基于高速開關閥的濕式離合器緩沖控制系統研究

馬克凡, 王立勇, 唐長亮, 賈然

(北京信息科技大學現代測控技術教育部重點實驗室, 北京 100192)

0 前言

濕式離合器是大功率液力機械傳動裝置中重要的傳動部件，其工作狀態直接影響設備的安全可靠運作。濕式離合器依靠其摩擦副擠壓產生的摩擦力實現力矩的傳遞。其傳遞力矩的大小主要取決于摩擦副的摩擦因數和離合器的接合油壓。由于摩擦因數直接取決于摩擦副的材料和結構，不能隨意改變，而接合油壓可以靈活地控制，因此合理地控制換擋過程中接合油壓的變化，能夠有效地限制變速箱轉矩擾動、降低換擋沖擊、減少功率損失、提高換擋質量[1-5]。

為得到良好的換擋品質，研究人員在濕式離合器接合油壓控制方面進行了大量研究。陳漫等人[6]將濕式離合器接合油壓控制過程劃分成3個階段，分別是快速充油階段、緩沖升壓階段和階躍升壓階段。其中快速充油階段油液推動活塞移動，以消除摩擦副之間的間隙，接合迅速；緩沖升壓階段摩擦副產生滑摩，接合緩慢；階躍升壓階段摩擦副完成滑摩并剛性連接，接合油壓迅速上升至系統穩定工作油壓。該三段式油壓控制方法有效降低了離合器接合過程中的功率損失，減少沖擊擾動，大大提高了濕式離合器的接合品質。

為實現三段式接合油壓控制，一種機械式液壓緩沖閥被設計并應用于離合器接合控制。該類緩沖閥制造成本低、控制簡便，但其輸出油壓受自身油孔直徑、彈簧剛度等多種機械因素的影響較大，控制精度及靈活性不足[7-9]。為增強濕式離合器控制效果，以電液比例閥為先導閥的液壓緩沖系統被廣泛應用于離合器控制中。在此基礎上研究人員對其控制信號進行了優化，使得比例閥在控制離合器接合過程中能夠有效降低油壓波動，減小沖擊，提高接合品質[10-11]。電液比例閥雖具有較好的控制精度和靈活性，但成本相對較高，對油液污染十分敏感，在極端惡劣工況下的控制可靠性降低。因此，為了進一步提高離合器控制的精度及可靠性，越來越多的液壓控制系統選擇使用高速開關閥替代電磁比例閥[12]。高速開關閥只有開、關2種工作狀態，其工作過程簡單、抗污能力強，且制造成本低，可實現微流量和小壓力輸出情況下快速精準地控制系統輸出流量和壓力[13]，但由于高速開關閥普遍工作壓力低、通流流量小等問題，不能直接參與控制離合器等大流量設備[14]。

針對上述問題，本文作者以高速開關閥為先導閥體設計了一種濕式離合器接合油壓控制系統，采用高速開關閥為先導閥體，控制主閥位移[15]，實現濕式離合器接合的緩沖控制。

1 液壓控制系統

1.1 液壓控制系統結構

濕式離合器液壓控制系統結構如圖1所示，其組成包括兩部分：由油泵R、過濾器、單向閥、溢流閥、高速開關閥組成的控制油路；由油泵C、過濾器、主閥油腔、主閥、低壓溢流閥、高壓溢流閥組成的充油油路,以及一些輔助液壓元件。

圖1 液壓控制系統結構

1.2 高速開關閥控制原理

高速開關閥作為先導閥體控制油路輸出流量，控制油路輸出的流量進入充油油路的主閥油腔產生液動力推動主閥移動。該液壓控制系統選用常開型電磁式高速開關閥，開關閥采用PWM信號(脈寬調制信號)控制。開關閥結構如圖2所示，其工作原理為當輸入信號為低電平時，開關閥閥芯在彈簧力和液壓力的作用下壓緊在最左端，此時閥口打開，進油口與出油口聯通，控制油路的油液經高速開關閥閥口全部回流入油箱；主閥油腔無流量輸入不產生油壓，主閥不發生位移。當輸入信號為高電平時，開關閥線圈通電產生吸力，推動閥芯克服液壓力和彈簧力向右運動，此時閥口關閉，進油口與出油口斷開；控制油路油液進入主閥油腔產生壓力，推動主閥產生位移。

