車輛換擋系統調壓閥優化設計與試驗

魏列江 李 維 劉增光 羅小梅 安一超 項 可

(1.蘭州理工大學能源與動力工程學院， 蘭州 730050； 2.中國北方車輛研究所車輛傳動重點實驗室， 北京 100072)

0 引言

換擋系統作為車輛的關鍵組成部分，其性能直接影響車輛傳動平穩性和乘坐舒適性[1]。通過接收相應的接合指令，換擋系統控制離合器充油[2-3]。在充油過程中，如果離合器內油壓升高過快，會加劇離合器摩擦片的滑摩，產生劇烈的換擋沖擊，從而降低摩擦片的使用壽命[4-5]。為了使充油過程盡量快速且平穩，需要改善車輛的換擋品質[6-9]。影響換擋品質的因素有換擋動作、離合器油壓、車輛本身的慣性以及換擋規律等[10-12]。國內外主要通過液壓緩沖閥、脈寬調制(PWM)高速開關閥和調壓閥對離合器油壓進行控制[13]。其中，液壓緩沖閥控制簡單、性能可靠、成本低廉，但在彈簧剛度和彈簧預緊力不變的情況下，難以滿足不同擋位對離合器緩沖特性的要求[14]；脈寬調制高速開關閥響應迅速、易于微機控制，但允許通過的流量較小，應用范圍有限[15]；調壓閥的綜合性能好，控制精度高，能適應惡劣的工作環境，其動靜態特性可以滿足大多數工業應用要求，是重型車輛控制元件的首選[16-19]。目前調壓閥相關研究已經取得了一定的進展[20-22]，但大多集中于單參數、單優化方案，而對于多參數、多優化方案的研究仍較少。考慮到充油壓力曲線可以在一定程度上反映換擋過程中油壓特性的變化規律，本文將以換擋系統充油壓力作為優化目標，采用多種算法對調壓閥進行多參數的優化設計，選出最優算法，確定調壓閥最優結構參數，并加以試驗驗證，以期提高換擋系統的穩定性并改善換擋品質。

1 調壓閥工作原理

圖1為調壓閥原理圖，由比例溢流閥作先導閥，減壓閥作主閥構成。通過控制調壓閥的輸出壓力，可以調節進入離合器的油壓。其中，主閥進口壓力為p1，出口壓力為p2；先導閥進口壓力為p3。當先導閥進口壓力小于其設定壓力時，先導閥關閉，主閥閥口為最大開度，不起減壓作用，即主閥進出口壓力相等(p1=p2)；當先導閥進口壓力大于其設定壓力時，先導閥開啟，主閥閥口開度減小，此時主閥的出口壓力小于進口壓力，其值約為先導閥進口壓力(p3≈p2

圖1 調壓閥原理圖Fig.1 Schematic of pressure regulating valve

2 換擋系統仿真建模與分析

2.1 AMESim建模

在AMESim元件庫中選擇相應的元件進行連接，可得到換擋系統的AMESim仿真模型，如圖2所示。供油單元的油液依次通過電磁換向閥和調壓閥進入離合器。電磁換向閥控制充放油狀態，調壓閥調節充油壓力，離合器進行換擋。表1為換擋系統AMESim模型的主要參數。

圖2 換擋系統AMESim仿真模型Fig.2 AMESim simulation model of shift system

表1 換擋系統AMESim模型主要參數Tab.1 Main parameters in AMESim model of shift system

2.2 仿真充油曲線與理想充油曲線的對比

圖3為理想充油曲線。根據離合器油缸內充油壓力的變化情況，整個充油過程分為3個主要工作階段[23]：

(1)快速充油階段(0～a段)：油液進入離合器油腔，克服彈簧預緊力，消除間隙，直到摩擦片貼合為止。該階段需要快速起步，以縮短時間，減小功率損失；壓力由離合器貼合時分離彈簧的張力以及離合器油缸的承壓面積來決定。

(2)緩沖升壓階段(a～b段)：摩擦片剛貼合時，主動摩擦片轉速較高，從動摩擦片轉速較低，經過滑摩過程，最終同步運動。充油過程主要控制該階段，要求必須確保油壓的精確控制，從而減緩摩擦片的接合速度，降低滑摩擾動，實現平穩換擋。該階段的時間不宜過短，壓力由離合器傳遞的摩擦力矩來決定。

