車輛換擋系統(tǒng)調(diào)壓閥優(yōu)化設(shè)計(jì)與試驗(yàn)

魏列江 李 維 劉增光 羅小梅 安一超 項(xiàng) 可

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 蘭州 730050； 2.中國北方車輛研究所車輛傳動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 北京 100072)

0 引言

換擋系統(tǒng)作為車輛的關(guān)鍵組成部分，其性能直接影響車輛傳動(dòng)平穩(wěn)性和乘坐舒適性[1]。通過接收相應(yīng)的接合指令，換擋系統(tǒng)控制離合器充油[2-3]。在充油過程中，如果離合器內(nèi)油壓升高過快，會(huì)加劇離合器摩擦片的滑摩，產(chǎn)生劇烈的換擋沖擊，從而降低摩擦片的使用壽命[4-5]。為了使充油過程盡量快速且平穩(wěn)，需要改善車輛的換擋品質(zhì)[6-9]。影響換擋品質(zhì)的因素有換擋動(dòng)作、離合器油壓、車輛本身的慣性以及換擋規(guī)律等[10-12]。國內(nèi)外主要通過液壓緩沖閥、脈寬調(diào)制(PWM)高速開關(guān)閥和調(diào)壓閥對離合器油壓進(jìn)行控制[13]。其中，液壓緩沖閥控制簡單、性能可靠、成本低廉，但在彈簧剛度和彈簧預(yù)緊力不變的情況下，難以滿足不同擋位對離合器緩沖特性的要求[14]；脈寬調(diào)制高速開關(guān)閥響應(yīng)迅速、易于微機(jī)控制，但允許通過的流量較小，應(yīng)用范圍有限[15]；調(diào)壓閥的綜合性能好，控制精度高，能適應(yīng)惡劣的工作環(huán)境，其動(dòng)靜態(tài)特性可以滿足大多數(shù)工業(yè)應(yīng)用要求，是重型車輛控制元件的首選[16-19]。目前調(diào)壓閥相關(guān)研究已經(jīng)取得了一定的進(jìn)展[20-22]，但大多集中于單參數(shù)、單優(yōu)化方案，而對于多參數(shù)、多優(yōu)化方案的研究仍較少?？紤]到充油壓力曲線可以在一定程度上反映換擋過程中油壓特性的變化規(guī)律，本文將以換擋系統(tǒng)充油壓力作為優(yōu)化目標(biāo)，采用多種算法對調(diào)壓閥進(jìn)行多參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，選出最優(yōu)算法，確定調(diào)壓閥最優(yōu)結(jié)構(gòu)參數(shù)，并加以試驗(yàn)驗(yàn)證，以期提高換擋系統(tǒng)的穩(wěn)定性并改善換擋品質(zhì)。

1 調(diào)壓閥工作原理

圖1為調(diào)壓閥原理圖，由比例溢流閥作先導(dǎo)閥，減壓閥作主閥構(gòu)成。通過控制調(diào)壓閥的輸出壓力，可以調(diào)節(jié)進(jìn)入離合器的油壓。其中，主閥進(jìn)口壓力為p1，出口壓力為p2；先導(dǎo)閥進(jìn)口壓力為p3。當(dāng)先導(dǎo)閥進(jìn)口壓力小于其設(shè)定壓力時(shí)，先導(dǎo)閥關(guān)閉，主閥閥口為最大開度，不起減壓作用，即主閥進(jìn)出口壓力相等(p1=p2)；當(dāng)先導(dǎo)閥進(jìn)口壓力大于其設(shè)定壓力時(shí)，先導(dǎo)閥開啟，主閥閥口開度減小，此時(shí)主閥的出口壓力小于進(jìn)口壓力，其值約為先導(dǎo)閥進(jìn)口壓力(p3≈p2

圖1 調(diào)壓閥原理圖Fig.1 Schematic of pressure regulating valve

2 換擋系統(tǒng)仿真建模與分析

2.1 AMESim建模

在AMESim元件庫中選擇相應(yīng)的元件進(jìn)行連接，可得到換擋系統(tǒng)的AMESim仿真模型，如圖2所示。供油單元的油液依次通過電磁換向閥和調(diào)壓閥進(jìn)入離合器。電磁換向閥控制充放油狀態(tài)，調(diào)壓閥調(diào)節(jié)充油壓力，離合器進(jìn)行換擋。表1為換擋系統(tǒng)AMESim模型的主要參數(shù)。

