袁 韶，趙振東，張廣輝，吳金國

（1.南京工程學院汽車與軌道交通學院，南京 211167；2.南京奧吉智能汽車技術(shù)研究院有限公司，南京 211000）

0 引言

雙離合自動變速器（DCT）傳動效率高，可實現(xiàn)動力性換擋，現(xiàn)已成為自動變速器行業(yè)發(fā)展的主流方向。主油路壓力控制系統(tǒng)通過先導(dǎo)油壓調(diào)節(jié)主壓滑閥閥口開度大小，控制進入主油路的油壓，維持冷卻潤滑系統(tǒng)、離合器壓力控制系統(tǒng)、換擋控制系統(tǒng)正常運行[1]。然而主油路壓力是動態(tài)變化的，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速的實時變化，滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)件運動狀態(tài)的不確定性等外部與內(nèi)部因素都會導(dǎo)致主油路的壓力波動，影響液壓控制系統(tǒng)的控制精確性與壓力響應(yīng)的快速性[2]，因此對主油路壓力控制系統(tǒng)的性能要求較高。

前人對此做了大量研究。張志剛等[2]在AMESim軟件中搭建了DCT 主油路壓力控制系統(tǒng)模型，分析了優(yōu)先閥口角度、優(yōu)先閥口重疊度對系統(tǒng)壓力響應(yīng)特性的影響規(guī)律。李晨等[3]通過DOE 分析優(yōu)化，設(shè)計了有較高穩(wěn)定度和響應(yīng)快速的的主油路壓力控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)。張濤等[4]對主油壓調(diào)壓系統(tǒng)進行了建模和仿真，研究了調(diào)壓閥的特性以及結(jié)構(gòu)參數(shù)對輸出油壓的影響。張紅亮[5]研究了主油路壓力控制閥壓力、流量比例特性。張銀濤[6]分析了主油路控制油路中主壓閥的油壓特性曲線，并進行了參數(shù)化分析。曹剛等[7]采用PSO-PID 優(yōu)化了主油壓調(diào)壓控制的動態(tài)特性。許佳音[8]等對變速器電液換擋操縱閥主調(diào)壓系統(tǒng)的換擋油壓變化過程進行了分析并建模。孫光輝等[9]建立了離合器壓力控制系統(tǒng)及各液壓元件充油過程的動態(tài)模型，研究了離合器充油壓力與主油路壓力之間的關(guān)系。上述文獻主要研究了主油路壓力控制系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)特性以及結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化，對影響主油路輸出油壓的參數(shù)研究并不全面，有未涉及的方面。

針對以上研究的不足，本文對影響主油路輸出油壓的參數(shù)進行研究，在仿真軟件AMESim 中建立了主油路壓力控制系統(tǒng)的仿真模型，分析多個不同參數(shù)對主油路輸出油壓的影響。這些分析與研究對主油路壓力控制系統(tǒng)的參數(shù)優(yōu)化有進一步的指導(dǎo)意義。

1 主壓滑閥結(jié)構(gòu)及工作原理

主壓滑閥的作用是調(diào)節(jié)主油路油壓，使得離合器正常分離與接合，變速器準確、迅速換擋。主壓滑閥的結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 主壓滑閥結(jié)構(gòu)

主壓滑閥共有7個油口。油口1、2、3為進油口，和主油路相連，油口4和主油路壓力控制閥相連。主油路壓力控制閥接收電控單元在不同工況下發(fā)出的電信號，控制進入油口4的先導(dǎo)油壓。油口5為冷卻潤滑油口，與冷卻潤滑油路相連并為其提供液壓油。油口6為調(diào)壓油口，用于調(diào)節(jié)主油路壓力，經(jīng)調(diào)壓油口流出的液壓油流回到油泵的進油口。油口7為泄油口，直接與油底殼相連[10]。

主壓滑閥閥芯的位置由油口4 的先導(dǎo)油壓和彈簧預(yù)緊力與油口1 的油壓共同決定。主油路壓力控制閥未通電時，其控制的先導(dǎo)油壓最大。此時，閥芯在右側(cè)先導(dǎo)油壓和彈簧預(yù)緊力作用下被推向最左端，主油路壓力最大。隨著主油路壓力控制閥通電電流增大，先導(dǎo)油壓逐漸減小，閥芯開始向右移動，冷卻潤滑油口打開，進油口油液開始流向冷卻潤滑系統(tǒng)。當主油路壓力控制閥通電電流增大到一定程度，調(diào)壓油口打開，進油口的部分油液流回到油泵的進油口，主油路壓力減小。

