濕式DCT主油路壓力控制系統建模及響應特性影響因素分析

張志剛，蘇夢月，羅 軒，彭彩虹，汪雷皓，張子陽

(重慶理工大學 汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室， 重慶 400054)

濕式雙離合器自動變速器(DCT)結構簡單、傳動效率高、具有良好的動力性和換擋品質，現已成為自動變速器的主要發展方向[1]。主油路壓力控制系統通過調節閥口開度大小維持離合器壓力控制系統、潤滑調節系統、換擋控制系統的入口壓力穩定，然而發動機轉速的實時變化、液壓油的可壓縮性、閥芯運動的不穩定摩擦力等因素會導致液壓控制系統的壓力波動，影響液壓控制系統的控制精確性與壓力響應的快速性，對濕式DCT主油路壓力控制系統提出了較高的要求。

在以往研究中，CHO B H等[2-4]提出了液壓控制系統的簡化模型和電磁比例控制閥的數學模型；LEI等[4-5]詳細研究了冷卻潤滑控制系統的流量動態響應特性；PAUL D W等[6-8]建立了離合器液壓控制系統的動力學模型，理論分析了離合器液壓控制系統的換擋過程。以上研究均把主油壓考慮為固定常量，未將主油路壓力控制系統與DCT液壓控制系統相關聯。目前，對主油路控制系統的研究主要集中在電磁閥特性、控制算法、系統參數優化等方面。如Kang I H等[9-11]對比例控制閥的電磁、流體、機械三部分進行建模，分析了換擋時的動態響應特性、磁滯特性；曹剛等[13-14]采用粒子群優化算法、非線性規劃算法等優化了主油路壓力控制系統設計參數；張濤等[15-16]研究了油液溫度、彈簧剛度等對主油路壓力調節閥輸出壓力的影響；WATECHAGIT S等[17-18]研究了主油路液壓控制系統控制特性、響應特性以及管道直徑對系統特性的影響規律；李晨等[19]以固有頻率、穩定裕度為優化目標，正向設計了主油路壓力控制系統的結構參數。

針對以上研究的不足，對濕式DCT主油路壓力控制系統響應特性展開研究，建立了主油路壓力控制系統數學模型和AMEsim仿真模型，并利用濕式DCT閥體性能試驗臺驗證仿真模型的正確性，分析主油路壓力控制系統結構參數對系統壓力響應特性的影響規律。

1 系統結構及工作原理

主油路壓力控制系統可調節動力源的輸入壓力，在輸入流量較大時，將多余油液引回油箱，維持系統壓力穩定，主要由電磁比例節流閥、主油路壓力調節滑閥、溢流閥、單向閥及壓力濾清器組成，圖1為主油路壓力調節系統簡圖。

圖1中，主油路壓力調節滑閥為常閉式三位四通滑閥，閥體分為4個腔室：閥體內部2個主腔、閥芯與外殼右端形成反饋腔，主腔和反饋腔分別與入油口相連，閥芯與外殼左端形成控制腔，與電磁比例節流閥相連。主油路壓力調節滑閥結構簡圖如圖2。發動機工作時，液壓源在入油口處產生壓力和流量，油液經阻尼孔流入滑閥反饋腔，克服彈簧力和電磁比例節流閥作用在閥芯左端面的控制壓力，通過優先閥口A流入潤滑冷卻系統，從次開閥口B流回油箱。2個出油口均為三角形閥口，可減小壓力沖擊，使流量連續變化實現連續調壓功能。

圖1 主油路壓力控制系統簡圖

圖2 主油路壓力調節滑閥結構簡圖

電磁比例節流閥通過改變脈沖寬度調制信號的占空比來調節控制壓力。當流經線圈的電流為0時，復位彈簧將閥芯壓在閥座上，泄油口關閉，輸入油液經阻尼孔進入主油路壓力調節滑閥控制腔，使其處于右位，主油路壓力達到最大值；當有電流流經線圈時，沿頂桿的軸向電磁力Fv將閥芯提起，泄油口導通，輸入壓力Pv1隨電流信號增大呈比例減小，主油路壓力調節滑閥反饋腔中壓力Pm4推動閥芯向左運動，優先閥口A打開；當電流信號足夠大時，次開閥口B泄油，主油路壓力隨之下降。電磁比例節流閥結構見圖3。

