李紅勛，朱海天，趙子涵，高　龍

(1.軍事交通學(xué)院 國(guó)家應(yīng)急交通運(yùn)輸裝備工程技術(shù)研究中心，天津300161;2.軍事交通學(xué)院 研究生管理大隊(duì)，天津300161; 3.裝甲兵工程學(xué)院 研究生管理大隊(duì)，北京 100072)

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● 車輛工程Vehicle Engineering

基于AEMSim的大功率AT液壓系統(tǒng)仿真分析

李紅勛1，朱海天2，趙子涵2，高龍3

(1.軍事交通學(xué)院 國(guó)家應(yīng)急交通運(yùn)輸裝備工程技術(shù)研究中心，天津300161;2.軍事交通學(xué)院 研究生管理大隊(duì)，天津300161; 3.裝甲兵工程學(xué)院 研究生管理大隊(duì)，北京 100072)

在分析某型大功率自動(dòng)變速器(AT)液壓控制系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，分別建立系統(tǒng)中各主要控制閥體的仿真模型，并根據(jù)液壓控制系統(tǒng)原理建立AT液壓控制系統(tǒng)模型。以2擋升3擋過(guò)程為例，進(jìn)行AT換擋過(guò)程仿真。仿真結(jié)果表明，模型輸出結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，驗(yàn)證了理論分析和建模方法的正確性，為AT液壓控制系統(tǒng)的開(kāi)發(fā)和設(shè)計(jì)奠定了基礎(chǔ)。

大功率自動(dòng)變速器；液壓控制系統(tǒng)；仿真分析

大功率自動(dòng)變速器(automatic transmission，AT)是指由液力變矩器和行星齒輪機(jī)構(gòu)組成的自動(dòng)變速系統(tǒng)，依靠液力傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)組合的方式實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力的傳遞[1-2]。裝有AT的重型車輛起步比較平穩(wěn)，可低速行駛，具有較好的動(dòng)力性和通過(guò)性[3]。大功率AT動(dòng)力傳遞及換擋過(guò)程的實(shí)現(xiàn)是通過(guò)電控單元發(fā)出控制信號(hào)控制液壓執(zhí)行元件動(dòng)作實(shí)現(xiàn)的。分析設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)油路及各液壓閥工作狀態(tài)是開(kāi)發(fā)AT控制系統(tǒng)的關(guān)鍵。

1　AT液壓控制系統(tǒng)分析

AT油路一般包括供油調(diào)壓、流量控制、變矩器控制、冷卻潤(rùn)滑、換擋操縱及換擋品質(zhì)控制等子系統(tǒng)。由于AT液壓控制元件集成度高，油路錯(cuò)綜復(fù)雜，一般常用換擋操縱油路近似代替AT液壓系統(tǒng)油路進(jìn)行分析[4]。圖1為某型大功率AT液壓控制系統(tǒng)油路。

C1～C6—離合器；A～E、G—電磁閥圖1　某型大功率AT液壓控制系統(tǒng)油路

AT液壓系統(tǒng)依靠?jī)?nèi)置油泵供油，油泵的轉(zhuǎn)速隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化而變化，系統(tǒng)的流量也隨之發(fā)生變化。進(jìn)、出口流量和壓力依靠變矩器進(jìn)行調(diào)節(jié)，由常閉開(kāi)關(guān)閥TCC控制。當(dāng)車輛處于1擋時(shí)，TCC不工作，變矩器起減速增扭的作用；當(dāng)車輛行駛在2擋以上時(shí)，TCC通電工作，閉鎖離合器接合，開(kāi)始機(jī)械傳動(dòng)。

2　AT液壓控制系統(tǒng)建模

2.1主油壓調(diào)節(jié)閥

某型大功率AT的主調(diào)壓閥閥芯一端呈階梯狀，采用4級(jí)定壓控制結(jié)構(gòu)，當(dāng)不同的反饋油壓作用在其階梯結(jié)構(gòu)上時(shí)會(huì)產(chǎn)生不同的主油壓，其原理如圖2所示。主油壓調(diào)節(jié)閥共有4個(gè)反饋油路，即閉鎖離合器反饋、出油、常閉電磁閥和C1鎖定閥反饋油路，它們之間不同的連通狀態(tài)可保證所調(diào)節(jié)出來(lái)的主油壓為不同擋位所需壓力。

