自動變速器電液比例換擋閥動態響應特性的研究*

孟 飛，陶 剛，陳慧巖

(北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081)

前言

液力自動變速器的換擋操作一般是通過控制離合器的接合與分離來完成，通過對離合器壓緊油壓的控制，可以有效地實現在離合器接合與分離過程中摩擦力矩的控制，從而可使離合器平穩接合，車速平穩過渡而達到提高換擋品質的目的［1］。電液換擋閥是控制換擋離合器的操縱裝置和實現換擋操作的硬件平臺。由于自動變速器離合器油缸瞬時充油量較大，自動變速器的電液控制換擋回路系統大部分都由電磁閥和起功率放大作用的滑閥組成。

電磁閥作為電液換擋閥的先導控制元件，其控制精度、響應速度和線性度的高低以及輸出油壓是否穩定會直接影響功率級閥芯的動態性能，進而影響離合器壓緊油壓的控制，對換擋品質有重要影響。

換擋電磁閥經歷了從高速開關電磁閥到電液比例電磁閥的發展過程。高速響應開關電磁閥結構簡單、價格便宜、抗污染能力強，但由于其控制原理是通過脈寬調制信號不斷打開和關閉球閥輸出脈動油壓，控制頻率有限，而且由于控制方式屬于離散控制而非連續控制，有離散性和非線性的特點，給精確控制帶來難度［2］。由于高速響應開關電磁閥的缺點，比例電磁閥開始在換擋控制回路上得到應用。比例電磁閥以傳統的工業用液壓控制閥為基礎，采用直流比例電磁鐵作為電-機械轉換元件，輸入電信號輸出電磁力或行程連續、成比例地控制液壓系統的壓力、流量和方向等參數［3-5］。

為實現離合器油壓控制緩沖特性能隨外界環境和車況的變化迅速做出調整，滿足控制系統的實時性要求，本文中基于自動變速器的電液比例換擋閥系統，通過理論建模、計算和試驗的方法對電液比例換擋閥在固定供油壓力和電磁閥供電電壓下研究換擋閥的建壓和卸壓響應特性，從而為改善換擋品質，減少研發周期，提高產品的可靠性提供依據。

1 結構和工作原理

1.1 基本結構

電液比例換擋閥的基本結構如圖1所示，它以高頻響的比例電磁閥作為先導閥，后面加上起功率放大作用的流量閥構成二級油壓緩沖結構。

1.2 工作原理

從圖1中可以看到，流量控制滑閥具有兩個圓柱凸肩，油道1與3和兩個圓柱凸肩形成兩處節流口。當比例電磁閥輸入電流i逐漸增大時，輸出的電磁力推動比例電磁閥閥芯移動;對從進油口輸入的主控壓力進行調壓后輸出到流量控制閥的控制腔。流量閥右移，進油口打開，主油路液壓油從進油口1進入滑閥，壓力油經節流后進入滑閥的環形腔，此時進油口1與油壓輸出口2相通。在滑閥環形腔的液壓油油壓po介于0和pz之間，經過油道2輸出給離合器/制動器油缸。輸出油壓po的大小由流量閥節流邊的軸向位置決定。由電磁閥產生而作用在滑閥左端的控制油壓pc與右端的彈簧力和離合器/制動器油缸的反饋油壓相平衡，通過輸入和輸出信號的比較，自動調節到一個穩定的油壓輸出。離合器/制動器油缸排油時，回油口2與排油口3連通，進油口1關閉，排油過程油壓調整與進油時的油壓調整過程類似，此處不再贅述。

2 模型建立

電液換擋閥可分為流量閥和比例電磁閥兩部分。由于不涉及比例電磁閥的設計與分析，故文中只用到比例電磁閥的輸入輸出模型。

2.1 流量閥模型

圖2示出流量閥的結構。忽略油道泄漏與液壓油的可壓縮性等因素的影響，反饋油壓pd在瞬時不能達到與滑閥輸出油壓值一致，則流量閥閥芯的運動微分方程［6-8］為

式中:x為閥芯位移;x0為彈簧初始壓縮量;Sc為閥芯左端面面積;Sd為閥芯右端面面積;Kz為彈簧剛度;Ke=0.43w(pz0-po0)，為流量-力-彈簧系數，w為主閥口的周向長度，pz0、po0為標稱值;s為拉普拉斯算子;Ms為閥芯質量。

