馬 彪，陳 飛，李和言，王宇森，李明陽(yáng)，李慧珠

(1.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081； 2.北京電動(dòng)車輛協(xié)同創(chuàng)新中心，北京 100081)

換擋頻次對(duì)離合器平均溫升影響的研究?

馬 彪1，2，陳 飛1，李和言1，2，王宇森1，李明陽(yáng)1，李慧珠1

(1.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081； 2.北京電動(dòng)車輛協(xié)同創(chuàng)新中心，北京 100081)

考慮道路阻力系數(shù)建立履帶車輛各擋位間換擋計(jì)算模型，分析了不同地區(qū)百公里直駛行程中各擋位換擋頻次并進(jìn)行道路試驗(yàn)驗(yàn)證。基于集總熱阻網(wǎng)絡(luò)理論改進(jìn)換擋離合器液壓系統(tǒng)平均溫升模型，利用Simulink仿真，分析了換擋頻次和冷卻潤(rùn)滑油流量對(duì)離合器溫升的影響。與臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)比表明：改進(jìn)模型更接近試驗(yàn)結(jié)果，隨著潤(rùn)滑油流量增加，溫升速率減緩，對(duì)本文研究對(duì)象而言，單摩擦副潤(rùn)滑油流量以1.5～2L/min為宜；隨著換擋頻次增加，溫度不斷升高。通過(guò)對(duì)比分析平原、高原和濕熱地區(qū)換擋頻次對(duì)離合器溫升的影響，擬合出溫升與換擋頻次的預(yù)測(cè)關(guān)系式：平原和高原地區(qū)3擋和4擋間的換擋頻次最多，CL和CH離合器溫升較高，濕熱地區(qū)2擋和3擋間的換擋最為頻繁，4個(gè)換擋離合器溫升都高達(dá)82.9℃。

車輛工程；離合器；換擋頻次；集總熱阻網(wǎng)絡(luò)

前言

換擋是實(shí)現(xiàn)車輛快速、經(jīng)濟(jì)行駛的重要操作，換擋的頻繁程度體現(xiàn)了行駛工況的好壞程度，同時(shí)也決定了換擋離合器的熱負(fù)荷狀態(tài)。換擋頻次無(wú)論對(duì)車輛機(jī)動(dòng)性還是摩擦元件壽命都具有重要影響。

國(guó)內(nèi)外對(duì)換擋過(guò)程中離合器熱負(fù)荷及其動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了大量研究[1-4]。文獻(xiàn)[5]中采用因子分析法對(duì)換擋過(guò)程中離合器的轉(zhuǎn)矩和摩擦因數(shù)等進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)[6]中基于變速器按各擋位使用頻率加權(quán)，建立了傳動(dòng)系統(tǒng)熱計(jì)算模型，對(duì)特定擋位的離合器溫度場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值計(jì)算。文獻(xiàn)[7]中對(duì)履帶車輛換擋工況瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)進(jìn)行了分析。文獻(xiàn)[8]中基于最小二乘支持向量機(jī)對(duì)離合器接合過(guò)程摩擦片表面溫度進(jìn)行預(yù)測(cè)并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

本文中針對(duì)高速履帶車輛4個(gè)前進(jìn)擋換擋狀況建立換擋計(jì)算模型，在綜合考慮道路阻力系數(shù)的同時(shí)，對(duì)不同地區(qū)擋位間換擋次數(shù)進(jìn)行仿真與道路試驗(yàn)，同時(shí)改進(jìn)了濕式離合器換擋過(guò)程平均溫升模型，利用改進(jìn)模型分析了不同地區(qū)換擋頻次對(duì)離合器平均溫升的影響并進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證，擬合出溫升與頻次的預(yù)測(cè)關(guān)系式。

1 換擋頻次統(tǒng)計(jì)分析

1.1 換擋理論模型

履帶車輛換擋次數(shù)在很大程度上隨使用地區(qū)和任務(wù)性質(zhì)變化，道路阻力系數(shù)f作為換擋的主要評(píng)判因素必須加以考慮。定義換擋的順序?yàn)橄盗校_(kāi)始和結(jié)束排擋稱為邊界排擋，對(duì)換擋進(jìn)行以下假設(shè)[9]：

