線

圖8示出了無轉速差下的離合器帶排扭矩測試曲線，可以看出，離合器鋼片與摩擦片轉速差為0時，隨著轉速的提升，帶排扭矩數值也逐漸增大。不考慮電機轉速的微小波動，此時可以認為鋼片與摩擦片以相同的轉速旋轉，摩擦副間隙油液剪切力矩基本為0，帶排轉矩是由油槽的動壓力產生的阻滯力矩。轉速越大，這種阻滯力矩越大。結合文獻[3]中對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，與同時考慮徑向和周向油槽時相比，僅考慮徑向油槽時各油層帶排扭矩增加了23%左右，可以認為這是由于周向油槽能夠有效破壞摩擦片在旋轉運動過程中的油槽油液聚集，從而降低了由油槽側面動壓力所產生的阻滯力矩。

圖8 無轉速差時帶排扭矩測試曲線

3 帶排扭矩對換擋過程的影響

根據圖9所示的自動變速箱同步器換擋系統，換擋過程的動力學方程[13]為

(4)

式中：Ts為同步力矩；J為同步器輸入端等效轉動慣量；Δω為同步器輸入輸出端轉速差；Δt為同步時間；ωe、ωi分別為發動機、離合器從動盤轉速；ωi=ωy1；Td為離合器帶排扭矩。

圖9 同步器換擋系統

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

換擋過程中，同步器轉速同步后，慣性力矩為0，但依然需要較大撥環力矩來解除同步器的鎖止[14]，如圖10所示。這個過程的換擋力用來克服離合器的帶排轉矩。

圖10 解鎖過程受力示意

圖10中各力的關系為

(5)

(6)

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

齒套在換擋力Fμ作用下，在同步環錐面上產生軸向力與切向力。軸向力用于推動齒套，切向力Fuc產生撥環力矩Tu來解除同步器的鎖止，這時候Tu用來克服目標擋位下離合器的帶排扭矩。所以，在同步器換擋力的設計與計算過程中，如果僅采用正轉速差下帶排扭矩的數值，而沒有考慮負轉速差下帶排扭矩變大的影響，則在換擋過程中當離合器處在負轉速差時，所設計的換擋力必然偏小。特別是當車輛處于低溫環境下行駛時，由于油液的黏度增大，離合器帶排扭矩整體變大，將會產生換擋困難的風險。

4 結論

(1)濕式離合器的帶排扭矩損失既包含摩擦副片間油液牛頓內摩擦力產生的剪切扭矩損失，又包含油槽側面油液聚集產生的阻滯力矩。

(2)油槽側面油液聚集產生的阻滯力矩隨摩擦片的轉速增大而增加，所以在相同的轉速差絕對值下，摩擦片的轉速大，則帶排轉矩損失相對較大。

(3)帶排轉矩的大小對自動變速箱換擋過程的換擋力及換擋時間有著重要的影響，特別是在換擋力的計算上，應考慮離合器負轉速差時帶排扭矩變大的影響因素。

(4)由于油槽動壓力產生的阻滯力矩本身數值較小，無論是CFD仿真，還是臺架測試，其結果均可能存在一定的誤差，但總體而言，其變化的趨勢是合理可信的。后續將對仿真與測試得到的阻滯力矩及帶排扭矩的數值精度做進一步的研究，以期得到更為準確的結果。