基于壓扭聯(lián)軸器的二維緩沖閥的仿真特性研究

劉 神，度紅望，熊 偉，張啟暉

(1.大連海事大學船舶機電設備研究所，遼寧大連 116026； 2.江西理工大學機電工程學院，江西贛州 341000)

引言

車輛換擋用緩沖閥作為車輛傳動系統(tǒng)的重要組成部分，其作用是保證離合器油腔內油壓在換擋過程中有合理的油壓特性，從而減小換擋沖擊，使駕駛員、乘員有較好的駕駛和乘坐感受。緩沖閥的緩沖效果直接影響整個換擋過程的平穩(wěn)性，許多學者對不同類型的緩沖閥進行了大量研究。馬彪等[1]選取不同結構參數(shù)的機械式緩沖閥進行模擬實驗，從實驗結果可以看出，通過調整結構參數(shù)可以有效地控制緩沖時間和緩沖壓力。模擬實驗中方便調節(jié)的參數(shù)只有節(jié)流孔的大小、緩沖彈簧預壓縮量、閥芯的位移量，且調節(jié)起來極不方便，所以該方法局限性很大。孟祥政等[2]先通過計算得到機械式緩沖閥的主要結構參數(shù)，再利用AMESim進行仿真分析，通過仿真結果與設計要求相對比，驗證理論設計方法的可行性；施琪等[3]利用AMESim對機械式緩沖閥建立通用仿真模型并進行仿真分析，較為準確的反映出結構參數(shù)對系統(tǒng)特性的影響。結構參數(shù)的改變無法解決機械式緩沖閥易污染、易失效以及響應慢、適應性差等缺點，隨著電磁技術的發(fā)展，電液式緩沖閥逐漸受到關注。MORSELLI等[4]利用功率鍵合圖對含有電液式緩沖閥組的整個回路進行仿真，最后通過試驗驗證其模型準確性；張英鋒等[5]利用AMESim對電液式換擋緩沖閥建立了仿真模型，研究了主油壓、電磁閥結構、節(jié)流孔直徑、閥芯質量等因素對離合器油壓的影響，仿真結果說明以上因素均對離合器油壓有較大影響；鞏招兵等[6]建立了緩沖閥動態(tài)數(shù)學模型，并利用Simulink對其動態(tài)特性進行了仿真分析，分析了油液溫度、反饋油孔直徑和閥芯的搭合量對緩沖閥動態(tài)性能的影響。相對機械式緩沖閥而言，電液式緩沖閥在性能方面有所提高，但控制精度、超調量大、體積過大的問題仍需解決。隨著數(shù)字技術的廣泛應用，阮健等[7]發(fā)明了一種全新的2D數(shù)字伺服閥，該閥通過螺旋機構將閥芯的旋轉運動轉換為軸向運動，實現(xiàn)閥的液壓功率放大功能同時具備良好的工作性能；2D數(shù)字技術在換向閥、高速開關閥[8]等都有應用，張啟暉等[9-10]根據(jù)2D數(shù)字原理設計了一款緩沖閥，并利用Simulink和AMESim對所建立數(shù)學模型進行聯(lián)合求解，最后通過試驗驗證聯(lián)合仿真模型的正確性。研究結果表明，2D數(shù)字緩沖閥的各性能指標均優(yōu)于傳統(tǒng)緩沖閥，但由于其傳動機構采用開式齒輪傳動，容易造成污染導致系統(tǒng)不穩(wěn)定，傳動精度降低。

針對現(xiàn)有2D緩沖閥易污染、傳動精度低的問題，本研究設計了一款基于壓扭聯(lián)軸器的二維緩沖閥，并開展聯(lián)合仿真以驗證閥的緩沖特性。

1 緩沖閥的結構和工作原理

為了保證離合器油腔在換擋過程中有合理的油壓特性，并且提高輸出壓力的控制精度，本研究設計了一款將剛性壓扭聯(lián)軸器與二維閥結合的緩沖閥[11]，其結構簡圖如圖1所示。

二維緩沖閥主要由電-機械轉換器(比例電磁鐵)[12]、傳動機構(剛性壓扭聯(lián)軸器)、先導閥和主閥組成。比例電磁鐵通過內螺紋安裝于緩沖閥上，銜鐵接頭則與楔形件過盈配合；楔形件通過滾輪和滾輪軸與先導閥芯接觸連接，軸用擋圈及孔用擋圈用于限制彈簧座位置，彈簧則用在比例電磁鐵失電時輔助先導閥芯回到原位；先導閥芯與先導閥套間隙配合，以便于兩者之間的旋轉運動和軸向運動，先導閥套和閥體之間則是過渡配合，利用鋼球將兩者之間的滑動摩擦轉換為滾動摩擦，便于安裝；先導閥芯左端臺肩周向開設有高、低壓孔槽，先導閥套內開設有斜槽，其中高壓孔槽連接壓力源，低壓孔槽連接油箱，斜槽則與敏感腔相通；主閥結構原理則與傳統(tǒng)滑閥結構相似。

