劉宏偉　賈嘉　宋志剛　曾泳　程昶（北京汽車動力總成有限公司技術中心，北京100021）

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某型CVT冷卻系統(tǒng)仿真與試驗研究

劉宏偉賈嘉宋志剛曾泳程昶
（北京汽車動力總成有限公司技術中心，北京100021）

【摘要】針對某型CVT初始設計樣機液壓系統(tǒng)冷卻流量不足的問題，利用AMEsim搭建液壓系統(tǒng)模型，分析冷卻潤滑回路阻尼孔、液力變矩器閥口過流面積及流量控制閥彈簧預緊力等對冷卻流量和系統(tǒng)效率的影響規(guī)律，并修改設計參數(shù)后進行仿真和試驗驗證。臺架試驗及整車轉轂試驗結果均表明，相比初始設計樣機，改進設計參數(shù)后樣機冷卻流量明顯提升且滿足目標流量設計要求。

主題詞:CVT液壓系統(tǒng)冷卻流量

1　前言

CVT是一種能根據(jù)車輛行駛條件自動連續(xù)變化速比的理想汽車變速器，能夠使傳統(tǒng)內燃機工作在最理想的油耗工況，有助于降低排放，是汽車傳動系統(tǒng)發(fā)展及應用的一個重要方向[1～3]。在動力傳動過程中，CVT的油泵、閥體、液力變矩器、金屬帶帶輪組以及齒輪副都會因功率損失產(chǎn)生大量熱量，過高的油溫將降低自動變速器油（ATF）潤滑效果，破壞運動部件的配合間隙，造成密封件老化失效等問題；而過低的油溫會導致ATF粘度變大，降低液壓系統(tǒng)反應速度及變速器的傳動效率[4]。因此，需要設計合適的CVT冷卻系統(tǒng)，將變速器油溫控制在合理范圍內。

2　CVT冷卻系統(tǒng)分析及建模

2.1冷卻流量控制原理

根據(jù)CVT結構特點，需要對金屬帶帶輪組、行星輪架、液力變矩器及離合器等部位進行強制冷卻；為提高溫控效果，ATF通過外置冷卻器（水冷）進行熱量交換；各部件的冷卻流量分配可通過終端阻尼孔大小來進行調節(jié)；整機的冷卻流量水平通過液壓系統(tǒng)中的流量控制閥進行控制，同時該閥可將過量的流量卸載，降低液壓系統(tǒng)負荷，提高效率。某CVT冷卻系統(tǒng)液壓原理如圖1所示。其液壓系統(tǒng)流量由一臺雙作用油泵（可等效為雙聯(lián)泵）提供，油泵提供的油液首先滿足一級回路帶輪速比及夾緊力液壓控制需求，過量的油液提供給液壓系統(tǒng)二級回路選擋離合器及液力變矩器鎖止離合器，之后通過液力變矩器控制閥進入液力變矩器、冷卻器、濾油器及各潤滑/冷卻點阻尼孔（液力變矩器解鎖工況）或直接通過液力變矩器控制閥進入冷卻器、濾油器及各潤滑/冷卻點阻尼孔（液力變矩器鎖止工況）；同時冷卻系統(tǒng)壓力作為流量控制閥的反饋控制壓力，起到控制冷卻壓力范圍及卸載系統(tǒng)多余油量的作用。

圖1　CVT冷卻系統(tǒng)液壓原理

2.2CVT冷卻流量影響因素理論分析

CVT在動力傳遞過程中損失的能量大部分轉化為熱能，其需要通過冷卻系統(tǒng)帶走以防止整機及局部元件溫度過高。CVT傳動效率損失及目標冷卻流量確定僅通過理論計算不能得到較好的結果，依然要以試驗數(shù)據(jù)為基礎[5]。圖2所示為某型CVT傳動損失試驗數(shù)據(jù)。由圖2可得不同速比、輸入轉速、傳遞轉矩下變速器的轉矩損失分布情況，其可做為目標冷卻流量依據(jù)。由圖2還可知，相同速比、輸入轉速情況下，傳遞轉矩越高，傳動損失值越大。

圖2　CVT傳動損失特性

根據(jù)能量守恒定律，液壓油單位時間帶走的熱能：

式中，c為液壓油比熱容；ρ為液壓油密度；q為目標冷卻流量；ΔT為冷卻器進、出口油溫差。

依據(jù)圖2換算出傳遞最高轉矩、速比為0.42～2.40時不同輸入轉速下的目標冷卻流量分布，如圖3所示。

冷卻回路流量滿足：

圖3　冷卻流量特性

經(jīng)過推導及簡化可得：

式中，qpump為系統(tǒng)總輸入流量；qfcv為流量控制閥卸載流量；qother為系統(tǒng)損耗流量；lpump為單泵排量；ωpump為輸入轉速；Pcooling為冷卻壓力；Ppilot為流量控制閥開啟壓力；Pline為系統(tǒng)油壓；kspring為流量控制閥彈簧剛度；x0為流量控制閥彈簧預緊量；Apilot為流量控制閥先導作用面積，Cd為流量系數(shù)；Acooling為冷卻回路過流面積；αi為常數(shù)。

