深度混合動力變速箱液壓系統設計與動態仿真

趙婷婷，廖 萍，馬智濤，盧 明

（1.南通大學機械工程學院，江蘇 南通 226019；2.科力遠混合動力技術有限公司，上海 201500）

1 前言

環境污染與能源消耗等問題一直是社會關注的熱點，在汽車領域這類問題也一直備受關注。傳統燃油汽車利用內燃機燃燒石油資源來提供動力，不僅加快了石油資源的消耗也增加了環境污染。發展純電動汽車是解決這一現狀最理想的方式，但是由于目前電池發展受限，存在蓄電池容量較小、充電樁數量過少以及安全性等問題，混合動力汽車成為企業和高校研究的熱點。與傳統汽車變速器的液壓系統不同，混合動力車輛的液壓系統必須應對壓力和流量的大變化。文獻[1]設計了一種新型自動變速器液壓系統，通過ITI－SimulationX建立了液壓系統的動態仿真模型，分析了液壓系統壓力和流量特性。文獻[2]利用液壓混合動力系統實現了組合高效率和高能量再生制動的功能。文獻[3]研究了功率分流式深度混合動力變速箱的液壓系統設計方法，運用模擬仿真分析了液壓系統的動態特性并結合試驗分析對液壓系統設計進行了優化。相比于國外混合動力變速箱液壓系統技術的發展，我國在這方面的研究還是比較落后的，缺少液壓系統集成方案的開發以及相關的技術[4-6]。以某款車型的深度混合動力變速箱為研究對象，依據液壓系統的功能需求設計原理方案并進行液壓元件的參數設計，運用模擬仿真進行動態性能分析并驗證方案的可行性。

2 液壓系統設計

2.1 液壓系統功能需求

混合動力變速箱集成電機與發動機于一體，研究對象含有兩個大小電機、行星齒輪以及兩個離合器和兩個制動器等結構。對液壓系統總體有兩大需求，即流量與壓力。由于兩個電機損失的功率大部分會轉化為熱量，所以液壓系統需要對兩個電機進行強制冷卻。根據各個典型工況下對電機損耗功率需求分析結果：大電機EM2所需最大冷卻流量為2.79 L/min，小電機EM1所需最大冷卻流量為2.38 L/min；同時行星齒輪與軸承、離合器與制動器等亦需通過液壓系統對其進行冷卻潤滑，所需流量6.5 L/min。綜上，考慮到效率等問題最終確定液壓系統所需最大流量為12 L/min。

液壓系統還需為換擋元件提供閉合壓力以及驅動駐車機構實現駐車與解駐。根據換擋系統和駐車系統的要求可以得出兩個離合器和兩個制動器的最大制動壓力分別為17.5 MPa和18.2 MPa，駐車機構的最大制動壓力10.9 MPa。以上流量和壓力參數為本文液壓系統方案設計依據。

2.2 液壓系統原理設計

液壓系統原理圖，如圖1所示。主要包括液壓源與主油路控制系統、換擋與駐車控制系統以及冷卻潤滑系統。

圖1 液壓系統原理圖Fig.1 Schematic Diagram of the Hydraulic System

2.2.1 液壓源與主油路控制系統

傳統自動變速箱液壓系統大多采用發動機直接驅動油泵的方式來供油[4]，而混合動力汽車具有多種工作模式，其中純電動模式時發動機是停止工作的，顯然這種方式并不能滿足混合動力汽車變速箱液壓系統的設計要求，為此研究對象選擇電機驅動雙作用葉片泵作為液壓源。

主油路控制系統主要由主調壓閥、先導調壓閥、限壓閥、溢流閥以及蓄能器組成。油泵提供的液壓油經過主油路a流入到主調壓閥，在主調壓閥反饋腔的閥芯端面上產生反饋油壓，當反饋油壓大于主調壓閥彈簧的初始壓力時閥芯開始移動，液壓油流入冷卻潤滑系統。當冷卻潤滑油路壓力達到克服溢流閥彈簧預緊力時，溢流閥閥芯開始移動，當溢流閥開啟時，一部分液壓油經過溢流閥直接流回油底殼。溢流閥可以防止油壓過高或流量過大，起到保護作用。換擋元件需要閉合或駐車機構需要工作時，系統會給出相應的先導電流信號控制先導調壓閥輸出先導壓力，此壓力通過油路b連接到主調壓閥彈簧腔，增大負載，使得主油路a壓力增加到換擋元件或駐車機構所需的工作壓力。主油路壓力由先導調壓閥控制壓力與主調壓閥彈簧腔壓力共同提供，這種油路設計可以實現主油路壓力實時調節，避免液壓系統一直工作在高油壓狀態，能夠降低液壓系統泄漏量與功率消耗。蓄能器能夠吸收油路壓力沖擊，減小震蕩。

