戴 鋒，呂新廷，曲秀蘭，石計(jì)紅，孟怡平，陳 馨

前言

自動(dòng)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(fèi)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(dòng)變速器油(ATF)對于變速器的換擋品質(zhì)起著至關(guān)重要的作用，過低的油溫會導(dǎo)致內(nèi)部油壓下降和換擋沖擊；過高的油溫會導(dǎo)致黏度下降，以致內(nèi)部元件由于摩擦過熱而發(fā)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(shí)滿足ATF散熱需求顯得至關(guān)重要。

ATF一般通過兩種途徑來冷卻，一是利用發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器中的冷卻液進(jìn)行冷卻，二是變速器油底殼的自然風(fēng)冷。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)控制器EMS檢測到發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液溫度過高時(shí)，適時(shí)啟動(dòng)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)改進(jìn)[3]上，從整車角度考慮散熱需求的研究很少。這就導(dǎo)致在正向開發(fā)過程中，存在整車裝配后實(shí)際道路試驗(yàn)時(shí)才發(fā)現(xiàn)ATF冷卻器不匹配車輛性能要求的風(fēng)險(xiǎn)。本研究試圖通過分析動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的能量轉(zhuǎn)換，模擬計(jì)算各種典型負(fù)荷工況下的ATF散熱需求，從而為ATF冷卻器的選型與設(shè)計(jì)要求提供依據(jù)。然后，通過對按此方法進(jìn)行ATF選型和匹配的車輛做實(shí)車試驗(yàn)，驗(yàn)證了該方法的有效性。

在本研究中，ATF冷卻器置于發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器內(nèi)部，通過發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液的循環(huán)帶走ATF的熱量。

1 典型工況的熱量計(jì)算

1.1 典型工況分析

自動(dòng)變速器的傳動(dòng)過程中功率損失包括機(jī)械損失與液力損失兩部分。機(jī)械損失是指齒輪傳動(dòng)副、軸承和油封等處的摩擦損失，它與嚙合齒輪的對數(shù)和傳遞的轉(zhuǎn)矩等因素有關(guān)。液力損失指消耗于潤滑油的攪動(dòng)，即潤滑油與旋轉(zhuǎn)部件之間的表面摩擦等功率損失[4]。整個(gè)自動(dòng)變速器的動(dòng)力傳動(dòng)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(dǎo)致ATF油溫升高，而溫度過高使油質(zhì)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(tài)的ATF發(fā)熱工況主要由液力變矩器中泵輪與渦輪的轉(zhuǎn)速差產(chǎn)生，而持續(xù)的ATF熱量累積嚴(yán)酷工況通常為高速、高負(fù)載爬坡時(shí)機(jī)械功率傳輸損失產(chǎn)生。對于ATF冷卻器設(shè)計(jì)而言，主要考慮滿足持續(xù)工況下的需求。當(dāng)AT控制器檢測到ATF溫度高于一定值時(shí)，AT進(jìn)入高溫模式的換擋策略，采用及時(shí)鎖止液力變矩器離合器和盡量減少換擋次數(shù)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(xù)發(fā)熱工況。研究對象為一輛2.3T發(fā)動(dòng)機(jī)、匹配6AT自動(dòng)變速器的越野車。該車試驗(yàn)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(xiàn)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(yàn)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(xiàn)，使用30s內(nèi)急啟急停的反復(fù)極限試驗(yàn)?zāi)Ｊ侥M該工況下ATF的散熱狀態(tài)。在每種選定的典型工況下，至少持續(xù)試驗(yàn)30min，自動(dòng)變速器ATF出油口的溫度在10min內(nèi)上下波動(dòng)不超過1℃即認(rèn)為達(dá)到熱平衡穩(wěn)態(tài)。整車典型工況與ATF冷卻設(shè)計(jì)要求如表1所示。默認(rèn)的試驗(yàn)環(huán)境溫度為35℃，如實(shí)際環(huán)境溫度高于35℃，ATF油溫限值依然按照表1執(zhí)行；如實(shí)際環(huán)境溫度T低于35℃，相應(yīng)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(dòng)力總成模型，可以計(jì)算出在典型工況下發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器的工作狀態(tài)。整車動(dòng)力總成模型示意圖如圖1所示。

圖1 整車動(dòng)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(shù)等整車信息，還需要輸入發(fā)動(dòng)機(jī)外特性、液力變矩器特性、自動(dòng)變速器特性和主減速比等動(dòng)力總成系統(tǒng)信息。在本研究中，選取的渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)在全油門開度時(shí)，轉(zhuǎn)速2 500～4 500r/min區(qū)間內(nèi)可輸出最大轉(zhuǎn)矩350N·m，如圖2所示。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線和BSFC(brake specific fuel consumption)曲線，在CRUISE的換擋規(guī)律生成和優(yōu)化工具GSP模塊中設(shè)置最優(yōu)油耗發(fā)動(dòng)機(jī)工作區(qū)域(包括油門開度、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩)。為避免頻繁換擋，確保升擋點(diǎn)低于目標(biāo)擋位車輛全負(fù)荷時(shí)變速器輸出轉(zhuǎn)矩，設(shè)置升降擋最低間隔速度閾值等。并根據(jù)車輛行駛狀態(tài)不同，設(shè)置平坦路面的經(jīng)濟(jì)模式和負(fù)荷狀態(tài)下的上坡模式。

