張飛鐵 周云山 蔡源春 薛殿倫

湖南大學(xué)，長(zhǎng)沙，410082

0 引言

從整車傳動(dòng)系統(tǒng)來(lái)看，發(fā)動(dòng)機(jī)、液力變矩器、濕式離合器都會(huì)影響無(wú)級(jí)變速器汽車的起步性能，發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度由駕駛員控制，駕駛員起步意圖是不確定的，即起步時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是不確定的，液力變矩器傳遞的力矩隨渦輪與泵輪的速比變化而變化，這也直接影響到濕式離合器主動(dòng)片的力矩大小，通過控制濕式離合器的壓力及壓力變化率，才能使離合器從動(dòng)片端的轉(zhuǎn)矩滿足汽車起步的性能要求。這三者中間，濕式離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞特性最難把握，因此，研究濕式離合器的起步特性及其影響因素是很有必要的。

國(guó)內(nèi)外對(duì)濕式摩擦片起步特性開展了廣泛的研究，Crowther等［1］使用四自由度轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)進(jìn)行離合器和傳動(dòng)系模擬，在描述系統(tǒng)及提供其動(dòng)態(tài)模型的基礎(chǔ)上，分析、演示了線性系統(tǒng)和摩擦特性的系統(tǒng)穩(wěn)定性和沖擊性。Murakami等［2］用RH摩擦測(cè)量?jī)x器（JASOM349－98）測(cè)量摩擦速度特性，并比較了使用不同變速器油和新舊摩擦片的摩擦速度特性。張金樂等［3］通過建立濕式換擋離合器摩擦副三維有限元模型，分析了摩擦副相對(duì)轉(zhuǎn)速差、對(duì)偶鋼片厚度和工作油壓對(duì)于對(duì)偶鋼片溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)分布的影響。Huron［4］經(jīng)過SAE No.2離合器數(shù)值模擬試驗(yàn)，得出了系統(tǒng)振動(dòng)是由穩(wěn)定的輸入激勵(lì)導(dǎo)致的結(jié)論。Centea等［5－6］通過研究手動(dòng)變速器干式離合器的接合沖擊發(fā)現(xiàn)：穩(wěn)態(tài)時(shí)，負(fù)的摩擦系數(shù)之比會(huì)導(dǎo)致離合器沖擊，正的摩擦系數(shù)之比會(huì)帶來(lái)較好的平順性，但在快速接合中也會(huì)導(dǎo)致離合器沖擊。Berger等［7］在合理的精度下模擬濕式離合器接合試驗(yàn)，包括液力潤(rùn)滑、邊界潤(rùn)滑和全機(jī)械連接。Ost等［8］使用具有9個(gè)摩擦片的離合器進(jìn)行SAE No.2試驗(yàn)，研究了多摩擦片下的離合器磨損。通過測(cè)量試驗(yàn)中的轉(zhuǎn)矩振動(dòng)，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)矩振動(dòng)是由離合器沖擊或滑摩導(dǎo)致的。

本文將發(fā)動(dòng)機(jī)、液力變矩器和濕式離合器三者相結(jié)合進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)分析。試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，在離合器的接合過程中，離合器片的摩擦系數(shù)是變化的，而這一變化會(huì)直接影響到離合器的接合品質(zhì)。為了求解無(wú)極變速器（continuously variable transmissions，CVT）傳動(dòng)系統(tǒng)中離合器片的動(dòng)態(tài)摩擦系數(shù)對(duì)傳遞轉(zhuǎn)矩特性的影響，本文分析了傳動(dòng)系統(tǒng)中力矩傳遞的關(guān)系，建立了發(fā)動(dòng)機(jī)、液力變矩器與濕式離合器機(jī)械傳動(dòng)的數(shù)學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上，從理論的角度闡明了動(dòng)態(tài)摩擦系數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)矩傳遞特性的影響。

1 機(jī)械結(jié)構(gòu)分析

本文研究的濕式離合器載體是某公司針對(duì)A級(jí)車自主開發(fā)的一款金屬帶式無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器。它由發(fā)動(dòng)機(jī)、液力變矩器、濕式離合器、主動(dòng)帶輪、金屬帶、從動(dòng)帶輪、主減速齒輪、差速器等主要部分組成。其CVT的主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。其機(jī)械結(jié)構(gòu)剖面如圖1所示，發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力經(jīng)CVT的輸入軸傳遞給液力變矩器的泵輪，經(jīng)過液力變矩器，動(dòng)力傳輸至濕式離合器，當(dāng)離合器接合完成后，動(dòng)力經(jīng)由帶輪、金屬帶、主減速齒輪、差速器、傳動(dòng)軸，到達(dá)車輪。

