張 澤，陳 勇，李光鑫，雷勇敢，阮 鷗，王再宙

（1.河北工業(yè)大學(xué)天津市新能源汽車動(dòng)力傳動(dòng)與安全技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300130；2.浙江吉利汽車研究院有限公司，浙江 寧波 315336；3.河北師范大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，河北 石家莊 050024）

電動(dòng)汽車具有效率高、噪聲小和環(huán)境污染小等優(yōu)點(diǎn)［1］，是未來(lái)汽車發(fā)展的重要方向。目前，全球主流電動(dòng)汽車均采用“驅(qū)動(dòng)電機(jī)+單擋減速器”架構(gòu)［2］。但是，在汽車起步加速與高速巡航工況下，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的效率降低［3］，此時(shí)須通過(guò)增加減速器擋位來(lái)使車輛在高效區(qū)間內(nèi)工作，以滿足動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性要求。雙離合變速器（dual clutch transmission，DCT）具有體積小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單和成本低等優(yōu)點(diǎn)，其可在短時(shí)間內(nèi)無(wú)動(dòng)力中斷換擋，有效提高換擋的平順性［4］。搭載DCT的電動(dòng)汽車在起步時(shí)不需要離合器參與工作，且在行駛過(guò)程中換擋次數(shù)少及換擋摩擦熱量較小。

汽車變速器電液控制系統(tǒng)總成包括電液控制系統(tǒng)與液壓閥體兩部分。電液控制系統(tǒng)總成作為變速器的重要組成部分，既要滿足各工況下的換擋需求，又要滿足強(qiáng)度和輕量化要求。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者針對(duì)汽車變速器電液控制系統(tǒng)總成做了不少研究。例如：于會(huì)龍［5］對(duì)DCT液壓系統(tǒng)的控制框圖、換擋油缸和供油調(diào)壓系統(tǒng)進(jìn)行了介紹，并運(yùn)用仿真軟件對(duì)其進(jìn)行建模分析；秦娜等［6］分析了DCT 液壓系統(tǒng)的工作原理，并分析了脈沖周期、占空比等參數(shù)對(duì)該系統(tǒng)的影響；畢長(zhǎng)飛［7］對(duì)自動(dòng)變速器的液壓系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，通過(guò)理論計(jì)算得到了其液壓控制單元和液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸，并通過(guò)對(duì)比分析確定了自動(dòng)變速器仿真模型的正確性和可靠性；劉芳等［8］探討了混合動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)液壓閥體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)優(yōu)化過(guò)程以及閥體的泄漏控制方法；Lei等［9］根據(jù)DCT的結(jié)構(gòu)和換擋原理，對(duì)其液壓系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了其可行性；鄭詩(shī)強(qiáng)等［10］針對(duì)三段式變速箱的換段液壓系統(tǒng)，設(shè)計(jì)了集成式閥體，并通過(guò)靜力學(xué)分析驗(yàn)證了閥體結(jié)構(gòu)的可靠性；秦滔等［11］采用六面體單元對(duì)DCT 液壓閥體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并通過(guò)靜力學(xué)分析得到了液壓閥體的應(yīng)力分布和最大應(yīng)力，以校核液壓閥體的強(qiáng)度，并在此基礎(chǔ)上對(duì)液壓閥體進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。

然而，上述研究大多針對(duì)的是燃油汽車的DCT，對(duì)電動(dòng)汽車DCT的研究仍有待深入?；诖?，以自主設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車的兩擋干式雙離合變速器（下文簡(jiǎn)稱為2DCT）為研究對(duì)象，對(duì)其電液控制系統(tǒng)總成進(jìn)行設(shè)計(jì)；同時(shí)，提出了一種一體式液壓閥體結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法，在保證閥體整體強(qiáng)度的前提下對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，以滿足輕量化要求。

1 2DCT電液控制系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)

1.1 2DCT機(jī)械系統(tǒng)的原理

基于某型純電動(dòng)汽車的2DCT，對(duì)其電液控制系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。該型電動(dòng)汽車的性能參數(shù)如表1所示，其搭載的2DCT的機(jī)械系統(tǒng)原理如圖1所示。