圖2　主油壓調(diào)節(jié)閥原理

在AEMSim軟件中閥芯只有一端承受液壓力，所以通過(guò)設(shè)定平衡子系統(tǒng)的受力面積來(lái)平衡模型中因一端受力而導(dǎo)致系統(tǒng)不平衡的力，以達(dá)到與實(shí)際閥體受力相符。根據(jù)主油壓調(diào)節(jié)閥原理，建立的模型如圖3所示。

1．彈簧；2．閥芯質(zhì)量；3．溢流閥子系統(tǒng)；4．變矩器子系統(tǒng)；5．平衡子系統(tǒng)；6．閉鎖反饋?zhàn)酉到y(tǒng)；7．強(qiáng)制降擋反饋?zhàn)酉到y(tǒng)；8．自反饋?zhàn)酉到y(tǒng)；9．液壓油屬性系統(tǒng)；10、11、12、17．系統(tǒng)輸入；13．發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速子系統(tǒng)；14．液壓泵；15．油箱；16．溢流閥；18．可變節(jié)流負(fù)載圖3　主油壓調(diào)節(jié)閥模型

2.2主控制油壓調(diào)節(jié)閥

主控制油壓調(diào)節(jié)閥本質(zhì)上是一個(gè)定值減壓閥，可提高主控制油壓的穩(wěn)定性，其原理如圖4所示，輸入壓力端為主油壓Pk，輸出載荷端為主控制油壓Pz，主控油壓同時(shí)也是閥的反饋油路，作為閥的驅(qū)動(dòng)壓力。

圖4　主控制油壓調(diào)節(jié)閥原理

根據(jù)主控制油壓調(diào)節(jié)閥原理，建立模型如圖5所示。主控制油壓調(diào)節(jié)閥模型以主油壓作為輸入，主要依靠自反饋?zhàn)酉到y(tǒng)5也就是主油壓反饋油路作用于閥芯左端來(lái)平衡彈簧的作用力，使閥芯保持動(dòng)態(tài)平衡。圖中，9為節(jié)流負(fù)載，由系統(tǒng)輸入信號(hào)8進(jìn)行控制。

1．彈簧；2、3．閥芯子系統(tǒng)；4．閥芯質(zhì)量；5．自反饋?zhàn)酉到y(tǒng)；6．液壓油屬性；7、8．系統(tǒng)輸入；9．節(jié)流負(fù)載；10．壓力源圖5　主控制油壓調(diào)節(jié)閥模型

2.3換擋電磁閥

某型大功率AT的換擋電磁閥采用二位三通高速開(kāi)關(guān)閥，在結(jié)構(gòu)上有常閉與常開(kāi)兩個(gè)基本類型，其原理如圖6所示。輸入脈寬信號(hào)時(shí)，鋼球在電磁力的作用下不斷開(kāi)關(guān)，控制油路間歇性供油，使離合器接合/分離過(guò)程中的油壓按設(shè)定規(guī)律變化，以減少換擋沖擊，實(shí)現(xiàn)擋位平穩(wěn)轉(zhuǎn)換[5]。

(a)常開(kāi)電磁閥　　　　　　(b)常閉電磁閥　　圖6　換擋電磁閥原理

換擋電磁閥的控制是通過(guò)改變控制信號(hào)的占空比，從而調(diào)制出PWM控制信號(hào)，實(shí)現(xiàn)對(duì)閥口不斷的開(kāi)啟和關(guān)閉控制。利用AEMSim軟件分別建立常閉和常開(kāi)電磁閥模型(如圖7所示)。模型中用電磁壓力轉(zhuǎn)換子模塊5來(lái)模擬電磁力對(duì)閥芯的作用，用占空比子模塊8來(lái)模擬對(duì)控制信號(hào)占空比控制，PWM調(diào)制信號(hào)子模塊7可將輸入的占空比轉(zhuǎn)變?yōu)轭l率為60 Hz的脈寬調(diào)制信號(hào)。