2.1.1 進油時(x≥0)

開始時x=0，進油口關閉，排油口與控制油壓輸出口相通。當左端的pc不斷增大后，閥芯向右移動，進油口打開，排油口關閉。反饋腔內置壓縮彈簧與滑閥輸出油壓反饋力一起與閥芯左端的控制壓力平衡。反饋腔內的壓力變化特性與反饋腔的輸入流量和滑閥閥芯的移動密切相關，流量閥反饋腔的流量平衡方程為

式中:Kd為反饋阻尼孔流量-壓力系數;Vd為反饋腔體積;βe為油液彈性模量。

流量閥進油口的流量平衡方程為

式中:KC為進油口閥口的流量-壓力系數;QL為負載流量;Kq為閥口流量增益系數;Kl為泄漏系數;Vt為流通油液總體積。

由式(3)整理可得

式中:ω0=(βeKd)/Vd，為反饋腔截斷頻率;ω1=(βeKac)/Vt，為主油壓控制腔截斷頻率，Kac=KC+Kl，為等效流量 -壓力系數。由于Vd/Vt?1，故式(4)等號右端最后一項忽略不計，則方程變為

2.1.2 排油時(x＜0)

當左端的pc不斷減小時，閥芯向左移動，進油口關閉，排油口打開。

反饋腔的流量平衡方程為

排油口的流量平衡方程為

式中:KD為排油口閥口流量-壓力系數。

同式(5)整理可得

2.1.3 狀態空間模型

由式(1)、式(2)、式(5)和式(1)、式(6)、式(8)方程式可整理得到系統的狀態-空間模型為

B1、B2對應流量閥進油和排油時狀態空間方程的B值。X(t)為特征狀態向量，U(t)為輸入向量，系統輸出為x(t)和po(t)，v(t)為流量閥閥芯運動速度。

2.2 比例電磁閥的輸入輸出模型

比例電磁閥是電液換擋控制回路的核心元件，其響應特性是電液換擋控制回路設計和換擋品質控制的關鍵。

圖3為比例電磁閥的壓力階躍響應特性，輸入壓力為12bar，給比例電磁閥施加24V的直流電壓，大約2ms左右，比例電磁閥的輸出壓力可以達到12bar。可以看出，比例電磁閥的油壓輸出最大超調量為16%左右，穩定時間約需40ms(當輸出油壓超調量的絕對值≤5%時)。

圖4為直流電壓24V，比例電磁閥關閉時的電流、輸出壓力的階躍響應圖。由關閉指令開始至比例電磁閥電流下降到0歷時約2ms;而比例電磁閥的輸出油壓降至0歷時約10ms。故由關閉指令至電磁閥油壓輸出為0約需12ms。

3 仿真與試驗

3.1 仿真與試驗條件

仿真在Matlab/Simulink中進行，其參數如表1所示。在仿真過程中，須對輸入變量QL進行設置，在實車中，離合器的充油量約為0.3～0.5L，油泵流量約為100L/min。

表1 參數真值

試驗過程中，在12bar供油壓力下，給比例電磁閥輸入24V的直流電壓脈沖信號，達到最終穩態壓力后維持一段時間，然后斷電卸壓。在此過程中，用示波器采集比例電磁閥的輸出壓力隨時間的變化歷程，記錄響應特性如圖5和圖6所示。

