任延飛，席軍強(qiáng)，陳慧巖，于會(huì)龍，孟飛，周衛(wèi)

(1.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081;2.上海理工大學(xué) 系統(tǒng)科學(xué)系，上海 200093;3.新鄉(xiāng)市恒德機(jī)電有限公司，河南 新鄉(xiāng) 453000)

0 引言

大功率濕式離合器主要應(yīng)用于特種車輛的自動(dòng)變速產(chǎn)品中，如應(yīng)用于重型輪式車輛的大功率液力機(jī)械自動(dòng)變速器和履帶車輛的液力機(jī)械綜合傳動(dòng)裝置中［1-2］。濕式離合器在換擋系統(tǒng)的作用下，完成主、從動(dòng)摩擦片的接合或分離，從而實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的傳遞與切換，其原理如圖1 所示，而該過程的完成速度和平順性直接影響換擋質(zhì)量［3］。先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥是大功率濕式離合器換擋系統(tǒng)的關(guān)鍵部分，其作用是根據(jù)控制指令快速、精確地輸出工作油壓，從而完成對(duì)離合器活塞位移與力的控制，進(jìn)一步控制摩擦片的壓緊狀態(tài)［4］。為了提高換擋質(zhì)量，國內(nèi)外學(xué)者針對(duì)濕式離合器各組成部分進(jìn)行了深入研究。

圖1 濕式離合器換擋系統(tǒng)工作原理Fig.1 Working principle diagram of the shifting system of the high power wet clutch

離合器摩擦片作為轉(zhuǎn)矩傳遞的摩擦元件，其在滑摩過程中的狀態(tài)變化直接影響換擋質(zhì)量和摩擦元件壽命［5］。為了提高濕式離合器的換擋質(zhì)量，Gao 等［6-8］針對(duì)離合器滑摩過程提出了多種控制方法，使控制系統(tǒng)對(duì)參數(shù)不確定性具有魯棒性。Dong 等［9］提出了一種濕式離合器的滑移協(xié)調(diào)多相控制策略，有效地減小了傳動(dòng)系統(tǒng)的振蕩沖擊。Park 等［10］提出了一種轉(zhuǎn)矩自適應(yīng)控制方法，提高了濕式離合器滑摩過程的魯棒性。離合器工作腔內(nèi)的油壓響應(yīng)特性對(duì)離合器摩擦片的結(jié)合或分離過程至關(guān)重要［11］。為了提高油壓響應(yīng)的動(dòng)態(tài)特性、穩(wěn)定性，很多研究人員針對(duì)不同的調(diào)壓閥進(jìn)行了研究。Lee 等［12-13］針對(duì)乘用車液力機(jī)械自動(dòng)變速器用換擋系統(tǒng)的直動(dòng)式電液調(diào)壓閥開展研究，通過建立多物理場(chǎng)耦合模型分析了電磁、液壓之間的耦合關(guān)系，并進(jìn)一步分析了液動(dòng)力對(duì)閥芯響應(yīng)的影響。為了適應(yīng)大功率濕式離合器的換擋需求，以高速電磁閥為先導(dǎo)的二級(jí)電液調(diào)壓閥被廣泛應(yīng)用［14-15］。Meng 等［4，16］通過建立先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的系統(tǒng)動(dòng)態(tài)模型，分析了關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)油壓動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性的敏感性，并利用遺傳算法提高了油壓響應(yīng)時(shí)間。Jian 等［17］針對(duì)調(diào)壓閥的穩(wěn)定性問題開展研究，利用分叉理論分析了不同參數(shù)對(duì)油壓振蕩問題的影響，最后利用粒子群優(yōu)化(PSO) 算法提高了油壓穩(wěn)定性。Ouyang 等［18］針對(duì)電液調(diào)壓閥在工作過程中的性能變化開展研究，通過建立系統(tǒng)動(dòng)態(tài)模型分析并預(yù)測(cè)了油壓的動(dòng)態(tài)變化。因此，電液調(diào)壓閥的動(dòng)態(tài)特性對(duì)濕式離合器的換擋質(zhì)量有重要影響。

