自動變速器油冷卻器散熱需求的研究

戴 鋒，呂新廷，曲秀蘭，石計紅，孟怡平，陳 馨

前言

自動變速器(AT)汽車因其操作便利和換擋平順而受到越來越多消費者的青睞，2015年我國市場銷售乘用車車型的AT配置比例已占三分之一以上[1]。自動變速器油(ATF)對于變速器的換擋品質起著至關重要的作用，過低的油溫會導致內部油壓下降和換擋沖擊；過高的油溫會導致黏度下降，以致內部元件由于摩擦過熱而發生故障，縮短使用壽命。在車輛正常行駛過程中，控制ATF溫度，尤其是及時滿足ATF散熱需求顯得至關重要。

ATF一般通過兩種途徑來冷卻，一是利用發動機散熱器中的冷卻液進行冷卻，二是變速器油底殼的自然風冷。當發動機控制器EMS檢測到發動機冷卻液溫度過高時，適時啟動低速、高速電子扇冷卻散熱器中的液體，間接冷卻了ATF。目前，對于ATF冷卻器的研究主要集中在冷卻性能分析[2]和冷卻器的結構設計改進[3]上，從整車角度考慮散熱需求的研究很少。這就導致在正向開發過程中，存在整車裝配后實際道路試驗時才發現ATF冷卻器不匹配車輛性能要求的風險。本研究試圖通過分析動力傳動系統的能量轉換，模擬計算各種典型負荷工況下的ATF散熱需求，從而為ATF冷卻器的選型與設計要求提供依據。然后，通過對按此方法進行ATF選型和匹配的車輛做實車試驗，驗證了該方法的有效性。

在本研究中，ATF冷卻器置于發動機散熱器內部，通過發動機冷卻液的循環帶走ATF的熱量。

1 典型工況的熱量計算

1.1 典型工況分析

自動變速器的傳動過程中功率損失包括機械損失與液力損失兩部分。機械損失是指齒輪傳動副、軸承和油封等處的摩擦損失，它與嚙合齒輪的對數和傳遞的轉矩等因素有關。液力損失指消耗于潤滑油的攪動，即潤滑油與旋轉部件之間的表面摩擦等功率損失[4]。整個自動變速器的動力傳動效率在80%左右，其余能量以克服零部件阻力和熱量的形式消耗掉。該部分熱量導致ATF油溫升高，而溫度過高使油質氧化，黏度下降，潤滑效果變差，最終增加功率損耗，且影響變速器壽命。

瞬態的ATF發熱工況主要由液力變矩器中泵輪與渦輪的轉速差產生，而持續的ATF熱量累積嚴酷工況通常為高速、高負載爬坡時機械功率傳輸損失產生。對于ATF冷卻器設計而言，主要考慮滿足持續工況下的需求。當AT控制器檢測到ATF溫度高于一定值時，AT進入高溫模式的換擋策略，采用及時鎖止液力變矩器離合器和盡量減少換擋次數等方式促使ATF不再升溫。因此，在本研究中，只考慮液力變矩器離合器鎖止工況下ATF的持續發熱工況。研究對象為一輛2.3T發動機、匹配6AT自動變速器的越野車。該車試驗典型工況分為兩類:(1)滿載爬坡；(2)高速行駛。因該車型的最高車速擋位出現在4擋，所以選定4擋、5擋的0.9倍最高車速vmax作為高速行駛的試驗工況。對于越野車，考慮在惡劣路況下車輛加速減速頻繁，本研究為簡化體現，使用30s內急啟急停的反復極限試驗模式模擬該工況下ATF的散熱狀態。在每種選定的典型工況下，至少持續試驗30min，自動變速器ATF出油口的溫度在10min內上下波動不超過1℃即認為達到熱平衡穩態。整車典型工況與ATF冷卻設計要求如表1所示。默認的試驗環境溫度為35℃，如實際環境溫度高于35℃，ATF油溫限值依然按照表1執行；如實際環境溫度T低于35℃，相應的ATF溫度限值為油溫限值-35℃+T。

表1 典型工況的ATF溫度限值要求

1.2 車輛建模仿真

利用CRUISE軟件建立整車動力總成模型，可以計算出在典型工況下發動機、變速器的工作狀態。整車動力總成模型示意圖如圖1所示。

圖1 整車動力總成模型

整車模型中，不僅需要輸入整車尺寸、載荷能力和阻力系數等整車信息，還需要輸入發動機外特性、液力變矩器特性、自動變速器特性和主減速比等動力總成系統信息。在本研究中，選取的渦輪增壓發動機在全油門開度時，轉速2 500～4 500r/min區間內可輸出最大轉矩350N·m，如圖2所示。