表1 某CVT主要設(shè)計(jì)參數(shù)

圖1 CVT剖面圖

圖2 前進(jìn)擋濕式離合器剖面圖

CVT濕式離合器的機(jī)械結(jié)構(gòu)如圖2所示，圖中顯示的是前進(jìn)擋離合器。外摩擦片也稱為壓板，通常所說的摩擦片也稱內(nèi)摩擦片。前進(jìn)擋離合器由油缸、活塞、緩沖碟簧、復(fù)位碟簧、太陽(yáng)輪、卡簧、內(nèi)外摩擦片組成，核心部分是4對(duì)內(nèi)外摩擦片。整個(gè)離合器工作腔通過CVT箱密封，摩擦片的行程為2.3mm。它的工作過程如下：當(dāng)需要接合前進(jìn)擋離合器時(shí)，通過離合器閥控制的具有一定壓力的油液經(jīng)進(jìn)油口到達(dá)前進(jìn)擋離合器腔，油液推動(dòng)活塞，克服復(fù)位碟簧的阻力，使內(nèi)外摩擦片互相接觸，動(dòng)力經(jīng)油缸傳至太陽(yáng)輪。當(dāng)需要脫開離合器時(shí)，離合器閥控制的油液壓力變?yōu)榱?，前進(jìn)擋離合器腔內(nèi)的油液壓力大于腔外的壓力，油液便會(huì)從出油口泄漏，此時(shí)內(nèi)外摩擦片脫開，動(dòng)力中斷。倒擋離合器的結(jié)構(gòu)與前進(jìn)擋離合器的結(jié)構(gòu)相似，它由油缸、活塞、緩沖碟簧、復(fù)位碟簧、彈簧座、卡簧、內(nèi)齒圈、內(nèi)外摩擦片組成，核心部分是3對(duì)內(nèi)外摩擦片。整個(gè)離合器工作腔通過CVT箱密封，摩擦片的行程為2.5mm。它的工作過程如下：當(dāng)需要接合倒擋離合器時(shí)，通過離合器閥控制的具有一定壓力的油液經(jīng)進(jìn)油口到達(dá)倒擋離合器腔，油液推動(dòng)活塞，克服復(fù)位彈簧的阻力，使內(nèi)外摩擦片互相接觸，鎖止行星輪系的內(nèi)齒圈。當(dāng)需要脫開離合器時(shí)，離合器閥控制的油液壓力變?yōu)榱?，倒擋離合器腔內(nèi)的油液壓力大于腔外的壓力，油液便會(huì)從出油口泄漏，此時(shí)內(nèi)外摩擦片脫開，內(nèi)齒圈自由轉(zhuǎn)動(dòng)。

為了傳遞高轉(zhuǎn)矩及保持較低的制造成本，內(nèi)摩擦片表面是紙基材料，外摩擦片采用的是鋼材，倒擋摩擦片外徑為148.5mm，內(nèi)徑為115mm，前進(jìn)擋外徑為120mm，內(nèi)徑為98.5mm，外摩擦片采用某冷軋鋼，液壓油為某品牌的CVT油。

2 濕式離合器傳動(dòng)的數(shù)學(xué)模型

根據(jù)離合器的機(jī)械結(jié)構(gòu)與接合過程，建立的CVT濕式離合器傳動(dòng)數(shù)學(xué)模型為

式中，ψi為相對(duì)應(yīng)的慣性元件轉(zhuǎn)角值；Ci為相對(duì)應(yīng)的慣性元件阻尼系數(shù)；i為泵輪與渦輪的轉(zhuǎn)速比；f（i）為液力變矩器的轉(zhuǎn)矩放大系數(shù)，是泵輪與渦輪的轉(zhuǎn)速比i的函數(shù)；K1為飛輪與渦輪間的彈性系數(shù)；K2為泵輪與主動(dòng)摩擦片之間的彈性系數(shù)；K3為從動(dòng)片與整車間的彈性系數(shù)；Ji為旋轉(zhuǎn)慣量元件；Te為發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩；Tb為泵輪轉(zhuǎn)矩；Tw為渦輪轉(zhuǎn)矩；Tv為整車負(fù)載轉(zhuǎn)矩；Tc為離合器的傳遞轉(zhuǎn)矩；Ji為慣量元件。

