液力傳動車輛閉鎖充油動態緩沖特性優化

魏巍， 彭卉， 劉旭， 簡洪超， 謝文浩， 閆清東， 朱浩月

(1.北京理工大學 車輛傳動國家重點實驗室， 北京 100081； 2.北京電動車輛協同創新中心， 北京 100081； 3.中國北方車輛研究所， 北京 100072； 4.江蘇匯智高端工程機械創新中心有限公司， 江蘇 徐州 221004)

0 引言

液力變矩器是利用工作輪葉片與工作液體之間的相互作用，從而引起機械能和液體能的轉換來傳遞動力，能夠無級地變速、變矩的元件。通過閉鎖離合器的使用，控制液力工況和機械工況的切換，能夠提高車輛傳動系統的效率[1]。液力變矩器閉鎖過程會產生較大的動載荷，對傳動系統造成沖擊和損害，因此需要對閉鎖動態過程進行控制，減少沖擊振動、延長系統零部件壽命。

北京理工大學閆清東等[2]通過對閉鎖式液力變矩器的液力、滑摩、機械這3個工況進行分析，建立動力學模型，設計了閉解鎖控制策略，并通過仿真驗證閉解鎖控制策略的有效性；Yan等[3]設計了基于權重的閉鎖規律優化方法，綜合考慮閉鎖前后液力變矩器輸出轉矩的變化和發動機的慣性能量釋放，優化了基于油門開度和渦輪轉速的雙參數閉解鎖規律，保證了車輛具有良好的動力性和經濟性；吉林大學王松林等[4]研究了液力變矩器閉鎖技術對裝載機的動力性和經濟性的影響，與相同結構條件不帶閉鎖離合器的裝載機進行對比，分析得出閉鎖技術能顯著提高裝載機動力性和經濟性；孫文濤等[5]對液力變矩器閉鎖過程進行了分析，將閉鎖過程分為初始充油、開環控制和閉環控制3個階段，對每個階段分別采取不同的控制策略，提出了自適應控制策略，并通過仿真驗證該策略能改善閉鎖品質。影響液力變矩器閉鎖品質的因素很多，包括閉鎖規律、閉解鎖緩沖充油特性等。

上述工作主要圍繞著閉解鎖規律和閉鎖控制策略展開，沒有考慮閉鎖充油動態緩沖特性對閉鎖過程的影響。本文以某型閉鎖式液力變矩器為例，從閉鎖充油動態緩沖特性緩沖規律的設計和優化入手，以提高閉鎖品質為目的，對閉鎖動態過程進行動力學分析；通過聯合仿真方法對閉鎖緩沖規律中緩沖升壓階段的斜率進行優化，搭建實物臺架對優化閉鎖緩沖規律前后的閉鎖品質進行分析，驗證優化方法的正確性和合理性。

1 閉鎖充油動態緩沖特性計算模型

閉鎖式液力變矩器由泵輪、渦輪、導輪等部件組成，結構示意圖如圖1所示。

圖1 閉鎖式液力變矩器結構簡圖Fig.1 Structure diagram of a locking hydrodynamic torque converter

由液力變矩器的轉矩平衡公式及穩態特性，得到液力變矩器的數學模型表達式為

(1)

式中：IB為發動機與前傳動件換算到泵輪輸入端的轉動慣量；IT為液力變矩器渦輪輸出軸之后的各部分傳動件換算到渦輪輸出端的轉動慣量；MeB為發動機等效至泵輪輸入端的轉矩；MB為泵輪的輸入轉矩；MT為渦輪的輸出轉矩；MC為閉鎖離合器摩擦轉矩；MrT為阻力矩等效至渦輪輸出端的轉矩；ωB為泵輪軸的轉速；ωT為渦輪軸的轉速。

在液力變矩器的閉鎖過程中，根據閉鎖狀態的不同，摩擦轉矩分別為：

1)閉鎖離合器分離，摩擦轉矩為

MC=0 N·m.

(2)

2)閉鎖離合器結合過程中，摩擦轉矩[6]為

MC=μdFsjreZ，

(3)

式中：μd為動摩擦系數；Fsj為摩擦片的法向壓緊力；re為有效半徑；Z為摩擦副數。

本文使用的閉鎖離合器摩擦片材料為銅基粉末冶金，其動摩擦系數的經驗計算公式[6]為

μd=0.130 879exp(-0.005 447 74Δω)，

(4)

式中：Δω為主、被動摩擦片之間的滑摩速差。

3)閉鎖離合器完全結合，摩擦轉矩為

MC=Me，

(5)

式中：Me為發動機輸出轉矩。

利用動力傳動建模工具SimDriveline對共同工作模型進行建模，如圖2所示。

圖2 液力變矩器與閉鎖離合器共同工作模型Fig.2 Co-working model of hydrodynamic torque converter and locking clutch