因不同工況下系統(tǒng)損耗能量難以準確解析，并且實際液壓系統(tǒng)受溫度、泄漏、結構布置等影響，僅依據(jù)理論推導不能得到準確的目標冷卻流量。但依式（2）～式（4）可知，增大Acooling和提高Ppilot均可作為提高冷卻流量的有效途徑，其與冷卻器流量值關系可由圖3表示。

2.3AMEsim模型建立

考慮到液壓系統(tǒng)的復雜性及非線性，只通過理論計算得到較為準確的冷卻流量特性很困難，而僅通過試驗手段來確定合適的冷卻流量設計參數(shù)非常耗時且成本高昂。通過軟件仿真和試驗相結合的方式可快速確定合適的冷卻流量設計參數(shù)。常用的仿真手段有Simulink、功率鍵合圖等。本文采用多學科復雜系統(tǒng)AMEsim建模軟件，其采用物理模型的圖形化建模方式，用戶可以采用基本元素法按照實際物理系統(tǒng)來構建自定義模塊或仿真模型，從而使用戶從繁瑣的數(shù)學建模中解放出來[6、7]。

圖4為建立的AMEsim液壓系統(tǒng)仿真模型，其中油泵轉速及電磁閥控制電流模擬特定工況輸入。

圖4　CVT液壓系統(tǒng)AMEsim模型

3　仿真及試驗

3.1主要仿真參數(shù)

仿真模型不考慮變速器運轉過程中油溫變化導致的油液粘度變化（臺架試驗中也采用相同的穩(wěn)定油溫控制方式），僅輸入典型油溫下ATF屬性。ATF屬性如表1所列。根據(jù)冷卻流量試驗工況要求，樣機冷卻流量仿真及試驗輸入?yún)?shù)設定如表2所列。

表1ATF屬性（85℃）

表2控制參數(shù)輸入

3.2設計參數(shù)影響仿真分析

3.2.1初始經(jīng)驗設計參數(shù)仿真

根據(jù)CVT功率損失特性及設計經(jīng)驗確定該CVT目標冷卻流量應≥5 L/min（油泵轉速2 000 r/min）。各冷卻潤滑回路終端阻尼孔、流量控制閥彈簧預緊量以及液力變矩器控制閥口臺階直徑等參數(shù)為整個變速器液壓系統(tǒng)的最后一級（即冷卻潤滑回路），這些參數(shù)直接影響冷卻流量并且對液壓系統(tǒng)上級回路影響最小，因此可將其作為調節(jié)冷卻流量的設計變量。該變速器冷卻潤滑回路的經(jīng)驗設計參數(shù)如表3所列。

表3冷卻系統(tǒng)初始經(jīng)驗設計參數(shù)　mm

對具備表3所示設計參數(shù)的樣機進行仿真及臺架試驗，試驗臺架為電機驅動無負載臺架。樣機輸入轉速由電機轉速調速控制；電磁閥控制通過ES592輸入開發(fā)型TCU控制；樣機采用外置水冷式熱交換器，可通過油溫傳感器反饋實時控制變速器油溫。試驗臺架原理如圖5所示。

圖5　試驗臺架原理示意

仿真及試驗結果對比如圖6所示。

圖6　初始經(jīng)驗設計參數(shù)仿真與臺架試驗結果對比

試驗結果表明，表3所示設計參數(shù)樣機實際冷卻流量不足。仿真結果與試驗值具有趨勢一致性，但計算值與試驗值存在一定偏差，這是因為仿真模型對流體摩擦、壓力損失、泄漏等非線性環(huán)節(jié)進行了簡化處理?？紤]到冷卻流量確定需要一定的安全系數(shù)，可以先利用仿真模型計算設計參數(shù)變更影響和規(guī)律，確定備選方案，再利用試驗加以驗證及確認，進而縮短開發(fā)時間及節(jié)省費用。

3.2.2阻尼孔尺寸對冷卻流量影響

不同終端阻尼孔徑的冷卻流量仿真結果如圖7所示。為保證各阻尼孔流量分配比不變，各個阻尼孔尺寸遵循經(jīng)驗設計比例。

圖7　不同終端阻尼孔徑冷卻流量及流速仿真結果

圖7顯示了終端阻尼孔徑對冷卻流量提升的貢獻量，但阻尼孔徑增加同時會造成流速下降。根據(jù)設計要求，阻尼孔4流速應≥5 m/s，因此阻尼孔4孔徑選取范圍為2.95 mm～3.20 mm。

