DCT变速器的离合器热负荷特性仿真分析

孙 毅，褚超美，顾建华

(1.上海理工大学 机械工程学院，上海 200093；2.上海汽车变速器有限公司，上海 201800)

DCT变速器的离合器热负荷特性仿真分析

孙 毅1，褚超美1，顾建华2

(1.上海理工大学 机械工程学院，上海 200093；2.上海汽车变速器有限公司，上海 201800)

双离合自动变速器在工作过程中，由于离合器摩擦片在滑动摩擦过程中产生的热量会导致摩擦片失效。文中针对变速器的摩擦片进行热负荷仿真分析，借助摩擦副的热流密度模型，通过UG建立了摩擦副的有限元模型，基于ANSYS Workbench分析了摩擦副的油槽宽度和厚度对接合过程中摩擦片瞬态温度场的作用，得到了摩擦副温度场的变化规律。研究结果表明，接合过程中摩擦片表面温度随着径向距离的增加而升高，摩擦片的高温部分集中在摩擦片表面的外边缘附近，但在外边缘处温度下降，槽宽和厚度对润滑油的对流换热有一定影响。

双离合自动变速器；油槽；摩擦副; 温度场；有限元法

双离合器自动变速器(Dual Clutch Transmission，DCT)在结合过程中，两个离合器中的摩擦副由于滑摩产生了大量的摩擦热，使得摩擦元件在热应力作用下可能产生局部翘曲变形，甚至使摩擦片烧结粘附使离合器失效。改善DCT离合器摩擦片的耐热性是提高离合器的使用寿命和工作可靠性的重要措施。

离合器的热负荷问题引起了众多研究人员的关注。Zhao Shuangmei等[1]提出了关于二维多片离合器的热弹性变形模型，分析了材料的特性对离合器热机耦合现象的影响；Yuan等[2]研究了湿式制动器脱开状态下的流体特性；张金乐等[3]采用ABAQUS软件对湿式换挡离合器温度场的影响因素进行了仿真研究；Lai等[4]使用有限容积法对湿式离合器的三维温度场进行了预测。

但大多数学者的研究多集中在摩擦副的温度场模拟[5]，但生产实践表明摩擦副油槽结构以及厚度对温度场有一定的影响，本文针对变速器的摩擦片进行热负荷仿真分析，首先基于UG建立了奥迪A3双离合器的摩擦副有限元模型，在ANSYS Workbench平台下分析油槽宽和摩擦片的厚度对温度场的影响，为优化摩擦片结构提供了理论基础。

1 摩擦副模型的建立

1.1 双离合器接合过程动力学模型的建立

图1为双离合自动变速器接合过程中在滑摩阶段的传动系统动力学简化模型，其中主动部分包括发动机、联轴器等，从动部分包括变速器的传动系统、联轴器、螺旋桨等[7]。在简化模型时，默认将主从动部分的转动惯量全部当量到离合器转轴上。此时忽略离合器各传动元件在接合过程中的弹性变形[8]。

图1 离合器接合过程模型

忽略旋转阻尼的影响，可以建立接合过程中的动力学方程[9]。主动侧

(1)

从动侧

(2)

当t=0时，从而可以得到其转速差为[10]

(3)

式中，Jd、Td、∉e分别为主动侧的转动惯量、驱动转矩和角速度；Jr、Tr、ωl分别为其从动侧的转动惯量、负载转矩和角速度；T,T′为离合器所需传递的摩擦力矩。本文默认离合器的工作转速为1 000 r/min[11]，但实际中离合器结合时的转速一般为正常工作转速的65%。