對于上坡模式，由于設(shè)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(shí)考慮到存在較大的上坡阻力，如使用經(jīng)濟(jì)模式換擋規(guī)律，導(dǎo)致?lián)Q擋后車速減小而降擋，易發(fā)生頻繁換擋的情況，嚴(yán)重影響駕駛感受。因此，在基于CRUISE的自動(dòng)生成換擋策略做手動(dòng)優(yōu)化時(shí)，上坡模式的升擋線較經(jīng)濟(jì)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(dòng)變速器在上坡模式下的換擋策略，如圖3所示。

圖3 自動(dòng)變速器的上坡模式換擋策略

1.3 典型工況模擬計(jì)算

在CRUISE中，按照表1典型工況分別設(shè)置計(jì)算任務(wù)，通過模擬計(jì)算，得出各種工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出特性，包括發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(S)、輸出轉(zhuǎn)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(tài)，包括車速(v)、擋位(G)(如圖6所示)。

圖4 上坡工況的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出特性模擬計(jì)算

結(jié)合MATLAB中對應(yīng)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(jì)算

圖6 自動(dòng)變速器3擋動(dòng)力傳遞效率模擬計(jì)算

2 ATF冷卻器性能需求分析

自動(dòng)變速器的液力傳動(dòng)介質(zhì)為ATF，其作用除了對零件進(jìn)行潤滑，減少摩擦阻力外，還有動(dòng)力傳動(dòng)、提高動(dòng)力傳輸效率的作用。一般而言，自動(dòng)變速器的傳動(dòng)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(dòng)變速器擋位、ATF溫度、輸入轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩的變化，其有效動(dòng)力傳輸效率也不同。在相同的擋位、輸入轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的情況下，只要ATF在正常工作溫度范圍內(nèi)，ATF溫度越高，動(dòng)力傳輸效率就越高。自動(dòng)變速器廠商只提供了動(dòng)力傳輸效率的離散數(shù)值，對于實(shí)際車輛運(yùn)行中的具體工況而言顯然是不夠的。在本研究中，使用MATLAB進(jìn)行多項(xiàng)式擬合，找出符合傳輸效率特性的近似多項(xiàng)式，從而可得各種典型工況下的自動(dòng)變速器動(dòng)力傳輸效率。

基于對ATF熱量積累嚴(yán)酷的典型工況分析，以及ATF在相對高溫下動(dòng)力傳遞效率更高的特性，這里僅對自動(dòng)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(dòng)力傳遞效率做模擬計(jì)算。對于更高溫度的情形，近似按此效率進(jìn)行運(yùn)算，動(dòng)力損失和熱量轉(zhuǎn)換比實(shí)際值稍低。即按此近似條件計(jì)算得出的ATF冷卻器散熱能力能滿足更高溫時(shí)ATF的需求。

自動(dòng)變速器動(dòng)力傳遞效率擬合多項(xiàng)式為

式中:E為動(dòng)力傳遞效率百分比；n為輸入轉(zhuǎn)速；T為輸入轉(zhuǎn)矩；P00，P10，P01和 P02為參數(shù)。

作為舉例，3擋時(shí)自動(dòng)變速器動(dòng)力傳遞效率百分比與轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的三維關(guān)系如圖6所示。由于液力變矩器處于鎖止?fàn)顟B(tài)，所以變速器輸入轉(zhuǎn)速等于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。式(1)中對應(yīng)的參數(shù)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(jì)算得出E＝90.8%。

對于動(dòng)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(fā)熱量為

式中:Qs為單位時(shí)間從零部件中發(fā)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(zhì)散出的熱量；QM為機(jī)械接觸零部件(底座、側(cè)甲板等)所吸收的熱量及由于導(dǎo)熱和對流散入外界介質(zhì)的熱量；Qp為通過冷卻器所散出的熱量。

本節(jié)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(jù)。故由式(2)得

下面分別求式(3)右邊各項(xiàng)。

系統(tǒng)產(chǎn)生熱量Qs可近似認(rèn)為等于發(fā)動(dòng)機(jī)的功率損失，即

式中P為自動(dòng)變速器的輸入功率。

零部件和ATF的溫度保持穩(wěn)定，即沒有吸收或散發(fā)熱量，Qocm≈0；接觸部件相對于散熱器的散熱能力很小，可以認(rèn)為QM≈0；QB按下式計(jì)算:

式中:A為自動(dòng)變速器的表面積；h為系數(shù)，本文設(shè)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(guān)，其對流傳熱系數(shù)與車速的近似關(guān)系見表2。

設(shè)定環(huán)境溫度35℃，ATF油溫120℃，ATF油位為油底殼深度的40%，對應(yīng)表面積A約為0.1m2，采用表2的傳熱系數(shù)，運(yùn)用有限元分析軟件Abaqus進(jìn)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(shù)