然而，先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥多個(gè)環(huán)節(jié)存在強(qiáng)非線性和參數(shù)時(shí)變的特性，現(xiàn)有的動(dòng)態(tài)建模方法是針對(duì)油壓響應(yīng)的時(shí)域特性進(jìn)行分析的，無法綜合全面地分析工作油壓響應(yīng)特性的變化。

針對(duì)以上問題，本文在剖析先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥工作原理的基礎(chǔ)上，考慮了阻尼系數(shù)、流量系數(shù)和增益系數(shù)隨油溫的可變性。通過建立先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的頻域模型，研究了先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥在不同參數(shù)下的時(shí)域和頻域響應(yīng)特性，得到了參數(shù)變化的影響規(guī)律。本文通過分析關(guān)鍵參數(shù)對(duì)油壓響應(yīng)時(shí)域與頻域特性的影響規(guī)律，有助于進(jìn)一步指導(dǎo)結(jié)構(gòu)優(yōu)化和控制器設(shè)計(jì)的工作。

1 原理方案設(shè)計(jì)

大功率濕式離合器換擋系統(tǒng)(見圖1) 主要由自動(dòng)變速器控制單元(TCU)、先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥、離合器活塞組件、摩擦片組件以及供油系統(tǒng)組成。依靠濕式離合器進(jìn)行換擋的自動(dòng)變速機(jī)構(gòu)，通過控制目標(biāo)擋位的主、從動(dòng)摩擦片結(jié)合狀態(tài)完成轉(zhuǎn)矩傳遞和轉(zhuǎn)速變化。摩擦片的結(jié)合與分離受離合器活塞組件內(nèi)的工作油壓控制，因此工作油壓的控制精度、響應(yīng)速度和穩(wěn)定性直接影響換擋質(zhì)量。本文采用一種先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的方案控制離合器腔內(nèi)的油壓，以高速比例電磁閥作先導(dǎo)，以主閥完成功率放大，其設(shè)計(jì)方案如圖2 所示。

圖2 先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥結(jié)構(gòu)方案示意圖Fig.2 Schematic diagram of the structure for the pilot-operated electro-hydraulic pressure regulating valve

以升擋過程為例，當(dāng)TCU 發(fā)出控制指令后，高速比例電磁閥根據(jù)控制指令快速地將電信號(hào)轉(zhuǎn)變?yōu)橛蛪嚎刂菩盘?hào)，從而驅(qū)動(dòng)主閥閥芯的運(yùn)動(dòng);主閥的作用與減壓閥的作用相類似，能夠快速地將來自先導(dǎo)閥的控制油壓轉(zhuǎn)變?yōu)橹饔蛪狠敵?主閥內(nèi)部是一個(gè)機(jī)械式自動(dòng)反饋系統(tǒng)，主閥輸出的工作油液經(jīng)過反饋端節(jié)流孔流入反饋腔形成反饋油壓，并與控制油壓實(shí)現(xiàn)主閥的動(dòng)態(tài)平衡，從而實(shí)現(xiàn)油壓的快速調(diào)節(jié);隨著離合器工作腔內(nèi)的油壓慢慢增加，摩擦片間的壓緊力也越來越大，傳遞的轉(zhuǎn)矩越來越多，最后完成換擋過程。為能夠?qū)崿F(xiàn)輸入軸與輸出軸動(dòng)力的快速、平穩(wěn)傳遞，不僅需要良好的控制策略，還需要先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥能夠快速、精確、穩(wěn)定地完成油壓調(diào)節(jié)。

2 數(shù)學(xué)建模

先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥不同于傳統(tǒng)的直動(dòng)式電磁閥，它以低壓小流量的高速響應(yīng)比例閥作先導(dǎo)，驅(qū)動(dòng)高壓大流量的主閥進(jìn)行完成流量輸出與壓力調(diào)節(jié)，因此先導(dǎo)閥與主閥之間存在緊密的耦合關(guān)系。本節(jié)分別搭建先導(dǎo)閥和主閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)模型，最后建立調(diào)壓過程的頻域模型。

2.1 先導(dǎo)電磁閥模型

比例電磁閥可以分為比例電磁鐵和液壓兩部分，以下分別對(duì)其進(jìn)行建模。

2.1.1 比例電磁鐵建模

根據(jù)文獻(xiàn)［19］，比例電磁鐵輸出穩(wěn)態(tài)電磁力Fmag只與線圈平均電流I 呈線性關(guān)系，與線圈位置無關(guān)，可表示為