2.2.2 換擋與駐車控制系統

研究對象包含四個換擋元件，分別為B1、B2制動器與C0、C1離合器。在四個換擋元件的配合下可以實現多種純電動與混動模式，在不同的路況可以選擇不同的驅動模式，這使得功率損失減少，提高效率。在換擋元件需要閉合時，控制器會給出相應的電流信號控制電磁換向閥的流通方向，此時高壓油經過電磁換向閥流至換擋元件處，驅動換擋元件閉合。

駐車機構控制系統主要由電磁換向閥組成。通過控制電流信號來改變電磁換向閥油液的流通方向，進而驅動駐車活塞往復運動，最終實現駐車機構的功能。

2.2.3 冷卻潤滑系統

冷卻潤滑控制系統主要由旁通閥與散熱器組成。葉片泵輸出的液壓油一部分經過散熱器直接流入冷卻潤滑系統，一部分經過主調壓閥再經過散熱器流入冷卻潤滑系統，主要為大小電機、行星齒輪及軸承潤滑。油液經過箱體上的油道流向噴淋環，噴淋環上布置多個節流孔為電機進行冷卻，行星架上設置特定的油道與節流孔對行星齒輪進行強制潤滑，輸入軸上布置不同的節流孔為軸承與換擋元件進行潤滑。當系統壓力過大時，散熱器兩端并聯的旁通閥會開啟，對散熱器起到保護作用，能夠延長其使用壽命。

2.3 液壓閥結構設計

根據液壓系統的功能要求設計出液壓系統初步壓力為液壓閥元件的靜態結構設計作依據。液壓閥啟閉功能主要是由于彈簧力與油壓作用力相平衡，因此彈簧剛度是液壓閥結構設計的主要參數，直接影響液壓系統的動態特性。以溢流閥為例進行液壓閥的結構設計計算。

根據液壓系統功能需求以及系統結構限制，初步設定閥芯開始移動時油壓為P1=1.17 MPa，閥芯最大移動距離為L1=9 mm閥芯最大行程時油壓P2=1.88 MPa，閥芯作用面直徑D1=14 mm，閥芯作用面直徑D2=13 mm，閥芯處于最大行程時力平衡方程如式（1）所示：

式中：P1—閥芯開始移動時油壓；P2—閥芯最大行程時油壓；D—閥芯作用面直徑；L1—閥芯最大移動距離；K—彈簧剛度。

計算得出彈簧剛度K=1.673 N/mm，通過查找彈簧選用手冊，最后選擇標準彈簧剛度K=1.67 N/mm。由彈簧參數知彈簧自由長度，根據閥芯開始移動時油壓P1與彈簧剛度K能夠計算出閥體彈簧腔長度如式（2）所示：

式中：l0—閥體彈簧腔長度；L0—彈簧原長度；P1—閥芯開始移動時油壓；K—彈簧剛度。

根據標準彈簧參數來確定液壓閥的靜態結構尺寸，設計時需要反復計算與調整參數來確定液壓閥的結構參數。經過設計計算，溢流閥的結構原理，如圖2所示。

圖2 溢流閥結構原理圖Fig.2 Schematic Diagram of the Relief Valve Structure

油路G與S相通，油路S對應的兩個閥芯面積之差為油液的有效作用面積，產生的油壓與彈簧力相互作用。隨著油壓的增大，閥芯逐漸向左移動，當油路P開啟時，油液經過油路P流向油底殼，達到溢流的目的，起到保護液壓系統的作用。

3 基于AMESim的液壓系統仿真模型

3.1 仿真模型

AMESim 是基于鍵合圖的液壓/機械系統建模、仿真及動力學分析軟件，既不需要建立復雜的數學模型也不需要推導繁瑣的計算公式。能夠將液壓管路、液壓元件設計、液壓阻力、機械、冷卻潤滑、控制等領域在統一的開發平臺上實現系統工程的建模與仿真，為用戶建立復雜的系統提供了極大的便利[7-9]。

