戴良顺，殷艳飞，张安伟，梁东伟

变速器液控系统电磁阀压力波动问题分析

戴良顺，殷艳飞，张安伟，梁东伟

（广州汽车集团股份有限公司 汽车工程研究院，广东 广州 511434）

针对在变速器开发过程中出现液控系统直驱电磁阀压力波动的问题，论文采用AMEsim软件搭建了电磁阀仿真模型，建立了4种阻尼系统仿真模型进行仿真分析，研究了不同的阻尼对电磁阀出口压力的影响，获得了具有最佳压力稳定性的阻尼系统模型，并通过试验进行了验证。结果表明，直驱电磁阀出口增加阻尼的方法能有效地提高电磁阀出口压力的稳定性，4种阻尼系统模型中，四阻尼孔模型具有最佳的压力稳定性，能较快且较低成本地解决压力波动的问题，该方法对压力波动问题的解决提供了新思路。

变速器；液控系统；压力波动；电磁阀；阻尼系统；四阻尼孔模型；压力稳定性

随着汽车自动变速器技术的高速发展，变速器对其控制性能的要求也越来越高[1]。为了提高自动变速器的效率和性能，变速器中的液控系统逐渐由先导电磁阀和滑阀组合的形式变为电磁阀直驱控制，直驱阀的应用让液控系统的设计更加简单高效，尤其在自动变速器的选换挡和离合器控制中，直驱阀的应用让液控系统更加简洁，在量产过程中液控模块出现问题的概率也更低[2]。在自动变速器的实际测试过程中，液控系统时常会出现压力波动的问题，传统的液控系统往往可以通过调节先导电磁阀出口的阻尼来控制滑阀的压力调节，这种阻尼往往集成在隔板上，通常表现为节流孔的形式，隔板的修改相对改动较小且简单，成本较低，同时也能达到较好的效果[3]。而新型液控系统由于多数为电磁阀直驱控制，电磁阀往往为选型件，通常为已量产产品，一旦在液控系统中出现控制压力波动时，往往需要调整电磁阀内部的阻尼系统或者液压阀体油路需要重新设计，而调整电磁阀内部的阻尼系统则涉及到电磁阀的结构设计，同时需要做大量的电磁阀单体验证，而且会导致电磁阀产线不共用的问题，需要的成本巨大；液压阀体油路重新设计则需要花费较长的时间去布置油路，同时也无法得知修改后的设计是否会出现其他的压力波动问题，相对改动的风险较大[4]。因此，针对直驱控制电磁阀的液控系统出现的压力波动问题，需要提出新的解决方法。

本文针对国内某合资品牌供应商已量产的压力直驱电磁阀在某公司变速箱产品的应用过程中出现的压力波动问题，采用AMEsim软件搭建电磁阀仿真模型，在不改动阀体油路和电磁阀结构设计的同时，在保证电磁阀能提供正常所需流量和压力响应时间的前提下，改变电磁阀压力出口的阻尼系统，进而解决压力波动的问题。

1 问题与分析

1.1 问题描述

变速器为湿式双离合变速器，液控系统采用叶片机械泵供油，电磁阀为国内某合资品牌供应商已量产产品，在变速器的部分极限试验工况中，温度为90 ℃，直驱压力控制阀的控制电流需要从0 mA阶跃到1 000 mA，控制压力从0 bar上升到12.6 bar，压力达到目标值后出现较大的压力波动，如图1所示，波动幅值为2 bar。该电磁阀主要为系统提供二级控制压力，输入压力为系统压力，值为22 bar，试验工况中电磁阀输入压力平稳无波动；电磁阀出口为容积非常小的密闭容腔，油路和容腔体积约为12 ml。

图1 压力波动曲线

1.2 问题分析

针对变速器液控系统的压力波动问题，通常需要排查许多方面的因素，需要对油液源头到控制端进行逐一排查[5]。针对上述电磁阀控制压力波动，经多次测试和排查发现具有以下特性：