圖2 高速開關閥結構

1.3 液壓控制系統主閥工作原理

液壓控制系統主閥工作原理如圖3所示。

圖3 主閥閥芯工作原理

高速開關閥不通電，控制油路油液全部由高速開關閥回流入油箱。此時主閥閥芯在回位彈簧作用下壓緊在最右端，各油口不聯通，離合器不充油。

高速開關閥輸入信號，控制油路油液流入主閥油腔，流量為QR，油腔內產生液壓力pR，此時主閥閥芯在液壓力作用下克服回位彈簧彈力開始向左移動，位移為xv。當主閥右端端面位移在ab段時，閥座進油口1與出油口3聯通，此階段離合器在離合器油泵C輸出流量Qs(即進入離合器活塞腔流量Qc)作用下快速充油。為保證該階段下離合器系統壓力不會超過快速充油階段所需要的最大壓力，在出油口3處設計低壓溢流閥。

當主閥右端端面位移在bc段時，閥座進油口1與出油口2和回油口6聯通，如圖4所示。進油口油液一部分通過出油口2進入離合器活塞腔，流量為Qc，另一部分通過回油口流入油箱。在此行程階段，閥體處于雙邊節流狀態(進油口、回油口均處于臨近關閉但并未完全關閉狀態)，使離合器接合油壓能夠線性緩慢上升，達到離合器接合的緩沖升壓階段。

圖4 雙邊節流時主閥位置

主閥右端端面行駛過bc段后，閥座進油口1與出油口2聯通，油液全部進入離合器活塞腔，進油口開口量增大，離合器油壓階躍升高，此階段離合器完成階躍升壓階段。

2 系統建模

2.1 高速開關閥

高速開關閥電路的電壓平衡方程：

(1)

式中:L(x)為控制線圈電感；x為閥芯位移；R為控制線圈電阻；i為控制線圈產生的電流。

線圈產生的電磁吸力為

(2)

式中：u0為空氣中的導磁率；S0為氣隙面積；n為控制線圈匝數；li為氣隙長度。

對閥芯產生的液動力：

Fs=2CdCVωΔp

(3)

式中:Cd為閥口流量系數；CV為閥口速度系數；ω為閥口面積梯度；Δp為閥口壓降。

高速開關閥閥芯動力學方程：

(4)

式中：m為閥芯及銜鐵質量；B為油液黏性阻尼系數；Fk為彈簧力；

流經高速開關閥閥口的流量方程為

(5)

式中：Cd為閥口流量系數；A0為閥口的通流面積；Δp為閥口壓降；ρ為油液密度。

(6)

2.2 液壓泵方程

液壓系統中支路油液與濕式離合器接合過程中的油液均靠液壓泵提供動力，流量方程為

Qp=npVpη

(7)

式中:Qp為液壓泵輸出流量；np為液壓泵電機轉速；Vp為液壓泵排量；η為液壓泵容積效率。

2.3 溢流閥方程

溢流閥正常工作，只有當油液壓力大于開啟壓力pk時才開始溢流，其余時間Qy=0。

(8)

式中:Cd為溢流閥閥口流量系數；d1為溢流閥閥口直徑；ps為系統油壓；k為溢流閥彈簧剛度；α為溢流閥閥芯半錐角。

2.4 液壓系統主閥閥芯動力學方程

主閥油腔產生液壓力推動主閥閥芯運動，動力學方程如下：

(9)

式中：AV為主閥端面面積；mV為主閥閥芯質量；x0為主閥閥芯初始位移；xV為主閥閥芯位移；cV為主閥閥芯阻尼；kV為主閥閥芯彈簧剛度；pL為主閥左側壓力。

2.5 濕式離合器接合動力學方程

根據離合器活塞受力情況的不同，得出摩擦片和鋼片在靠近過程與壓緊形變過程的活塞動力學方程：

(10)