相比于臺架試驗與整車試驗，仿真分析不僅可以縮短研發周期而且可以降低研發成本[10-11]。基于AMESim 軟件建立了與液壓系統原理圖相符的液壓系統仿真模型，如圖3所示。其中各組元件均采用超級元件進行封裝。電機、齒軸與換擋元件的冷卻潤滑模型，如圖4所示。

圖3 液壓系統仿真模型Fig.3 Simulation Model of the Hydraulic System

圖4 冷卻潤滑仿真模型Fig.4 Simulation Model of Cooling and Lubrication

3.2 液壓系統模型驗證

為了驗證液壓系統仿真模型的正確性，將仿真的主油路建壓曲線與試驗的建壓曲線進行比對。搭建的液壓閥板試驗臺架結構，如圖5所示。其基本原理是：上位機將電信號傳輸給變速箱半箱中的控制器，油泵電機接收控制器信號為液壓閥板提供相應的液壓油，經過閥板的液壓油再次流回放置半箱的容器，形成完整的回路。壓力傳感器將油壓信號通過半箱的控制器傳給上位機。

圖5 液壓閥板臺架試驗實物圖Fig.5 Bench Test of the Hydraulic Valve Plate

油泵轉速曲線與先導調壓閥的電流輸入曲線，如圖6所示。主油路壓力對比曲線，如圖7所示。當油泵轉速由0 rev/min上升到500 rev/min時，主油路壓力快速上升又迅速下降到4 bar左右趨于穩定，由于先導電磁閥為反比例，電流由1 A變為0 A時輸出的先導壓力是由0 bar變化為最大值，同時主油路壓力達到最大值20 bar。圖7中主油路壓力在初步建壓時試驗曲線稍延遲于模擬曲線是因為葉片泵在剛啟動時葉片未完全散開，導致啟動瞬間流量較小。圖7中主油路壓力模擬值略大于試驗值是由于試驗過程中存在一定的泄漏。

圖6 油泵轉速與電流信號曲線Fig.6 Curve of Pump Speed and Current Signal

圖7 主油路壓力對比曲線Fig.7 The Curve of Main Oil Pressure

對比結果表明，主油路壓力曲線的仿真結果與試驗結果重合度較好，從而證明了AMESim液壓系統模型的準確性，一定程度上保證了基于AMESim建立液壓系統物理模型的可行性。

4 基于AMESim液壓系統仿真特性

根據液壓系統的功能需求確定了系統的最大流量為12 L/min，油泵最大轉速為1500 rev/min。液壓系統仿真設置的油泵轉速曲線及對應的油泵輸出流量曲線，如圖8所示。液壓系統壓力變化曲線，如圖9所示。啟動時由于有壓力沖擊會產生超調，但很快壓力就恢復穩定并且維持在4 bar左右，滿足主調壓閥的設計要求。在8.6 s時先導閥電流由1 A變為0 A，此時先導閥輸出最大的先導壓力，主油路壓力達到最大值20 bar，滿足換擋元件與駐車機構的閉合壓力設計需求，同時冷卻潤滑油路壓力有輕微的振動，但幅值較小，振動時間較短，可忽略不計。冷卻潤滑油路壓力平衡在1.5 bar，滿足散熱器的安全工作壓力范圍，散熱器可以起到較好的散熱效果。液壓系統流量分配曲線，如圖10所示。在最大轉速時EM2電機的冷卻流量為2.88L/min，EM1電機的冷卻流量為2.49 L/min，行星排齒輪、齒軸及換擋元件的潤滑流量為6.62 L/min，滿足液壓系統流量設計需求。

圖8 油泵轉速與輸出流量曲線Fig.8 Curve of Speed and Output Flow of the Oil Pump

圖9 液壓系統壓力曲線Fig.9 Curve of Hydraulic System Pressure

圖10 液壓系統流量分配曲線Fig.10 Curve of Hydraulic System Flow Distribution

5 結束語

（1）采用理論分析與動態仿真相結合的方法，設計了一款深度混合動力變速箱液壓系統。對液壓源與主油路控制系統、換擋與駐車控制系統以及冷卻潤滑系統進行了設計，確定了液壓元件的參數；

（2）建立了液壓系統的仿真模型，在驗證了仿真模型正確性的基礎上，基于AMESim 對液壓系統進行了模擬仿真。結果表明，液壓系統建壓性能與流量分配均滿足液壓系統的功能需求。研究內容已應用于某車型混合動力變速箱液壓系統設計，對其系統優化具有現實意義。