1.端蓋 2.鋼球 3.O形圈 4.主閥芯 5.主閥套 6.閥體 7.主彈簧 8.先導閥套 9.先導閥 10.端蓋2 11.滾輪12.楔形件 13.銜鐵接頭 14.銜鐵 15.電磁鐵 Ⅰ.主閥部分 Ⅱ.先導閥部分 Ⅲ.傳動機構 Ⅳ.電-機械轉換器圖1 緩沖閥結構簡圖

圖2為緩沖閥工作原理圖。平衡狀態(tài)時，高壓腔截面積為敏感腔截面積的1/2，敏感腔壓力由高、低壓孔槽與斜槽相交的2個微小菱形面積串聯(lián)的液壓阻力半橋控制。若不考慮摩擦力及閥口液動力的影響，高壓孔、低壓孔與斜槽相交的面積相等，敏感腔的壓力為高壓腔壓力的1/2，先導閥芯軸向保持靜壓平衡。當電磁鐵通電時，楔形件向左運動，此時由于先導閥芯受液動力影響無法直接被推動，而滾輪的旋轉給滾輪軸施加了驅動力偶從而帶動先導閥芯逆時針旋轉(從右向左看)，此時高壓孔槽與斜槽相交面積減小，低壓孔槽與斜槽相交面積增大，破壞了先導閥芯的軸向靜態(tài)平衡，導致高壓腔的壓力高于敏感腔壓力，此壓力差推動先導閥芯向左運動，主彈簧則將力傳遞給主閥芯使主閥有一定的開口量，主閥工作原理與減壓閥相同，可以根據(jù)負載大小調節(jié)開口量以保證輸出壓力穩(wěn)定，達到緩沖效果；當電磁鐵斷電時，楔形件右移回原位，此時滾輪軸帶動先導閥芯反向轉動，敏感腔的壓力高于高壓腔壓力，壓力差推動先導閥芯復位，其中復位彈簧起輔助作用。

1.敏感腔 2.斜槽 3.低壓孔槽 4.高壓孔槽 5.高壓腔圖2 緩沖閥工作原理圖

2 緩沖閥的數(shù)學模型建立

在建立模型之前，假設：系統(tǒng)工作在穩(wěn)定狀態(tài)；流體是理想液體；油源供油壓力穩(wěn)定；忽略泄漏。本研究采用聯(lián)合仿真，其中壓扭聯(lián)軸器和先導閥部分利用MATLAB/Simulink進行仿真，所以只需建立這兩部分的數(shù)學模型[13]。

2.1 剛性壓扭聯(lián)軸器數(shù)學模型

圖3為剛性壓扭聯(lián)軸器受力示意圖。剛性壓扭聯(lián)軸器將比例電磁鐵的軸向位移轉換為先導閥芯的旋轉角度，其轉換關系為：

(1)

式中，θ—— 先導閥芯旋轉角度

xm—— 楔形件的軸向位移

r—— 中心軸傳遞力的有效半徑

α—— 楔形件上斜槽的傾斜角度

圖3 剛性壓扭聯(lián)軸器受力示意圖

忽略運動過程中的摩擦力影響，其軸向力-扭矩轉換關系為：

T=Fm·r/tanα

(2)

式中，T—— 聯(lián)軸器輸出的扭矩

Fm—— 比例電磁鐵對楔形件的作用力

2.2 先導閥數(shù)學模型

圖4為先導閥工作原理示意圖。

1.高壓孔槽 2.斜槽 3.敏感腔 4.低壓孔槽5.高壓腔 6.回油孔圖4 先導閥工作原理示意圖

重疊面積：

(3)

式中，h—— 高、低壓孔槽與斜槽相交面積的垂直高度

ω—— 高、低壓孔槽與斜槽相交面積的軸向寬度

β—— 斜槽傾斜角度

h1=Rθsinβ-h0

(4)

h2=Rθsinβ+h0

(5)

式中，h1—— 低壓孔槽與斜槽相交面積的垂直高度

h2—— 高壓孔槽與斜槽相交面積的垂直高度

R—— 先導閥芯半徑

h0—— 先導閥芯在平衡位置時高、低壓孔槽與斜槽的初始垂直高度

將式(3)帶入式(4)得變化后高壓孔與斜槽相交面積：

A1=Rθω-ωh0/sinβ

(6)

將式(3)帶入式(5)得變化后低壓孔與斜槽相交面積：

A2=Rθω+ωh0/sinβ

(7)

流進敏感腔的流量q1為：

(8)

流出敏感腔的流量q2為：

(9)

式中，Cd—— 先導閥閥口流量系數(shù)

ps—— 進油口壓力

pc—— 敏感腔壓力

ρ—— 油液密度

假設油液不可壓縮，根據(jù)流量的連續(xù)性原理，先導閥流量方程為：

(10)