（1）该压力波动现象具有普遍性和规律型；

（2）压力波动频率与叶片泵流量特性无关；

（3）电磁阀输入端压力、流量正常；

（4）电磁阀输出端油路和控制部件均无异常；

（5）该压力波动只出现在电流从0 mA到 1 000 mA阶跃；

（6）更换电磁阀和电磁阀颤振信号该压力波动无明显改善；

（7）供应商电磁阀单体测试无该波动出现，且在其他量产产品中无类似情况出现；

（8）温度在70 ℃以上的该工况均存在该压力波动。

针对上述特性，另外一种可能的情况为该电磁阀控制油路压力与变速器环境形成共振，导致了压力波动[6]，而针对这种情况需要改变变速器结构或者油路布置，需要对零部件进行重新设计，且变更后模具也需要相应的修改，需要的时间和成本均较高。因此，本文提出一种只修改液压模块中隔板阻尼的方法，通过改变该电磁阀出口油路的阻尼作用，进而改变油路压力和流量的变化规律，起到压力稳定的作用。针对隔板的修改方案，通常采用仿真软件对问题进行仿真，根据仿真结果获得隔板的修改方案，并选取最优方案进行试验验证。因此，隔板阻尼方案需要设置多种，本文设置了4种阻尼模型，同时增加无阻尼系统作为对照组，通过对比分析获得最佳的阻尼系统模型。

2 仿真模型搭建

2.1 电磁阀仿真模型搭建

阻尼系统仿真模型的搭建首先需要搭建电磁阀的仿真模型，采用AMEsim软件搭建电磁阀模型，封装模型与内部详细模型如图2所示，其中电磁阀尺寸、开口量、电磁力、流量等数据依据电磁阀供应商提供并导入模型中，电磁阀输入有压力输入信号和电流信号，分别为接口1和4；输出有控制端口A和卸油口T，分别为3和2接口。

图2 电磁阀AMEsim模型

2.2 阻尼系统仿真模型搭建

阻尼系统仿真模型同样采用AMEsim软件搭建，设置了4种阻尼系统和无阻尼系统仿真模型，如图3所示。系统模型从左开始依次为无阻尼（0）、单阻尼孔（1）、双阻尼孔（2）、三阻尼孔（3）和四阻尼孔（4）模型，其中无阻尼系统仿真模型为对照组，单个模型中阻尼孔采用并联结构。在实际工况中，需要考虑油路的通流能力，对照组无阻尼孔模型采用问题数据中的油路直径和长度等数据，其余4种带阻尼系统均采用同样的通流能力，经换算系统需求的通流节流孔为2，因此，单阻尼孔、双阻尼孔、三阻尼孔和四阻尼孔模型的阻尼孔径分别为2、1.4、1.2和1。

图3 系统仿真模型

所有模型中电磁阀模型均为已封装模型，电流信号采用统一电流信号作为输入，信号采用step阶跃信号，如图4所示，电流在1 s时刻从0 mA上升为1 000 mA，所有模型均忽略电磁阀电流颤振的影响。电磁阀P口连接22 bar压力的恒压源和5 ml的容腔，A口连接12 ml的容腔，T口直接连接油箱。液压油采用该变速器所使用的液压油，其90 ℃时密度为816.5 kg/m3，动力粘度为6.3 mPa·s；–40 ℃时密度为842.4 kg/m3，动力粘度为53 026.6 mPa·s。

图4 电流step曲线

2.3 结果与分析

所有模型在90 ℃的仿真结果如图5所示，由图可知，5种模型均存在较大的压力超调，与实际测试具有较大的差异，其原因主要在于仿真模型中所有油路和容腔默认为充满油液状态，而实际测试过程中油路中无存油，因此实际测试中压力超调较小。在5种模型中，无阻尼系统模型压力波动最大，且无法收敛；其余4种阻尼系统模型均存在压力波动，但随着时间增加逐渐收敛至平稳，压力收敛速度随着阻尼孔数量的增加而变快，其中，四阻尼孔模型的收敛速度最快，能较快地达到压力稳定。因此表明在保证通流能力同时，增加阻尼孔的数量有利于控制压力稳定性的提高。

图5 压力曲线

5种模型在–30 ℃的压力响应时间近提取1 s到1.05 s内的仿真结果如图6所示，由图可知，5种模型中，无阻尼系统模型的压力超调最大，响应时间最快，而有阻尼作用的超调相对较小，响应时间相对较慢。