圖2中面板信號為來自油壓控制模塊的信號。當油壓信號值低于閉鎖離合器模塊的結合油壓閾值時，變矩器前后兩端的慣量運動按液力工況進行動力學求解；當油壓信號值高于結合油壓閾值時，閉鎖離合器滑摩，此時按過渡工況進行求解；當前后兩端慣量轉速差達到允許值時，則認為閉鎖離合器結合，按閉鎖工況進行求解。

2 充油特性

在閉鎖離合器結構和閉鎖點確定的條件下，針對車輛實際使用情況，設定低擋、中小油門開度下不閉鎖，大油門和高擋下達到閉鎖點之后進行閉鎖，對閉鎖離合器控制油路的充油特性進行設計。將閉鎖離合器充油過程分為快速充油、緩沖升壓和階躍升壓[7]3個階段，如圖3所示。

圖3 閉鎖充油控制曲線示意圖Fig.3 Schematic diagram of locking filling control process

圖3中0～t0為快速充油階段，電磁閥向閉鎖離合器油缸內的剩余空間及油道充油，使活塞克服閉鎖離合器背壓開始移動，直到消除閉鎖離合器摩擦片的間隙，使摩擦片完全貼合為止。此階段不影響閉鎖品質，應快速完成，充油時間和充油壓力主要由液壓系統的自身特性決定。此階段結束壓力p0大小為

(6)

式中：pb為等效背壓；Mmax為渦輪傳遞最大轉矩；μj為靜摩擦系數；re為等效半徑；Ap為控制油壓對活塞的作用面積；k0=0.4～0.6.

圖3中t0～t1為緩沖升壓階段，經歷時間為滑摩時間，閉鎖離合器主、被動摩擦片間的間隙消除后開始滑摩并傳遞轉矩，直到主、被動摩擦片同步，實現完全結合為止。該階段的緩沖斜率對液力變矩器閉鎖過程的閉鎖品質起著決定性影響[8]。為了簡化設計，將第2階段緩沖升壓充油特性設計為線性，有

(7)

式中：p1為緩沖階段的結束壓力；kp為緩沖升壓階段的緩沖斜率；k1=1.2～1.4；Ab為等效背壓有效接觸面積。

圖3中t1～t2為階躍升壓階段，p2為閉鎖結束壓力，此階段閉鎖離合器已完全結合，因而急促升壓，不會影響平穩性。為防止閉鎖離合器意外打滑，要保證足夠大的油壓。升壓時間由系統自身特性決定，時間極短，可忽略不計。

3 閉鎖控制油壓優化模型

閉鎖品質表示閉鎖性能的好壞，閉鎖品質的客觀評價指標主要有：

1)滑摩時間。滑摩時間長，閉鎖離合器結合得平穩，但產生的滑摩功大，容易造成閉鎖離合器摩擦元件的燒結，影響摩擦元件的使用壽命。滑摩時間短，則閉鎖沖擊大。因此需要控制閉鎖離合器的滑摩時間。

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2)滑摩功。閉鎖離合器在結合過程中，摩擦片相互接觸，產生滑摩，傳遞轉矩。在此過程中，閉鎖離合器消耗的功為滑摩功[9]。理論計算求得滑摩功Wfc和滑摩功率Pfc分別為

(8)

Pfc=MC(ωB-ωT).

(9)

3)沖擊度。沖擊度是指車輛縱向速度對時間的二次導數，即車輛縱向加速度的變化率[10]。根據渦輪轉速和車速的關系，可得沖擊度為

(10)

式中：rz為車輪半徑；ig為變速箱傳動比；ib為差速器傳動比；ic為輪邊減速器傳動比；Mz為等效阻力矩；IV為與渦輪軸相連的換算轉動慣量。

根據(10)式推導，可以看出渦輪輸出轉矩變化越劇烈，沖擊度越大，對傳動系統的沖擊載荷越大，對傳動系統的平順性和壽命有很大影響。

對緩沖升壓階段的斜率進行優化設計，采用多目標優化方法，將滑摩時間、沖擊度、滑摩功作為3個分目標函數，構造閉鎖品質評價函數Y，則閉鎖品質評價函數可以表示為

(11)

(12)

式中：W為滑摩功；ω1、ω2、ω3分別為滑摩時間、沖擊度和滑摩功的加權系數，加權系數大小的選取考慮車輛行駛過程中對動力性和閉鎖品質的要求，具體數值由專家打分的形式獲得，ω1=0.25，ω2=0.50，ω3=0.25；top、jop、Wop分別為各單目標的最優值；tmin、jmin、Wmin為各目標函數變動范圍的最小值；tmax、jmax、Wmax為各目標函數變動范圍的最大值；[t]為最長滑摩時間；[j]為許用沖擊度；[W]為許用滑摩功。

對閉鎖過程開展數學仿真軟件MATLAB和多學科優化軟件Isight聯合仿真，建立如圖4所示的仿真優化流程。設置閉鎖過程動力學仿真的初始值，包括擋位、油門開度、負載、緩沖斜率kp；調用Simulink仿真模型計算得到初始工況的滑摩時間、沖擊度、滑摩功以及各單目標函數值；調用Isight 優化組件，優化算法采用最優拉丁超立方設計尋求多目標函數最優值，輸出優化結果，計算結束。