圖3 電磁比例節流閥結構簡圖

2 壓力響應特性評價指標

為有效評價濕式DCT主油路壓力控制系統的壓力響應特性，提出系統最大主油壓、壓力超調量、最小主油壓、線性度這4個評價指標。評價指標見圖4。

圖4 評價指標曲線

1) 最大主油壓Pmax。最大主油壓為電磁比例節流閥通電瞬間，主油路壓力調節滑閥處于右位時，入油口的最大壓力。

2) 壓力超調量Pover。壓力超調量為電磁比例節流閥通電瞬間，主油路的峰值壓力Ptop與最大主油壓Pmax之間的差值。

Pover=Ptop-Pmax

(1)

3) 最小主油壓Pmin。最小主油壓為電磁比例節流閥通電、主油路壓力調節滑閥處于左位時，入油口的最小壓力。

4) 線性度σ。定義最大主油壓與最小主油壓相連直線為名義壓力響應曲線。線性度為實際壓力響應曲線與名義壓力響應曲線的最大偏差ΔPmax與最大主油壓和最小主油壓的差值之比。線性度越小，線性特征越好。

(2)

3 主油路壓力控制系統建模

3.1 數學模型建立

濕式DCT主油路壓力控制系統的入油口到出油口以及入油口到反饋腔的流量泄露較小，對系統的響應特性影響甚微，且復雜的閥板油道導致計算量大，但流經油道的壓力損失較小，因此對數學模型做如下簡化：

1) 忽略液壓油泄漏的影響；

2) 忽略油道液阻的影響；

3) 假設節流口處為紊流。

3.1.1電磁比例節流閥

電磁線圈將控制電流轉換為電磁力，推動銜鐵以帶動頂桿移動，比例電磁鐵的特性可描述為[20]

Fv=kai-kbxv

(3)

式中：Fv為電磁力；ka為電流增益系數；i為流經線圈的電流；kb為位移增益系數；xv為銜鐵位移。

電磁比例節流閥的力平衡方程為

(4)

式中：Pv為負載壓力；Av為過流面積；mv為質量；Bv為等效阻尼系數；Kv為彈簧剛度。

電磁比例節流閥作為主油路壓力控制系統的可變液阻與其前端定值阻尼孔構成B型半橋液阻網絡，其流量平衡方程為

Qv=kqxv-kcPv

(5)

A型半橋無因次負載流量表達式為

(6)

B型半橋的增益是A型半橋的一半，即

(7)

(8)

式中：Qv為負載流量；kq為流量增益；kc為流量-壓力系數；Pv為負載壓力；y為閥口開度；y0為預開度；Pp為定值阻尼孔輸入壓力。

3.1.2主油路壓力調節滑閥

主油路壓力調節滑閥的力平衡方程為

(9)

式中：Pm4為反饋腔輸入壓力；Am1為閥芯右端面面積；mm為閥芯質量；xm為閥芯位移；Bm為等效阻尼系數；Km為彈簧剛度；Pmv為控制腔輸入壓力。

主油路壓力調節滑閥的流量平衡方程為

(10)

通過優先閥口的流量為

(11)

通過次開閥口的流量為

(12)

通過反饋腔的流量為

(13)

式中：Qm1為主油路輸入流量；Qm2為優先閥口腔入口流量；Qm3為次開閥口腔入口流量；Qm4為反饋腔入口流量；AmA為優先閥口過流面積；AmB為次開閥口過流面積；AmR為控制腔入口處的阻尼孔開口面積；β為液體體積模量；K為流量系數；ρ為液壓油密度。

優先閥口和次開閥口為非全周閥口，流量調節范圍寬，小流量穩定性好[21]，流體狀態變化平穩。三角形閥口結構如圖5所示。

圖5 三角形閥口結構簡圖

主油路閥口過流面積為

(14)

對式(14)進行拉氏變換，得到主油路壓力控制系統的傳遞函數為

(15)

從傳遞函數可看出：主油路壓力控制系統的結構參數與壓力響應特性密切相關。

3.2 仿真模型建立

依托某企業研發的濕式DCT液壓控制系統閥體，根據所建立的數學模型，利用AMEsim軟件的信號庫、液壓庫、HCD庫、機械庫、電磁庫搭建主油路壓力控制系統仿真模型，其中液壓源和主油路的溢流閥由圖6中的框圖1、2所示元件搭建。為使系統仿真模型更接近實際工作狀態，采用特型閥塊元件模擬三角形閥口，搭建主油路壓力調節滑閥仿真模型3；利用可變液阻與溢流閥的組合構成簡易的冷卻潤滑系統仿真模型4。用PWM信號元件作為電流的控制輸入，將ANSYS Maxwell仿真分析的電磁力與磁通量數據導入EMLT40子模塊模擬比例電磁鐵，構成電磁比例節流閥仿真模型1，并同前端定值阻尼孔組成B型半橋6調節控制主油路壓力滑閥的控制壓力。從圖7可以看出：當電流一定時，氣隙在0.3～3.0 mm，電磁力為常值。主油路壓力控制系統模型的仿真參數如表1所示。