2.4雙邊節(jié)流滑閥

雙邊節(jié)流滑閥直接受對(duì)應(yīng)的電磁閥控制，起到了把換擋電磁閥油壓變化進(jìn)行放大后輸出給離合器的作用，電磁閥產(chǎn)生油壓變化規(guī)律直接可以體現(xiàn)到滑閥的油壓變化上。AT的所有滑閥結(jié)構(gòu)完全相同，且都與電磁閥一一對(duì)應(yīng)，受其控制工作進(jìn)而輸出不同的油壓。其結(jié)構(gòu)原理如圖8所示。

忽略泄漏等因素的影響，如果用a表示重疊量，則a=L1-L2，當(dāng)L1-L2>0時(shí)為正重疊，當(dāng)L1-L2<0時(shí)為負(fù)重疊，當(dāng)L1-L2=0時(shí)為零重疊。某型大功率AT采用負(fù)重疊，重疊量a≈-1 mm，推導(dǎo)可得輸出油壓P0[6]：

(1)

由式(1)可得雙邊節(jié)流滑閥輸出特性曲線(如圖9所示)。當(dāng)閥芯處在最小開(kāi)口與最大開(kāi)口之間時(shí)，油壓會(huì)隨著閥芯移動(dòng)而產(chǎn)生非線性變化。

雙邊節(jié)流滑閥在電磁閥產(chǎn)生的油壓控制下調(diào)節(jié)輸出低于主油壓的任意油壓，起到對(duì)電磁閥油壓進(jìn)行放大的作用，并將油壓送入到離合器，其仿真模型如圖10所示。

(a)常開(kāi)電磁閥

(b)常閉電磁閥1．彈簧子模塊；2、3．閥芯子模塊；4．閥芯質(zhì)量子模塊；5．電磁壓力轉(zhuǎn)換子模塊；6．液壓油屬性模塊；7．PWM調(diào)制信號(hào)子模塊；8．占空比輸入子模塊；9．可變節(jié)流負(fù)載子模塊；10．壓力源；11．可變節(jié)流負(fù)載控制信號(hào)圖7　換擋電磁閥模型

圖8　雙邊節(jié)流滑閥原理

圖9　雙邊節(jié)流滑閥輸出特性曲線

1．輸出反饋?zhàn)幽K；2．定壓彈簧子模塊；3、4、6、7．閥芯子模塊；5．閥芯質(zhì)量子模塊；8．系統(tǒng)主油壓輸入；9．電磁閥壓力輸入圖10　雙邊節(jié)流滑閥模型

3　AT換擋過(guò)程仿真分析

3.1AT液壓控制系統(tǒng)模型

將前述建立的主油壓調(diào)節(jié)閥、主控制油壓調(diào)節(jié)閥、常閉和常開(kāi)換擋電磁閥及雙邊節(jié)流滑閥的仿真模型進(jìn)行組裝集成，各模型之間通過(guò)油路連接，根據(jù)圖1液壓控制系統(tǒng)油路圖連接各部分，建立起如圖11所示的AT液壓控制系統(tǒng)模型[7]。

1．主油壓調(diào)節(jié)閥；2．主控制油壓調(diào)節(jié)閥；3．雙邊節(jié)流滑閥；A～E、G為換擋電磁閥；C1～C6為離合器圖11　AT液壓控制系統(tǒng)模型

3.2仿真結(jié)果分析

3.2.1模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證仿真模型的正確性，在模型中輸入線性占空比信號(hào)(如圖12所示)進(jìn)行仿真，得到電磁閥的輸出油壓和雙邊節(jié)流滑閥的輸出油壓(即離合器油壓)分別如圖13、14所示。

圖12　PWM占空比

圖13　換擋電磁閥輸出油壓

圖14　雙邊節(jié)流滑閥輸出油壓

由仿真結(jié)果可知，在線性占空比下，換擋電磁閥的輸出油壓是非線性的，從而導(dǎo)致通過(guò)其控制的雙邊節(jié)流滑閥輸出油壓也是非線性的，與控制閥體的作用原理吻合。

