采用限位泄壓閥的電動泵直接調壓系統特性研究

趙健濤 趙雪松 楊俊 葉珂羽 金星月 唐佳慧

（中國第一汽車股份有限公司研發總院，長春 130013）

1 前言

混合動力專用變速器（Dedicated Hybrid Trans?mission，DHT）作為混合動力系統的核心部件之一，主要作用是將發動機與電動機的扭矩、功率等動力特性深度耦合，通過適時的動力模式切換，充分發揮不同動力源優勢，是實現新能源動力總成向高效率方向發展的重要技術路線[1-2]。

目前，主流的雙電機DHT 普遍采用濕式離合器作為切換工作模式的執行部件，其與傳統雙離合變速器（Dual Clutch Transmission，DCT）用起步離合器及液力自動變速器（Automatic Transmission，AT）換擋離合器相比，區別主要有：DHT 由驅動電機配合換擋，離合器的滑差較小；DHT 的濕式離合器僅在并聯驅動時使用，其壓力控制受駕駛員影響較小，對響應速度要求較低；DHT 的離合器在低壓力傳扭段較少使用或不使用。

DHT 液壓控制系統結構及控制策略是影響其效率及控制效果的重要因素之一[3]。根據DHT 的使用場景及控制需求特點，設計高效、精益化的DHT液壓控制系統，是降低系統液壓損失、提升系統效率的有效手段[4]。

本文通過對主流的DHT 系統離合器控制需求及當前液壓系統方案進行研究，并以濕式離合器的充油特性及DHT 正常傳扭功耗為優化目標，提出一種壓力特性調節系統及控制方法，并通過AMEsim仿真及樣機試驗對控制效果進行驗證。

2 電動泵直接調壓系統原理

目前行業普遍采用的電動泵直接調節壓力方案的原理如圖1 所示，其關鍵點是利用了固定通流面積節流孔的節流特性。濕式離合器相當于泄漏量極小的單作用液壓缸，在安全閥未開啟的條件下，電動油泵出口油液只能通過固定節流孔以及液壓系統的泄漏返回油箱，當流經節流孔的油液流量遠大于其余位置泄漏的流量時，固定節流孔的入口壓力即為離合器控制壓力，并且與電動泵輸出流量成正相關。同時，壓力越高，系統泄漏的流量越大。

圖1 采用固定節流孔的調壓原理

圖2 所示為本文采用的液壓系統，采用帶有行程限位的泄壓閥取代固定節流孔，利用泄壓閥的開啟特性使電動油泵低流量段具有寬幅恒壓輸出的壓力控制特性。

圖2 采用泄壓閥的調壓原理

3 液壓系統壓力-流量特性

特定溫度下，對于特定節流孔面積，液壓油的流量壓力特性為：

式中，Q為閥口流量；Cd為閥口流量系數；A為通流面積；ρ為油液密度；Δp為閥口前、后壓差。

特定溫度下，采用限位泄壓閥進行油路壓力調節的結構方案如圖3所示。

圖3 限位泄壓閥的結構方案

忽略閥芯與閥孔之間的泄漏，穩定狀態下力學平衡及幾何關系公式為：

式中，A為閥口過流面積；d0為泄壓閥閥芯直徑；x為閥芯開度；p為控制油口壓力；Aspool為閥芯截面積；k為彈簧剛度；F0為泄壓閥開啟壓力對應的彈簧力。

由式（2）可得泄油壓力與閥芯開度的導數方程：

由式（1）和式（2）可以得到泄壓滑閥的泄油流量與閥芯開度的關系：

泄油流量與閥芯開度的導數方程為：

當彈簧剛度足夠小時，根據式（3）可知，隨著閥芯開度x增加，泄油壓力基本無變化。同時根據式（6）可得：

可見，泄油流量與閥口開度近似成正比。

綜上，當泄壓閥的閥芯彈簧剛度足夠小時，泄壓閥入口處的壓力可以在較大的流量范圍內保持穩定。泄壓閥達到一定開度時，對閥芯進行機械限位，泄壓閥轉變為一個固定通流面積的節流孔，其壓力-流量特性見式（1）。最終得到具有行程限位泄壓閥的電動泵直接調壓系統在完整流量范圍內的壓力與流量關系示意如圖4所示。

圖4 系統壓力與流量的關系示意

4 系統仿真模型搭建及驗證

根據圖1 和圖2，在AMEsim 中搭建采用固定節流孔和帶限位泄壓閥的電動泵調壓系統的仿真模型，如圖5 所示。模型中離合器采用分段液壓缸進行簡化模擬[5]，用于分析離合器充油速度的差異。

圖5 仿真模型

圖5 中包含泄壓閥子模型、簡化離合器子模型和固定節流孔子模型，為便于觀察系統壓力變化情況，仿真模型中未搭建安全閥。設置不同的系統輸入流量信號，記錄系統壓力穩定后的壓力數值，可以得到采用限位泄壓閥和固定節流孔2種方案的系統穩態特性，如圖6 所示。由圖6 可以看出，采用固定節流孔的方案系統壓力（離合器控制壓力）與電動泵流量成正相關；采用限位泄壓閥的方案最大通流能力與采用固定節流孔的方案的通流能力基本一致，泄壓閥的開啟壓力為0.9 MPa左右。