圖4 閉鎖品質優化流程圖Fig.4 Flow chart of locking quality optimization

圖5 閉鎖評價函數圖Fig.5 Schematic diagram of locking quality evaluation function

圖5中，隨著緩沖斜率的增加，閉鎖品質評價函數值先降后升。當kp在圖5中a或c范圍內取值時，即當緩沖升壓階段斜率過大或過小時，閉鎖評價函數值較大，閉鎖品質較差；當kp在圖5中b范圍內取值時，閉鎖評價函數值較小，閉鎖品質較優，其中水平線以下表示可接受的閉鎖品質值；當緩沖斜率kp=4.788時，閉鎖品質評價函數值最小，此時閉鎖品質最佳。

4 仿真及試驗驗證

搭建試驗臺架，對閉鎖式液力變矩器在不同的充油特性下進行閉鎖試驗，試驗臺架的布置圖和實物圖分別如圖6和圖7所示。試驗給定發動機油門開度72%，閉鎖前變矩器速比0.8，給定負載轉矩750 N·m. 采用快速原型控制器作為控制系統的下位機，其能通過自動代碼生成技術，將建模與仿真階段的控制算法模型下載到控制器硬件中，連接實際控制對象，進行控制算法的試驗驗證。

圖6 試驗臺布置結構圖Fig.6 Layout of test rig

圖7 試驗臺的實物圖Fig.7 Photograph of test rig

圖8為優化前、后的閉鎖充油特性曲線，仿真和試驗得到的閉鎖品質評價指標結果如圖9～圖11所示。仿真過程和試驗過程的曲線走勢基本一致，仿真最大誤差為9.64%.

圖8 優化前和優化后閉鎖充油壓力試驗與仿真對比Fig.8 Oil filling pressures comparison between test and simulation before and after locking optimization

圖9 優化前和優化后滑摩功試驗與仿真對比Fig.9 Slippery works comparison between test and simulation before and after locking optimization

圖10 優化前和優化后滑摩功誤差對比Fig.10 Slippery work errors comparison before and after locking optimization

圖11 優化前和優化后沖擊度變化Fig.11 Jerk comparison before and after locking optimization

圖9表示了閉鎖過程中滑摩功在優化前、后的變化情況。優化前在緩沖滑摩階段油壓瞬間增加，閉鎖離合器主、被動摩擦片在油壓的作用下滑摩，產生滑摩功。由于優化前此階段加壓時間短于優化后加壓時間，優化后的油壓緩沖規律得到的試驗滑摩功，比優化前的試驗滑摩功增加了11.23%，優化后閉鎖離合器的滑摩時間為0.32 s，優化前閉鎖離合器的滑摩時間為0.28 s，優化后滑摩時間比優化前增加了14.28%.

為了驗證仿真模型輸出結果的精度，用仿真與試驗中滑摩功的百分比誤差表征。誤差定義為

(13)

式中：δ為預測誤差；Ms、Mt分別為仿真結果和試驗數據。

圖10中優化前的仿真與試驗滑摩功誤差最大達到0.7%，采用優化后的閉鎖油壓，仿真與試驗滑摩功誤差最大0.18%. 由此可知，仿真模型的預測精度得到了明顯的改善。

圖11表示了閉鎖過程中沖擊度(渦輪角加速度的導數)在優化前、后的變化情況。優化前的試驗中，由于緩沖階段充油時間極短，在閉鎖離合器即將結合時，沖擊度較大；采用優化后的油壓緩沖規律的閉鎖試驗中，雖然滑摩功和滑摩時間有所增加，但是閉鎖過程中的最大沖擊度比優化前下降了62.19%，整個閉鎖過程沖擊度變化趨勢較為平穩，沖擊度得到了明顯的改善。優化前、后的滑摩時間、沖擊度、滑摩功對比如表1所示。

表1 試驗數據對比表

5 結論

本文在閉鎖動態過程動力學建模分析的基礎上，提出了閉鎖品質評價函數構建方法，以及實現抑制沖擊度等指標的參數優化方法，開展閉鎖離合器動態緩沖特性的理論研究和試驗驗證，提出通過緩沖升壓階段油壓斜率來綜合控制沖擊度等指標以提升閉鎖品質的方法，避免了出現只優化單一指標而整體閉鎖品質不佳的情況，從而提升了車輛的閉鎖品質。得到結論如下：

1)對比閉鎖過程中的仿真與試驗數據，發現其結果基本一致，最大誤差為9.64%，所建立模型能夠對閉鎖過程進行準確的預測。

2)試驗結果表明優化后的閉鎖離合器，滑摩時間和滑摩功分別增加了14.28%和11.23%，閉鎖沖擊降低了62.19%，閉鎖沖擊得到了明顯的改善，閉鎖品質得到了提升。