式中:a 為電磁力的增益系數(shù);b 為偏移量。根據(jù)基爾霍夫電壓定律，線圈中的電流響應(yīng)可表示為

式中:U 為電源電壓;R 為線圈電阻;Ls為線圈電感。

2.1.2 液壓部分建模

液壓部分通過平衡入口流量qs和泄油口流量qd的大小，進(jìn)而控制輸出口的油壓變化。根據(jù)節(jié)流孔的流量計(jì)算方程，流入控制腔內(nèi)的凈流量大小qn可表示為

式中:Kq1為進(jìn)油口處的流量增益;Kc1為進(jìn)油口處的流量-壓力系數(shù);Kq2為泄油口處的流量增益;Kc2為泄油口處的流量-壓力系數(shù);ps為進(jìn)油口處的供油壓力;pc為出油口處的輸出壓力;xs為電磁閥閥芯位移。

先導(dǎo)電磁閥與主閥的耦合關(guān)系可表示為

式中:Vc為控制腔的初始容積;Sc為主閥閥芯左側(cè)控制面的面積;xm為主閥芯的位移;βe為油的體積彈性模量。

根據(jù)牛頓第二定律，先導(dǎo)閥閥芯組件的運(yùn)動(dòng)平衡方程可表示為

式中:ms為閥芯組件的質(zhì)量;S1為進(jìn)油口處的受力面積;S2為出油口處的受力面積;c 為電磁閥閥芯阻尼系數(shù);k 為電磁閥彈簧剛度;xs0為預(yù)壓縮。

2.2 主閥模型

2.2.1 流體動(dòng)力學(xué)建模

通過對(duì)主閥結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，當(dāng)主閥在調(diào)壓過程時(shí)，流入主閥出油口的輸出油壓由進(jìn)油流量和出油流量決定。從端口P 流入端口的流量qi可表示為

泄油時(shí)進(jìn)油口關(guān)閉，qi=0 L/min，從端口A 流出端口T 的流量q0可表示為

式中:Kq4為主閥的流量增益;Kc4為流量-壓力系數(shù);pz為主閥進(jìn)油口P 端的供油壓力;po為主閥工作腔的輸出壓力。

同理，流入或流出反饋室的流量可以表示為

式中:Kd為流量-壓力系數(shù);pf為反饋室中的反饋壓力，

Vf為反饋室的體積，Sf為主閥芯右端受力面積。同理，p0可表示為

式中:Vo為工作腔的體積。

2.2.2 機(jī)械動(dòng)力學(xué)建模

根據(jù)圖2 所示，主閥芯的受力可分為6 種類型:1) 左端面控制力Fc;2) 右端面反饋力Ff;3) 彈簧力Fs;4) 阻尼力Fd;5) 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Fsh;6) 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Fth。利用牛頓第二定律，主閥芯的機(jī)械動(dòng)力學(xué)方程可表示為

式中:M 為主閥閥芯的質(zhì)量。主閥芯的受力分別為

式中:Ke為主閥彈簧剛度;xm0為主閥彈簧預(yù)壓縮;Df為主閥阻尼系數(shù);Cd為閥口的流量系數(shù);d1為主閥芯的直徑;l 為主閥芯在初始狀態(tài)時(shí)的遮蓋量;L 為主閥芯兩內(nèi)端面的距離;ρ 為油液密度;Δp 為壓力差。

將式(12) 代入式(11)，可得

2.3 頻域模型

針對(duì)先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥存在的復(fù)雜機(jī)電液耦合問題，在時(shí)域系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)上建立一種系統(tǒng)頻域分析模型，具體建模過程如下。

式中:Kc3=Kc1-Kc2為等效的流量-壓力系數(shù);ω0=為控制腔的轉(zhuǎn)折頻率。

由式(8) 和式(9)，并進(jìn)一步推導(dǎo)，反饋腔油壓pd可表示為

由式(13) 可推導(dǎo)出

由以上推導(dǎo)的每個(gè)組件頻域模型，創(chuàng)建先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的傳遞函數(shù)框圖，如圖3 所示。

