商用車混合動力變速箱濕式離合器設計

王娜娜，郭永明，張彤

(科力遠混合動力技術有限公司，上海 201501)

0 引言

在國家大力提倡節能減排的政策下，商用車動力系統研發深入開展。從目前現狀看，商用車電動化受限，而采用傳統柴油機、離合器、驅動電機、行星排耦合機構的混合動力技術優勢明顯，城市路況純電驅動，郊區路況油電混合，高速路況柴油發動機直驅，制動時發電能量回收，整體油耗與動力性較為理想。混合動力變速箱純電與油電模式的切換離不開離合器，濕式離合器使用壽命、工作穩定性、可控性等各方面優勢明顯，故將其應用到混動變速箱中。本文對商用車混合動力變速箱濕式離合器進行設計、校核并通過臺架試驗驗證其可行性。

1 離合器主要尺寸及參數計算

1.1 濕式離合器主要參數計算

a)轉矩容量計算

離合器設計輸入條件：發動機最大轉矩Tmax=400 Nm，最高轉速nmax=3 600 r/min，轉矩摩擦系數ST取值為1.1。

Tc=ST·Tmax= 440 Nm

b)摩擦副的選擇及計算

摩擦副傳遞轉矩，是離合器的主要組成部分，其選擇原則有：摩擦系數大且穩定，耐熱、耐磨、傳熱性好，可承受高比壓、高線速度、高轉矩，價格合理等[1]。綜上，選取紙基類摩擦襯面。根據廠家提供的摩擦副性能條件作為設計要求及反驗算標準，靜摩擦系數μ=0.11，許用面壓應力plim=4.5 N/mm2，許用線速度Vlim=100 m/s。

1)摩擦片尺寸的確定

摩擦接合元件首選要滿足傳遞轉矩的功能，轉矩容量與摩擦副數及摩擦片外徑成正比。但是摩擦副數多，軸向尺寸大，活塞行程大，空轉時帶排轉矩損失大，分離時狀況不好；摩擦片外徑大，徑向尺寸加大，除此之外還應考慮c(c=ri/ro)值，c值過小，說明內、外徑尺寸相差較大，圓周速度相差較大，滑磨時溫升不一致。摩擦片易變形，最終導致磨損不一致。一般c取值0.8～0.9。根據轉矩容量計算公式及空間結構布局限定，初步確定摩擦片內半徑:ri=59 mm，外半徑：ro=68.5 mm。

等效摩擦轉矩半徑(單位：mm)為：

摩擦片凈面積(單位：mm2)為(溝槽面積占17.5%)：

2)摩擦片數量的確定

取整，Zn=5，即摩擦副數Z=2×Zn=10

c)活塞尺寸的確定

變速箱液壓系統允許的最高油壓phy_max=2 MPa，活塞內半徑rpi等于其連接軸的半徑22.5 mm，外半徑rpo可通過下式計算[2]：

其中Fseal為密封圈摩擦阻力，取值75 N。結合空間布局，取rpo=48 mm。

d)回位彈簧力值確定

高壓油撤掉后，回位彈簧需要提供足夠的彈簧力使活塞回到原位，且設計過程中需要考慮避開電磁閥的kiss-point點。本設計選取蝶形彈簧，其具有行程短、負荷大、所需軸向空間小等優點。本文最大彈簧力設為Fspring=1 000 N。

e)活塞行程及工作油壓的確定

活塞初始行程根據摩擦單邊間隙0.15～0.25 mm[3]，該間隙為最佳油膜形成間隙，本設計取值為0.2，則活塞初始行程為X=0.2×Z=2 mm。

工作油壓(單位：MPa)：

1.2 平衡腔參數設計

由于離合器的油缸為旋轉油缸，油缸中的油產生離心壓力，離心壓力的存在會導致摩擦片分離不徹底。目前有多種方法可消除離心壓力的負面影響，本文采用平衡活塞的方法消除離心壓力。

活塞兩側都設有油腔，無論是結合還是分離狀態，活塞所受兩側離心壓力時刻保持平衡，無倒拖及滯后現象[4]。

離心壓力的計算如下:

在80 ℃下，高壓油密度為ρ=810 kg/m3，活塞腔及平衡腔建壓半徑如圖1所示，取微分環形dr，油壓沿半徑方向產生的離心壓力為：

圖1 離心力分析圖

整個環形活塞右側所受到的活塞腔離心壓力(單位：N)為：

同理，整個環形活塞左側所受到的平衡腔離心壓力(單位：N)為：

式中：rapi為活塞腔建壓半徑；raci為平衡腔建壓半徑；rco為平衡腔外半徑；rci為平衡腔內半徑。

經驗證平衡率達到80%以上，滿足設計要求。

2 3D數學模型

基于UG10.0繪制3D數模，根據空間結構布局，綜合考慮加工工藝，設計活塞、平衡活塞沖壓骨架和硫化橡膠密封結構；設計內、外轂旋壓結構，臺型齒齒形，開腰型過油槽；設計油路、卡環選型、摩擦副開發等，完成3D數模的繪制，見圖2。

圖2 離合器3D數模結構

3 試驗驗證結果

3.1 搭建離合器臺架

臺架主要包括：主、從動電機；高、低壓供油系統；回油系統；離合器試驗工裝；恒溫倉等臺架輔助設備，如圖3所示。

圖3 離合器臺架

3.2 試驗結果分析

1)離合器油壓-轉矩特性試驗

試驗結果表明，壓力-轉矩相應正常，充、泄油響應較快，轉矩容量400 Nm以上，滿足使用需求。

小油壓下，沒有轉矩傳遞，原因是油壓在Kp點以下，活塞未移動，故沒有轉矩傳遞[5]。測試結果顯示，Kp點在0.2 MPa左右，如圖4所示。

圖4 油壓與轉矩傳遞曲線

2)換擋滑摩極限工況試驗

設定油溫80 ℃，潤滑流量2 L/min，主動端恒轉速2 000 r/min，滑摩轉矩150 Nm，滑摩時間0.6 s。

滑摩前后P-T曲線無變化，同一油壓下，轉矩波動<5 Nm，拆解摩擦副表面無異常，滿足換擋使用需求。P-T對比如圖5所示，拆解分析如圖6所示。

圖5 換擋滑摩前后P-T對比分析曲線

圖6 換擋滑摩工況拆解圖

3)溫升探索試驗

設定油溫80 ℃，潤滑流量2 L/min，主動端轉速1 500 r/min，滑摩轉矩270 Nm，滑摩時間1.5 s，采集對偶片溫度為326 ℃，理論計算滑摩功1.57 J/mm2。拆解分析：摩擦副表面無燒蝕；增加轉速至1 600 r/min，滑摩時間增加至1.8 s,理論計算滑摩功2.65 J/mm2，采集對偶片溫度360 ℃，摩擦副燒蝕。溫度盡量控制在300 ℃以下，熱容量盡量控制在1 J/mm2，為后續控制策略的制定，提供參考依據。

4 結語

本文結合設計空間及理論計算確定摩擦片、活塞的幾何尺寸、摩擦副數量、工作油壓及活塞行程等參數，確定摩擦片材料、回位彈簧形式、消除離心力的選型及設計方法。通過計算安全系數及臺架試驗，驗證了離合器設計的可行性。