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(jié)合式(5)，計(jì)算出油底殼的散熱量QB約為0.33kW。而由式(4)計(jì)算出Qs＝3.55kW。最后，根據(jù)式(3)得出ATF冷卻器設(shè)計(jì)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(jì)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(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液中，通過改變發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液與ATF的流量值，測得ATF進(jìn)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(dòng)變速器流入冷卻器時(shí)ATF溫度，℃；Tin為流出冷卻器進(jìn)入自動(dòng)變速器時(shí)ATF溫度，℃。

例如，試驗(yàn)中發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)冷卻器的散熱功率為3.65kW。

對于發(fā)動(dòng)機(jī)與自動(dòng)變速器的冷卻系統(tǒng)，發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液與ATF的流量都與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速存在一定的函數(shù)關(guān)系。結(jié)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(shè)計(jì)需求相比較，從而選擇符合整車性能要求的冷卻系統(tǒng)。

4 ATF冷卻器性能試驗(yàn)驗(yàn)證

在試驗(yàn)車輛的自動(dòng)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(shí)通過OBD接口采集整車相關(guān)CAN信號，包括車速、水溫、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、液力變矩器鎖止?fàn)顟B(tài)和擋位等。檢查車輛無漏液等故障，確保各項(xiàng)功能正常。自動(dòng)變速器采用的換擋策略采用基于CRUISE得出的換擋線，并結(jié)合整車駕駛性評價(jià)和發(fā)動(dòng)機(jī)油耗排放試驗(yàn)后的優(yōu)化數(shù)據(jù)。但對于ATF油溫試驗(yàn)的典型工況而言，與仿真時(shí)采用的擋位數(shù)據(jù)無實(shí)質(zhì)變化。

圖8 ATF溫度采集熱電偶的安裝

按照表1的工況進(jìn)行整車試驗(yàn)。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(yàn)場進(jìn)行，工況5在北京汽車研究院整車試驗(yàn)室進(jìn)行。試驗(yàn)場環(huán)境溫度為34℃，試驗(yàn)室環(huán)境艙溫度為35℃。最終測試結(jié)果如圖9所示，1-Tin表示典型工況1時(shí)從冷卻器流回自動(dòng)變速器的ATF溫度，1-Tout表示典型工況1時(shí)從自動(dòng)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(shí)ATF需求散熱量較小，但此時(shí)對應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較低，對應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)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(jìn)入工作狀態(tài)，所以ATF油溫較高。通過對照表1的溫度限值要求，證實(shí)選用的ATF冷卻器以及匹配的冷卻系統(tǒng)滿足自動(dòng)變速器冷卻設(shè)計(jì)要求。

圖9 整車在典型工況下進(jìn)行ATF油溫試驗(yàn)

5 結(jié)論

自動(dòng)變速器的冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)對于換擋品質(zhì)與硬件可靠耐久性十分重要，其中冷卻需求是設(shè)計(jì)ATF冷卻器的關(guān)鍵。本研究通過基于CRUISE的模擬仿真，計(jì)算出在ATF熱量儲積的典型工況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩、自動(dòng)變速器輸入轉(zhuǎn)速、擋位等車輛系統(tǒng)工作狀態(tài)?；谧詣?dòng)變速器在離散工作點(diǎn)的動(dòng)力轉(zhuǎn)換效率，使用MATLAB多項(xiàng)式擬合工具獲取全工況效率，計(jì)算出變速器整體散熱需求。使用有限元分析軟件Abaqus進(jìn)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(jì)算結(jié)果，進(jìn)行冷卻器選型試驗(yàn)。最后，通過整車按照典型工況在實(shí)際道路與環(huán)境艙中進(jìn)行試驗(yàn)，驗(yàn)證了使用本文所述方法進(jìn)行ATF冷卻器選型符合自動(dòng)變速器冷卻需求。

后續(xù)研究將增加試驗(yàn)中變速器與冷卻器的各點(diǎn)溫度、ATF流量等數(shù)據(jù)采集，與理論計(jì)算結(jié)果相比較，優(yōu)化計(jì)算模型，進(jìn)一步完善冷卻器選型方法。

[1] 蓋世汽車研究院.在售車型變速器配置分析[R].http://auto.gasgoo.com.2015.

[2] QUAIYUM A.Experimental investigation of automatic transmission fluid(ATF)in an air cooled minichannel heat exchanger[D].Canada:University of Windsor，2012.

[3] SALAH M H，MITCHELL T H，WAGNER J R，et al.A smart multiple-loop automotive cooling system—model， control， and experimental study[J].IEEE/ASME Transactions on Mechatronics，2009，15(1):117-124.

[4] 余志生.汽車?yán)碚揫M].5版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2009.

[5] 克柳科夫.運(yùn)輸車輛傳動(dòng)系的熱計(jì)算[M].1版.北京:國防工業(yè)出版社，1965.

[6] ROHSENOWW M，HARTNETT JP，CHO Y I.Handbook of heat transfer[M].3rd ed.America:McGraw Hill，1998.

[7] KATHIRAVAN R，SHIVA KUMAR B M.Thermal simulation of hybrid drive system[D].Sweden:Link?ping University，2011.