圖2 發動機外特性曲線

根據發動機外特性曲線和BSFC(brake specific fuel consumption)曲線，在CRUISE的換擋規律生成和優化工具GSP模塊中設置最優油耗發動機工作區域(包括油門開度、發動機轉速、發動機轉矩)。為避免頻繁換擋，確保升擋點低于目標擋位車輛全負荷時變速器輸出轉矩，設置升降擋最低間隔速度閾值等。并根據車輛行駛狀態不同，設置平坦路面的經濟模式和負荷狀態下的上坡模式。

對于上坡模式，由于設定坡度為7.2%，所以在“GSP Shifting Program”中選擇坡度較小的“GSPLoad 1”模式。同時考慮到存在較大的上坡阻力，如使用經濟模式換擋規律，導致換擋后車速減小而降擋，易發生頻繁換擋的情況，嚴重影響駕駛感受。因此，在基于CRUISE的自動生成換擋策略做手動優化時，上坡模式的升擋線較經濟模式延遲，降擋線與升擋線之間保持足夠的速度距離。最終，得到自動變速器在上坡模式下的換擋策略，如圖3所示。

圖3 自動變速器的上坡模式換擋策略

1.3 典型工況模擬計算

在CRUISE中，按照表1典型工況分別設置計算任務，通過模擬計算，得出各種工況下的發動機輸出特性，包括發動機轉速(S)、輸出轉矩(T)和輸出功率(P)(如圖4和圖5所示)；以及車輛與變速器狀態，包括車速(v)、擋位(G)(如圖6所示)。

圖4 上坡工況的發動機輸出特性模擬計算

結合MATLAB中對應的AT效率三維圖，得出散熱總需求。

圖5 上坡工況的車速與擋位模擬計算

圖6 自動變速器3擋動力傳遞效率模擬計算

2 ATF冷卻器性能需求分析

自動變速器的液力傳動介質為ATF，其作用除了對零件進行潤滑，減少摩擦阻力外，還有動力傳動、提高動力傳輸效率的作用。一般而言，自動變速器的傳動效率在80%～90%之間，其余能量以克服零部件阻力和熱量的形式消耗掉。

隨著自動變速器擋位、ATF溫度、輸入轉速和輸入轉矩的變化，其有效動力傳輸效率也不同。在相同的擋位、輸入轉速和轉矩的情況下，只要ATF在正常工作溫度范圍內，ATF溫度越高，動力傳輸效率就越高。自動變速器廠商只提供了動力傳輸效率的離散數值，對于實際車輛運行中的具體工況而言顯然是不夠的。在本研究中，使用MATLAB進行多項式擬合，找出符合傳輸效率特性的近似多項式，從而可得各種典型工況下的自動變速器動力傳輸效率。

基于對ATF熱量積累嚴酷的典型工況分析，以及ATF在相對高溫下動力傳遞效率更高的特性，這里僅對自動變速器3擋、4擋和5擋在液力變矩器鎖止、ATF溫度為80℃情形下的動力傳遞效率做模擬計算。對于更高溫度的情形，近似按此效率進行運算，動力損失和熱量轉換比實際值稍低。即按此近似條件計算得出的ATF冷卻器散熱能力能滿足更高溫時ATF的需求。

自動變速器動力傳遞效率擬合多項式為

式中:E為動力傳遞效率百分比；n為輸入轉速；T為輸入轉矩；P00，P10，P01和 P02為參數。

作為舉例，3擋時自動變速器動力傳遞效率百分比與轉速、轉矩的三維關系如圖6所示。由于液力變矩器處于鎖止狀態，所以變速器輸入轉速等于發動機轉速。式(1)中對應的參數值為:P00＝83.2；P10＝-1×10-3；P01＝0.078；P02＝-1.3×10-4。 在上坡工況下，參考圖 4，n＝2091r/min，T＝176N·m，代入式(1)計算得出E＝90.8%。

對于動力傳輸過程中的能量損耗，采用一種比較合理的簡化方法[5]，所有零部件(包括齒輪、行星排和軸承等)的總發熱量為

式中:Qs為單位時間從零部件中發出的摩擦熱量；Qocm為被零部件和ATF油一起所吸收的熱量；QB為ATF油通過箱體向周圍介質散出的熱量；QM為機械接觸零部件(底座、側甲板等)所吸收的熱量及由于導熱和對流散入外界介質的熱量；Qp為通過冷卻器所散出的熱量。

本節目的是要求得需要通過冷卻器散出的熱量，以作為冷卻器選型的依據。故由式(2)得

下面分別求式(3)右邊各項。

系統產生熱量Qs可近似認為等于發動機的功率損失，即

式中P為自動變速器的輸入功率。

零部件和ATF的溫度保持穩定，即沒有吸收或散發熱量，Qocm≈0；接觸部件相對于散熱器的散熱能力很小，可以認為QM≈0；QB按下式計算:

式中:A為自動變速器的表面積；h為系數，本文設定為130W/(m2·℃)；tf為與殼體接觸的ATF平均溫度；tw為與ATF接觸的殼體表面平均溫度，須另行通過仿真來確定。