1.2 摩擦副有限元模型的建立

DCT双离合器由多对摩擦副组成，每对摩擦副由对偶钢片、摩擦片组成，摩擦片由摩擦衬片和芯片组成。摩擦副中摩擦片的芯片厚度为1 mm，摩擦衬片厚度为1.6 mm；摩擦片外径R0为96.45 mm,内径Ri为81.45 mm；摩擦钢片的厚度分别为1 mm、2 mm、3 mm；摩擦片上开有径向槽，径向梯形槽宽尺寸分别为1.32 mm、2.29 mm、3.00 mm。摩擦片材料为铜基粉末冶金,对偶钢片材料为45钢,两种材料的物理特性如表1所示[12]。设定摩擦副的初始工作温度和润滑油的初始温度均40 ℃。

表1 摩擦片材料性能参数

2 离合器结构参数对温度场影响仿真

2.1 双离合器摩擦副热负荷仿真分析

离合器摩擦副热负荷是由接合过程中主从动摩擦片滑摩产生的。假定接合过程的油压成线性变化，设接合初始压力为P0，接合完成后接合压力为Ps，则可以建立接合过程中某时刻的接合压力模型为

(4)

结合式(1)和式(2)，可知压力线性变化时，单次接合完成所需的时间为

(5)

摩擦副之间的滑摩产生热负荷，摩擦面的热流密度计算公式为

q(r,t)=μPrω

(6)

式中，r为摩擦面上的点到圆心的距离。

热流密度主要与离合器的转速、离合器的结合时间、润滑油压力、摩擦片的尺寸与摩擦因数等综合决定。在摩擦片尺寸、材料等参数一定的情况下，热流密度是与时间、径向位置相关的函数，摩擦面上的热流密度分布[14]如图2所示。

图2 摩擦副热流密度分布图

摩擦片的对流换热系数[6]可由式(7)表达，式中的每个参数值都可以在ANSYS Workbench中设定

(7)

式中，hf为对流换热系数，单位为W/(m2·℃)；Nu为努谢尔特数，具体设定参见文献[15];k为润滑油的导热系数，单位为W/(m·℃)；ω为摩擦元件角速度，单位rad/s;v为润滑油运动粘度，单位为m2/s。

2.2 双离合器摩擦副的热流密度分配

湿式摩擦离合器在接合过程中，受接合压力的影响发生相对滑摩，产生滑摩功，生成热量，同时向两边扩散。由于摩擦钢片与摩擦片的材料不同，导温系数不同，所以热量向两边摩擦片的分配也不相同，则可得热流密度在摩擦衬片和钢片之间的分配关系为[6]

(7)

(8)

式中，κd和κr分别为对偶钢片和摩擦衬片的热传导率；cd和cr分别为对偶钢片和摩擦衬片的比热容；ρd和ρr分别为对偶钢片和摩擦衬片的密度；q(r,t)、qd和qr分别为总热流密度、分配到对偶钢片的热流密度和分配摩擦衬片的热流密度。

3 离合器热负荷特性仿真分析

3.1 温度场分析

图3和图4展示了摩擦片在接合过程中两个时刻的温度云图。由图可知，离合器摩擦片的表面温度随着摩擦片半径的增大而上升，接合过程中摩擦片的高温部分集中在其表面的外边缘处，使得此处易发生热失效。在摩擦片接合时的前期，在半径方向上的温度分布不均匀，温度梯度较大，但到其接合后期，由于摩擦副相对速度减小，导致滑摩产生的热流密度的减小以及润滑油对流换热的影响，热量逐渐传递到摩擦副，温度梯度减小。

图3 t=0.75 s 的温度云图

图4 t=2 s 的温度云图

图5表示摩擦片的半径分别为30 mm、60 mm、80 mm和95 mm时的对应节点随时间变化的温度曲线，由图可知摩擦片径向温度分布总体趋势是随半径增大而升高,但在最大半径处时会下降，原因是由于输入摩擦片的热流密度与半径成正比，热流密度随着半径的增加而增大，从而导致摩擦片温度的升高，但摩擦片的外边缘处由于润滑油对流换热的影响，使得摩擦片外边缘处的温度下降。