①換擋只在相鄰之間順序進(jìn)行；

②換擋是為了達(dá)到換擋系列的邊界擋，在邊界擋行駛的時(shí)間和路程遠(yuǎn)超過(guò)達(dá)到邊界擋所需的時(shí)間和路程，即邊界擋是長(zhǎng)時(shí)間行駛的排擋；

③換擋過(guò)程均在以該系列的邊界擋為特征的道路阻力數(shù)值下進(jìn)行；

④換擋過(guò)程滿足馬爾科夫隨機(jī)過(guò)程，即換擋隨后的狀況只取決于當(dāng)前狀況和它允許過(guò)渡到鄰接狀況的概率。

對(duì)于行駛100km的履帶車輛，第i排擋自下而上轉(zhuǎn)換次數(shù)可按下式確定[10]：

式中：ni-1，i為第i-1排擋換至i排擋的次數(shù)；vi為第i-1擋和第i重疊速度的平均值；v 為100km行駛平均速度；ki為隨機(jī)換擋系數(shù)，可由式(2)確定，其中sj為第j擋的使用頻率。

由假設(shè)①得ni-1，i＝ni，i-1，則相鄰擋位換擋次數(shù)矩陣A為

矩陣A第i行元素之和即為第i擋接合次數(shù)ni，將各擋換擋次數(shù)相加得到100km行程的換擋總數(shù)N，定義排擋接合的相對(duì)使用概率qi＝ni/N。對(duì)矩陣A按行正規(guī)化得到馬爾科夫鏈的一步狀態(tài)轉(zhuǎn)移概率矩陣P，其中pij＝nij/(ni，i-1+ni，i+1)，j＝i±1。

根據(jù)假設(shè)④，在建立換擋系列概率矩陣C時(shí)，需考慮當(dāng)前和過(guò)渡狀況的概率，如計(jì)算1擋換到3擋的概率時(shí)，需考慮以下概率事件：車輛長(zhǎng)時(shí)間在1擋行駛概率q3；發(fā)生1擋換到2擋概率p1，2；發(fā)生2擋換到3擋概率p2，3；發(fā)生3擋換到2擋概率p3，2。之所以考慮最后一個(gè)事件是因?yàn)閾Q擋結(jié)束的前提是系列方向發(fā)生改變。要發(fā)生1擋換到3擋這一概率事件就必須保證所列舉的以上概率事件都發(fā)生，即c1，3＝q3p1，2p2，3p3，2。其一般形式為

則換擋系列概率矩陣C可表示為

矩陣C元素具有以下含義：對(duì)角線以上和以下的第一個(gè)元素ci，i+1和ci，i-1是邊界擋(長(zhǎng)時(shí)間行駛排擋)接合的概率，其余元素ci，j(j≠i±1)表示從第i擋換到第j-1擋的概率(j為邊界擋)；第i行的每個(gè)元素cij與第j擋行駛道路阻力系數(shù)fj相對(duì)應(yīng)。

1.2 不同地區(qū)換擋分析

以平原地區(qū)計(jì)算為例，將初始參數(shù)道路阻力系數(shù)f、擋位使用比例s(見(jiàn)表1)和相鄰擋位重疊速度v＝[14.28，23.7，39]km/h代入模型計(jì)算。

表1 不同地區(qū)擋位使用比例_

平原地區(qū)100km共計(jì)換擋N＝1210次，其換擋系列概率矩陣C為

將矩陣C乘以總換擋次數(shù)N即可得到100km行駛中各擋之間的換擋次數(shù)，如表2所示。

_表2 平原地區(qū)換擋計(jì)算(N＝1210)