表1 某型電動(dòng)汽車的性能參數(shù)Table 1 Performance parameters of a certain type of electric vehicle

圖1 2DCT機(jī)械系統(tǒng)的原理Fig.1 Principle of 2DCT mechanical system

該型純電動(dòng)汽車的驅(qū)動(dòng)電機(jī)為永磁同步電機(jī)，其與變速器由花鍵連接。在一、二擋離合器摩擦片（C1、C2）的壓緊作用下，動(dòng)力先從輸入軸經(jīng)干式雙離合器及其固定齒輪傳遞至中間軸，再通過(guò)中間軸上固定齒輪的嚙合作用傳遞至主減速齒輪，最后通過(guò)差速器傳遞至輸出軸。因2DCT只有2個(gè)擋位，所以不需要同步器來(lái)進(jìn)行換擋操作。

考慮到驅(qū)動(dòng)電機(jī)的峰值轉(zhuǎn)矩為250 N·m，為滿足設(shè)計(jì)需求，設(shè)2DCT的最大扭矩為290 N·m；為滿足電動(dòng)汽車整車爬坡度和最高時(shí)速的要求，設(shè)2DCT的一擋傳動(dòng)比為11.71，二擋傳動(dòng)比為4.66。

1.2 干式雙離合器設(shè)計(jì)

根據(jù)2DCT 的性能指標(biāo)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)接口的邊界條件，要求干式雙離合器的最大傳遞扭矩為290 N·m，外徑小于0.215 0 m。相較于傳統(tǒng)的干式雙離合器，所設(shè)計(jì)的干式雙離合器尺寸較小，則其摩擦片的面積和摩擦系數(shù)應(yīng)較大。所設(shè)計(jì)的干式雙離合器的基本參數(shù)如表2所示，其三維模型和裝配示意圖分別如圖2和圖3所示。

表2 干式雙離合器的基本參數(shù)Table 2 Basic parameters of dry dual clutch

圖2 干式雙離合器三維模型Fig.2 Three-dimensiomal model of dry dual clutch

圖3 干式雙離合器裝配示意Fig.3 Schematic diagram of dry dual clutch assembly

1.3 電液控制系統(tǒng)工作壓力計(jì)算

基于干式雙離合器的基本參數(shù)，求解其工作時(shí)所需的壓力。

干式雙離合器的扭轉(zhuǎn)傳遞方程為：

式中：T為干式雙離合器的摩擦轉(zhuǎn)矩，N·m；μ為干式雙離合器摩擦片的摩擦系數(shù)；F為干式雙離合器摩擦片表面的最大壓緊力，N；Re為干式雙離合器摩擦片的當(dāng)量半徑，m；Z為摩擦片數(shù)量；β為干式雙離合器的儲(chǔ)備系數(shù)，相較于傳統(tǒng)燃油汽車，電動(dòng)汽車在低速下的輸出扭矩較大，β可選擇較小數(shù)值，本文取β=1.2；Tout為驅(qū)動(dòng)電機(jī)的最大輸出扭矩，N·m，本文取Tout=290 N·m。

干式雙離合器摩擦片的當(dāng)量半徑Re為：

式中：D為摩擦片外徑，m；d為摩擦片內(nèi)徑，m。

將表1 中的數(shù)值代入式（2），計(jì)算得到干式雙離合器摩擦片的當(dāng)量半徑為0.146 0 m。

干式雙離合器摩擦片表面的最大壓緊力F為［12］：

將相關(guān)數(shù)值代入式（3），計(jì)算得到干式雙離合器摩擦片表面的最大壓緊力為2 443.5 N。

2DCT 電液控制系統(tǒng)中液壓缸內(nèi)活塞桿與干式雙離合器通過(guò)分離杠桿連接，基于干式雙離合器摩擦片的最大壓緊力可計(jì)算電液控制系統(tǒng)的最大工作壓力。液壓缸內(nèi)活塞桿的受力平衡方程為：