圖6 主油路壓力控制系統仿真模型示意圖

圖7 比例電磁鐵電磁力特性曲面

表1 主油路壓力控制系統仿真參數

3.3 仿真結果分析

設定發動機轉速恒定為1 000 r/min，電磁比例節流閥的占空比從0～1逐漸增大，仿真結果如圖8所示。階段1為系統建壓階段，主油路壓力調節滑閥的反饋腔的壓力無法克服比例電磁節流閥的控制壓力和彈簧力，系統未起到調壓作用，主油路壓力升至3.25 MPa，由溢流閥調制；階段2為連續調壓階段，優先閥口打開，優先閥口流量迅速升至13 L/min，并隨優先閥口開度增大而持續升高，主油路壓力降低；當電流為460 mA時，主油路壓力調節滑閥進入階段3，大流量調壓階段，次開閥口打開泄油，起主要調壓作用，主油路壓力持續下降；階段4為穩態階段，反饋腔中的壓力小于彈簧力，系統達到最大調壓限度。

圖8 主油路壓力控制系統響應特性曲線

4 試驗驗證

為驗證仿真模型的正確性，依托濕式DCT液壓閥體性能試驗臺對主油路壓力控制系統壓力響應特性進行試驗驗證。

按照國家標準設計裝配試驗臺，如圖9所示。液壓自動裝夾系統固定閥體于測試柜中，試驗臺液壓控制系統模擬閥體油源、調節油液溫度，工業控制計算機通過Modbus TCP協議與下位機PLC通訊，控制TCU啟動閥體，采集系統與下位機PLC之間利用CAN協議進行交互，實時采集安裝于閥體工裝上的壓力傳感器模擬信號。

圖9 濕式DCT液壓閥體性能試驗臺實物圖

提取壓力-電流測試數據與仿真結果作圖，如圖10所示。試驗曲線與仿真曲線趨勢一致性良好。由于未計入管道阻力、油液溫度隨系統工作壓力的變化規律及傳感器數據誤差等影響，隨著電流增大，仿真與測試結果之間誤差增大，但在電流850 mA附近，仿真與測試壓力同時達到最小值。

圖10 壓力響應特性仿真-試驗曲線

通過仿真與試驗數據對比分析可知：所建立仿真模型能夠較準確地反映濕式雙離合變速器主油路控制系統壓力響應特性變化規律。因此，運用所建立仿真模型分析結構參數對其系統壓力響應特性的影響規律具有可行性。

5 壓力響應特性影響因素分析

重點研究電磁比例節流閥的占空比從0到1逐漸增加時，主油路壓力調節滑閥的優先閥口角度、優先閥口重疊量、次開閥口重疊量對主油路壓力控制系統壓力響應特性的影響規律。

5.1 優先閥口角度

為探明優先閥口對主油路壓力控制系統壓力響應特性的影響規律，以優先閥口角度作為變量，分別取68°、74°、80°這3個值，給定不同開口位移對應的過流面積、水力直徑，對主油路壓力控制系統進行仿真分析。

從圖11可看出：優先閥口角度對系統壓力響應特性影響較小，主油路壓力僅在連續調壓階段和大流量調壓階段有微小差異。

圖11 不同優先閥口角度下的壓力響應特性曲線

為便于分析，截取不同優先閥口角度下的壓力響應特性局部放大圖。由圖12(a)可知：在連續調壓階段，最大主油壓隨優先閥口角度減小而減小。這是由于優先閥口對冷卻潤滑系統的入口流量起節流作用，優先閥口角度越小，閥口的節流作用越大。

圖12 壓力響應特性局部放大圖

由圖12(b)可知：在大流量調壓階段，主油路壓力隨優先閥口角度減小而增大；優先閥口角度為68°、74°的主油路壓力變化趨勢一致，而優先閥口角度為80°的主油路壓力的下降速率先減小后增大。其原因是優先閥口角度減小，優先閥口的流量降低，主油路壓力增大，相同的次開閥口遮蓋量下的泄油量減小，導致主油路壓力下降速率減小，隨著次開閥口開度增大，泄油量增大，主油路壓力下降速率增大。