表3和表4分別為高原和濕熱地區(qū)各擋位之間換擋情況。對(duì)比表2～表4可知，高原地區(qū)無(wú)論在各擋之間還是總換擋次數(shù)均大于其他兩個(gè)地區(qū)，且在3與4擋間轉(zhuǎn)換次數(shù)最多；平原與濕熱地區(qū)換擋次數(shù)相當(dāng)，但濕熱地區(qū)以2與3擋間轉(zhuǎn)換為主，而平原地區(qū)以3與4擋間轉(zhuǎn)換為主，這與擋位使用分配比例相對(duì)應(yīng)。

1.3 道路試驗(yàn)對(duì)比

為驗(yàn)證計(jì)算模型的有效性，以某型履帶車輛在北京(平原)、西藏(高原)、桂林(濕熱)進(jìn)行道路試驗(yàn)，平原地區(qū)路況最好，多為平坦公路和砂石路，以4擋行駛為主，高原地區(qū)雖然路況較好，但因缺氧造成發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力不足，以3擋行駛為主，濕熱地區(qū)多為泥潭溝壑、陡坡等起伏道路，工況較為惡劣，以2和3擋行駛為主。試驗(yàn)中采用電子控制盒分別對(duì)兩輛車的擋位進(jìn)行監(jiān)測(cè)，記錄其擋位狀態(tài)，其中1＃車分別在3個(gè)地區(qū)行駛472，1 509和1 042km，2＃車行駛250，1 597和1 030km，其不同地區(qū)平均100km換擋統(tǒng)計(jì)結(jié)果如表5所示。

表3 高原地區(qū)換擋計(jì)算(N＝1514)

表4 濕熱地區(qū)換擋計(jì)算(N＝1214)

表5 100km不同地區(qū)換擋試驗(yàn)統(tǒng)計(jì)

圖1為不同地區(qū)試驗(yàn)換擋統(tǒng)計(jì)與模型計(jì)算結(jié)果對(duì)比圖。由表5和圖1可知：

(1)兩輛試驗(yàn)車在同地區(qū)同擋位間的換擋次數(shù)相當(dāng)，這說(shuō)明排除駕駛員因素外，換擋次數(shù)與道路阻力(工況)存在某種內(nèi)在聯(lián)系，且自下而上和自上而下?lián)Q擋次數(shù)基本一致，驗(yàn)證了假設(shè)①的合理性；

圖1 不同地區(qū)間試驗(yàn)換擋統(tǒng)計(jì)與模型計(jì)算對(duì)比

(2)試驗(yàn)與模型計(jì)算結(jié)果變化趨勢(shì)一致，平原和高原地區(qū)呈現(xiàn)高擋換擋多、低擋換擋少的總趨勢(shì)，其中又以高原地區(qū)換擋次數(shù)最多，而濕熱地區(qū)以中間擋換擋最為頻繁，這與道路工況密切相關(guān)；

(3)試驗(yàn)與模型計(jì)算結(jié)果在中高擋的換擋次數(shù)較為接近，其誤差在2%～14%，屬正常誤差范圍，而在1與2擋間的換擋則相差較大，最高為2＃車平原地區(qū)相差66.1%，主要是由于在模型中未考慮倒擋，而試驗(yàn)時(shí)偶爾使用倒擋，模型中邊界擋的增大導(dǎo)致?lián)Q擋趨勢(shì)外移，引起低擋相差較大，但其絕對(duì)誤差43并非最大值，只是由于換擋基數(shù)小而導(dǎo)致相對(duì)誤差較大，因此換擋模型具有一定的有效性。

2 改進(jìn)離合器溫升模型

2.1 離合器液壓系統(tǒng)

在傳熱過(guò)程中，如果導(dǎo)熱熱阻相比對(duì)流換熱熱阻很小，可忽略固體內(nèi)部熱阻，此時(shí)采用集總參數(shù)分析法。忽略材料差異，將離合器液壓系統(tǒng)各元件簡(jiǎn)化為節(jié)點(diǎn)，節(jié)點(diǎn)包含元件和潤(rùn)滑油。單離合器液壓系統(tǒng)如圖2所示。

