雙離合器變速器液壓系統(tǒng)建模與試驗驗證

朱 波 張農(nóng) 詹文章 魏躍遠(yuǎn) 柯南極

（1.北京汽車新能源汽車有限公司；2.清華大學(xué)）

1 前言

雙離合器變速器（DCT）是一種新型的變速器結(jié)構(gòu)，其奇數(shù)擋和偶數(shù)擋各與一個離合器連接，換擋過程中一個離合器分離的同時，另一個離合器接合，無動力中斷，換擋時間短，車輛舒適性較好，可以有效提高整車動力性和經(jīng)濟(jì)性。

液壓系統(tǒng)建模是DCT研究的關(guān)鍵技術(shù)之一。DCT液壓系統(tǒng)模型要求壓力控制精確，以保證實現(xiàn)良好的換擋品質(zhì)，減少驅(qū)動功率損失。本文分析了緊湊型直接控制電磁閥的工作原理[1]。DCT液壓系統(tǒng)通過作用在電磁閥推桿上的控制力實現(xiàn)壓力平衡控制，提供精確的壓力控制和快速的充液響應(yīng)，且通過高頻壓力振蕩來增加液流速率，可實現(xiàn)快速和準(zhǔn)確的離合器充液，以及快速的換擋瞬態(tài)響應(yīng)。

2 DCT液壓系統(tǒng)建模

DCT液壓系統(tǒng)模型是DCT建模的核心，許多文獻(xiàn)對其進(jìn)行了研究[2～4]，這些方法大都集成了牛頓力學(xué)與液流建模方法，以及板孔、射流和流體可壓縮性等液壓特性。

2.1 電磁閥結(jié)構(gòu)

圖1a是電磁閥體的橫截面圖，其中有緩沖器活塞和閥芯兩個移動部件。圖1b所示為閥芯在輸出口與卸油口聯(lián)通時的位置示意，輸入的壓力直接作用在閥芯上并提供給緩沖器。閥芯的重疊設(shè)計使其能夠同時關(guān)閉輸入口和卸油口。當(dāng)電磁力使得閥芯部分封閉卸油口但還未開啟輸入口時，閥芯端的緩沖壓力與電磁力相等，閥芯達(dá)到穩(wěn)定位置，此時產(chǎn)生了壓力節(jié)流。若電磁力使得閥芯快速關(guān)閉卸油口并開啟輸入口，直到壓力平衡，則輸出腔調(diào)節(jié)反饋緩沖腔的壓力，并給離合器片提供壓力。

2.2 電磁閥模型

電磁閥閥芯的運(yùn)動方程包括彈性系數(shù)K1和K2、粘滯系數(shù)CD、電磁力FM、射流力FJ1x和FJ2x、反饋壓力 FP1和 FP2。

電磁閥閥芯受力如圖2所示，方程式為：

式中，MS是閥芯質(zhì)量；x0是閥芯初始位置；xS、x˙S和x¨S分別為閥芯運(yùn)動位移、速度和加速度；B是阻尼系數(shù)。

射流力是孔口的電磁力，計算公式為：

式中，Q 是孔口流速；CC1是收縮系數(shù)；AP（x）是閥芯相對于孔口閥壁的位置；ρ是液體密度；θ是孔口的傾斜角度。

電磁閥閥芯如圖3所示，采用錐形來簡化孔口的過渡部分。

式中，D是閥芯直徑。

傾斜角度為：

作用在閥芯上的電磁力由電磁線圈的輸入電流與閥芯位移確定，該關(guān)系通過試驗測得的MAP圖查表獲得，如圖4所示。

反饋壓力一般由橫截面積AV和當(dāng)前壓力PV決定：

為了分析電磁閥的當(dāng)前壓力，模型分為許多小的控制腔，如圖5所示。

控制腔室分為輸入腔、輸出腔和反饋緩沖腔，對于離合器片，控制腔是活塞的主充油腔。進(jìn)出控制腔的液壓流速通過小孔流量方程得到：

式中，QO為流過小孔的流速；CD是流量系數(shù)；P1、P2是小孔內(nèi)、外壓力。

通常進(jìn)入控制腔的液流包括了閥芯與腔體之前的泄漏流量。當(dāng)閥芯與閥壁之間的輸入?yún)^(qū)域為環(huán)形間隙時，泄漏流量QL可以采用小孔方程計算:

方程（7）提供的是小孔流量方程，對于閥體的某些位置并不適用。若閥芯邊緣和閥體之間的有效面積是一個錐形面積，如圖3所示，為了在模型中計算流速 QP,式（7）可以改成：

針對反饋腔和離合器片的容積變化率QV用系統(tǒng)進(jìn)入和排出控制腔的流速變化率表示，由閥芯面積AP和瞬時速度x˙確定：

液壓系統(tǒng)的可壓縮性不可忽略，膨脹系數(shù)又被混合在液體中的空氣所影響，由壓縮產(chǎn)生的液流為：

式中，QC為壓縮率；β為體積模量。

電磁閥的主要考慮因素是液體中混入的空氣，可根據(jù)下式進(jìn)行建模[6]：

聯(lián)立方程（6）～方程（10）可確定進(jìn)入和流出控制腔的液體流量。根據(jù)質(zhì)量守恒原理假設(shè)進(jìn)入和流出每個控制腔的流量為0，因此：

通常情況下，每個控制腔包含了所有的流量：

整理方程（12）得到壓力變化率方程，確定控制腔的壓力為：

為了建立這些模型，壓力波動的影響可以忽略?？刂魄籆V1是閥體的輸入口，通過小孔接受輸入流量，并通過與外控制腔開啟的小孔排出液體到其他控制腔。該控制腔容積恒定，不受閥芯位置的影響，方程式為：

