自动变速器油冷却器散热需求的研究

戴 锋，吕新廷，曲秀兰，石计红，孟怡平，陈 馨

前言

自动变速器(AT)汽车因其操作便利和换挡平顺而受到越来越多消费者的青睐，2015年我国市场销售乘用车车型的AT配置比例已占三分之一以上[1]。自动变速器油(ATF)对于变速器的换挡品质起着至关重要的作用，过低的油温会导致内部油压下降和换挡冲击；过高的油温会导致黏度下降，以致内部元件由于摩擦过热而发生故障，缩短使用寿命。在车辆正常行驶过程中，控制ATF温度，尤其是及时满足ATF散热需求显得至关重要。

ATF一般通过两种途径来冷却，一是利用发动机散热器中的冷却液进行冷却，二是变速器油底壳的自然风冷。当发动机控制器EMS检测到发动机冷却液温度过高时，适时启动低速、高速电子扇冷却散热器中的液体，间接冷却了ATF。目前，对于ATF冷却器的研究主要集中在冷却性能分析[2]和冷却器的结构设计改进[3]上，从整车角度考虑散热需求的研究很少。这就导致在正向开发过程中，存在整车装配后实际道路试验时才发现ATF冷却器不匹配车辆性能要求的风险。本研究试图通过分析动力传动系统的能量转换，模拟计算各种典型负荷工况下的ATF散热需求，从而为ATF冷却器的选型与设计要求提供依据。然后，通过对按此方法进行ATF选型和匹配的车辆做实车试验，验证了该方法的有效性。

在本研究中，ATF冷却器置于发动机散热器内部，通过发动机冷却液的循环带走ATF的热量。

1 典型工况的热量计算

1.1 典型工况分析

自动变速器的传动过程中功率损失包括机械损失与液力损失两部分。机械损失是指齿轮传动副、轴承和油封等处的摩擦损失，它与啮合齿轮的对数和传递的转矩等因素有关。液力损失指消耗于润滑油的搅动，即润滑油与旋转部件之间的表面摩擦等功率损失[4]。整个自动变速器的动力传动效率在80%左右，其余能量以克服零部件阻力和热量的形式消耗掉。该部分热量导致ATF油温升高，而温度过高使油质氧化，黏度下降，润滑效果变差，最终增加功率损耗，且影响变速器寿命。

瞬态的ATF发热工况主要由液力变矩器中泵轮与涡轮的转速差产生，而持续的ATF热量累积严酷工况通常为高速、高负载爬坡时机械功率传输损失产生。对于ATF冷却器设计而言，主要考虑满足持续工况下的需求。当AT控制器检测到ATF温度高于一定值时，AT进入高温模式的换挡策略，采用及时锁止液力变矩器离合器和尽量减少换挡次数等方式促使ATF不再升温。因此，在本研究中，只考虑液力变矩器离合器锁止工况下ATF的持续发热工况。研究对象为一辆2.3T发动机、匹配6AT自动变速器的越野车。该车试验典型工况分为两类:(1)满载爬坡；(2)高速行驶。因该车型的最高车速挡位出现在4挡，所以选定4挡、5挡的0.9倍最高车速vmax作为高速行驶的试验工况。对于越野车，考虑在恶劣路况下车辆加速减速频繁，本研究为简化体现，使用30s内急启急停的反复极限试验模式模拟该工况下ATF的散热状态。在每种选定的典型工况下，至少持续试验30min，自动变速器ATF出油口的温度在10min内上下波动不超过1℃即认为达到热平衡稳态。整车典型工况与ATF冷却设计要求如表1所示。默认的试验环境温度为35℃，如实际环境温度高于35℃，ATF油温限值依然按照表1执行；如实际环境温度T低于35℃，相应的ATF温度限值为油温限值-35℃+T。

表1 典型工况的ATF温度限值要求

1.2 车辆建模仿真

利用CRUISE软件建立整车动力总成模型，可以计算出在典型工况下发动机、变速器的工作状态。整车动力总成模型示意图如图1所示。

图1 整车动力总成模型

整车模型中，不仅需要输入整车尺寸、载荷能力和阻力系数等整车信息，还需要输入发动机外特性、液力变矩器特性、自动变速器特性和主减速比等动力总成系统信息。在本研究中，选取的涡轮增压发动机在全油门开度时，转速2 500～4 500r/min区间内可输出最大转矩350N·m，如图2所示。