圖2 離合器液壓系統(tǒng)簡(jiǎn)圖

對(duì)節(jié)點(diǎn)元件，導(dǎo)熱方程為

式中：c為比熱容；ρ為密度；λ為熱導(dǎo)率；▽2為拉普拉斯算子；Φ·為熱源在單位時(shí)間單位體積生成的熱量。

對(duì)節(jié)點(diǎn)處潤(rùn)滑油，其導(dǎo)熱方程為

式中：u為流體流速；▽為梯度算子。

系統(tǒng)中離合器發(fā)熱量遠(yuǎn)大于其它元件，基于集總參數(shù)的熱阻理論對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行熱平衡分析后發(fā)現(xiàn)，除離合器和散熱器節(jié)點(diǎn)外，其余節(jié)點(diǎn)溫升變化并不大[11]，因此將系統(tǒng)進(jìn)行修正改進(jìn)，改進(jìn)后的熱阻網(wǎng)絡(luò)和離合器節(jié)點(diǎn)換熱如圖3所示。

圖3 離合器節(jié)點(diǎn)熱阻換熱圖

對(duì)式(4)和式(5)求解可得到離合器和散熱器節(jié)點(diǎn)元件及其內(nèi)部油的熱工況計(jì)算方程，其簡(jiǎn)化改進(jìn)后的單離合器液壓系統(tǒng)熱狀態(tài)方程為

式中：Cc為離合器集總熱容，Cc＝mccc；Coc為離合器冷卻油集總熱容，Coc＝mocco；Cor為散熱器冷卻油集總熱容，Cor＝morco；K為離合器與冷卻油換熱系數(shù)，K＝hA；G為節(jié)點(diǎn)間冷卻油換熱系數(shù)，G＝ρqrco；Nc為離合器產(chǎn)熱功率；Q為散熱器散熱能力。

離合器產(chǎn)熱由主被動(dòng)摩擦片速差和油壓決定：

式中：μ為摩擦因數(shù)；r為摩擦副平均作用半徑；z為摩擦副數(shù)；Ac為活塞承壓面積；Fs為分離彈簧力；Δn為轉(zhuǎn)速差。

散熱器的散熱能力為

式中：ε為散熱效能，由傳熱單元系數(shù)NTU[12]確定。

2.2 仿真分析與試驗(yàn)對(duì)比

2.2.1 試驗(yàn)方法

為驗(yàn)證模型的可信性與準(zhǔn)確性，搭建相應(yīng)離合器測(cè)溫試驗(yàn)平臺(tái)，如圖4所示。

圖4 離合器液壓系統(tǒng)試驗(yàn)平臺(tái)及摩擦元件測(cè)溫方式

離合器被動(dòng)端制動(dòng)，主動(dòng)端與電機(jī)相連，電機(jī)轉(zhuǎn)速即主被動(dòng)端轉(zhuǎn)速差，通過(guò)電液比例閥控制離合器充油油壓，實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)溫度和轉(zhuǎn)矩變化，適時(shí)撤銷接合壓力并停機(jī)。為了更好地反映離合器整體溫度，對(duì)摩擦元件采取圖4所示沿不同徑向和周向的測(cè)溫方式，用A1～A4和B1～B4這8個(gè)點(diǎn)的平均溫度表示離合器整體溫度。

2.2.2 仿真對(duì)比分析

基于MATLAB/Simulink對(duì)改進(jìn)離合器溫升模型進(jìn)行仿真計(jì)算，仿真條件設(shè)定為：恒壓、恒轉(zhuǎn)速差下低載長(zhǎng)時(shí)滑摩工況，冷卻潤(rùn)滑充分qr＝6L/min，有關(guān)參數(shù)如表6所示。

表6 仿真參數(shù)

圖5為模型簡(jiǎn)化改進(jìn)前后與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比曲線。由圖可見(jiàn)，改進(jìn)后離合器平均溫升更加接近試驗(yàn)值，誤差由原來(lái)的12.7%減小至8.2%，進(jìn)而驗(yàn)證了改進(jìn)離合器溫升模型的可信性與準(zhǔn)確性。

