自動變速器電液控制離合器系統建模與仿真

支姝 百合提·努爾

摘 要：本文針對濕片式離合器接合過程中系統穩定性問題，根據離合器接合和分離特性，建立濕片式離合器系統的數學模型，運用Matlab/Simulink進行仿真分析，并與實驗結果對比，證明了模型的正確性與準確性，并分析了閥體壓力、離合器壓力以及流量等影響。仿真結果體現了穩定的魯棒性和相應的性能，為系統研究提供了理論依據。

關鍵詞：自動變速器 濕片式離合器 建模 仿真

引言

汽車傳動系統中自動變速器是一個非常重要的總成之一。隨著電液控制系統在自動變速器的應用，使得換擋更加柔和、燃油經濟性明顯提高。是因為電液控制系統的電磁閥執行器具有壓力高、流量大、尺寸小、成本低等優點。針對濕式離合器執行機構非線性強、穩定性等問題，以濕式離合器的執行機構為研究對象，結合濕式離合器工作特點及控制策略要求，建立一種濕式離合器執行機構電液控制模型，并通過Matlab/Simulink軟件進行仿真。研究表明，仿真結果與實驗結果基本一致，此外其整體變化趨勢與輸入電流一致。

1 濕式離合器系統建模

本文首先將要建立減壓閥的動力學模型，然后要建立濕片式離合器的模型。液壓控制閥是利用機械運動來控制液體動力源的裝置，并在汽車系統中常當作執行器之用。一般液壓控制閥有方向控制閥、壓力控制閥和流量控制閥三種類型。下面分別建立減壓閥和濕片式離合器的動力學模型。

1.1 減壓閥的動力學模型

在圖1所示，三位三通減壓閥是離合器的執行機構。在液壓控制系統中輸入壓力是管道壓力PY，電流I通過電磁閥時產生電磁力FM，而系統輸出壓力是PR。在減壓閥的結構里有不同的三種壓力，分別是左油室壓力PC，中間油室壓力PR和右油室壓力PD。在液壓系統工作時減壓閥的中間和左右兩邊油室中出現壓力差，并產生流量QC和QD。作用在左邊油壓室的作用力FC與作用在右邊油壓室的作用力FD之差就是反饋力FF。在這些力和電磁力的作用下滑閥移動，并控制中間油室壓力PR。在通電時，電磁線圈中產生的電磁力FM大于反饋力FF，以便使柱塞向左移動并與離合器相通。在斷電時，電磁線圈中的電磁力FM小于反饋力FF，以便使柱塞向右移動，并離合器與油箱相通。

反饋力FF和電磁力FM是非常重要的兩個力，在這兩個力的作用下閥體中的柱塞處于平衡狀態。根據帕斯卡方程，液壓壓力轉換為機械力時，用以下方程來表示：

FF=CPC-D PD （1）

式中、PC為左油室壓力；PD為右油室壓力；C為左邊柱塞面積；D為右邊柱塞面積。

利用電磁力和反饋力在左右油室中產生壓力，并推動柱塞來控制輸出壓力，可表示為：

（2）

式中，MV為滑閥質量； X為柱塞位移； 為柱塞的速度； 為柱塞的加速度；Ke為流力彈簧率；z為阻尼系數。

要使約束柱塞在左右兩邊的運動，左右兩邊直線運動停止約束力FY可表示為：

（3）

式中，XMIN，XMAX分別為左右兩邊的最小與最大間隙；KP，KN分別為左右極限接觸剛度；DP，DN分別為左右限制阻尼系數。

由于液壓系統中常采用毛細管來穩定減壓閥的壓力，并在上游中采用靜壓軸承來限制運動。因此，在左右油管中的流動可以簡化為層流。在通電和斷電階段流過油管的流量QC和QD可以表示為：

式中，rc 為左邊油管道的半徑；，rd為右邊油管道的半徑；LC，LD為油管道的長度；ε為液體的運動粘度。

左右兩個油室流量連續性動態方程式可表示為：

式中，VC和VD為滑閥初始位置時的油室容積；βe為有效容積模量。滑閥向左移動時，左邊油室的容積逐漸變小，而右邊油室的容積逐漸變大。由式（6），（7）中可以推導出下式：

由上式可知，根據柱塞的運動可以確定QC和QD的流動方向。對于離合器和動力源、離合器與油箱相連的節流孔的流動特性建立模型，必須要考慮圓柱形滑閥產生的可變節流流動。通過節流孔的流量與節流孔的開度和節流孔截面的壓差成正比。所以建模時考慮了紊流流態，流體通過節流孔時，流速提高以便導致雷諾數提高。

在通電階段，從動力源到離合器的流量根據以下方程確定：

式中，QY為動力源流量；Cd為流量排出系數；AY（x） 為瞬時節流孔面積； b為節流槽寬度；ρ為液體密度；AL為節流孔泄漏面積；為了簡化計算，AL可以忽慮不計。

在通電階段，控制油壓室的流量連續性方程式可表示為：

式中，QL為離合器活塞油室的流量；

在斷電階段，從離合器到油箱的流量可表示為：

式中，QT為流入油箱的流量；PT為油箱油壓的壓力。

減壓閥在工作階段的流量QL也稱為排出流量，包括QL流量的方程可表示為：

從上式中可以看到QC和QD流量可以當成擾動流量來考慮，而QL流量取決于連接到減壓閥輸出端的負荷。

1.2 濕片式離合器的動力學模型

濕片式離合器的示意圖如圖1所示，離合器總成內有活塞，活塞背面的離合器片固定于輸入軸上，離合器轂連接到輸出上。離合器片上的摩擦表面內有有機材料，并由輸入軸流入的冷卻油來潤滑。當離合器結合時，要考慮一個階躍輸入，并通過四個階段來區別離合器壓力，如圖2所示。