圖3所示模型由6個(gè)旋轉(zhuǎn)的慣量元件組成；第一個(gè)慣量元件J1代表發(fā)動(dòng)機(jī)與飛輪；第二個(gè)慣量元件J2代表渦輪與飛輪剛性連接；第三個(gè)慣量元件J3代表泵輪；第四個(gè)慣量元件J4代表主動(dòng)摩擦片；第五個(gè)慣量元件J5代表從動(dòng)摩擦片；第六個(gè)慣量元件J6代表整車慣量。J4與J5之間是摩擦接觸。J5與J6是剛性連接。系統(tǒng)中的各參數(shù)值如表2所示。

圖3 濕式離合器式CVT傳動(dòng)模型

表2 濕式離合器式CVT傳動(dòng)模型參數(shù)表

當(dāng)離合器接合完成后，在主從動(dòng)摩擦片不產(chǎn)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，且液力變矩器沒有接合時(shí)，濕式離合器式CVT傳動(dòng)數(shù)學(xué)模型可分別表示為：

式中，ψ4/5為主從動(dòng)摩擦片的轉(zhuǎn)動(dòng)角度，表示整體的主從動(dòng)摩擦片轉(zhuǎn)動(dòng)角。

根據(jù)式（1）～式（7）對(duì)濕式離合器進(jìn)行靜態(tài)分析，假設(shè)加在離合器表面的壓力是常值，離合器上傳遞的轉(zhuǎn)矩可表示為

式中，ro為離合器外圓半徑；ri為離合器內(nèi)圓半徑。

為便于計(jì)算，摩擦系數(shù)可近似用一線性函數(shù)表示為

式中，μs0為滑轉(zhuǎn)速度為零時(shí)的摩擦系數(shù)；Ks為摩擦系數(shù)的斜率。

摩擦系數(shù)變化圖解如圖4所示。

圖4 摩擦系數(shù)變化圖

根據(jù)式（14）與式（16），Tc可表示為

由式（17）可知，Tc由兩部分組成，一部分是變量，隨主從摩擦片的滑轉(zhuǎn)速度變化而變化，另一部分是常量。

通過上述剖析，式（1）～式（7）描述的CVT傳動(dòng)數(shù)學(xué)模型，可分別簡(jiǎn)化成如下線性系統(tǒng)表達(dá)式：

把式（18）～式（21）寫成標(biāo)準(zhǔn)形式，則有

把式（22）變化成一階形式，則

式中，A為系統(tǒng)矩陣；04為4×4零矩陣；I D4為4×4單位矩陣。

3 仿真分析與試驗(yàn)

根據(jù)前面的數(shù)學(xué)模型，為了說明不同摩擦斜率對(duì)傳遞力矩的影響，在MATLAB/Simulink環(huán)境中對(duì)濕式離合器機(jī)械模型進(jìn)行仿真。仿真工況是車輛怠速起步，初始條件為：

（1）發(fā)動(dòng)機(jī)怠速狀態(tài)，怠速轉(zhuǎn)矩25N·m。

（2）車輛處于靜止。

（3）起步負(fù)載轉(zhuǎn)矩為180N·m。

（4）μs0值為0.13，摩擦系數(shù)根據(jù)式（16）進(jìn)行計(jì)算。

（5）離合器壓力范圍為0～0.85MPa，0.4s內(nèi)線性接合。

仿真結(jié)果如圖5～圖13所示，從圖5可以看出：當(dāng)假定的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速恒定不變時(shí)，在整個(gè)接合過程中，主動(dòng)摩擦片的轉(zhuǎn)速逐漸降低，而從動(dòng)摩擦片的轉(zhuǎn)速逐漸升高，直至兩者轉(zhuǎn)速相等。

圖5 K s＝0.0001轉(zhuǎn)速圖

圖6 K s＝0.0001轉(zhuǎn)矩圖

圖7 K s＝0.0001渦輪轉(zhuǎn)矩圖

圖8 K s＝－0.0001轉(zhuǎn)速圖

圖9 K s＝－0.0001轉(zhuǎn)矩圖

圖10 K s＝－0.0001渦輪轉(zhuǎn)矩圖

圖11 K s＝0轉(zhuǎn)速圖

圖12 K s＝0轉(zhuǎn)矩圖

圖13 K s＝0渦輪轉(zhuǎn)矩圖

圖14 摩擦系數(shù)及溫度（25℃）對(duì)滑摩速度影響的測(cè)試

從仿真結(jié)果還可以看出：對(duì)于正斜率的摩擦系數(shù)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩是收斂的，而對(duì)于負(fù)斜率的摩擦系數(shù)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩是發(fā)散的。