圖5 改進(jìn)模型溫升對(duì)比

為探究不同滑摩頻次n對(duì)單個(gè)離合器溫升的影響，改變每分鐘離合器滑摩接合次數(shù)，對(duì)不同滑摩頻次的仿真值與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，結(jié)果如圖6所示。為覆蓋離合器正常工作的熱流密度范圍，將工況設(shè)定如下：恒壓為0.3MPa，恒轉(zhuǎn)速差為400r/ min，每個(gè)周期內(nèi)滑摩5s，而后進(jìn)入全潤(rùn)滑冷卻狀態(tài)，直到下一個(gè)周期到來(lái)。

圖6 不同滑摩頻次下離合器溫升對(duì)比

圖6 顯示4種不同頻次下，仿真曲線與試驗(yàn)結(jié)果變化趨勢(shì)一致，但仿真值在30s左右時(shí)比試驗(yàn)值大，兩者隨后逐漸持平，到達(dá)60s時(shí)仿真值低于試驗(yàn)值，這是由于隨著溫度的升高，液壓系統(tǒng)在散熱器冷卻作用下逐漸進(jìn)入熱平衡階段(如圖5所示)，溫升變緩，由式(8)知，隨著冷熱流體的溫差增大，散熱效果逐漸顯著，導(dǎo)致在熱平衡階段的非滑摩時(shí)間內(nèi)溫降越發(fā)明顯。由于試驗(yàn)操作中并非嚴(yán)格控制滑摩與非滑摩時(shí)間段，導(dǎo)致產(chǎn)生了一定的人為誤差，但其誤差為工程容許，模型能有效反映不同滑摩頻次對(duì)離合器平均溫升的影響規(guī)律。

冷卻潤(rùn)滑流量對(duì)溫升有重要影響，在滑摩頻次為4的上述工況中，改變冷卻潤(rùn)滑流量，進(jìn)行仿真與試驗(yàn)對(duì)比分析，結(jié)果如圖7所示。由圖可見(jiàn)，仿真值與試驗(yàn)結(jié)果在初始階段能很好吻合，隨著溫度不斷升高，兩者之間稍有遠(yuǎn)離趨勢(shì)，且冷卻潤(rùn)滑流量越小，遠(yuǎn)離趨勢(shì)越明顯(如曲線1與4溫差比2與5大)，在進(jìn)入熱平衡階段后，兩者誤差又逐漸減小。比較3種潤(rùn)滑流量知：qr越大，溫升越小，潤(rùn)滑流量從2增加至4L/min時(shí)，溫升減小23.7%，而從4增加至6L/min時(shí)，溫升僅減小12.7%。研究發(fā)現(xiàn)，隨著潤(rùn)滑流量增加溫升速率變緩，這表明并非流量越大溫降越明顯，模型中取6～8L/min較為合適，對(duì)應(yīng)單摩擦副流量取1.5～2L/min為宜。

圖7 不同冷卻潤(rùn)滑流量下離合器溫升對(duì)比

3 換擋頻次對(duì)多離合器系統(tǒng)溫升影響

某履帶車輛綜合傳動(dòng)裝置的簡(jiǎn)圖如圖8所示。變速器由4個(gè)離合器組合接合實(shí)現(xiàn)4個(gè)前進(jìn)擋，其換擋邏輯如表7所示，其中2與3擋之間轉(zhuǎn)換需同時(shí)接合兩個(gè)離合器，即存在兩個(gè)離合器處于滑摩產(chǎn)熱，其余擋位間轉(zhuǎn)換僅有一個(gè)離合器處于滑摩產(chǎn)熱。

以平原地區(qū)為例，分析換擋頻次對(duì)多離合換擋操縱溫升的影響。按平原地區(qū)換擋計(jì)算結(jié)果，單次循環(huán)換擋轉(zhuǎn)換如表8所示。