1）在離合器充油過程中，壓力增加并不是很明顯；

2）系統壓力增加超過作用于活塞回位彈簧的彈性力時，壓力將會升高；

3）活塞移動到離合器片方向；

4）當壓力升高到設定點值P設之后，離合器片將會重新接觸。

最初離合器處于分離狀態時，離合器內沒有液壓油流入?；钊煌苹氐交钊Ｖ刮恢脮r，回位彈簧便有總的剛度K回，在這種情況下的距離用X停表示。活塞本身被認為是無質量的一個橫截面A活時，作用在其上的離合器壓力才能有效。離合器工作時，在第三階段才能有活塞運動，這個時候活塞從X停移動到X接。活塞的位置可以由平衡方程來表示：

P離A活+F停=K回X活+F摩 （15）

式中，F停為活塞停止時的作用力；F摩為摩擦力。

此外，活塞上設有密封圈來密封活塞左右兩邊的容積。因此，活塞和離合器殼之間的泄漏可以忽略不計。摩擦力F摩是密封圈和離合器殼之間的摩擦。當離合器壓力給活塞的作用力大于摩擦力與作用在活塞上的回位彈簧彈性力之和時，活塞開始向離合器片移動。這個壓力用P預來表示。

離合器片接合時的壓縮力F壓可表示為：

F壓=（P離- P接）A活 （17）

由流量連續性方程可表示為：

式中，V（t）=V0+A活X活（t）為體積變量；Kt為活塞負載彈簧的梯度

有式（18）中計算可得濕片式離合器的動力學模型為：

2 仿真結果及分析

根據所建立的減壓閥和濕片式離合器動力學模型，在Matlab/Simulink 軟件平臺上建立電液控制離合器系統仿真模型。并且由油箱、液壓油設備、三個測試回路、油液冷卻加熱回路、電氣設備和電子控制設備組成的實驗臺（圖3）上進行測試。該實驗臺壓力可以調節為1-10MPa，工作溫度可調為20-100C°，流量可調為10-50L/min。

圖4中說明了從0至630毫安的脈沖電流表示的輸入信號，并此輸入電流獲取電磁力。

如圖5所示仿真結果，在相同條件下，滑閥仿真位移的變化比測試獲得的位移變化還小；對于壓力的降低，實驗結果表明，仿真壓力跟隨實驗測試壓力，同時在穩定狀態下仿真壓力的變化幅度比實驗測試壓力的變化幅度低如圖6所示。

如圖7所示仿真結果，比較了減壓閥降低的壓力和流量與實驗臺測試獲得的實際數據。圖7中可以看出，離合器壓力與測試獲得的壓力非常相似，這就說明建模誤差很小。減壓閥流過的流量仿真信號表明了一些因素如泄漏、管道力學等沒有考慮進去。因此，在仿真信號與試驗測得的流量信號之間有比較大的差異。于是從流量信號中可以看出試驗測得的結果有一些負面影響，如可以測出持續的噪音，但測不出倒流流量等。圖7中可以看出離合器活塞位置與第三階段的離合器壓力平穩的同步。模型的響應處在有效的試驗數據范圍之內。

3 結論

針對自動變速器電液控制離合器系統的結構特點，分析了其閥體壓力、離合器壓力以及流量，對減壓閥和濕片式離合器的模型進行仿真，仿真結果表明，能滿足仿真數據與實驗測試數據的對比，說明了所建立的模型的正確性，能真實地仿真系統的工作過程，為電液控制離合器系統的校核、優化設計等相關分析提供一定的分析基礎。

參考文獻：

[1]吳光強、楊偉斌、秦大同. 雙離合器自動變速器控制系統的關鍵技術[J]. 機械工程學報， 2007，2：13-21

[2]秦大同、陳清洪. 基于最優控制的AMT/DCT離合器通用起步控制[J]. 機械工程學報， 2011，12：85-91

[3]百合提努爾. 自動變速器換檔控制液壓系統的研究[J]. 機床與液壓， 2015，43：138-142

[4]百合提努爾. 自動變速器離合器液壓執行機構的建模與控制[J].液壓與氣動， 2014，9：39-42

[5]張煒、祝勇仁. 多片式濕式離合器接合過程濕振穩定性分析[J].傳動技術，2014，12：13-18

[6]傅林堅.大容量高響應電液比例閥德設計及關鍵技術研究[D]. 浙江大學：學位論文，2010年

[7]理查德等著，楊占鵬等譯.現代汽車技術[M].北京：機械工業出版社，2010年

基金項目：受新疆維吾爾自治區高校科研計劃重點項目（項目編號：XJEDU2014I062）資助

作者簡介：

支姝 （1982-），女，漢族，在讀博士，講師，主要研究領域為車輛工程 .