式中：Fp為活塞液壓力，N；F1為活塞密封圈阻力，N，其數(shù)值較小，在計(jì)算中可被忽略；F2為干式雙離合器膜片彈簧的最大彈力，N，本文取F2=1 100 N。

2DCT電液控制系統(tǒng)的最大工作壓力Pp為：

式中：Ap為活塞面積，m2。

聯(lián)立上述公式，計(jì)算得到2DCT電液控制系統(tǒng)的最大工作壓力為3.1 MPa，即2DCT 中干式雙離合器在傳遞最大扭矩時(shí)其油路的輸出壓力為3.1 MPa。

1.4 電液控制系統(tǒng)泄漏量計(jì)算

2DCT 電液控制系統(tǒng)泄漏包括油泵泄漏和機(jī)械閥泄漏。

1.4.1 油泵泄漏

油泵泄漏分為徑向泄漏和端面泄漏。徑向泄漏是指油泵內(nèi)因齒輪嚙合以及齒頂與泵體之間存在間隙而產(chǎn)生的泄漏，如圖4所示。

圖4 油泵徑向泄漏示意Fig.4 Schematic diagram of radial leakage of oil pump

油泵徑向泄漏量Qr可等效為［13］：

式中：B為油泵齒輪寬度，m；n為油泵電機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；h為徑向間隙高度，m；μ為液壓油動(dòng)力黏度，N·s/m2；ΔP為壓力差，Pa；p為油泵齒輪的螺旋參數(shù)；s為油泵齒輪的齒頂總寬度，m。

端面泄漏是指油泵內(nèi)因齒輪端面與兩側(cè)泵蓋之間存在間隙而產(chǎn)生的泄漏，如圖5所示。

圖5 油泵端面泄漏示意Fig.5 Schematic diagram of end face leakage of oil pump

油泵端面泄漏量Qe可等效為［13］：

式中：ht為油泵端面間隙寬度，m；Rf為油泵齒輪齒根圓半徑，m；Rj為油泵滑動(dòng)軸承內(nèi)圈半徑，m；αH為油泵齒輪高壓區(qū)包角，（°）；αT為油泵齒輪過(guò)渡區(qū)包角，（°）。

聯(lián)立式（6）和式（7）并代入相應(yīng)數(shù)值，計(jì)算得到油泵的總泄漏量為2.3 L/min。

1.4.2 液壓閥體閥芯泄漏

液壓閥體閥芯泄漏一般發(fā)生在閥芯與閥座結(jié)合處，如圖6所示。

根據(jù)現(xiàn)有的產(chǎn)品參數(shù)，計(jì)算得到液壓閥體閥芯的總泄漏量為0.7 L/min。

圖6 液壓閥體閥芯泄漏Fig.6 Leakage of hydraulic valve core

1.5 電液控制系統(tǒng)充油流量計(jì)算

設(shè)2DCT的換擋時(shí)間為0.3 s，即在0.3 s內(nèi)對(duì)液壓缸完成充油并使活塞推動(dòng)離合器結(jié)合以傳遞扭矩。2DCT電液控制系統(tǒng)的充油流量Qf為：

其中：

式中：Vp為液壓缸的工作腔體積，m3；tmin為2DCT的換擋時(shí)間，s，tmin=0.3 s；Sp為活塞行程，m；Ss為膜片彈簧的行程，m；S為干式雙離合器各摩擦片的行程，m。

聯(lián)立式（8）至式（10），計(jì)算得到活塞的行程為0.015 0 m。代入已知參數(shù)，計(jì)算得到2DCT所需的最大充油流量為3.5 L/min。

通過(guò)計(jì)算，最終確定2DCT電液控制系統(tǒng)的峰值流量為2DCT的最大充油流量與油泵的最大泄漏量之和，為6.5 L/min。

2 2DCT電液控制系統(tǒng)傳動(dòng)設(shè)計(jì)

