混合动力轿车变速箱湿式制动器设计研究
焦敏;赵治国;王晨
【摘 要】基于混合动力轿车新型功率分流装置的混合动力变速箱结构,需进行变速箱制动器设计开发.在深入了解变速箱结构及工作原理的基础上,分析制动器的工作原理,进行主要参数分析计算,根据计算结果进行三维建模与仿真分析并进行台架耐久试验.结果表明,制动器B1对偶片的最高温度为95.54℃,与初始时刻相比升高了25.54℃.制动器B2对偶片的最高温度为71.8℃,与初始时刻相比升高了1.8℃,符合设计预期.耐久试验结果表明制动器B1和B2的设计满足变速箱的功能及耐久要求,与结构设计及热分析结果基本一致,满足实际要求.
【期刊名称】《现代制造技术与装备》
【年(卷),期】2018(000)011
【总页数】4页(P88-91)
【关键词】混动变速箱混动变速箱温升分析耐久试验
【作 者】焦敏;赵治国;王晨
【作者单位】同济大学新能源汽车工程中心,上海 201804;科力远混合动力技术有限公司,上海 201501;同济大学新能源汽车工程中心,上海 201804;同济大学新能源汽车工程中心,上海 201804;科力远混合动力技术有限公司,上海 201501
【正文语种】中 文
目前，能源短缺、环境污染问题日益严重，国家积极推动新能源汽车的发展。但由于我国基础充电设施和电池技术比较落后，纯电动汽车发展受限，作为传统汽车到纯电动汽车过渡期的混合动力汽车，将是我国汽车产业未来30年的主要发展对象。混合动力技术作为传统车的技术升级是当前汽车技术发展的必经之路。混合动力汽车搭载的变速箱以发动机及双电机为动力源，通过新型复合行星齿轮机构实现功率分流，不仅可以避免电功率循环，还可以通过增设换挡元件实现大扭矩输出、高效固定传动比输出等功能。湿式制动器具有较好的散热性能，并且电液伺服系统具有高能量密度，因此，当前许多基于复合行星齿轮机构的混合动力变速箱都采取湿式制动器，实现系统的工作模式切换[1-3]。
本文设计的混合动力变速箱，通过在行星架上增设湿式制动器B1，锁止发动机（发动机与行星架相连），使汽车低速行驶时，系统能够以纯电动模式运行；通过在电机1轴上增设湿式制动器B2锁止电机1，使汽车高速行驶时，系统能够以并联式混合动力模式运行，从而达到优化系统效率的目的。针对上述湿式制动器在混合动力变速箱中的应用，本文对两组制动器进行详细设计，并通过极端苛刻的制动模式对两组制动器进行温升分析和耐久试验。
1 湿式制动器结构及关键零部件设计
湿式制动器B1结构如图1所示，其工作原理如下：液压油进入制动油腔后，制动活塞克服碟型弹簧阻力推动摩擦片与对偶片压紧，产生高摩擦力，从而致使与之连接的行星架（图中未画出）就被锁止；当液压油从制动油腔排出时，碟型弹簧弹簧将制动器活塞复位至初始位置，制动器脱开，行星架可以自由旋转。同理，湿式制动器B2结构及工作原理类似，这里不再赘述。
湿式制动器的关键零部件是摩擦片和对偶片，设计应满足结构布局紧凑、扭矩容量及热容量大、传动平稳以及可靠性强等要求。因此摩擦材料、摩擦片尺寸和片数是决定湿式制动
器扭矩容量的关键因素。本设计选用摩擦系数稳定，且耐磨性好的纸基摩擦材料作为衬层的摩擦片，对偶片选用吸热能力强的SPCC材料[4]。根据变速箱空间布局，本设计制动器B1、B2摩擦片外形具体尺寸，如表1所示。
图1 湿式制动器结构图
表1 制动器摩擦片外形尺寸（mm）设计参数 制动器B1 制动器B2摩擦片外径D0B 128.35 123.35摩擦片内径DiB 111.7 101.7
湿式制动器B1、B2能够明显改善整车燃油经济性，湿式制动器B1的匹配主要由动力性指标决定，湿式制动器B2的匹配主要由经济性性能指标决定。根据整车系统匹配前期设计输入，得出所需制动器B1和B2的最大转矩分别是TB1max=275N·m，TB2max=80N·m。
假设摩擦片间压力分布均匀，则制动器B1、B2所能传递的最大扭矩如式（1）所示。
式中，μ为制动器摩擦片摩擦系数，取0.1；plim为摩擦材料允许的单位应力，取3.5N/mm2。
经计算可得，制动器B1、B2摩擦面数ZB1=4.16，ZB2=1.05，经过圆整取ZB1=5，ZB2=2。考虑实际工程应用中要有安全系数，因此确定制动器B1摩擦片片数为3，对偶片数为4；制动器B2摩擦片片数为1，对偶片片数为2。
2 制动器摩擦片生热数学模型
2.1 滑摩功率计算
由于制动器接合过程中滑摩产生的热量几乎全部被制动器吸收，导致制动器温度升高，这部分能量叫做滑摩功，即摩擦片滑动摩擦转矩所做的功[5]。如下式（2）所示。
式中，Ws为接合过程中的制动器滑摩功，TB为接合过程中的制动器摩擦转矩，ω为被制动件锁止前的最大角速度。
从上式可知，滑摩功与制动时间、接合过程中的摩擦转矩TB、被锁止件的角速度ω有关。TB、ω是随时间变化的，且它们的变化呈现非线性。因制动器的制动扭矩随着时间变化较小，可假设TB为常量并暂取最大值。则所有摩擦片的最大滑摩功率如式（3）所示。
可将滑摩功率试验曲线简化为直线进行计算，则滑摩功率随时间变化的公式如式（4）所示。
如图2所示，在制动器摩擦片表面上取宽度为dr的微小圆环，圆环的半径为r，此面积上产生的滑摩功率如式（5）所示。
图2 制动器摩擦片
式中，dT为该圆环上产生的摩擦转矩；dω为主、被动摩擦片角速度差；μ为制动器摩擦片摩擦系数，取值0.1，PB为作用在摩擦片单位面积的应力。
单面摩擦片的总滑摩功率如式（6）所示。
单面摩擦片的最大滑摩功率如式（7）所示。
式中,TdBmax为摩擦片单面所能传递的最大扭矩。
2.2 滑摩功率计算
由于对偶片导热系数远大于摩擦片导热系数，故假设制动器结合过程中产生的滑摩功全部以热量形式传递给了对偶片，导致对偶片温度升高[6]。由于制动转矩恒定，制动过程为匀减速运动，其中热流密度与制动时间t为线性函数关系，假设摩擦片上热流密度是均匀的，则热流密度函数QB如式（8）所示。