圖2 換擋系統(tǒng)AMESim仿真模型Fig.2 AMESim simulation model of shift system

表1 換擋系統(tǒng)AMESim模型主要參數(shù)Tab.1 Main parameters in AMESim model of shift system

2.2 仿真充油曲線與理想充油曲線的對比

圖3為理想充油曲線。根據(jù)離合器油缸內(nèi)充油壓力的變化情況，整個(gè)充油過程分為3個(gè)主要工作階段[23]：

(1)快速充油階段(0～a段)：油液進(jìn)入離合器油腔，克服彈簧預(yù)緊力，消除間隙，直到摩擦片貼合為止。該階段需要快速起步，以縮短時(shí)間，減小功率損失；壓力由離合器貼合時(shí)分離彈簧的張力以及離合器油缸的承壓面積來決定。

(2)緩沖升壓階段(a～b段)：摩擦片剛貼合時(shí)，主動(dòng)摩擦片轉(zhuǎn)速較高，從動(dòng)摩擦片轉(zhuǎn)速較低，經(jīng)過滑摩過程，最終同步運(yùn)動(dòng)。充油過程主要控制該階段，要求必須確保油壓的精確控制，從而減緩摩擦片的接合速度，降低滑摩擾動(dòng)，實(shí)現(xiàn)平穩(wěn)換擋。該階段的時(shí)間不宜過短，壓力由離合器傳遞的摩擦力矩來決定。

(3)階躍升壓階段(b～c段)：為了提高換擋效率，此階段離合器的充油壓力應(yīng)快速升至系統(tǒng)壓力，對換擋品質(zhì)的影響極小。該階段升壓較快，耗時(shí)較短；壓力由離合器傳遞的摩擦力矩來決定。

圖3 理想充油曲線Fig.3 Curve of ideal oil filling

圖3中，pa和pb分別為緩沖升壓階段的初始壓力和終止壓力，ps為系統(tǒng)壓力；t1為快速充油時(shí)間，t2為緩沖升壓時(shí)間，t3為階躍升壓時(shí)間。

如圖4所示，設(shè)置運(yùn)行時(shí)間為3.5 s，對充油過程進(jìn)行仿真分析?？焖俪溆碗A段從0開始，經(jīng)過0.03 s進(jìn)入緩沖升壓階段，持續(xù)1.51 s后到達(dá)階躍升壓階段，最終經(jīng)過0.08 s后，充油壓力穩(wěn)定在1.50 MPa。其中，在緩沖升壓階段中，初始壓力約為0.69 MPa，終止壓力約為1.04 MPa。在階躍升壓階段，出現(xiàn)了明顯的壓力波動(dòng)。

圖4 仿真充油曲線Fig.4 Curve of simulated oil filling

充油曲線參數(shù)理想值與仿真值的對比如表2所示，在仿真充油曲線中，符合理想充油曲線要求的參數(shù)較少，且充油過程應(yīng)盡量避免壓力波動(dòng)的產(chǎn)生。

3 調(diào)壓閥優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 目標(biāo)函數(shù)

誤差積分準(zhǔn)則是期望值與實(shí)際值之間偏差的函數(shù)積分形式，可以用來衡量系統(tǒng)性能的優(yōu)良程度[24]。采用誤差積分準(zhǔn)則所設(shè)計(jì)的系統(tǒng)，瞬態(tài)響應(yīng)的振蕩性小，對參數(shù)具有較好的選擇性，其計(jì)算式為

(1)

表2 充油曲線參數(shù)的理想值與仿真值的對比Tab.2 Contrast between ideal and simulated values of parameters in oil filling curve

式中t——響應(yīng)時(shí)間

e(t)——響應(yīng)誤差

針對調(diào)壓閥的結(jié)構(gòu)優(yōu)化問題，將調(diào)壓閥的輸出油壓p(t)作為優(yōu)化目標(biāo)，可得

(2)

式中p(T)——調(diào)壓閥最終穩(wěn)定時(shí)的輸出壓力

將式(2)代入式(1)可得

(3)

其中，J越小，響應(yīng)時(shí)間和超調(diào)量越小，調(diào)壓閥的性能越好，優(yōu)化效果越好。故目標(biāo)函數(shù)為

(4)

3.2 設(shè)計(jì)變量及邊界約束

調(diào)壓閥作為換擋系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，可以對離合器的油壓進(jìn)行精確控制，從而提高換擋品質(zhì)。調(diào)壓閥主要參數(shù)取值范圍如表3所示。