(3)階躍升壓階段(b～c段)：為了提高換擋效率，此階段離合器的充油壓力應快速升至系統壓力，對換擋品質的影響極小。該階段升壓較快，耗時較短；壓力由離合器傳遞的摩擦力矩來決定。

圖3 理想充油曲線Fig.3 Curve of ideal oil filling

圖3中，pa和pb分別為緩沖升壓階段的初始壓力和終止壓力，ps為系統壓力；t1為快速充油時間，t2為緩沖升壓時間，t3為階躍升壓時間。

如圖4所示，設置運行時間為3.5 s，對充油過程進行仿真分析。快速充油階段從0開始，經過0.03 s進入緩沖升壓階段，持續1.51 s后到達階躍升壓階段，最終經過0.08 s后，充油壓力穩定在1.50 MPa。其中，在緩沖升壓階段中，初始壓力約為0.69 MPa，終止壓力約為1.04 MPa。在階躍升壓階段，出現了明顯的壓力波動。

圖4 仿真充油曲線Fig.4 Curve of simulated oil filling

充油曲線參數理想值與仿真值的對比如表2所示，在仿真充油曲線中，符合理想充油曲線要求的參數較少，且充油過程應盡量避免壓力波動的產生。

3 調壓閥優化設計

3.1 目標函數

誤差積分準則是期望值與實際值之間偏差的函數積分形式，可以用來衡量系統性能的優良程度[24]。采用誤差積分準則所設計的系統，瞬態響應的振蕩性小，對參數具有較好的選擇性，其計算式為

(1)

表2 充油曲線參數的理想值與仿真值的對比Tab.2 Contrast between ideal and simulated values of parameters in oil filling curve

式中t——響應時間

e(t)——響應誤差

針對調壓閥的結構優化問題，將調壓閥的輸出油壓p(t)作為優化目標，可得

(2)

式中p(T)——調壓閥最終穩定時的輸出壓力

將式(2)代入式(1)可得

(3)

其中，J越小，響應時間和超調量越小，調壓閥的性能越好，優化效果越好。故目標函數為

(4)

3.2 設計變量及邊界約束

調壓閥作為換擋系統的關鍵部件，可以對離合器的油壓進行精確控制，從而提高換擋品質。調壓閥主要參數取值范圍如表3所示。

表3 調壓閥主要參數取值范圍Tab.3 Main parameters range of pressure regulating valve

圖5為Pareto圖，表示調壓閥中相關參數對充油壓力的影響程度。Pareto圖既可以表示單參數對充油壓力的影響程度(如D表示閥芯直徑對充油壓力的影響程度),也可以表示復合參數對充油壓力的影響程度(如d/x表示在阻尼孔直徑和閥口開度這兩個參數的共同作用下，對充油壓力的影響程度)。

圖5 Pareto圖Fig.5 Pareto chart

如圖5所示，閥芯直徑對充油壓力的影響程度很小，可以忽略不計。阻尼孔直徑、閥口開度和彈簧預緊力對充油壓力的影響較大，故本文僅對這3個參數進行優化。圖6為調壓閥關鍵參數的結構示意圖。

圖6 調壓閥結構圖Fig.6 Structure chart of pressure regulating valve

邊界約束g(X)可以表示為

(5)

故充油壓力的目標函數為

minJ(x,F,d)

(6)

3.3 優化算法及其對比分析

工程問題的優化往往比較復雜，其設計變量和約束函數可能是線性或非線性、連續或離散的。為了提高參數辨識的速度和精度，本文采用兩種算法對調壓閥進行多參數的結構優化。二次拉格朗日非線性規劃算法(NLPQL)可將約束條件線性化，通過二階泰勒級數的方法展開目標函數，采用二次規劃法得到新的點進行線性搜索，利用函數導數、梯度等數學方法，實現高效的優化[25]。遺傳算法(GA)效仿生物進化過程中遺傳繁殖的規律，對優化問題中的個體進行編碼和優化 (如交叉、選擇、變異等),通過迭代的方法從新種群中找出較優解或最優解的組合[26]。兩組優化后調壓閥的結構參數如表4所示。

在換擋系統AMESim模型中應用兩組優化數據進行仿真，可得優化后的充油曲線，將其與優化前的曲線進行對比，如圖7所示。由圖7可知，在快速充油階段，優化前后的時間基本一致；在緩沖升壓階段，優化后的時間和始末壓力均有所降低， NLPQL耗時最短；在階躍升壓階段，優化前后的充油壓力最終穩定在1.50 MPa，優化后的充油壓力達到穩定值的時間均減少，且優化后的壓力波動消失。