式中，DCV1是 CV1 直徑；PLine、PCV1和 PCV2分別為線壓、CV1和CV2壓力；Cr是間隙。

控制腔CV2是與輸出壓力連接的控制腔，通過CV1和CV6接收輸入流量。輸出由離合器活塞位置決定，泄漏液流通過CV1和CV4接收。該控制腔不受容積變化的影響，有：

控制腔CV3通過小孔從CV2接收液流，但是也泄漏到卸油口。此外，該控制腔受閥芯位置和容積變化的影響較大，有：

與控制腔CV3相同，CV4通過小孔從CV2接收液流。然而，CV2也有液流泄漏到該控制腔，同樣控制腔容積受閥芯位置的影響。同以前的方程一樣，它起源于信號的變化，有：

2.3 緩沖器模型

集成式緩沖器用來吸收執(zhí)行過程中的壓力瞬態(tài)波動，緩沖器活塞采用彈簧，模型如下：

控制腔CV5接收反饋壓力，并提供泄漏流量給CV6。緩沖器通過振動防止壓力波動，因此受閥芯位置的影響，流量方程如下：

因為CV6的輸入來自CV5的泄漏和CV2的小孔，液流方向取決于CV2瞬態(tài)壓力，若來自CV5 是較高的壓力輸入，同樣也受緩沖器閥芯位移的影響：

2.4 雙離合器模型

離合器活塞通過壓力推動，用以接合和分離離合器片，實現(xiàn)輸入軸到變速器之間動力的連接和中斷，其中回位彈簧、輸入孔和離合器片如圖6所示。在換擋過程中，電磁閥驅(qū)動活塞，將壓力作用于離合器片。相關(guān)的彈性系統(tǒng)具有強(qiáng)非線性，回位彈簧用來分離離合器。

活塞和控制閥方程如下:

控制腔CV7從電磁閥輸出口接收輸入流量，受活塞頭位移影響，活塞移動速度使CV7壓力發(fā)生變化：

考慮到摩擦材料的壓縮性，一旦離合器片被完全壓縮，阻力將來自于止推器，因此采用強(qiáng)非線性彈簧力模擬離合器片的建模如圖7所示。

3 仿真分析

為了對以上提出的液壓系統(tǒng)模型進(jìn)行驗證，首先在Matlab中搭建仿真模型，進(jìn)行離線仿真分析。圖8和圖9為電磁閥在0.6 A和0.9 A階躍輸入電流下的響應(yīng)。如圖8所示，在離合器預(yù)充階段，t＜0.1 s時系統(tǒng)具有強(qiáng)不穩(wěn)定性，而且反饋壓力在預(yù)充和穩(wěn)態(tài)下變化較大。圖8b、圖9b和圖8c、圖9c中顯示，當(dāng)流量增加時相關(guān)的壓力下降，同時在壓力平衡過程中流量快速減小，最后形成穩(wěn)態(tài)工況。

輸入壓力是高效變速器設(shè)計的重要考慮因素。E=Q×P決定了控制系統(tǒng)的能量消耗，其中Q為流量，P為壓力。因此，電磁閥控制線壓的影響能被用來決定多大的峰值線壓影響電磁閥動態(tài)性能。圖10所示是0.9 A階躍輸入下的響應(yīng)，線壓取一組變化值。結(jié)果顯示輸入壓力低于理論輸出壓力要求（約900 kPa）時限制了輸出壓力，高于理論輸出壓力時電磁閥能正常工作，壓力的波動能夠?qū)е聣毫Φ脑黾?。?dāng)輸入壓力較高時充油時間可減少30%，這是較高壓力使流量增加的結(jié)果；超調(diào)量明顯增加，但是上升時間明顯減小；高于門限壓力值（900 kPa）時，最后的穩(wěn)態(tài)壓力與輸出壓力不相關(guān)。

仿真中液壓系統(tǒng)內(nèi)的空氣含量影響電磁閥響應(yīng)穩(wěn)定性。從圖11中可以看出，在空氣比例小于1%時，幾乎沒有太大變化；然而，當(dāng)空氣比例增加時，上升時間受空氣比例影響較大。

4 試驗驗證

為了進(jìn)一步對以上仿真結(jié)果進(jìn)行驗證，在悉尼科技大學(xué)的試驗臺架上進(jìn)行了測試。采用一組階躍和斜坡控制信號，通過改變最大電流和變化斜率來對比仿真和實際輸出壓力。圖12為1 A和0.8 A階躍輸入的結(jié)果，可知瞬態(tài)響應(yīng)下仿真與試驗吻合程度較好。

斜坡輸入結(jié)果如圖13所示，吻合程度較好。在小變化率斜坡下的上升和下降曲線對于建立電磁閥和離合器滯后模型很有用。滯后效應(yīng)可以從圖13b中看出，這一般是來自于離合器活塞的粘滯效應(yīng)。

1 G.R.Holmes，R.T.Tamba."Solenoid control valve."U.S.Patent No.6，907，901.21 Jun.2005.

2 J.Stringer.Hydraulic systems analysis， an introduction，London，UK:Macmillan Press Ltd，1976.

3 F.D.Norvelle.Electrohydraulic control systems，USA:Prentice Hall，2000.

4 N.D.Manring.Hydraulic control systems，USA:John Wiley&Sons，2005.

5 O.Gad"Comprehensive Nonlinear Modeling of a Pilot Operated Relief Valve"， 2013 JournalofDyn.Sys.，Measurement， and Control， 135（1） paper:011011－1.

6 J.Yu，Z.Chen and Y.Lu，1994"The variation of oil effective bulk modulus with pressure in hydraulic systems，"Journal of Dyn.Sys.， Measurement， and Control， vol.116， pp.146～150.