图2 发动机外特性曲线

根据发动机外特性曲线和BSFC(brake specific fuel consumption)曲线，在CRUISE的换挡规律生成和优化工具GSP模块中设置最优油耗发动机工作区域(包括油门开度、发动机转速、发动机转矩)。为避免频繁换挡，确保升挡点低于目标挡位车辆全负荷时变速器输出转矩，设置升降挡最低间隔速度阈值等。并根据车辆行驶状态不同，设置平坦路面的经济模式和负荷状态下的上坡模式。

对于上坡模式，由于设定坡度为7.2%，所以在“GSP Shifting Program”中选择坡度较小的“GSPLoad 1”模式。同时考虑到存在较大的上坡阻力，如使用经济模式换挡规律，导致换挡后车速减小而降挡，易发生频繁换挡的情况，严重影响驾驶感受。因此，在基于CRUISE的自动生成换挡策略做手动优化时，上坡模式的升挡线较经济模式延迟，降挡线与升挡线之间保持足够的速度距离。最终，得到自动变速器在上坡模式下的换挡策略，如图3所示。

图3 自动变速器的上坡模式换挡策略

1.3 典型工况模拟计算

在CRUISE中，按照表1典型工况分别设置计算任务，通过模拟计算，得出各种工况下的发动机输出特性，包括发动机转速(S)、输出转矩(T)和输出功率(P)(如图4和图5所示)；以及车辆与变速器状态，包括车速(v)、挡位(G)(如图6所示)。

图4 上坡工况的发动机输出特性模拟计算

结合MATLAB中对应的AT效率三维图，得出散热总需求。

图5 上坡工况的车速与挡位模拟计算

图6 自动变速器3挡动力传递效率模拟计算

2 ATF冷却器性能需求分析

自动变速器的液力传动介质为ATF，其作用除了对零件进行润滑，减少摩擦阻力外，还有动力传动、提高动力传输效率的作用。一般而言，自动变速器的传动效率在80%～90%之间，其余能量以克服零部件阻力和热量的形式消耗掉。

随着自动变速器挡位、ATF温度、输入转速和输入转矩的变化，其有效动力传输效率也不同。在相同的挡位、输入转速和转矩的情况下，只要ATF在正常工作温度范围内，ATF温度越高，动力传输效率就越高。自动变速器厂商只提供了动力传输效率的离散数值，对于实际车辆运行中的具体工况而言显然是不够的。在本研究中，使用MATLAB进行多项式拟合，找出符合传输效率特性的近似多项式，从而可得各种典型工况下的自动变速器动力传输效率。

基于对ATF热量积累严酷的典型工况分析，以及ATF在相对高温下动力传递效率更高的特性，这里仅对自动变速器3挡、4挡和5挡在液力变矩器锁止、ATF温度为80℃情形下的动力传递效率做模拟计算。对于更高温度的情形，近似按此效率进行运算，动力损失和热量转换比实际值稍低。即按此近似条件计算得出的ATF冷却器散热能力能满足更高温时ATF的需求。

自动变速器动力传递效率拟合多项式为

式中:E为动力传递效率百分比；n为输入转速；T为输入转矩；P00，P10，P01和 P02为参数。

作为举例，3挡时自动变速器动力传递效率百分比与转速、转矩的三维关系如图6所示。由于液力变矩器处于锁止状态，所以变速器输入转速等于发动机转速。式(1)中对应的参数值为:P00＝83.2；P10＝-1×10-3；P01＝0.078；P02＝-1.3×10-4。 在上坡工况下，参考图 4，n＝2091r/min，T＝176N·m，代入式(1)计算得出E＝90.8%。

对于动力传输过程中的能量损耗，采用一种比较合理的简化方法[5]，所有零部件(包括齿轮、行星排和轴承等)的总发热量为

式中:Qs为单位时间从零部件中发出的摩擦热量；Qocm为被零部件和ATF油一起所吸收的热量；QB为ATF油通过箱体向周围介质散出的热量；QM为机械接触零部件(底座、侧甲板等)所吸收的热量及由于导热和对流散入外界介质的热量；Qp为通过冷却器所散出的热量。

本节目的是要求得需要通过冷却器散出的热量，以作为冷却器选型的依据。故由式(2)得

下面分别求式(3)右边各项。

系统产生热量Qs可近似认为等于发动机的功率损失，即

式中P为自动变速器的输入功率。

零部件和ATF的温度保持稳定，即没有吸收或散发热量，Qocm≈0；接触部件相对于散热器的散热能力很小，可以认为QM≈0；QB按下式计算:

式中:A为自动变速器的表面积；h为系数，本文设定为130W/(m2·℃)；tf为与壳体接触的ATF平均温度；tw为与ATF接触的壳体表面平均温度，须另行通过仿真来确定。