2DCT電液控制系統(tǒng)由動(dòng)力源、執(zhí)行器、控制閥、液壓附件和工作介質(zhì)組成。在2DCT電液控制系統(tǒng)中，油泵將機(jī)械能轉(zhuǎn)換為壓力能，使得液壓油流經(jīng)單向閥、壓力調(diào)節(jié)閥等控制閥后到達(dá)執(zhí)行機(jī)構(gòu)——液壓缸，然后液壓缸中的活塞桿將壓力能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能以驅(qū)動(dòng)負(fù)載——干式雙離合器。根據(jù)要求設(shè)計(jì)2DCT電液控制系統(tǒng)的傳動(dòng)方案，如圖7所示。

在2DCT電液控制系統(tǒng)中，油泵在電機(jī)的驅(qū)動(dòng)下從油底殼中抽出液壓油，液壓油經(jīng)過(guò)濾器后進(jìn)入主油路；在壓力調(diào)節(jié)閥調(diào)節(jié)主油路壓力后，液壓油經(jīng)直接換擋電磁閥進(jìn)入高速開(kāi)關(guān)閥，最終流入液壓缸。其中，直接換擋電磁閥7為常低，直接換擋電磁閥8為常高。以二擋離合器為例：當(dāng)離合器摩擦片結(jié)合時(shí)，直接換擋電磁閥7輸出液壓油，液壓油經(jīng)高速開(kāi)關(guān)閥9后進(jìn)入液壓缸10，控制液壓缸充油以使離合器摩擦片結(jié)合；當(dāng)離合器摩擦片分離時(shí)，直接換擋電磁閥7的輸出壓力降低，單向閥5兩端形成壓力差并打開(kāi)內(nèi)部油口，液壓油回流至直接換擋電磁閥7，最終流入油底殼，完成泄油。

圖7 2DCT電液控制系統(tǒng)傳動(dòng)方案Fig.7 Transmission scheme of 2DCT electro-hydraulic control system

高速開(kāi)關(guān)閥位于干式雙離合器和直接換擋電磁閥之間。在2DCT電液控制系統(tǒng)正常工作的情況下，高速開(kāi)關(guān)閥處于右位，此時(shí)一、二檔離合器的油路與直接換擋電磁閥的油路接通；在2DCT電液控制系統(tǒng)部分失效的情況下，高速開(kāi)關(guān)閥的電磁鐵工作，推動(dòng)其閥芯向左移動(dòng)以連通左位，2DCT電液控制系統(tǒng)進(jìn)入安全模式，此時(shí)二擋離合器的油路被切斷，僅連通一擋離合器油路，電動(dòng)汽車在一擋狀態(tài)下安全行駛。

3 2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體設(shè)計(jì)

3.1 液壓閥體二維布局

根據(jù)2DCT電液控制系統(tǒng)各元件的參數(shù)，采用一體式液壓閥體，其二維布局如圖8所示。相比于傳統(tǒng)的三段式閥體，一體式液壓閥體的體積和泄漏量較小，加工難度較低，適用于結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單的電液控制系統(tǒng)。

3.2 液壓閥體三維布局

設(shè)2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體主油路油管的內(nèi)徑為6 mm，分支油路油管的內(nèi)徑為4 mm，油管的最小壁厚為3 mm。在保證2DCT電液控制系統(tǒng)各元件不互相干涉的情況下，應(yīng)盡量減小其液壓閥體的體積，以保證液壓閥體能夠正常安裝并與變速器殼體搭載。2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的三維布局及總裝配圖分別如圖9和圖10所示。

圖8 2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體二維布局Fig.8 Two-dimensional layout of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

圖9 2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體三維布局Fig.9 Three-dimensional layout of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

圖10 2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體總裝配示意Fig.10 Total assembly diagram of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

4 2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體強(qiáng)度分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

4.1 強(qiáng)度分析

2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體試樣的材料為6061鋁合金，其屬性參數(shù)如表3所示。