图6 响应时间

对不同温度下的情况进行仿真，结果如表1所示，由表可知，对比不同温度下的压力值，温度越高压力稳定越差，压力超调也更大，响应时间更快。在90 ℃和120 ℃时，系统不增加阻尼孔则无法达到压力稳定；在增加阻尼孔后，定义压力稳定的标准为压力波动范围≤0.25 bar，随着节流孔的数量增加，压力稳定的时间更短，在变速器长时间温度90 ℃情况下，4种阻尼系统的压力稳定时间分别为240 ms、215 ms、185 ms和155 ms，且在4个阻尼孔的情况下，压力波动能较快地达到压力稳定，具有较好的压力稳定特性。同样高温情况下压力超调也更大，响应时间也更短。在低温情况下，由于油品粘度增大，油液在油路中流动的阻尼增加，因此油道和控制端容腔填充油液的速度也相对较慢，对应的压力建立的时间更长，压力稳定时间也更长。而在增加了阻尼孔的作用下，系统的压力的超调明显降低；在–30 ℃时，相比无阻尼孔系统，4种阻尼系统的压力超调分别降低了62.52%、69.73%、80%和88.29%。然而，阻尼孔的增加让压力的响应时间更长，在4个阻尼孔的作用下，压力响应时间达到28.5 ms，相比于无阻尼的情况下，响应时间延长了111%。通常电磁阀的响应时间要求小于60 ms，因此，增加阻尼系统后，4种阻尼系统方案的响应时间均满足要求。

表1 不同方案的仿真结果

2.4 试验验证

为了验证仿真结果的可靠性，选取仿真结果最佳的四阻尼孔模型进行验证。液压模块的隔板采用激光切割方式进行加工，所有阻尼孔均在隔板中体现。将新的隔板替换到原有变速器上进行试验，结果如图7所示，电磁阀控制压力相对平稳，波动仅为0.19 bar，表明增加阻尼孔方案能有效提高电磁阀出口压力的稳定性。

图7 实测曲线

3 结论

对于变速器开发过程中出现的直驱电磁阀控制压力波动问题，采用仿真和试验验证的方法进行分析，获得结论如下：

（1）采用增加电磁阀出口阻尼的方法能有效地提高电磁阀出口压力的稳定性，可较快且较低成本地解决压力波动的问题；

（2）不同阻尼系统对电磁阀控制压力影响不同，阻尼孔数量越多，对电磁阀出口压力影响越大，其中，4个阻尼孔模型具有最佳的压力稳定性；

（3）对于电磁阀压力控制系统，系统温度越高，控制压力稳定越差，压力超调更大，响应时间更快。

[1] 雷先华,何美生,周熙钦,等.汽车自动变速器技术的总结与展望[J].机电工程技术,2020,49(5):82-84.

[2] 侯涛,文静,匡志鹏,等.变速器直驱式电磁阀测试系统的设计[J].汽车工程,2017(2):193-199.

[3] 代孝红.湿式双离合自动变速器液压控制系统分析与仿真研究[D].长春:吉林大学,2017.

[4] HAN Y. Study on Hydraulic System for Full Hybrid Transmission[C]//Applied Mechanics and Materials. Crossref:Trans Tech Publications Ltd,2014,607:495- 499.

[5] 韩玲,张立斌,安颖,等.无级变速器电液控制系统关键技术[J]. 吉林大学学报(工学版),2014,44(5): 1247-1252.

[6] WANG H, SUN D, QIN D. Resonance Characteristics Analysis of the Power Reflux Hydraulic Transmission System[J].Journal of Vibroengineering,2017,19(1): 49-60.

Analysis on Pressure Fluctuation of Solenoid Valve in Transmission Hydraulic Control System

DAI Liangshun, YIN Yanfei, ZHANG Anwei, LIANG Dongwei

( Automotive Engineering Institute, Guangzhou Automobile Group Company Limited,Guangzhou 511434, China )

Aiming at the problem of pressure fluctuations in the direct drive solenoid valve of the hydraulic control system during the development of the transmission. In this paper, AMEsim software was used to build the simulation model of solenoid valve, and four kinds of damping system simulation models were established for simulation analysis. The influence of different damping on the outlet pressure of solenoid valve was studied, and the damping system model with the best pressure stability was obtained, which has been verified by experiments. The results show that the method of increasing the damping of the direct drive solenoid valve outlet can effectively improve the stability of the solenoid valve outlet pressure. Among the four damping system models, the four orifice model has the best pressure stability. This method can solve the problem of pressure fluctuations quickly and at a lower cost, and provides a new idea for solving the problem of pressure fluctuations.

Transmission;Hydraulic control system; Pressure fluctuation; Solenoid valve; Damping system;Four orifice model;Pressure stability

U463.2

A

1671-7988(2022)23-149-05

U463.2

A

1671-7988(2022)23-149-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2022.023.027

戴良顺（1993—），男，助理工程师，研究方向为自动变速器液压控制系统，E-mail:2536671734@qq.com。