表3 調(diào)壓閥主要參數(shù)取值范圍Tab.3 Main parameters range of pressure regulating valve

圖5為Pareto圖，表示調(diào)壓閥中相關(guān)參數(shù)對充油壓力的影響程度。Pareto圖既可以表示單參數(shù)對充油壓力的影響程度(如D表示閥芯直徑對充油壓力的影響程度),也可以表示復(fù)合參數(shù)對充油壓力的影響程度(如d/x表示在阻尼孔直徑和閥口開度這兩個(gè)參數(shù)的共同作用下，對充油壓力的影響程度)。

圖5 Pareto圖Fig.5 Pareto chart

如圖5所示，閥芯直徑對充油壓力的影響程度很小，可以忽略不計(jì)。阻尼孔直徑、閥口開度和彈簧預(yù)緊力對充油壓力的影響較大，故本文僅對這3個(gè)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。圖6為調(diào)壓閥關(guān)鍵參數(shù)的結(jié)構(gòu)示意圖。

圖6 調(diào)壓閥結(jié)構(gòu)圖Fig.6 Structure chart of pressure regulating valve

邊界約束g(X)可以表示為

(5)

故充油壓力的目標(biāo)函數(shù)為

minJ(x,F,d)

(6)

3.3 優(yōu)化算法及其對比分析

工程問題的優(yōu)化往往比較復(fù)雜，其設(shè)計(jì)變量和約束函數(shù)可能是線性或非線性、連續(xù)或離散的。為了提高參數(shù)辨識的速度和精度，本文采用兩種算法對調(diào)壓閥進(jìn)行多參數(shù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。二次拉格朗日非線性規(guī)劃算法(NLPQL)可將約束條件線性化，通過二階泰勒級數(shù)的方法展開目標(biāo)函數(shù)，采用二次規(guī)劃法得到新的點(diǎn)進(jìn)行線性搜索，利用函數(shù)導(dǎo)數(shù)、梯度等數(shù)學(xué)方法，實(shí)現(xiàn)高效的優(yōu)化[25]。遺傳算法(GA)效仿生物進(jìn)化過程中遺傳繁殖的規(guī)律，對優(yōu)化問題中的個(gè)體進(jìn)行編碼和優(yōu)化 (如交叉、選擇、變異等),通過迭代的方法從新種群中找出較優(yōu)解或最優(yōu)解的組合[26]。兩組優(yōu)化后調(diào)壓閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表4所示。

在換擋系統(tǒng)AMESim模型中應(yīng)用兩組優(yōu)化數(shù)據(jù)進(jìn)行仿真，可得優(yōu)化后的充油曲線，將其與優(yōu)化前的曲線進(jìn)行對比，如圖7所示。由圖7可知，在快速充油階段，優(yōu)化前后的時(shí)間基本一致；在緩沖升壓階段，優(yōu)化后的時(shí)間和始末壓力均有所降低， NLPQL耗時(shí)最短；在階躍升壓階段，優(yōu)化前后的充油壓力最終穩(wěn)定在1.50 MPa，優(yōu)化后的充油壓力達(dá)到穩(wěn)定值的時(shí)間均減少，且優(yōu)化后的壓力波動(dòng)消失。

表4 優(yōu)化前后調(diào)壓閥的關(guān)鍵參數(shù)Tab.4 Value of key parameters in pressure regulating valve before and after optimization

圖7 優(yōu)化前后充油曲線的對比Fig.7 Comparison of curves of oil filling before and after optimization

表5為充油曲線參數(shù)的理想值與優(yōu)化值的對比。由表5可知，優(yōu)化后充油過程的各項(xiàng)參數(shù)均得到一定程度的改善。NLPQL優(yōu)化后充油曲線中只有部分參數(shù)符合理想充油曲線要求；而GA優(yōu)化后各項(xiàng)參數(shù)均符合要求。故GA優(yōu)化效果更好。

表5 充油曲線參數(shù)的理想值與優(yōu)化值的對比Tab.5 Contrast between ideal value and optimized value in oil filling curve