3.2.2仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比分析

在實(shí)際換擋過(guò)程中，占空比通常采用分階段控制的方法，為進(jìn)一步驗(yàn)證仿真模型的正確性，本文以某型大功率AT二擋升3擋的換擋過(guò)程為研究對(duì)象進(jìn)行仿真，并將仿真結(jié)果與實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。

2擋升3擋的過(guò)程本質(zhì)上是C4離合器充油和C5離合器放油的過(guò)程，也就是換擋電磁閥D占空比增加和換擋電磁閥E占空比減小的過(guò)程。依據(jù)試驗(yàn)測(cè)到的占空比變化，擬定了模型測(cè)試用占空比變化如圖15所示，并以此作為輸入進(jìn)行仿真，結(jié)果如圖16、17所示，圖18為試驗(yàn)測(cè)得2擋升3擋過(guò)程中C4離合器油壓變化規(guī)律。

圖15　PWM占空比

圖16　換擋電磁閥輸出油壓

圖17　雙邊節(jié)流滑閥輸出油壓

圖18　C4離合器油壓變化規(guī)律

對(duì)比圖17、18可知二者輸出結(jié)果總體上趨勢(shì)基本一致，誤差在可接受的范圍之內(nèi)，從而進(jìn)一步驗(yàn)證了本文對(duì)AT液壓控制系統(tǒng)分析以及仿真模型的正確性。仿真結(jié)果在數(shù)值上總體大于試驗(yàn)結(jié)果的原因主要是仿真模型為了便于分析主要因素，而沒(méi)有對(duì)閥體油路及其管道泄漏進(jìn)行考慮，工作油液的泄漏勢(shì)必會(huì)導(dǎo)致工作油壓的降低，但對(duì)結(jié)果沒(méi)有本質(zhì)上的影響。

4　結(jié)　語(yǔ)

在對(duì)AT液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行詳盡分析的基礎(chǔ)上，利用AEMSim軟件分別建立了主油壓調(diào)節(jié)閥、主控制油壓調(diào)節(jié)閥、換擋電磁閥和雙邊節(jié)流滑閥等主要控制閥體的仿真模型，并根據(jù)液壓控制系統(tǒng)油路建立了AT液壓控制系統(tǒng)模型，最后進(jìn)行了2擋升3擋過(guò)程的仿真試驗(yàn)。仿真結(jié)果表明，仿真模型的輸出結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果呈現(xiàn)較為良好的一致性，驗(yàn)證了理論分析和仿真建模的正確性，為AT液壓控制系統(tǒng)的開(kāi)發(fā)和設(shè)計(jì)奠定了基礎(chǔ)。

[1]吳光強(qiáng),孫賢安.汽車自動(dòng)變速器發(fā)展綜述[J].同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2010,38(10):1478-1483.

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(編輯：張峰)

Simulation Analysis of High-Power AT Hydraulic System Based on AEMSim

LI Hongxun1， ZHU Haitian2， ZHAO Zihan2， GAO Long3

(1.National Emergency Transportation Equipment Engineering Technology Research Center, Military Transportation University, Tianjin 300161, China; 2.Postgraduate Training Brigade, Military Transportation University, Tianjin 300161, China; 3.Postgraduate Training Brigade, Armored Force Engineering Institute, Beijing 100072, China)

The simulation model of main control valve body in hydraulic control system is established by analyzing high-power AT hydraulic control system and the model of AT hydraulic control system is established according to the principle of hydraulic control system. With the second gear upshifting to the third gear as an example, AT shift process is simulated. The simulation shows that model output results are consistent with experiment results, and that the theoretical analysis and modeling method are correct. The study lays a foundation for the development and design of AT hydraulic control system.

high-power AT; hydraulic control system; simulation analysis

2015-08-27；

2015-09-01．

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)項(xiàng)目(2012AA1112101).

李紅勛(1981—)，男，碩士，講師.

10．16807/j.cnki.12-1372/e.2016.07.010

U463．22

A

1674-2192(2016)07- 0043- 05