圖3 先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的傳遞函數(shù)框圖Fig.3 Transfer function block diagram of POEHPRV

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 測(cè)試方案設(shè)計(jì)

為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，本文搭建測(cè)試平臺(tái)測(cè)試了電液調(diào)壓閥在不同控制信號(hào)下的油壓響應(yīng)。測(cè)試平臺(tái)主要由被測(cè)樣機(jī)、液壓泵站、油壓傳感器、電流傳感器、控制與數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等組成。被測(cè)樣機(jī)由本團(tuán)隊(duì)設(shè)計(jì)與加工，其關(guān)鍵參數(shù)如表1 所示。油壓傳感器型號(hào)為Gems 1200RGB6001，電流傳感器為LEM CKSR6-NP，控制與數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采用dSPACE Microbox，它們的主要性能參數(shù)如表2 所示。測(cè)試裝置的原理圖如圖4 所示。

圖4 先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥性能測(cè)試臺(tái)Fig.4 Test bench of pilot-operated electro-hydraulic pressure regulating valve

表1 關(guān)鍵設(shè)備參數(shù)Table 1 Parameters of key apparatus

表2 先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥關(guān)鍵參數(shù)Table 2 Key parameters of pilot-operated electro-hydraulic pressure regulating valve

在本文試驗(yàn)方案中，樣機(jī)的供油壓力與實(shí)際應(yīng)用場(chǎng)合相同，先導(dǎo)閥供油壓力ps和主閥供油壓力pz分別為1 MPa 和3 MPa，油溫的控制通過調(diào)節(jié)試驗(yàn)臺(tái)的加熱器實(shí)現(xiàn)。在模型的驗(yàn)證環(huán)節(jié)，通過測(cè)量多種開環(huán)控制條件下的油壓時(shí)域響應(yīng)數(shù)據(jù)，完成仿真與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比。

3.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

基于先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥仿真模型與樣機(jī)，不同電壓階躍輸入下的輸出油壓動(dòng)態(tài)響應(yīng)仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖5(a)～圖5(c) 所示。圖5(a) 結(jié)果的輸入電壓為3 V，仿真油壓在45 ms 時(shí)開始建壓，最終穩(wěn)態(tài)油壓為1 MPa，第1 次達(dá)到1 MPa 的時(shí)間為51 ms，建壓時(shí)間為6 ms。試驗(yàn)油壓在43 ms 時(shí)開始建壓，最終穩(wěn)態(tài)油壓為1 MPa，第1 次達(dá)到1 MPa的時(shí)間為50 ms，建壓時(shí)間為7 ms。圖5(b) 結(jié)果的輸入電壓為5 V，仿真與試驗(yàn)油壓均在36 ms 時(shí)開始建壓，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的最終穩(wěn)態(tài)油壓為2 MPa，建壓時(shí)間分別為8 ms 和7 ms。圖5(c) 結(jié)果的輸入電壓為8 V，仿真與試驗(yàn)油壓均在24 ms時(shí)開始建壓，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的最終穩(wěn)態(tài)油壓均為3 MPa，建壓時(shí)間分別為8 ms 和7 ms。通過分析可知，供電電壓的增加會(huì)縮短油壓開始建立的時(shí)間，而對(duì)建壓時(shí)間沒有較大影響。仿真與試驗(yàn)結(jié)果的穩(wěn)態(tài)油壓雖然有偏差，但偏差較小，能夠滿足要求。在圖5 的試驗(yàn)數(shù)據(jù)中可以看出，其油壓響應(yīng)過程存在一定的波動(dòng)情況，通過分析可知，這些波動(dòng)有兩方面原因?qū)е拢皇枪┯拖到y(tǒng)存在的油壓脈動(dòng)，二是系統(tǒng)開啟時(shí)，油壓自身存在的慣性會(huì)對(duì)傳感器造成一定的沖擊，對(duì)電液調(diào)壓閥的動(dòng)態(tài)響應(yīng)沒有影響，并且在仿真過程中沒有考慮這些問題，可以通過濾波方式進(jìn)行處理。

圖5 不同電壓輸入下的油壓階躍響應(yīng)Fig.5 Pressure response results under different step voltages