图5 不同结点的温度变化图

3.2 厚度的结果分析

将摩擦钢片的厚度分别设置为1 mm、2 mm和3 mm，钢片在接合过程中各自的摩擦温度随时间的变化曲线如图6所示，当钢片厚度为1 mm时，摩擦副的最高温度可达157 ℃，而当厚度为3 mm时，最高温度却只为153.5 ℃；因此可得，接合完成后离合器对偶钢片的热容量随着钢片厚度的增加而上升。并且随着钢片厚度的增加，对偶钢片的热容量也不断的增加，但总热流量并没有改变，从而可以降低摩擦片的温度。

图6 不同厚度的摩擦副温度变化图

3.3 槽宽的结果分析

将摩擦片的油槽宽度分别设置为1.32 mm、2.23 mm、3.00 mm，则3种油槽宽度的摩擦片从开始接合时到2 s内各自的温度随时间的变化曲线如图7所示，3种油槽宽度的摩擦片上沿径向的温度场分布规律基本一致。当油槽宽度为1.32 mm时，摩擦片在0.763 s时温度达到最大值153.96 ℃；当油槽宽度为2.29 mm时，摩擦片在0.75 s时温度达到最大值150.52 ℃；而当油槽宽度为3.00 mm时，摩擦片在0.74 s时温度达到148.92 ℃。由此可知，接合过程中摩擦片表面温度随着油槽宽度的增加而降低，并且达到最高温度的接合时间也随着油槽宽度的增加而减小。分析原因可知，增加摩擦片油槽宽度没有改变摩擦片在滑摩过程中产生的总热流量，但却增加了润滑油的容量，从而可以降低离合器接合完成时温度。

图7 不同槽宽温度随时间变化曲线

4 结束语

采用ANSYS Worbench分析了摩擦片不同油槽宽度的瞬态温度场，得出结论：(1)在接合过程前期，摩擦片沿半径方向的温度梯度较大，但后期相对减小；摩擦片的高温部分集中在其表面的外边缘处，所以该处易发生局部翘曲变形；(2)在接合过程中，摩擦片的表面温度随着半径的增大而升高，但是在其外边缘处附近由于润滑油对流换热的影响，温度有所降低；(3)钢片厚度的增加可以有效地降低摩擦副的温度，但钢片的机械刚度也会随之增加，因此设计时可以适当增加对偶钢片的厚度；(4)增大摩擦片表面的油槽宽对于减小摩擦片表面温度有一定作用，并且使其达到最高温度时的接合时间也相对提前。但若油槽宽度过大，会导致钢片的冷却油量减少，从而降低钢片使用寿命。所以在设计摩擦片油槽宽度的时候在允许范围内适当增加摩擦片的油槽宽度可以有效缓解离合器摩擦片的热失效问题。

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Simulation of Thermal Load of the Dual Clutches of Dual Clutch Transmission

SUN Yi1，CHU Chaomei1，GU Jianhua2

(1.School of Mechanical Engineering, University of Shanghai for Science and Technology, Shanghai 200093,China;2.Shanghai Automobile Gear Works,Shanghai 201800,China)

The friction pair during sliding friction process produce the large amount of heat will cause the thermal failure during the gear box engagement. The article does research on the thermal load of the dual clutch transmission, firstly based on the help of the paper studied the friction pair heat flux model and established an finite element model of the friction pair by UG, This paper also analyze the effect of the width of the groove and the thickness of the friction pair on the transient temperature field by ANSYS Workbench and reveals the change rule of temperature field. Simulation results showed that the temperature of each point on the friction pair increased as the radial distance away from the clutch shaft，and the high temperature zones are near the outer radius of friction pair．However，the temperature dropped when at the largest radius. The different groove width and thickness of the friction have influence in the on the convection heat transfer in a lubricating oil.

dual clutch transmission;oil groove;friction pair;temperature field;finite element method

2016- 06- 02

孙毅(1992-)，男，硕士研究生。研究方向：双离合自动变速器的摩擦片热仿真。

10.16180/j.cnki.issn1007-7820.2017.04.016

U463.2

A

1007-7820(2017)04-064-04