表4 優化前后調壓閥的關鍵參數Tab.4 Value of key parameters in pressure regulating valve before and after optimization

圖7 優化前后充油曲線的對比Fig.7 Comparison of curves of oil filling before and after optimization

表5為充油曲線參數的理想值與優化值的對比。由表5可知，優化后充油過程的各項參數均得到一定程度的改善。NLPQL優化后充油曲線中只有部分參數符合理想充油曲線要求；而GA優化后各項參數均符合要求。故GA優化效果更好。

表5 充油曲線參數的理想值與優化值的對比Tab.5 Contrast between ideal value and optimized value in oil filling curve

4 換擋系統試驗

4.1 試驗原理

圖8為換擋系統的試驗原理圖。液壓泵由電動機驅動旋轉，從油箱中吸油，向電磁換向閥供油。溢流閥用來調定系統壓力。電磁換向閥用來控制離合器的充放油狀態。調壓閥用來調節離合器的充油壓力。其中，傳感器用來采集離合器的油壓，通過信號采集器傳輸到工控機。將工控機上采集到的信號進行運算處理后，通過控制器來控制調壓閥，從而實現對充油壓力的調節。

圖9為系統試驗裝置圖，通過操控平臺可以測量和控制閥組，用于調節換擋過程中的充油壓力。

圖9 系統試驗裝置圖Fig.9 Graph of systematic experiments1.操控平臺 2.閥組

圖10 仿真和試驗對比曲線Fig.10 Contrasts between simulated and experimental curves

4.2 試驗結果及分析

根據控制變量法所設計的試驗方案如表6所示。表6中方案1為GA的參數。在方案1的基礎上，方案2將閥口開度由0.5 mm調至0.7 mm，方案3將彈簧預緊力由200 N調至280 N，方案4將阻尼孔直徑由1.0 mm調至0.8 mm。在每組試驗方案中，除閥口開度、彈簧預緊力、阻尼孔直徑這3個參數參照表6取值，其他參數均與優化前保持一致。

表6 試驗方案Tab.6 Experimental scheme

根據表6的試驗方案，分別進行4組試驗，所得試驗結果如圖10所示。由于試驗過程中受油液泄漏等影響，試驗曲線存在一定的波動；但總體而言，各組試驗曲線和仿真曲線的趨勢基本一致，驗證了仿真模型的正確性。方案1中，試驗曲線與仿真曲線較為貼合，滿足理想充油曲線的要求。以方案1為研究對象，分別對比分析方案2、3、4與方案1之間的差異，可知：方案2中，閥口開度的增加，導致緩沖升壓階段后期的壓力明顯偏離仿真曲線，緩沖升壓階段和階躍升壓階段出現劇烈波動，壓力穩定之前其超調量較大；方案3中，彈簧預緊力的增加，導致緩沖升壓階段的始末壓力均升高，超出理想充油壓力的取值范圍；方案4中，阻尼孔直徑的減小，導致充油時間增加，超出理想充油時間的取值范圍。綜上所述，遺傳算法優化后的調壓閥，所得的試驗曲線 (方案1) 波動較少，各階段的時間和壓力均符合理想充油曲線的要求，進而提高了換擋系統充油過程的穩定性，改善了換擋品質，驗證了優化設計的合理性。

5 結論

(1)基于誤差積分準則，分析了換擋充油過程的Pareto圖，得到調壓閥中影響充油壓力的關鍵參數為閥口開度、彈簧預緊力及阻尼孔直徑。

(2)采用二次拉格朗日非線性規劃算法和遺傳算法對調壓閥的3個結構參數進行優化，對比分析優化后的仿真充油曲線與理想充油曲線可知，遺傳算法為最優算法。經遺傳算法優化后，調壓閥的閥口開度約為0.5 mm，彈簧預緊力約為200 N，阻尼孔直徑約為1.0 mm。

(3)根據控制變量法，對遺傳算法優化后的換擋系統進行試驗，由試驗結果可知，優化后的調壓閥能夠提高換擋系統的穩定性，其充油過程更加符合理想充油過程，改善了換擋品質，驗證了優化設計的可行性及合理性。