式中，AL—— 敏感腔閥芯作用面積

pc—— 敏感腔壓力

βe—— 油液體積彈性模量

x—— 先導閥芯位移

Vc—— 敏感腔容積

先導閥芯動力學方程：

(11)

式中，Ar—— 高壓腔作用面積

m—— 先導閥芯的總質量

Bp—— 先導閥芯的總黏性系數(shù)

Kv—— 負載的彈性剛度

先導閥的旋轉與輸出位移的關系：

Δh=h-h0=Rθsinβ-xcosβ

(12)

將式(10)、式(11)進行拉氏變換可推導出先導閥傳遞函數(shù)：

(13)

3 聯(lián)合仿真

AMESim是基于物理模型的仿真軟件，其最大優(yōu)勢在于對系統(tǒng)及元件進行物理建模而無需數(shù)學模型，可以極大的提高工作效率，但同時AMESim也具有局限性，一些復雜的結構沒有相應的模型，比如本研究中的先導閥和傳動機構部分，需要手動編輯相應模塊，而且控制部分也不好實現(xiàn)，所以采用AMESim與Simulink聯(lián)合仿真，充分利用兩套軟件分別在液壓系統(tǒng)建模仿真與數(shù)據(jù)處理能力方面的優(yōu)勢對系統(tǒng)進行仿真分析[14-17]。

圖5 聯(lián)合仿真Simulink環(huán)境下的液壓系統(tǒng)模型

圖6 聯(lián)合仿真AMESim環(huán)境下的液壓系統(tǒng)模型

3.1 Simulink仿真模型

將數(shù)學模型進行線性化處理，然后進行拉氏變換，根據(jù)傳遞函數(shù)構建壓扭聯(lián)軸器和先導閥的仿真模型，模型如圖5所示，仿真參數(shù)設置參照表1。

表1 先導閥部分仿真參數(shù)取值

3.2 主閥及系統(tǒng)其他元件AMESim模型

液壓系統(tǒng)及主閥部分利用AMESim中提供的液壓庫、液壓元件設計庫、機械庫等建立仿真模型，其中需要特別注意的是Simulink接口模塊的設置，整個系統(tǒng)的仿真模型如圖6所示。

仿真參數(shù)設置參照表2。

表2 主閥部分仿真參數(shù)取值

3.3 仿真結果

二維緩沖閥的緩沖特性是本研究仿真的重點，根據(jù)濕式離合器的工作原理，可以將離合器油缸的油壓變化分為3個階段：快速充油階段、緩沖升壓階段和階躍升壓階段。仿真輸入輸出曲線對比如圖7所示，圖中橫軸代表時間，縱軸代表緩沖閥輸出壓力，先導閥芯在比例電磁鐵的驅動下旋轉角度變化如圖8所示，敏感腔壓力在工作過程中的變化如圖9所示。

圖7 緩沖特性仿真曲線

圖8 先導閥旋轉角度變化曲線

圖9 敏感腔壓力變化曲線

根據(jù)圖7～圖9可知，緩沖閥在0.5 s時開啟，整個緩沖過程在1.6 s內完成，在壓力突變的拐點有明顯的壓力波動，但都能在短時間內趨于穩(wěn)定。穩(wěn)定跟隨精度η為壓力穩(wěn)定輸出時輸入信號與輸出壓力的最大誤差率：

(14)

式中，p0—— 緩沖閥穩(wěn)定輸出壓力

Ui—— 緩沖閥輸出壓力穩(wěn)定時的輸入信號

與現(xiàn)有2D緩沖閥的跟隨精度4.71%相比有明顯提升[10]。仿真曲線證明緩沖閥確實能夠使輸出的油液壓力緩慢上升，并使得進入離合器內的油壓與理想曲線一致。

進一步分析其超調量，即最大偏差δ：

(15)

式中，p0—— 輸出壓力的峰值

Ui—— 峰值所對應的給定值

該二維緩沖閥的超調量22.1%遠遠小于電液式緩沖閥的超調量105%，并且也優(yōu)于現(xiàn)有2D緩沖閥的超調量31.2%。

4 結論

本研究對二維緩沖閥整體建立了數(shù)學模型，推導出先導閥傳遞函數(shù)，利用MATLAB/Simulink與AMESim聯(lián)合仿真對該閥的動態(tài)特性進行了仿真分析。研究結果表明：

(1) 設計的緩沖閥緩沖過程中的跟隨精度為2.13%，與現(xiàn)有2D緩沖閥的跟隨精度4.17%相比，有明顯提高；該閥的超調量為22.1%，遠遠小于電液式緩沖閥組的超調量104%，也優(yōu)于現(xiàn)有2D緩沖閥的31.2%；

(2) 設計的二維緩沖閥具有較短的緩沖時間和穩(wěn)定的輸出壓力，有效補償了換擋沖擊，使駕駛員和乘員有更好的駕駛、乘坐體驗；同時未來應該向體積更小、反應更迅速、控制更精確的方向發(fā)展。