变速器壳体向外界空气的散热量与车速紧密相关，其对流传热系数与车速的近似关系见表2。

设定环境温度35℃，ATF油温120℃，ATF油位为油底壳深度的40%，对应表面积A约为0.1m2，采用表2的传热系数，运用有限元分析软件Abaqus进行散热仿真分析，求出tw，再按式(5)求得QB，最后获得冷却器需求散热量Qp。

表2 对流传热系数

以表1中的第5工况(满载，上坡)为例，仿真得到油底壳温度分布云图如图7所示，并求得tw＝95℃。再结合式(5)，计算出油底壳的散热量QB约为0.33kW。而由式(4)计算出Qs＝3.55kW。最后，根据式(3)得出ATF冷却器设计需求Qp≈Qs-QB＝3.22kW。

图7 工况5油底壳温度云图

利用同样方法计算出在其他典型工况下的ATF总散热需求Qs和冷却器散热需求Qp，如表3所示。

表3 ATF冷却器散热能力需求

3 ATF冷却器选型

本研究使用一种简单的冷却器散热能力的测定方法，即将ATF冷却器置于恒温的发动机冷却液中，通过改变发动机冷却液与ATF的流量值，测得ATF进入/流出冷却器口的温度差值，利用式(6)[6-7]算出冷却器的散热能力Qp。

式中:q为 ATF流量，L/min；C为 ATF比热容，kJ/(kg·℃)；ρ为 ATF 密度，kg/m3；Tout为自动变速器流入冷却器时ATF温度，℃；Tin为流出冷却器进入自动变速器时ATF温度，℃。

例如，试验中发动机冷却水温为80℃，冷却水的流量为 80L/min，ATF流量 q为 8L/min，C为2.1kJ/(kg·℃)，ρ为 0.87×103kg/m3，Tout为 120℃，Tin为105℃。通过式(6)算得此时冷却器的散热功率为3.65kW。

对于发动机与自动变速器的冷却系统，发动机冷却液与ATF的流量都与发动机转速存在一定的函数关系。结合式(6)，可以得到冷却器在此工况下的散热能力。再与表3的设计需求相比较，从而选择符合整车性能要求的冷却系统。

4 ATF冷却器性能试验验证

在试验车辆的自动变速器的ATF输出端口(Tout)、ATF输入端口(Tin)安装热电偶，如图8所示。同时通过OBD接口采集整车相关CAN信号，包括车速、水温、发动机转速、液力变矩器锁止状态和挡位等。检查车辆无漏液等故障，确保各项功能正常。自动变速器采用的换挡策略采用基于CRUISE得出的换挡线，并结合整车驾驶性评价和发动机油耗排放试验后的优化数据。但对于ATF油温试验的典型工况而言，与仿真时采用的挡位数据无实质变化。

图8 ATF温度采集热电偶的安装

按照表1的工况进行整车试验。其中，工况1，2，3，4和6在位于北京通州的交通部公路交通试验场进行，工况5在北京汽车研究院整车试验室进行。试验场环境温度为34℃，试验室环境舱温度为35℃。最终测试结果如图9所示，1-Tin表示典型工况1时从冷却器流回自动变速器的ATF温度，1-Tout表示典型工况1时从自动变速器流出到冷却器的ATF温度，以此类推。虽然上坡(典型工况5)时ATF需求散热量较小，但此时对应的发动机转速较低，对应的发动机散热器中冷却液流量和ATF流量都比较低，且散热器高速电子扇没有进入工作状态，所以ATF油温较高。通过对照表1的温度限值要求，证实选用的ATF冷却器以及匹配的冷却系统满足自动变速器冷却设计要求。

图9 整车在典型工况下进行ATF油温试验

5 结论

自动变速器的冷却系统设计对于换挡品质与硬件可靠耐久性十分重要，其中冷却需求是设计ATF冷却器的关键。本研究通过基于CRUISE的模拟仿真，计算出在ATF热量储积的典型工况下发动机转矩、自动变速器输入转速、挡位等车辆系统工作状态。基于自动变速器在离散工作点的动力转换效率，使用MATLAB多项式拟合工具获取全工况效率，计算出变速器整体散热需求。使用有限元分析软件Abaqus进行油底壳散热仿真分析后，得出ATF冷却器的散热需求，并基于此计算结果，进行冷却器选型试验。最后，通过整车按照典型工况在实际道路与环境舱中进行试验，验证了使用本文所述方法进行ATF冷却器选型符合自动变速器冷却需求。

后续研究将增加试验中变速器与冷却器的各点温度、ATF流量等数据采集，与理论计算结果相比较，优化计算模型，进一步完善冷却器选型方法。

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[4] 余志生.汽车理论[M].5版.北京:机械工业出版社，2009.

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