2 主壓滑閥建模

2.1 數(shù)學模型建立

主油路壓力控制系統(tǒng)輸出壓力受主油路壓力控制閥、主壓滑閥結(jié)構(gòu)、主壓滑閥前端供給流量和后端輸出流量等多種因素影響[2]，因此對主壓滑閥閥芯受力及主壓滑閥節(jié)流口處流量進行建模。

（1）主壓滑閥閥芯運動方程：

式中：PA為閥芯左端油壓；SA為閥芯左端橫截面積；m為閥芯質(zhì)量；x為閥芯位移；PD為主油路壓力控制閥控制的先導(dǎo)油壓；SD為閥芯右端橫截面積；k為閥芯右端彈簧剛度；f0為彈簧預(yù)緊力。

（2）主壓滑閥節(jié)流口處流量[11]：

式中：Cq為流量系數(shù)；Ar為閥口過流面積；ρ為液壓油密度；Δp為節(jié)流口前后壓力差。

2.2 仿真模型建立

AMESim 是一款集多領(lǐng)域如機械、液壓、氣動、電氣、熱力學等為一體的系統(tǒng)建模與仿真軟件，能夠?qū)崿F(xiàn)多個領(lǐng)域的仿真計算，其功能十分強大[12]。使用AMESim 進行仿真時，有4個階段：草圖階段、子模塊階段、參數(shù)設(shè)置階段、仿真階段。只需拖動不同庫中的零部件圖標，根據(jù)所要建立的系統(tǒng)的工作原理，進行相應(yīng)的連接，再賦予指定的參數(shù)，即可迅速完成仿真模型的建立。

在AMESim 軟件中利用信號庫、機械庫、液壓庫、HCD 庫搭建了主油路壓力控制系統(tǒng)仿真模型，如圖2 所示。為了簡化模型，采用恒壓源代替主油路壓力控制閥提供先導(dǎo)油壓。

圖2 主油路壓力控制系統(tǒng)仿真模型

主油路壓力控制系統(tǒng)仿真參數(shù)如表1所示。

表1 主油路壓力控制系統(tǒng)仿真參數(shù)

3 仿真結(jié)果分析

系統(tǒng)開始工作后，僅在極短時間內(nèi)發(fā)生波動，之后長時間保持穩(wěn)定的壓力輸出。為了找出系統(tǒng)在極短時間內(nèi)的變化情況，設(shè)置不同的仿真時間，通過改變不同仿真參數(shù)，研究不同參數(shù)對主油路壓力控制系統(tǒng)輸出壓力的影響。

3.1 溫度對輸出壓力的影響

設(shè)置仿真時間為0.1 s，仿真步長為0.001 s。其他參數(shù)不變，設(shè)置系統(tǒng)油液溫度分別為35 ℃、45 ℃、55 ℃、65 ℃、75 ℃，得到系統(tǒng)輸出壓力在不同溫度下的變化曲線，如圖3 所示。由圖可知，不同溫度條件下，系統(tǒng)輸出壓力在0.000 7 s 內(nèi)上升，并在一穩(wěn)定值左右極小范圍內(nèi)細微波動。隨著時間延長，系統(tǒng)輸出壓力趨于穩(wěn)定。溫度對系統(tǒng)輸出壓力的大小和動態(tài)響應(yīng)速度的影響并不明顯，可以忽略不計。

圖3 不同溫度下的輸出壓力

3.2 先導(dǎo)油壓對輸出壓力的影響

其他參數(shù)不變，設(shè)置先導(dǎo)油壓分別為20 bar（1 bar=0.1 MPa）、11 bar、10 bar、9 bar、8 bar，得到系統(tǒng)輸出壓力在不同溫度下的變化曲線，如圖4所示。由圖可知，隨著先導(dǎo)油壓的增加，系統(tǒng)的輸出壓力逐步增大。先導(dǎo)油壓大于10 bar 時，輸出壓力穩(wěn)定且基本保持不變。先導(dǎo)油壓小于10 bar 時，輸出壓力呈不穩(wěn)定狀態(tài)。先導(dǎo)油壓越小，輸出壓力波動幅度越大。主油路壓力控制閥控制先導(dǎo)油壓大于10 bar 時，才能使系統(tǒng)主油壓達到穩(wěn)定輸出的狀態(tài)，確保其他系統(tǒng)的正常運行。