圖6 對(duì)比了在斜坡電壓輸入下的仿真與試驗(yàn)數(shù)據(jù)，仿真油壓在1 s 時(shí)刻開始建立，并在開始時(shí)刻有一點(diǎn)油壓跳躍。隨著電壓的繼續(xù)增大，輸出油壓隨電壓值線性增加，在3 s 時(shí)刻達(dá)到最大值3 MPa。而試驗(yàn)油壓在1.1 s 時(shí)開始增加，并在開始階段有一定的油壓振蕩，最后在3.05 s 時(shí)刻達(dá)到最大值3 MPa，試驗(yàn)油壓與輸入電壓也具有良好的線性關(guān)系。通過對(duì)比，雖然試驗(yàn)油壓響應(yīng)略慢于仿真中的油壓響應(yīng)，但整個(gè)過程的差異較小。主要原因是當(dāng)先導(dǎo)電磁閥在低電壓時(shí)，其輸出精度較低，隨著電壓的增加其精度也增加。

圖6 斜坡電壓輸入下的油壓響應(yīng)Fig.6 Pressure response under ramp voltage

上述對(duì)比結(jié)果表明，本文所建立的電液調(diào)壓閥動(dòng)態(tài)特性仿真模型與樣機(jī)的時(shí)域響應(yīng)數(shù)據(jù)高度一致，驗(yàn)證了時(shí)域模型的準(zhǔn)確行。

4 時(shí)頻域特性分析與討論

先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的動(dòng)態(tài)特性可以通過系統(tǒng)頻域波特圖對(duì)其快速性和穩(wěn)定性評(píng)價(jià)進(jìn)行評(píng)價(jià)。主要影響的因素有6 種，包括:1) 入口節(jié)流孔尺寸、2) 反饋腔節(jié)流孔尺寸、7) 工作腔體積、4) 輸入信號(hào)、5) 工作油溫條件和6) 先導(dǎo)控制元件的響應(yīng)速度。下文對(duì)以上影響因素進(jìn)行分析討論。

4.1 入口節(jié)流孔的影響

圖7(a) 和圖7(b) 分別對(duì)比了電液調(diào)壓閥在不同主閥輸入口節(jié)流孔尺寸時(shí)的頻域特性與時(shí)域特性對(duì)比結(jié)果。根據(jù)圖7(a) 所示的系統(tǒng)頻域波特圖，當(dāng)輸入節(jié)流孔分別為6 mm、8 mm 和10 mm 時(shí)，電液調(diào)壓閥的無阻尼固有頻率分別為484 rad/s、467 rad/s和452 rad/s，諧振峰高度分別為18.4 dB、12.4 dB和11.2 dB;-3 dB 帶寬和-90°帶寬時(shí)的頻率分別為470 rad/s、458 rad/s 和479 rad/s。諧振峰高度隨著輸入節(jié)流孔尺寸的增加而增加，可以判斷電液調(diào)壓閥的開環(huán)系統(tǒng)是穩(wěn)定的，而在圖7(b) 中可以看出節(jié)流孔越大建壓速度越快，響應(yīng)速度越快。隨著節(jié)流孔的增加，系統(tǒng)的阻尼比會(huì)增加，從而導(dǎo)致輸出油壓的超調(diào)量和穩(wěn)定調(diào)節(jié)時(shí)間增加。

圖7 不同輸入節(jié)流孔尺寸的響應(yīng)結(jié)果對(duì)比Fig.7 Comparison of response results for different input orifice sizes