另外，對(duì)具有單一負(fù)斜率或正斜率特性的摩擦系數(shù)，從式（14）可知，摩擦系數(shù)的大小只對(duì)離合器轉(zhuǎn)矩大小產(chǎn)生影響，并不改變離合器接合的沖擊特性，圖6、圖9和圖12已充分揭示這一特性。

為了驗(yàn)證斜率特性對(duì)接合沖擊的影響，把具有正斜率摩擦系數(shù)的摩擦片進(jìn)行裝車，通過臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行摩擦片摩擦系數(shù)測(cè)試，其測(cè)試結(jié)果如圖14所示。把上述經(jīng)臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)試后的具有正斜率的摩擦片裝車后測(cè)試，離合器接合平順。因缺少測(cè)試沖擊度的設(shè)備，平順與否是通過駕駛員主觀感覺評(píng)價(jià)的，故在此不作詳細(xì)的數(shù)據(jù)分析。

必須指出的是，離合器壓力的波動(dòng)對(duì)離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞有較大的影響，在仿真時(shí)會(huì)出現(xiàn)整個(gè)系統(tǒng)共振的現(xiàn)象，即渦輪、主動(dòng)摩擦片和從動(dòng)摩擦片一起出現(xiàn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)。

4 結(jié)束語(yǔ)

本文為動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)建立了以濕式離合器為核心的數(shù)學(xué)模型，通過分析，當(dāng)濕式離合器的摩擦系數(shù)為正斜率時(shí)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩是收斂的，而對(duì)于負(fù)斜率的摩擦系數(shù)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩是發(fā)散的。具有正斜率摩擦系數(shù)的摩擦片的實(shí)際離合器接合過程平順。這一結(jié)果為設(shè)計(jì)濕式離合器摩擦片時(shí)摩擦系數(shù)的選擇提供了理論基礎(chǔ)，具有工程應(yīng)用價(jià)值。

［1］Crowther A，Zhang N，Liu D K，et al.Analysis and Simulation of Clutch Engagement Judder and Stick－slip in Automotive Powertrain Systems［J］.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，Part D：Journal of Automobile Engineering，2004，218（12）：1427－1446.

［2］Murakami Y，Linden J，F(xiàn)laherty J，et al.Anti Shudder Property of Automatic Transmission Fluids——a Study by the International lubricants Standardization and Approval Committee（ILSAC）ATF Subcommittee［C］//Society of Automotive Engineers.CEC/SAE Spring Fuels ＆ Lubricants Meeting ＆Exposition.Pennsylvania：SAE，2000：2000－01－1870.

［3］張金樂，馬彪，張英鋒，等.濕式換擋離合器溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)影響因素分析［J］.北京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2010，30（6）：660－664.

Zhang Jinle，Ma Biao，Zhang Yingfeng，et al.Study on the Factors Affecting Temperature Field and Stress Field of the Wet Shift Clutch［J］.Transactions of Beijing Institute of Technology，2010，30（6）：660－664.

［4］Huron G.Numerical Simulations of SAE＃2 Machine Tests［C］//Society of Automotive Engineers.International Fuels ＆ Lubricants Meeting ＆ Exposition.Pennsylvania：SAE，1999：1999－01－3617.

［5］Centea D，Rahnejat H，Menday M.The Influence of the Interface Coefficient of Friction upon the Propensity to Judder in Automotive Clutches［J］.Proceedings of the Institution of Mechauical Engineers，Part D：Journal of Automobile Engineering，1999，213（3）：245－259.

［6］Centea D，Rahnejat H，Menday M T.Non－linear Multibody Dynamic Analysis for the Study of Clutch Torsional Vibrations（Judder）［J］.Applied Mathematical Modelling，2001，25（3）：177－192.

［7］Berger E，Sadeghi F，Krousgrill C.Torque Transmission Characteristics of Automatic Transmission Wet Clutches：Experimental Results and Numerical Comparison［J］.Tribology，1997，40（4）：539－548.

［8］Ost W，de Baets P，Degrieck J.The Tribological Behavior of Paper Friction Plates for Wet Clutch Application Investigated on SAE＃H and Pin－ondisk Test Rigs［J］.Wear，2001，249（5/6）：367－371.