圖4 不同先導(dǎo)油壓下的輸出壓力

3.3 閥芯質(zhì)量對輸出壓力的影響

為了便于觀察，設(shè)置仿真時間為0.01 s，仿真步長為0.000 1 s。其他參數(shù)不變，設(shè)置閥芯質(zhì)量分別為0.01 kg、0.02 kg、0.05 kg、0.1 kg、0.2 kg，得到系統(tǒng)輸出壓力在不同閥芯質(zhì)量下的變化曲線，如圖5 所示。由圖可知，閥芯質(zhì)量不同，系統(tǒng)輸出壓力值趨于穩(wěn)定時基本相同。但是，隨著閥芯質(zhì)量的增加，系統(tǒng)輸出壓力值達到穩(wěn)定的過渡時間隨之延長，系統(tǒng)的響應(yīng)速度變慢。因為閥芯質(zhì)量增大，其慣性隨之增大，響應(yīng)靈敏度因此下降。在設(shè)計滑閥結(jié)構(gòu)時，應(yīng)考慮降低閥芯質(zhì)量，提高系統(tǒng)的響應(yīng)速度，從而使系統(tǒng)的整體性能進一步提高。

圖5 不同閥芯質(zhì)量下的輸出壓力

3.4 彈簧剛度對輸出壓力的影響

為了便于觀察，設(shè)置仿真時間為0.01 s，仿真步長為0.000 1 s。其他參數(shù)不變，設(shè)置彈簧剛度分別為0.5 N∕mm、1 N∕mm、2 N∕mm、5 N∕mm、10 N∕mm，得到系統(tǒng)輸出壓力在不同彈簧剛度下的變化曲線，如圖6 所示。由圖可知，彈簧剛度大于1 N∕mm 時，輸出壓力會產(chǎn)生周期性波動，且彈簧剛度越大，波動幅度越大。彈簧剛度小于1 N∕mm 時，輸出壓力值趨于穩(wěn)定時基本相同。因為根據(jù)閥芯運動方程可知，當彈簧剛度過小時，彈簧變形產(chǎn)生的彈簧推力過小可忽略不計。當彈簧預(yù)緊力也過小時，系統(tǒng)輸出壓力僅與先導(dǎo)油壓產(chǎn)生的推力有關(guān)。

圖6 不同彈簧剛度下的輸出壓力

3.5 彈簧預(yù)緊力對輸出壓力的影響

為了便于觀察，設(shè)置仿真時間為0.01 s，仿真步長為0.000 1 s。其他參數(shù)不變，設(shè)置彈簧預(yù)緊力分別為4 N、8 N、12 N、16 N、20 N，得到系統(tǒng)輸出壓力在不同彈簧預(yù)緊力下的變化曲線，如圖7 所示。由圖可知，彈簧預(yù)緊力小于8 N 時，系統(tǒng)輸出壓力產(chǎn)生周期性波動，且彈簧預(yù)緊力越小，波動幅度越大。彈簧預(yù)緊力大于12 N時，彈簧預(yù)緊力越大，系統(tǒng)輸出壓力越快達到穩(wěn)定狀態(tài)。因此在設(shè)計彈簧預(yù)緊力時應(yīng)大于12 N，可以使系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)速度更快。

圖7 不同彈簧預(yù)緊力下的輸出壓力

4 結(jié)束語

本文通過AMESim 軟件建立了DCT 主油路壓力控制系統(tǒng)仿真模型并進行了仿真分析，研究了液壓油溫度、先導(dǎo)油壓、閥芯質(zhì)量、彈簧剛度、彈簧預(yù)緊力對主油路壓力控制系統(tǒng)輸出油壓的影響，得出如下結(jié)論。

（1）溫度對主油路壓力控制系統(tǒng)輸出油壓的大小和響應(yīng)速度影響較小，可基本忽略。降低閥芯質(zhì)量，可以提高系統(tǒng)的響應(yīng)速度。

（2）先導(dǎo)油壓小于10 bar，彈簧剛度大于1 N∕mm，彈簧預(yù)緊力小于8 N 時，主油路壓力控制系統(tǒng)輸出壓力會出現(xiàn)周期性波動，影響系統(tǒng)的穩(wěn)定運行，在設(shè)計系統(tǒng)參數(shù)時應(yīng)避免。

（3）不同參數(shù)條件下，主油路壓力控制系統(tǒng)輸出壓力產(chǎn)生波動的現(xiàn)象均在極短時間內(nèi)發(fā)生，隨著時間延長，輸出壓力趨于穩(wěn)定，且不同參數(shù)對輸出壓力的影響規(guī)律符合閥芯運動方程。據(jù)此，可以看出所建立的主油路壓力控制系統(tǒng)模型的正確性，其穩(wěn)壓調(diào)節(jié)作用和實際也相一致。