4 換擋系統(tǒng)試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)原理

圖8為換擋系統(tǒng)的試驗(yàn)原理圖。液壓泵由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)，從油箱中吸油，向電磁換向閥供油。溢流閥用來調(diào)定系統(tǒng)壓力。電磁換向閥用來控制離合器的充放油狀態(tài)。調(diào)壓閥用來調(diào)節(jié)離合器的充油壓力。其中，傳感器用來采集離合器的油壓，通過信號采集器傳輸?shù)焦た貦C(jī)。將工控機(jī)上采集到的信號進(jìn)行運(yùn)算處理后，通過控制器來控制調(diào)壓閥，從而實(shí)現(xiàn)對充油壓力的調(diào)節(jié)。

圖9為系統(tǒng)試驗(yàn)裝置圖，通過操控平臺可以測量和控制閥組，用于調(diào)節(jié)換擋過程中的充油壓力。

圖9 系統(tǒng)試驗(yàn)裝置圖Fig.9 Graph of systematic experiments1.操控平臺 2.閥組

圖10 仿真和試驗(yàn)對比曲線Fig.10 Contrasts between simulated and experimental curves

4.2 試驗(yàn)結(jié)果及分析

根據(jù)控制變量法所設(shè)計(jì)的試驗(yàn)方案如表6所示。表6中方案1為GA的參數(shù)。在方案1的基礎(chǔ)上，方案2將閥口開度由0.5 mm調(diào)至0.7 mm，方案3將彈簧預(yù)緊力由200 N調(diào)至280 N，方案4將阻尼孔直徑由1.0 mm調(diào)至0.8 mm。在每組試驗(yàn)方案中，除閥口開度、彈簧預(yù)緊力、阻尼孔直徑這3個(gè)參數(shù)參照表6取值，其他參數(shù)均與優(yōu)化前保持一致。

表6 試驗(yàn)方案Tab.6 Experimental scheme

根據(jù)表6的試驗(yàn)方案，分別進(jìn)行4組試驗(yàn)，所得試驗(yàn)結(jié)果如圖10所示。由于試驗(yàn)過程中受油液泄漏等影響，試驗(yàn)曲線存在一定的波動(dòng)；但總體而言，各組試驗(yàn)曲線和仿真曲線的趨勢基本一致，驗(yàn)證了仿真模型的正確性。方案1中，試驗(yàn)曲線與仿真曲線較為貼合，滿足理想充油曲線的要求。以方案1為研究對象，分別對比分析方案2、3、4與方案1之間的差異，可知：方案2中，閥口開度的增加，導(dǎo)致緩沖升壓階段后期的壓力明顯偏離仿真曲線，緩沖升壓階段和階躍升壓階段出現(xiàn)劇烈波動(dòng)，壓力穩(wěn)定之前其超調(diào)量較大；方案3中，彈簧預(yù)緊力的增加，導(dǎo)致緩沖升壓階段的始末壓力均升高，超出理想充油壓力的取值范圍；方案4中，阻尼孔直徑的減小，導(dǎo)致充油時(shí)間增加，超出理想充油時(shí)間的取值范圍。綜上所述，遺傳算法優(yōu)化后的調(diào)壓閥，所得的試驗(yàn)曲線 (方案1) 波動(dòng)較少，各階段的時(shí)間和壓力均符合理想充油曲線的要求，進(jìn)而提高了換擋系統(tǒng)充油過程的穩(wěn)定性，改善了換擋品質(zhì)，驗(yàn)證了優(yōu)化設(shè)計(jì)的合理性。

5 結(jié)論

(1)基于誤差積分準(zhǔn)則，分析了換擋充油過程的Pareto圖，得到調(diào)壓閥中影響充油壓力的關(guān)鍵參數(shù)為閥口開度、彈簧預(yù)緊力及阻尼孔直徑。

(2)采用二次拉格朗日非線性規(guī)劃算法和遺傳算法對調(diào)壓閥的3個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，對比分析優(yōu)化后的仿真充油曲線與理想充油曲線可知，遺傳算法為最優(yōu)算法。經(jīng)遺傳算法優(yōu)化后，調(diào)壓閥的閥口開度約為0.5 mm，彈簧預(yù)緊力約為200 N，阻尼孔直徑約為1.0 mm。

(3)根據(jù)控制變量法，對遺傳算法優(yōu)化后的換擋系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)，由試驗(yàn)結(jié)果可知，優(yōu)化后的調(diào)壓閥能夠提高換擋系統(tǒng)的穩(wěn)定性，其充油過程更加符合理想充油過程，改善了換擋品質(zhì)，驗(yàn)證了優(yōu)化設(shè)計(jì)的可行性及合理性。