Fl=pcAc

(11)

式中：pc為油缸內壓力；Ac為活塞作用面積；mc為活塞質量；cc為阻尼系數；ks為回位彈簧剛度；λ0為彈簧初始壓縮量；ksc為摩擦元件形變剛度；Ff為密封圈動摩擦力；Fl為油液離心壓力。

公式(10)表征離合器活塞克服彈簧力與摩擦力，摩擦片和鋼片逐漸靠近的過程。公式(11)表征摩擦片和鋼片貼緊后受力形變的過程。

2.6 控制油路流量平衡方程

控制油路中液壓泵輸出總流量等于推動主閥閥芯的流量、流經高速開關閥的泄漏流量以及溢流閥流量。QP是液壓泵輸出流量為定值，滿足流量平衡方程：

QP=QR+QV+QY

(12)

式中：QR為推動主閥閥芯油液流量；QV為高速開關閥泄漏的流量；QY為溢流閥流量。

(13)

式中：β為油液彈性模量；VV0為主閥油腔初始容積。

2.7 離合器接合過程的流量平衡方程

離合器油缸內油液來自油泵C，建立濕式離合器的流量平衡方程如下：

QP2=Qc+Qh/Qd+Qe+QL

(14)

式中：Qc為推動活塞油液流量；Qh為高壓溢流閥流量；Qd為低壓溢流閥流量；Qe為油管容積引起的流量變化；QL為油缸卸油孔流量。

根據上述方程，利用MATLAB仿真環境計算求解了高速開關閥的流量特性、主閥閥芯位移以及離合器接合油壓。

3 仿真結果

3.1 高速開關閥流量特性

如圖5所示，負載壓力一定時，脈沖控制信號的占空比增大，高速開關閥的通過流量減小，并在一定范圍內具有良好的線性關系。脈沖控制信號的頻率對高速開關閥的流量特性具有較大影響；頻率增大，流量特性的線性區間減小，如表1所示。

圖5 0.9 MPa負載壓力下高速開關閥流量特性

表1 不同頻率下高速開關閥的線性控制范圍

如圖6所示:隨著負載壓力增大，高速開關閥的最大通過流量增大。當負載壓力為0.9 MPa時，最大通過流量為17.6 L/min；當負載壓力為0.3 MPa時，最大通過流量為10 L/min。系統所選用高速開關閥的最大負載壓力為0.9 MPa，由于濕式離合器在穩定接合時所需要的最大壓力遠遠大于0.9 MPa，高速開關閥不可以直接用于控制濕式離合器接合。因此，該系統使用高速開關閥為先導閥驅動主閥閥芯來控制離合器接合。

圖6 不同負載壓力下高速開關閥流量特性

3.2 主閥閥芯運動分析

主閥運動位移與主閥油腔壓力變化如圖7和圖8所示。由圖7可知，主閥油腔壓力達到0.13 MPa，閥芯開始克服回位彈簧的彈性力發生位移；壓力達到0.9 MPa，溢流閥打開，穩定控制油路的系統壓力，保持高速開關閥的工作環境壓力。從圖8可以看到：主閥油腔壓力到達0.86 MPa時，主閥閥芯運動到最大位移處。

圖7 不同占空比下主閥油腔壓力

圖8 不同占空比下主閥位移

給定控制信號的占空比越大，主閥油腔壓力達到穩定所用的時間越短，主閥運動到最大位移所用的時間越短，數據詳見表2。

表2 不同占空比下主閥動作時間

3.3 給定控制信號下的閥芯位移

根據濕式離合器接合不同階段，選用占空比信號，控制該接合階段對應主閥位移區間的運動時長，控制離合器的充油過程。初步試用信號頻率為50 Hz，信號占空比詳見表3，信號如圖9所示。