圖6 2種方案系統穩態壓力特性曲線對比

采用限位泄壓閥方案的系統壓力特性與圖4中的壓力特性較為符合，泄壓閥會在極低的系統流量下開啟，隨著電動泵的流量不斷增加，泄壓閥的泄油壓力基本保持不變；隨著閥口開啟面積增加到與固定節流孔的面積相同并被機械限位后，到達曲線轉折點，此后轉變為控制壓力隨流量可調的狀態。

具體工程應用中，設置泄壓閥的開啟壓力等于濕式離合器常用傳扭壓力，系統維持壓力的最小功耗將僅取決于油泵電機的最低可控轉速。在極低流量至轉折點處流量范圍內，系統可以維持較為平穩的壓力輸出。

增加額外的安全閥，并且設置安全閥開啟壓力等于離合器最大傳扭壓力，應用于某些對控制精度及功耗要求不高的系統，濕式離合器控制壓力可以僅根據傳扭需求進行開環控制，不必考慮傳扭性能差異。

油液粘度隨溫度等因素發生變化時，穩態壓力特性曲線轉折點位置會發生左右移動，但開啟壓力將保持不變。如果采用低溫時的轉折點流量作為電動泵維持開啟壓力的流量上限，液壓系統使用過程中可能將無需進行溫度補償。

圖7所示為濕式離合器控制壓力變化過程仿真對比結果，離合器的半接合點壓力約為0.2 MPa，以階躍流量作為輸入。由圖7可以看出，2種方案離合器控制壓力的建立過程均分為2 個階段，即離合器充油階段和壓力快速建立階段。充油及建壓速度取決于電動泵流量、離合器活塞缸容積、活塞缸復位彈簧剛度、活塞缸的整體剛度以及液壓系統的泄漏量。仿真結果表明，在電動泵流量相同、被控離合器完全相同的情況下，采用泄壓閥的方案由于液壓系統可顯著降低建壓初期泄漏量，其建壓時間將遠低于固定節流孔方案。

圖7 2種方案系統建壓時間對比

5 臺架試驗

5.1 試驗方案

采用固定節流孔方案的液壓系統已經實現量產，其特性與仿真結果符合度較高，本研究僅對采用限位泄壓閥的方案進行驗證。液壓系統測試樣機如圖8 所示，將電動泵、泄壓閥、壓力傳感器和濕式離合器等集成安裝在一個閥塊上，電動泵自帶具有CAN 通信功能的控制器，可獨立供電。測試時，通過將控制程序下載于dSPACE 公司的快速原型工具MicroAutoBOX 中實時運行，并利用虛擬驗證工具鏈ControlDesk 建立上位機進行控制標定及數據采集。選用的電動泵電機具有轉速控制與電流控制2種模式，其中轉速控制采用帶符號的占空比信號控制，實現不同方向和大小的轉速可控。本文試驗采用轉速控制模式，負載壓力變化較小時，占空比數值近似等效于電機轉速和電動泵流量。

圖8 液壓系統測試樣機

5.2 試驗結果

設置測試樣機的電動泵控制占空比按照3%/s階躍增加，每個測試點保持10 s 時間差，每隔10 s記錄濕式離合器控制壓力傳感器的壓力讀數，液壓系統測試樣機未設置安全閥，因此最高測試占空比限制在55%左右。圖9 所示為常溫環境下單次測試的壓力-占空比關系曲線，由圖9 可以看出：電動泵驅動占空比絕對值在小于10%時壓力變化速率較快，較難穩定在特定壓力點；占空比在-50%~-15%范圍內系統壓力呈現2 段不同的特征，且轉折點明顯。實際樣機的泄壓閥彈簧剛度較大，達到50 N/mm，而仿真模型中彈簧剛度為18 N/mm，因此占空比為-20%附近的系統壓力出現緩慢變化的現象。

圖9 壓力特性試驗結果

圖10 所示為液壓系統測試樣機的離合器實測充油過程曲線。其中圖10a 為采用電動泵轉速階躍輸入時系統充油測試結果，充油建壓完成后，依靠系統自身壓力-流量特性達到了壓力穩定狀態，充油過程最高壓力約為2.5 MPa，目標穩定壓力約為1.0 MPa，系統壓力超調超過100%。圖10b為優化策略測試結果，其中充油過程分為2 個階段，充油階段采用高流量進行快速充油，通過標定試驗確定充油時間，之后第二階段采用開環控制，迅速降低電動泵流量至轉折點流量以下。壓力傳感器輔助監測系統壓力變化，將充油異常狀態及時反饋給控制程序進行處理。采用此策略，系統充油壓力由0.2 MPa 提高至1.0 MPa 的時間約為0.3 s，且壓力超調小于20%，相比于簡單的階躍控制方式，系統建壓時間以及壓力超調均有較大幅度降低。

圖10 測試樣機實測充油過程

6 結束語

本文提出采用限位泄壓閥的電動泵直接調壓系統方案，其核心元件包括一個最大開口面積等效為約0.8 mm 直徑微小節流孔的泄壓閥，以及一個轉速穩定可控的電動油泵。相比于普通固定節流孔調壓方案，本文方案具有如下優勢：

a. 設計泄壓閥開啟壓力大于濕式離合器半接合點壓力時，可以大幅縮短離合器充油時間。

b. 泄壓閥在閥口完全開啟前的寬幅轉速范圍內，系統壓力基本不變，控制難度大幅降低。

c. 濕式離合器正常傳扭壓力的維持功耗僅取決于電動泵的最低可控流量，有利于降低混合動力專用變速器的綜合燃油消耗量。

后續研究將繼續優化充油控制策略，并結合更細致的標定過程，進一步改善系統充油時間以及壓力超調量。