變速器殼體向外界空氣的散熱量與車速緊密相關，其對流傳熱系數與車速的近似關系見表2。

設定環境溫度35℃，ATF油溫120℃，ATF油位為油底殼深度的40%，對應表面積A約為0.1m2，采用表2的傳熱系數，運用有限元分析軟件Abaqus進行散熱仿真分析，求出tw，再按式(5)求得QB，最后獲得冷卻器需求散熱量Qp。

表2 對流傳熱系數

以表1中的第5工況(滿載，上坡)為例，仿真得到油底殼溫度分布云圖如圖7所示，并求得tw＝95℃。再結合式(5)，計算出油底殼的散熱量QB約為0.33kW。而由式(4)計算出Qs＝3.55kW。最后，根據式(3)得出ATF冷卻器設計需求Qp≈Qs-QB＝3.22kW。

圖7 工況5油底殼溫度云圖

利用同樣方法計算出在其他典型工況下的ATF總散熱需求Qs和冷卻器散熱需求Qp，如表3所示。

表3 ATF冷卻器散熱能力需求

3 ATF冷卻器選型

本研究使用一種簡單的冷卻器散熱能力的測定方法，即將ATF冷卻器置于恒溫的發動機冷卻液中，通過改變發動機冷卻液與ATF的流量值，測得ATF進入/流出冷卻器口的溫度差值，利用式(6)[6-7]算出冷卻器的散熱能力Qp。

式中:q為 ATF流量，L/min；C為 ATF比熱容，kJ/(kg·℃)；ρ為 ATF 密度，kg/m3；Tout為自動變速器流入冷卻器時ATF溫度，℃；Tin為流出冷卻器進入自動變速器時ATF溫度，℃。

例如，試驗中發動機冷卻水溫為80℃，冷卻水的流量為 80L/min，ATF流量 q為 8L/min，C為2.1kJ/(kg·℃)，ρ為 0.87×103kg/m3，Tout為 120℃，Tin為105℃。通過式(6)算得此時冷卻器的散熱功率為3.65kW。

對于發動機與自動變速器的冷卻系統，發動機冷卻液與ATF的流量都與發動機轉速存在一定的函數關系。結合式(6)，可以得到冷卻器在此工況下的散熱能力。再與表3的設計需求相比較，從而選擇符合整車性能要求的冷卻系統。

4 ATF冷卻器性能試驗驗證

在試驗車輛的自動變速器的ATF輸出端口(Tout)、ATF輸入端口(Tin)安裝熱電偶，如圖8所示。同時通過OBD接口采集整車相關CAN信號，包括車速、水溫、發動機轉速、液力變矩器鎖止狀態和擋位等。檢查車輛無漏液等故障，確保各項功能正常。自動變速器采用的換擋策略采用基于CRUISE得出的換擋線，并結合整車駕駛性評價和發動機油耗排放試驗后的優化數據。但對于ATF油溫試驗的典型工況而言，與仿真時采用的擋位數據無實質變化。

圖8 ATF溫度采集熱電偶的安裝

按照表1的工況進行整車試驗。其中，工況1，2，3，4和6在位于北京通州的交通部公路交通試驗場進行，工況5在北京汽車研究院整車試驗室進行。試驗場環境溫度為34℃，試驗室環境艙溫度為35℃。最終測試結果如圖9所示，1-Tin表示典型工況1時從冷卻器流回自動變速器的ATF溫度，1-Tout表示典型工況1時從自動變速器流出到冷卻器的ATF溫度，以此類推。雖然上坡(典型工況5)時ATF需求散熱量較小，但此時對應的發動機轉速較低，對應的發動機散熱器中冷卻液流量和ATF流量都比較低，且散熱器高速電子扇沒有進入工作狀態，所以ATF油溫較高。通過對照表1的溫度限值要求，證實選用的ATF冷卻器以及匹配的冷卻系統滿足自動變速器冷卻設計要求。

圖9 整車在典型工況下進行ATF油溫試驗

5 結論

自動變速器的冷卻系統設計對于換擋品質與硬件可靠耐久性十分重要，其中冷卻需求是設計ATF冷卻器的關鍵。本研究通過基于CRUISE的模擬仿真，計算出在ATF熱量儲積的典型工況下發動機轉矩、自動變速器輸入轉速、擋位等車輛系統工作狀態。基于自動變速器在離散工作點的動力轉換效率，使用MATLAB多項式擬合工具獲取全工況效率，計算出變速器整體散熱需求。使用有限元分析軟件Abaqus進行油底殼散熱仿真分析后，得出ATF冷卻器的散熱需求，并基于此計算結果，進行冷卻器選型試驗。最后，通過整車按照典型工況在實際道路與環境艙中進行試驗，驗證了使用本文所述方法進行ATF冷卻器選型符合自動變速器冷卻需求。

后續研究將增加試驗中變速器與冷卻器的各點溫度、ATF流量等數據采集，與理論計算結果相比較，優化計算模型，進一步完善冷卻器選型方法。

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