4.2 反饋腔節(jié)流孔的影響

圖8(a) 和圖8(b) 分別對(duì)比了電液調(diào)壓閥在不同反饋腔節(jié)流孔尺寸時(shí)的頻域特性與時(shí)域特性。根據(jù)圖8(a) 所示的系統(tǒng)頻域波特圖，當(dāng)輸入節(jié)流孔分別為0.5 mm、1.0 mm 和1.5 mm 時(shí)，電液調(diào)壓閥的無阻尼固有頻率分別為300 rad/s、450 rad/s 和470 rad/s，諧振峰高度分別為12 dB、16 dB 和17 dB;-3 dB帶寬和-90°帶寬時(shí)的頻率分別為331 rad/s、438 rad/s 和457 rad/s。隨著尺寸減小，系統(tǒng)的開環(huán)響應(yīng)越穩(wěn)定，但其帶寬變窄。根據(jù)圖8(b) 的時(shí)域響應(yīng)對(duì)比結(jié)果，不同反饋腔節(jié)流孔的尺寸對(duì)油壓開始建立時(shí)間影響較大，尺寸越大，開始建壓時(shí)間越短，但對(duì)建壓過程的油壓響應(yīng)速度沒有影響。隨著尺寸增大，阻尼比的增加，油壓的超調(diào)量沒有變化，而油壓穩(wěn)定調(diào)節(jié)時(shí)間會(huì)縮減。

圖8 不同反饋節(jié)流孔尺寸的響應(yīng)結(jié)果對(duì)比Fig.8 Comparison of response results for different feedback orifice sizes

4.3 工作腔體積的影響

圖9(a) 和圖9(b) 分別對(duì)比了電液調(diào)壓閥在不同工作腔體積時(shí)的頻域特性與時(shí)域特性。根據(jù)圖9(a) 所示的系統(tǒng)頻域波特圖，當(dāng)工作腔體積分別為0.3 L、0.45 L 和0.6 L 時(shí)，電液調(diào)壓閥的無阻尼固有頻率分別為536 rad/s、505 rad/s 和450 rad/s，諧振峰高度分別為10.3 dB、16.5 dB 和25.7 dB;-3 dB 帶寬和-90°帶寬時(shí)的頻率分別為514 rad/s、490 rad/s 和444 rad/s。隨著工作腔體積的增加，系統(tǒng)的帶寬變窄，阻尼比降低，其開環(huán)穩(wěn)定性變差，導(dǎo)致油壓的超調(diào)量和油壓穩(wěn)定時(shí)間均增加。在圖9(b) 中，不同工作腔體積對(duì)油壓開始建立時(shí)間沒有影響，對(duì)油壓響應(yīng)速度影響較小。

圖9 不同工作腔體積的響應(yīng)結(jié)果對(duì)比Fig.9 Comparison of response results for different working chamber volumes

4.4 不同輸入信號(hào)的影響

圖10(a) 和圖10(b) 分別對(duì)比了電液調(diào)壓閥在不同工作輸入信號(hào)時(shí)的頻域特性與時(shí)域特性。根據(jù)圖10(a) 所示的系統(tǒng)頻域波特圖，當(dāng)輸入信號(hào)分別為3 V、5 V 和8 V 時(shí)，電液調(diào)壓閥的無阻尼固有頻率分別為361 rad/s、422 rad/s 和476 rad/s，諧振峰高度分別為10.5 dB、13.9 dB 和17.3 dB;-3 dB 帶寬和-90°帶寬時(shí)的頻率分別為370 rad/s、412 rad/s 和454 rad/s。隨著輸入信號(hào)的變化，其頻域響應(yīng)特性發(fā)生變化。信號(hào)越大，開環(huán)響應(yīng)的帶寬變寬，但穩(wěn)定性變差。根據(jù)圖10(b) 所示的油壓時(shí)域響應(yīng)對(duì)比結(jié)果，隨著輸入信號(hào)的增大，油壓開始建壓時(shí)間縮短，并且油壓響應(yīng)時(shí)間變快;由于頻域特性的阻尼比會(huì)變小，從而導(dǎo)致穩(wěn)定時(shí)間增加。

圖10 不同輸入信號(hào)的響應(yīng)結(jié)果對(duì)比Fig.10 Comparison of response results for different input signals

4.5 不同油溫條件的影響

圖11(a) 和圖11(b) 分別對(duì)比了電液調(diào)壓閥在不同油溫時(shí)的頻域特性與時(shí)域特性。根據(jù)圖11(a)所示的系統(tǒng)頻域波特圖，當(dāng)工作油溫分別為40 ℃、70 ℃和90 ℃時(shí)，電液調(diào)壓閥的無阻尼固有頻率分別為351 rad/s、467 rad/s 和489 rad/s，諧振峰高度分別為13 dB、17.3 dB 和18.6 dB;-3 dB 帶寬和-90°帶寬時(shí)的頻率分別為367 rad/s、455 rad/s 和475 rad/s。隨著油溫的變化，系統(tǒng)響應(yīng)特性發(fā)生變化。溫度越高，響應(yīng)帶寬越寬，但穩(wěn)定性越差。根據(jù)圖11(b) 所示的油壓時(shí)域響應(yīng)結(jié)果，隨著油溫增加，油壓開始建壓時(shí)間縮短，并且油壓響應(yīng)時(shí)間變快;由于其頻域特性的阻尼比變小，導(dǎo)致穩(wěn)定時(shí)間增加。

