干式DCT主離合器的有限元傳熱模型與實驗驗證

房成亮 陳 俐,* 劉峰宇

1.上海交通大學海洋工程國家重點實驗室，高新船舶與深海開發裝備協同創新中心，上海 200240 2.上海交通大學汽車電子控制技術國家工程實驗室，上海 200240

干式DCT主離合器的有限元傳熱模型與實驗驗證

房成亮1,2陳 俐1,2,*劉峰宇2

1.上海交通大學海洋工程國家重點實驗室，高新船舶與深海開發裝備協同創新中心，上海 200240 2.上海交通大學汽車電子控制技術國家工程實驗室，上海 200240

干式DCT主離合器溫升過高導致其工作品質降低、壽命縮短等瓶頸問題，準確的傳熱模型是分析和預測溫度場的基礎。在ANSYS軟件中建立二維有限元傳熱模型，比較模型計算與臺架試驗數據，結果表明，計算結果相對誤差不超過±5%，說明建模方法正確，計算結果可信。

離合器 傳熱模型 有限元 試驗驗證

0 引言

雙離合器自動變速器(Dual Clutch Transmission，簡稱DCT)結合了手動變速器高效和自動變速器換擋品質好的優點，近年來逐漸發展為主流變速器型式之一[1]。干式DCT傳動效率高，但是空間狹小，且僅由自然風冷散熱，特別在坡道起步和頻繁換擋等極端工況下，主離合器工作負荷大，產生大量摩擦熱，導致急劇溫升，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，對溫度場進行深入研究。

基于有限元模型進行仿真是研究DCT溫度場的一種方法[3][4]。在ANSYS軟件中開發的三維溫度場模型計算表明，滑摩轉速對離合器溫度分布和最高溫度的影響顯著[5]。Belhocine A等建立制動摩擦片溫度場模型，研究輻式通風對溫升的影響[6]。Cui J.等模擬摩擦副運動場與溫度場的耦合，研究摩擦片溝槽形狀對溫升的影響[7]。秦大同等發現減小滑摩轉速、提高壓盤比熱容可以減小溫升[8]。

試驗是驗證仿真模型可信度的有效手段,重慶大學的王穎穎采用離合器輸出端固定的單測功機臺架，簡易可行，方便操作，但是離合器的壓力不能在線調整，具有一定局限性[9]；吉林大學的牛銘奎利用電機帶動飛輪到一定轉速，然后斷開電機，研究一定能量輸入時，離合器的溫度變化情況[10]。這種方法的優點是便于控制，而且不限于具體滑摩工況，但缺點也是顯而易見的，即無法實現車輛起步或換擋過程離合器的滑摩情況。本研究建立測試DCT溫度場的試驗臺架，是用于各種自動變速器的兩測功機臺架，變速器的輸入輸出分別由上述兩個測功機控制，易于各種滑摩工況的實現，局限性較小。

本文建立二維有限元模型，并將其計算結果與臺架試驗的測試數據進行比較，給出模型的計算精度。

1 有限元溫度場模型

干式DCT由兩套干式離合器元件組成，如圖1。每套元件中，當膜片彈簧壓緊壓盤從而使摩擦片壓緊在驅動盤上時，輸入軸動力可傳遞至相應的輸出軸[11]。汽車起步時往往使用第一套離合器(也稱為主離合器)，壓緊力較大，摩擦生熱較多，而且由于車速低，自然風冷散熱少，因此溫升尤其急劇。

1.1 溫度場模型的建立

主離合器中摩擦片兩個摩擦面上產生摩擦熱，熱量以熱傳導的形式從摩擦片向壓盤、驅動盤傳遞，然后從這些元件表面以對流換熱的形式向四周空氣中擴散。三維實體橫截面模型如圖2，摩擦片、壓盤和驅動盤都是環形結構，實體尺寸可由內徑R1、外徑R2和厚度d表達。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)內徑R2(mm)厚度d(mm)摩擦片102．567．56壓盤102．567．58驅動盤102．567．510

為了便于分析，本文假設：(1)摩擦片、壓盤、驅動盤為軸對稱圓盤結構；(2)摩擦面上的正壓力均勻分布；(3)各部件物性參數各向同性；(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，而不沿對稱軸轉角變化，因此，可以取任意轉角處的矩形截面建立二維溫度場模型。在ANSYS軟件中建立的有限元模型網格劃分如圖3所示，網格類型為4節點網格PLANE55，網格單元尺寸為0.5 mm。

圖3 有限元模型的網格劃分

圖3中，離合器有兩個摩擦界面，分別為摩擦片與壓盤、摩擦片與驅動盤的接觸面。在每個摩擦界面上，令摩擦系數為μ，摩擦片上單位面積壓力為σ，當滑摩轉速為Δω時，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和滑摩轉速Δω的乘積成正比。

雖然式中摩擦系數μ受溫度影響會發生變化，為了計算方便，模型中取變化溫度范圍內的平均值μ=0.37。

摩擦界面的熱流密度分配給兩側的元件(摩擦片與壓盤或驅動盤)，熱量分配系數α1和α2按下式計算[12]：

(4)

(5)