由圖13可知：優先閥口角度對評價指標的影響較小。優先閥口角度越小，線性度越大，線性特征越差。優先閥口角度為68 °時的線性度相比優先閥口角度壓力為80 °時的線性度增加4%。由此可知，適當增大優先閥口角度可降低線性度。

圖13 優先閥口角度對評價指標的影響直方圖

5.2 優先閥口重疊量

為探明優先閥口重疊量對主油路壓力控制系統壓力響應特性的影響規律，以優先閥口重疊量作為變量，分別取-3、-1.5、0 mm這3個值，對主油路壓力控制系統進行仿真分析。

由圖14可知：在系統建壓階段，優先閥口重疊量減小，壓力響應靈敏度增大；在連續調壓階段，主油路壓力隨優先閥口重疊量減小而增大；在大流量調壓階段，主油路壓力隨優先閥口重疊量增大而增大，當優先閥口重疊量為0 mm時，主油路壓力發生突變。

圖14 不同優先閥口重疊量下的壓力響應特性曲線

結合主油路壓力調節滑閥閥芯位移圖(如圖15)進一步分析不同優先閥口重疊量下的系統壓力響應特性變化規律。電磁比例節流閥通電時，反饋壓力克服彈簧力和控制壓力，向左推動閥芯，優先閥口逐漸打開，優先閥口重疊量越小，閥口打開時間越晚，導致相同電流下閥芯位移越大，主油路壓力控制系統在系統建壓階段的響應越慢，最大主油壓越大。隨著電流不斷增大，反饋腔的控制壓力減小，閥芯位移逐漸增大，優先閥口重疊量越小，相同電流下的閥口開度越小，主油路壓力越大。當優先閥口開度達到最大時，優先閥口重疊量越大導致相同電流下的閥芯位移越小，次開閥口泄油量越小，主油路油液堆積在兩個主腔，致使該階段主油路壓力產生突變。

圖15 主油路壓力調節滑閥閥芯位移曲線

由圖16可知：優先閥口重疊量對評價指標的影響較大。優先閥口重疊量越小，最大主油壓、壓力超調量、線性度越小，最小主油壓幾乎不變。優先閥口重疊量為-3 mm時，壓力超調量小，線性度低，線性特征好，但壓力響應慢。由此可知，適當減小優先閥口重疊量可減小超調量，且為保證良好的線性特征，易于控制，優先閥口應設計為負重疊量。

圖16 優先閥口重疊量對評價指標的影響直方圖

5.3 次開閥口重疊量

為探明優先閥口重疊量對主油路壓力控制系統壓力響應特性的影響規律，以次開閥口重疊量作為變量，分別取-1.5、-3 、-4.5 mm對主油路壓力控制系統進行仿真分析。

從圖17可看出：主油路壓力隨次開閥口重疊量減小而增大，在大流量調壓階段，次開閥口重疊量為-4.5 mm時，主油路壓力發生突變。經分析可知，次開閥口遮蓋量減小，導致相同電流下的次開閥口開度減小，泄油量減小，主油路壓力減小。當次開閥口開度過小時，主油路系統不能及時調壓。

圖17 不同次開閥口重疊量下的壓力響應特性曲線

從圖18中看出：當次開閥口遮蓋量為-1.5 mm時，流入冷卻潤滑系統的優先閥口流量較小，可能會使離合器堆積大量摩擦熱，摩擦副應力分布不均，甚至會引起對偶鋼片變形，影響換擋性能。

圖18 主油路壓力調節滑閥優先閥口流量曲線

從圖19可看出：次開閥口重疊量主要影響最小主油壓和線性度2個評價指標。次開閥口重疊量減小，最小主油壓越大，線性度越大，線性特征越差。由此可知，適當增大優先閥口遮蓋量可減小最小主油壓，改善線性度。

圖19 次開閥口重疊量對評價指標的影響直方圖

6 結論

1) 優先閥口角度對壓力響應特性影響較小，僅在連續調壓初始階段和大流量調壓初始階段有微小差異。

2) 優先閥口重疊量增大，在系統建壓階段的主油路壓力減小，壓力響應靈敏；在大流量調壓階段，優先閥口為0 mm時，主油路壓力發生突變。適當減小優先閥口重疊量可減小壓力超調量，且為保證良好的線性特征且易于控制，優先閥口應設計為負重疊量。

3) 次開閥口重疊量減小，導致主油路壓力調節滑閥泄油量減小，主油路壓力減小。適當增大優先閥口遮蓋量可減小最小主油壓，改善線性度。