圖11 不同油溫條件下的響應(yīng)結(jié)果對(duì)比Fig.11 Comparison of response results for different oil temperature conditions

4.6 先導(dǎo)電磁閥響應(yīng)速度的影響

圖12(a)、圖12(b) 分別對(duì)比了電液調(diào)壓閥在不同響應(yīng)速度的先導(dǎo)電磁閥驅(qū)動(dòng)下的頻域特性與時(shí)域特性。圖12(a) 展示了系統(tǒng)的頻域特性波特圖，先導(dǎo)電磁閥1～3 的響應(yīng)速度分別由快至慢，電液調(diào)壓閥的無阻尼固有頻率分別為512 rad/s、467 rad/s和446 rad/s，諧振峰高度分別為30.6 dB、17.3 dB和13.2 dB;-3 dB 帶寬和-90°帶寬時(shí)的頻率分別為505 rad/s、455 rad/s 和429 rad/s。隨著先導(dǎo)電磁閥響應(yīng)速度增加，系統(tǒng)的響應(yīng)帶寬變寬，也會(huì)導(dǎo)致阻尼比降低，進(jìn)而使穩(wěn)定性變差。根據(jù)圖12(b) 所示的油壓時(shí)域響應(yīng)對(duì)比，當(dāng)先導(dǎo)電磁閥的響應(yīng)速度變快時(shí)，油壓開始建壓時(shí)間縮短，并且油壓響應(yīng)時(shí)間變快;但由于頻域特性的阻尼比會(huì)變小，從而導(dǎo)致穩(wěn)定時(shí)間增加。

圖12 不同先導(dǎo)電磁閥速度的響應(yīng)結(jié)果對(duì)比Fig.12 Comparison of response results for different pilot solenoid valves

5 結(jié)論

本文針對(duì)用于大功率濕式離合器換擋系統(tǒng)先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的時(shí)頻域特性進(jìn)行了研究。通過建立先導(dǎo)閥與主閥的耦合時(shí)域模型，并利用普拉斯變換得到了先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥的傳遞函數(shù);通過搭建樣機(jī)測(cè)試平臺(tái)，驗(yàn)證了時(shí)域模型的準(zhǔn)確性;最后，利用頻域特性與油壓時(shí)域響應(yīng)結(jié)合分析，得到了先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥不同條件下的響應(yīng)特性。得出主要結(jié)論如下:

1) 工作過程中，先導(dǎo)電磁閥與主閥存在較強(qiáng)的耦合特性，先導(dǎo)電磁閥較高的響應(yīng)速度能夠降低油壓響應(yīng)的死區(qū)，但會(huì)增加油壓響應(yīng)的穩(wěn)定調(diào)整時(shí)間，甚至?xí)鹩蛪赫袷?。因此，先?dǎo)電磁閥與主閥需要進(jìn)行合理的動(dòng)態(tài)匹配。

2) 影響電液調(diào)壓閥響應(yīng)特性的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)包括入口節(jié)流孔尺寸、反饋腔節(jié)流孔尺寸以及工作腔的大小。在增加響應(yīng)帶寬的同時(shí)，也會(huì)導(dǎo)致阻尼比下降，使穩(wěn)定性變差。

3) 先導(dǎo)式電液調(diào)壓閥是一個(gè)參數(shù)時(shí)變系統(tǒng)，受輸入信號(hào)大小、油溫的影響。隨著輸入信號(hào)變化，系統(tǒng)的響應(yīng)帶寬與穩(wěn)定性都會(huì)改變;油溫越高，響應(yīng)速度越快，同時(shí)也會(huì)增加系統(tǒng)的壓力調(diào)節(jié)時(shí)間。