圖8 某履帶車輛綜合傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖

_表7 擋位邏輯

表8 平原地區(qū)換擋操縱次序

單次離合器輸入條件如圖9所示，油壓采用試驗(yàn)中的緩沖油壓，速差從1 400r/min在0.5s內(nèi)降為零，此時(shí)離合器滑摩結(jié)束，而后進(jìn)入儲(chǔ)備升壓階段，直至下次離合器接合。

仿真結(jié)果如圖10所示，離合器CL和CH溫度呈現(xiàn)“鋸齒型”不斷上升，離合器C1和C2溫升較小，這與各自的工作狀態(tài)相關(guān)，單次循環(huán)換擋中，3和4擋轉(zhuǎn)換頻繁，CL和CH交替接合使用，而C1和C2長(zhǎng)時(shí)間保持接合或分離。當(dāng)CL(CH)每次接合時(shí)，溫升約10℃，而后進(jìn)入全潤(rùn)滑冷卻狀態(tài)，冷卻速率隨溫度升高而增大，這是由于溫差越大，冷卻換熱越明顯。

圖10 離合器溫升仿真結(jié)果

根據(jù)仿真結(jié)果，對(duì)離合器平均溫升與冷卻速率進(jìn)行分析并擬合得到溫升ΔT與換擋頻次n關(guān)系：

ΔT＝9.78n+2.72n e-0.1n(9)

由摩擦材料的耐熱性確定摩擦片的許用溫升[ΔT]＜150℃，為保證離合器正常工作，計(jì)算知換擋頻次n不宜超過(guò)14次。利用式(9)對(duì)3個(gè)地區(qū)離合器平均溫升進(jìn)行預(yù)測(cè)，平原地區(qū)CL和CH溫升最高，ΔT＝76.9℃，而C1和C2溫升較小，ΔT＝35.8℃；高原地區(qū)同樣是CL和CH溫升最高，ΔT＝97.9℃；濕熱地區(qū)4個(gè)離合器溫升都較高，ΔT＝82.9℃。這與各地區(qū)擋位使用次數(shù)相一致。

4 結(jié)論

本文中針對(duì)履帶車輛擋位使用狀況建立換擋系列模型，利用改進(jìn)的離合器平均溫升模型分析了換擋頻次對(duì)溫升的影響規(guī)律，結(jié)合道路和臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行分析驗(yàn)證，針對(duì)研究對(duì)象得到如下結(jié)論：

(1)擋位使用頻次與地區(qū)道路阻力系數(shù)密切相關(guān)，路面較好的地區(qū)，如平原和高原地區(qū)，駕駛員更傾向使用中高擋位，但工況的惡化會(huì)使中高擋換擋更加頻繁；

(2)利用集總參數(shù)法簡(jiǎn)化離合器液壓系統(tǒng)熱阻網(wǎng)絡(luò)，改進(jìn)的溫升模型更接近試驗(yàn)結(jié)果，隨著冷卻潤(rùn)滑流量增加，離合器溫升降低，但降低速率減緩，單副潤(rùn)滑流量以1.5～2L/min為宜；

(3)分析對(duì)比各地區(qū)離合器溫升仿真結(jié)果得到了溫升與換擋頻次的關(guān)系式，利用該式可進(jìn)行離合器平均溫升預(yù)測(cè)，高原地區(qū)3和4擋換擋頻繁，CL和CH離合器平均溫升最高達(dá)97.9℃，濕熱地區(qū)2和3擋換擋頻繁，CL，CH，C1和C2溫升都高達(dá)82.9℃，為保證離合器可靠工作，換擋頻次不宜超過(guò)14次。

[1] ZAGRODZKIP.Numerical analysis of temperature fields and thermal stresses in the friction discs of a multidisc wet clutch[J]. Wear，1985，101(3)：255-271.

[2] ZHAO J，MA B，LIH，et al.The effect of lubrication film thickness on the thermoelastic instability under fluid lubricating condition[J].Wear，2013，303：146-153.