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

表2 離合器部件的物性參數

摩擦片、壓盤/驅動盤的物性參數如表2[12]，計算得，摩擦片的熱量分配系數α1=0.394，壓盤或驅動盤熱量分配系數α2=0.606。

考慮汽車低速行駛時摩擦片、壓盤、驅動盤表面與空氣的自然對流換熱，其對流換熱系數取值h=100 W/(m2·K)[13]。

1.2 溫度場分布云圖

圖4和圖5分別給出了滑摩轉矩為28 Nm，連續滑摩50 s后主離合器壓盤和摩擦片的瞬態溫度場。干式DCT溫度場的有限元仿真給出了滑摩過程中不同時刻壓盤溫度場的分布情況，以及最高溫度點的位置。

圖4是在恒定滑摩速度和滑摩轉矩下的壓盤橫截面溫度場分析的結果。從圖可以看出，由于壓盤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，壓盤的溫度沿著半徑增大的方向增加，說明了半徑大的位置滑摩較嚴重；相同的半徑位置，溫度沿著遠離工作表面的方向遞減。因此，壓盤溫度最高點位于壓盤滑摩表面半徑最大的位置。另外，由于壓盤徑向散熱條件差，工作表面最大半徑處溫度在整個滑摩過程中一直保持最高。

t=5 s

t=15 s

t=25 s

t=50 s

t=45 s

t=50 s

摩擦片在50 s滑摩過程的溫度場如圖5所示。由于摩擦片有兩個對稱的工作表面，其溫度場也是相應對稱的。和壓盤溫度場不同的是，在整個滑摩過程中，摩擦片的最高溫度并不是一直保持在同一個位置。由圖5可以發現，滑摩5 s時，摩擦片最高溫度點位于工作表面，半徑約98 mm處，隨著滑摩過程的進行，最高溫度點逐漸向內徑方向移動，50 s滑摩過程結束時，該點位于工作表面半徑約94 mm處?；﹂_始不久時，摩擦片溫度和環境溫度差較小，產生大量熱來不及傳導或散發，因此滑摩5 s時，摩擦片最高溫度點靠近熱流密度最大的外徑處；隨著滑摩的進行，最高溫度點與表面空氣溫差增大，散熱效果逐漸明顯，因此最高溫度點逐漸向內徑方向移動，而不是一直保持在外徑處。而在內徑處，雖然散熱條件遠不及外徑處，但其熱流密度是最小的，因此溫度較低。

對比以上兩圖，對于每一對摩擦副，雖然壓盤吸收了較多的熱量，但由于壓盤的熱容量較大，所以壓盤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 試驗驗證

試件DCT為大眾汽車公司的型號DQ200，如圖6所示，安裝在由一個輸入測功機、一個負載測功機組成的試驗臺架上，運行工況由臺架控制計算機發出指令，通過PLC模塊控制兩個測功機分別以轉速模式或轉矩模式運行，轉速分別由編碼器1和編碼器2測得。所有傳感器信號通過ETAS650同步采集。

DCT主離合器上的力矩通過基于快速控制原型dSPACE開發的程序調節電磁閥的占空比來控制輸出油壓，摩擦力矩Mf大小由力矩傳感器1測量。摩擦片正壓力Fn按照下式計算得到：

(6)

考慮安裝方便，溫度測量點選在壓盤上。本實驗在距離滑摩表面2.5 mm、半徑為87.5 mm的圓上每隔120°安裝一個溫度傳感器，如圖7。為了避免測量的偶然誤差，取三個的平均值作為測量結果。試驗采用K型熱電偶傳感器，傳感器信號通過電滑環傳輸至數采模塊，滑環內圈和熱電偶隨著離合器輸入軸高速旋轉，滑環內圈與外圈通過電刷接觸傳遞電信號，滑環外圈固定于臺架支撐座上。

(a) 框圖

(b) 照片

(a) 測量點的布置

(b) 實物

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

T2的仿真與試驗結果的比較如圖9。主離合器的滑摩轉速為800 rpm、滑摩轉矩為23.85 Nm時，仿真與試驗結果的最大絕對誤差為2.3 ℃，最大相對誤差為4.1%，如圖9(a)。主離合器的滑摩轉速為500 rpm、滑摩轉矩為28.55 Nm時，仿真與試驗結果的最大絕對誤差為1.35 ℃，最大相對誤差為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，這個現象與T2測量點的布置比T1靠近摩擦片(熱源)2.5 mm相一致，如圖7所示，壓盤上的溫度分布從摩擦表面到壓盤外表面沿厚度方向和沿半徑方向均逐漸降低。

總體上，仿真和實驗結果絕對誤差不超過3 ℃，相對誤差不超過±5%，因此，該模型可信。

(a)

(b)

(a)

(b)

由圖8和圖9可以發現，不論是T1還是T2，其仿真曲線近似為一條直線，而實驗結果則不同，可能因為實驗值溫度變化引起了摩擦系數的變化，從而導致滑摩力矩變化，這樣滑摩功也就變化了；而仿真中假設摩擦系數是常數。T1的實驗測量結果一開始上升較慢，可能因為其距離滑摩表面較遠，熱量傳導到T1的位置需要一段時間，滑摩約5 s后，T1的實驗曲線斜率明顯增大，其后基本保持不變；T2由于很靠近滑摩表面，剛開始滑摩產生的熱量來不及傳遞，導致其實驗溫度曲線一開始斜率較大，滑摩約10 s到20 s過程中，其斜率逐漸減小，其后基本保持不變。

3 結論

本文建立二維有限元模型，將其計算結果與臺架試驗的測試數據進行比較，結果表明，模型的計算誤差不超過±5%，說明建模方法正確，計算結果可信。

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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

國家自然科學基金(51475284)資助

房成亮，

U463.212

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