比例電磁閥的電流-輸出油壓關系曲線如圖7所示，先導控制油壓采用該曲線中值。另外在仿真過程中，設定主油壓值為12bar，其值不改變。

3.2 結果分析

從圖5看出，比例電磁閥供電指令開啟至流量閥的開啟時間約需14ms，流量閥建壓時間8ms左右，調整時間約為70ms，流量閥的油壓輸出最大超調量約為33%。

從圖6看出，比例電磁閥關閉指令開啟至流量閥的關閉時間需要20ms，流量閥卸壓時間約為20ms。由比例電磁閥斷電至流量閥油壓輸出為0約需50ms。

人在車上感受到的沖擊頻率約為10Hz，也即由控制指令發出到離合器油壓響應的時間應小于100ms，電液比例換擋閥的建壓響應時間70ms和卸壓響應時間50ms能夠滿足使用需求。

從圖5和圖6可以看出，流量閥的仿真模型基本可以反映其動態特性。實際測試結果中流量閥的輸出壓力波動值較仿真結果大一些。另外，流量閥油壓的建立時間和卸壓時間的仿真數據比試驗數據要小一些，原因在于由于實際測試系統中，當有油壓輸出時，主油壓波動比較劇烈，導致輸出油壓的超調量和響應時間都偏大。

圖8為該電液比例換擋閥的控制電流輸入與流量閥輸出油壓的關系曲線。可以看出，仿真曲線上的油壓輸出時刻比試驗曲線超前，說明理論模型剛性較大，驗證了比例電磁閥24V電壓輸入時，流量閥油壓輸出的階躍響應分析。造成理論模型剛性較大的原因是由于在模型中沒有考慮油道參數的影響。另外，由于試驗中主油壓下降較劇烈，試驗曲線的初始階段油壓輸出較大，不能使油壓線性輸出，在油路中加入排油背壓即可保證油壓與電流的線性關系。

4 結論

(1)針對為自動變速器設計的電液比例換擋閥建立了流量閥打開和關閉時的動態數學模型，采用Matlab/Simulink對換擋閥的動態特性進行仿真。

(2)通過仿真和臺架試驗結果對比分析，驗證了建模和仿真計算方法的正確性，說明仿真分析，能較準確地反映該換擋閥建壓和卸壓的動態響應特性。

(3)在供油壓力12bar、電磁閥供電電壓24V的情況下，電液換擋閥建立壓力的響應時間約為70ms，卸壓時間約為50ms，基本能夠滿足實際控制的需求。

(4)在供油壓力12bar下建立了換擋閥的電流-油壓輸出曲線，通過仿真和試驗結果對比可知，仿真模型能夠反映實際情況，換擋閥的設計能夠滿足實際需求。

［1］馬彪.車輛動力換擋液壓緩沖閥動態響應特性研究［J］.機械設計，2000，4:17-21.

［2］Tao G，Zhang T.Characteristics Simulation of the Pulse-width Modulated Valve［C］.Consumer Electronics，Communications and Networks(CECNet)，2011 International Conference，Xianning，2011.

［3］Dasgupta K，Watton J.Dynamic Analysis of Proportional Solenoid Controlled Piloted Relief Valve by Bondgraph［J］.Simulation Modelling Practice and Theory，2005，13:21-38.

［4］Wang Y，Megli T，Haghgooie M，et al.Modeling and Control of Electro Mechanical Valve Actuator［C］.SAE Paper 2002-01-1106.

［5］Morselli R，Zanasi R，Cirsone R，et al.Dynamic Modeling and Control of Electro-hydraulic Wet Clutches［C］.In Proceedings of IEEE Intelligent Transportation Systems 1，October 2003.

［6］Balau Andreea-Elena，Caruntu Constantin-Florin，Lazar Corneliu.Simulation and Control of an Electro-hydraulic Actuated Clutch［J］.Mechanical Systems and Signal Processing，2011，25.

［7］Balau A E，Caruntu C F，Patrascu D I，et al.Modeling of a Pressure Reducing Valve Actuator for Automotive Applications［C］.In Proceedings of the 18th IEEE International Conference on Control Applications，Saint Petersburg，Russia，July 2009:1356-1361.

［8］賀小峰，何海洋，劉銀水，等.先導式水壓溢流閥動態特性的仿真［J］.機械工程學報，2006，42(1):75-80.