[3] WALKER P，ZHANG N.Modelling of dual clutch transmission equipped powertrains for shift transient simulations[J].Mechanism and Machine Theory，2013，60：47-59.

[4] PISATURO M，SENATORE A.Simulation of engagement control in automotive dry-clutch and temperature field analysis through finite elementmodel[J].Applied Thermal Engineering，2016，93：958-966.

[5] MANSOURIM，KHONSARIM，HOLGERSONM，etal.Application of analysisof variance towet clutch engagement[J].Journal of Engineering Tribology，2002，216(3)：117-125.

[6] 王敬，邵朋禮，魏來(lái)生，等.車輛傳動(dòng)系統(tǒng)熱平衡計(jì)算與仿真研究[J].工程設(shè)計(jì)學(xué)報(bào)，2003，10(6)：315-320.

[7] 項(xiàng)昌樂(lè)，何韡，劉輝，等.履帶車輛傳動(dòng)系統(tǒng)換擋工況瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2016，47(4)：288-292.

[8] 胡宏偉，周曉軍，李雄兵，等.基于最小二乘支持向量機(jī)的AMT離合器片表面溫度預(yù)測(cè)[J].汽車工程，2008，30(4)：335-339.

[9] 沃爾科夫，巴依科夫.履帶車輛的設(shè)計(jì)與計(jì)算[M].劉太來(lái)，譯.北京：北京理工大學(xué)出版社，1972：108-112.

[10] 安東諾夫.軍用履帶車輛傳動(dòng)裝置[M].王紅巖，譯.北京：國(guó)防工業(yè)出版社，2014：184-191.

[11] 馬彪，陳飛，李和言，等.濕式離合器摩擦副平均溫升特性研究[J].兵工學(xué)報(bào)，2016，37(6)：961-968.

[12] GAOW Z，LIU JH，CHENG Y P，etal.Experimental investigation on the heatandmass transfer between air and liquid desiccant in a cross-flow dehumidifier[J].Renewable Energy，2012，37 (1)：117-123.

A Study on the Effects of Shifting Frequency upon Average Temperature Rise of Clutches

M a Biao1，2，Chen Fei1，Li Heyan1，2，W ang Yusen1，LiM ingyang1＆Li Huizhu1
1.School ofMechanical Engineering，Beijing Institute of Technology，Beijing 100081；2.Collaborative Innovation Center ofElectric Vehicle in Beijing，Beijing 100081

A model for calculating the frequency of gear shifting of a tracked vehicle is set up with consideration of road resistance coefficients，to analyze the shifting frequency with different gears in a hundred kilometer straight driving in different regions.An average temperature risemodel for the hydraulic system of shifting clutches ismodified based on lumped heat resistance network theory and a Simulink simulation is conducted to analyze the effects of shifting frequency and cooling lubricant flow rate on the temperature rise of clutches.The results of comparison between simulation and bench test show that the simulation results with modified model is closer to test ones，temperature rise rate reduceswith the increase of lubricant flow rate，and for the study object in this paper，the appropriate lubricant flow rate for single friction pair should be in the range of1.5～2L/min，and the temperature riseswhen shifting frequency increases.By comparatively analyzing the effects of shifting frequency on the temperature rise of clutches in plain，plateau and hot-humid regions，a predicted relationship between temperature rise and shifting frequency is fitted.In plain and plateau regions，the highest shifting frequency occurs between 3rd gear and 4th gear，withmore temperature rises in clutches CL and CH，while in hot-humid regions，the shifting between 2nd rear and 3rd gear ismost frequent，with the temperature rises in four shifting clutches all as high as up to 82.9℃.

vehicle engineering；clutch；shifting frequency；lumped heat resistance network

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.05.008

?國(guó)家自然科學(xué)基金(51575042)和工信部基礎(chǔ)產(chǎn)品創(chuàng)新科研項(xiàng)目(VTDP-3203)資助。

原稿收到日期為2016年6月1日，修改稿收到日期為2016年8月14日。

陳飛，碩士，E-mail：chenfei9342＠163.com。