表3 控制信號占空比

圖9 控制信號

圖10所示為主閥閥芯隨信號的位移曲線，控制開始后的0.18～0.55 s，主閥閥芯在ab區間快速運動，在0.6 s進入bc區間，并緩慢運動到最大位移處。圖11所示為該液壓系統輸出接合油壓pc:0～0.6 s接合油壓快速上升到0.4 MPa；0.6～1.15 s接合油壓從0.4 MPa緩慢上升到0.7 MPa；1.15～1.28 s接合油壓快速上升到1.3 MPa。接合油壓明顯呈“快-慢-快”三段式上升。

圖10 主閥閥芯位移

圖11 濕式離合器控制油壓pc

結合液壓系統分析，當主閥閥芯位移處于ab段時，閥體進油口與離合器油道聯通，離合器快速充油，當壓力達到0.4 MPa時低壓溢流閥工作，保持快速充油階段油壓；主閥閥芯位移處于bc段時，閥體進油口與離合器油道和回油口聯通，閥體處于雙邊節流狀態，接合油壓緩慢上升，離合器緩沖升壓；主閥閥芯位移越過bc段，閥座進油口與離合器油道聯通，且進油口開口量增大，離合器油壓階躍升高。該液壓系統實現了濕式離合器接合油壓三段式上升的緩沖控制。

3.4 高頻信號下的主閥響應

由第3.1小節可知，給定脈沖控制信號的頻率越大，高速開關閥輸出流量的線性可控區間越小。如圖12所示，給定控制信號頻率為200 Hz，高速開關閥的控制區域可劃分為3個區間，1區、2區、3區。1區開關閥輸出流量不隨控制信號發生改變， 2區開關閥輸出流量隨信號做非線性變化，僅3區間開關閥輸出流量隨信號線性變化。

如圖13所示，控制信號頻率為200 Hz，選取1區內任一占空比作為液壓控制系統輸入信號。τ<0.31時，主閥閥芯無動作。τ>0.67時，主閥閥芯總是以最快速度移動到最大位移處，且在1區間內任意選取占空比大小，主閥運動狀態不隨信號變化而改變，因此該信號區間液壓系統輸出不可控。2區間為非線性控制區間，該區間不能利用控制信號對主閥進行精準控制，故該區間仍為不可控區間，不做討論。

圖12 200 Hz控制信號下的開關閥輸出特性

圖13 200 Hz下1區信號控制的主閥位移響應

如圖14所示，高速開關閥的線性可控占空比區間為0.461～0.562，在此區間內給定控制信號，主閥的運動時間最快為0.73 s(τ=0.562)、最慢為0.86 s(τ=0.461)，時間變化范圍僅有0.13 s。

圖14 200 Hz下給定控制信號的主閥位移響應

從離合器接合角度分析，如圖15所示，在頻率為200 Hz的控制信號下，無論如何改變控制信號，主閥運動時間均很快，導致油道開閉速度快，油壓上升速度極快，不能有效控制油壓上升。主閥只能實現開關功能，控制濕式離合器油道的開閉，不能實現濕式離合器充油油壓的分段控制，故該頻率下無法完成濕式離合器接合油壓的緩沖控制。

圖15 200 Hz下濕式離合器控制油壓pc

如圖16所示，給定控制信號頻率為150 Hz，高速開關閥的線性可控區間拓寬，占空比區間為0.185～0.825，主閥運動時間最快為0.43 s(τ=0.185)、最慢為1.38 s(τ=0.825)，可控時間變化范圍拓寬，該頻率下可以對主閥運動進行精準控制。

圖16 150 Hz線性區間控制信號下的主閥位移響應

由上述分析可知:隨著控制信號頻率減小，高速開關閥的線性可控范圍增大，液壓系統對濕式離合器接合油壓的緩沖控制效果越好。

4 結論

文中基于電磁式高速開關閥設計了一種用于濕式摩擦離合器的液壓緩沖控制系統。通過計算證明該液壓系統能夠對濕式離合器接合進行緩沖控制，實現接合油壓三段式緩沖上升。

該液壓系統在高頻信號下無法有效完成濕式離合器接合油壓緩沖控制，在低頻信號下有較好的控制精度。該系統通過改變控制信號占空比的大小，控制濕式離合器接合過程，使接合控制更為靈活，為優化控制提供了理論依據。