3.2.3液力變矩器閥口臺階直徑對冷卻流量影響

不同液力變矩器控制閥口臺階直徑冷卻流量仿真結果如圖8所示。

圖8　不同液力變矩器閥口臺階直徑冷卻流量仿真結果

由圖8可知，液力變矩器閥口臺階直徑越?。ㄟ^流面積越大）冷卻流量越高，但過小的臺階尺寸會造成液力變矩器鎖止/解鎖過程壓力沖擊變大，因此要適當減小液力變矩器閥體臺階直徑。

3.2.4流量控制閥彈簧預緊量對冷卻流量及冷卻壓力影響

不同流量控制閥彈簧預緊量仿真結果如圖9所示。

圖9　不同流量控制閥彈簧預緊量仿真結果

由圖9可知，彈簧預緊量越大，冷卻流量及冷卻壓力均明顯提高，但冷卻壓力過高會造成系統(tǒng)最低設定油壓失效。根據(jù)設計要求，冷卻壓力設定范圍為0.5～0.7 MPa（油泵轉速2 000～5 500 r/min），因此彈簧預緊量選取范圍為3.3～4.2 mm。

3.3設計參數(shù)修改后仿真與試驗驗證

根據(jù)仿真計算結果作出設計更改，參數(shù)如表4所列。

表4更改后控制參數(shù)輸入　mm

分別對試驗樣機采取表4所示措施A，措施A、B，措施A、B、C進行臺架試驗，臺架試驗及仿真對比結果如圖10所示。由圖10可知，同時采取措施A、B、C的樣機能滿足冷卻流量設計目標要求。

圖10　冷卻流量臺架試驗與仿真結果對比

由于液壓系統(tǒng)設計特點，冷卻流量增加會使流量控制閥切換轉速延后（即單、雙泵供油模式切換點延后），使得系統(tǒng)效率有所下降。系統(tǒng)改進前、后消耗功率對比如圖11所示。可知，采取措施A、B、C之后，樣機單雙泵切換點會延后100 r/min，在某些工況下會造成系統(tǒng)能耗有所增加。

圖11　系統(tǒng)改進前、后消耗功率對比

對最終改進樣機進行整車熱轉轂試驗。轉轂試驗臺結構原理如圖12所示，可知該試驗臺可實時模擬風阻、滾阻、坡道、溫度及濕度環(huán)境。

設計更改后的CVT樣機整車熱轉轂試驗結果如表5所示?？芍?，設計更改后的冷卻系統(tǒng)能滿足各種極限工況冷卻要求。

圖12　整車熱轉轂試驗臺示意

表5整車熱轉轂試驗結果對比

4　結束語

建立某型無級變速器液壓系統(tǒng)AMEsim仿真模型，分析終端阻尼孔徑、液力變矩器閥口過流面積、流量控制閥彈簧預緊量等參數(shù)對冷卻系統(tǒng)冷卻流量影響規(guī)律，對以上設計參數(shù)進行修改并通過臺架試驗和仿真對比驗證了冷卻流量提升效果，通過整車熱轉轂試驗驗證了設計修改方案的可行性。

參考文獻

1賀林,吳光強,韓宗奇,等.金屬帶式無級變速器電液控制系統(tǒng).汽車工程,2008,30（5）:429.

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6余佑官,龔國芳,胡國良.AMEsim仿真技術及其在液壓系統(tǒng)中的應用.液壓氣動與密封，2005，（3）：28～31.

7付永領，齊海濤.LMS Imagine.Lab AMEsim系統(tǒng)建模和仿真實例教程.北京：北京航空航天大學出版社，2011.

（責任編輯晨曦）

修改稿收到日期為2015年11月1日。

Simulation and Experimental Research of a CVT Cooling System

Liu Hongwei,Jia Jia,Song Zhigang,Zeng Yong,Cheng Chang
（Technology Center of Beijing Automotive Powertrain Co.,Ltd.,Beijing 100021）

【Abstract】Insufficient cooling flow is found in the hydraulic system of a CVT initial design prototype,to eliminate this defect,AMEsim is used to establish a hydraulic system model to analyze the effect law of cooling lubrication circuit damping hole,hydraulic torque converter valve port orifice area and spring preload of flow control valve on cooling flow and system efficiency,then the modified design parameters are subjected to simulation and test for verification.The results from bench and vehicle tests indicate that compared with the prototype of initial design,cooling flow of the modified CVT prototype increases obviously,which satisfy the target flow design requirement.

Key words:CVT,Hydraulic system,Cooling flow

中圖分類號:U463.22

文獻標識碼:A

文章編號:1000-3703（2016）03-0005-04