在進(jìn)行靜力學(xué)仿真分析前，先對(duì)2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體三維模型進(jìn)行簡(jiǎn)化：去除倒角、圓角等不利于網(wǎng)格劃分的部分。然后利用四面體單元對(duì)簡(jiǎn)化后的液壓閥體三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。根據(jù)液壓閥體的設(shè)計(jì)尺寸，設(shè)閥體表面的劃分網(wǎng)格尺寸為2 mm，安裝孔和螺栓孔等重要結(jié)構(gòu)的劃分網(wǎng)格尺寸為1 mm。2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體三維模型的網(wǎng)格劃分情況如圖11所示。

表3 6061鋁合金材料的屬性參數(shù)Table 3 Attribute parameters of 6061 aluminum material

圖11 2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體三維模型網(wǎng)格劃分Fig.11 Mesh division of three-dimensional model of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

為分析2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體的強(qiáng)度，在其螺栓孔處加載9 200 N預(yù)緊力，并對(duì)閥體同時(shí)加載一、二擋離合器油路的最大油壓（3.1 MPa）。通過(guò)靜力學(xué)仿真分析，得到液壓閥體的變形云圖與應(yīng)力云圖，如圖12所示。

由仿真結(jié)果可知，2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體的應(yīng)力集中出現(xiàn)在螺栓孔預(yù)緊力加載處，最大應(yīng)力為72.28 MPa，遠(yuǎn)小于材料的極限強(qiáng)度（310 MPa），說(shuō)明所設(shè)計(jì)的液壓閥體的強(qiáng)度符合要求。

4.2 液壓閥體結(jié)構(gòu)優(yōu)化

鑒于所設(shè)計(jì)的2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的質(zhì)量仍較大，在輕量化方面仍有較大的優(yōu)化空間，可通過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化方法進(jìn)行閥體輕量化設(shè)計(jì)。拓?fù)鋬?yōu)化（topology optimization）是一種根據(jù)給定的負(fù)載情況、約束條件和性能指標(biāo)，在給定區(qū)域內(nèi)對(duì)結(jié)構(gòu)材料分布進(jìn)行優(yōu)化的數(shù)學(xué)方法［14］。通過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化，可在材料均勻分布的空間中找到最佳的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案。

4.2.1 約束條件及加載

設(shè)2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體螺栓孔的最小壁厚為3 mm，其余開(kāi)孔由拉脹式堵頭封堵，其約束條件如圖13所示。

圖12 2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的變形云圖和應(yīng)力云圖Fig.12 Deformation nephogram and stress nephogram of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

圖13 2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體開(kāi)孔處壁厚的約束條件Fig.13 Constraint conditions of opening wall thickness of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體開(kāi)孔處的最小壁厚與其外徑的關(guān)系為：

式中：Wmin為開(kāi)孔處的最小壁厚，mm；f為計(jì)算系數(shù)，與液壓閥體的材料有關(guān)，本文取f=0.5；d1為開(kāi)孔的外徑，mm。

為保證液壓閥體開(kāi)孔處的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，根據(jù)所選開(kāi)孔堵頭和主、分支油管內(nèi)徑的設(shè)計(jì)值（6和4 mm），確定對(duì)應(yīng)的壁厚分別為3.0 和2.5 mm。為確保電磁閥閥芯部分位于液壓閥體內(nèi)部，電磁鐵部分外置且被護(hù)板保護(hù)，確定電磁閥安裝位置周圍的最小壁厚為6 mm。

4.2.2 優(yōu)化求解

設(shè)2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的體積分別減小15%，30%和40%，其拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果如圖14所示。

圖14 2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果Fig.14 Topology optimization results of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

4.2.3 優(yōu)化結(jié)果處理

選取保留60%體積的2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體進(jìn)行處理。首先對(duì)其進(jìn)行表面圓滑處理并實(shí)體化，導(dǎo)入三維建模軟件后對(duì)不利于加工的結(jié)構(gòu)（如圖15所示）進(jìn)行修正，修正原則如下：

1）減少液壓閥體開(kāi)孔數(shù)量，提高其整體強(qiáng)度；

2）刪除或填補(bǔ)異形結(jié)構(gòu)，降低液壓閥體加工難度；

3）對(duì)不規(guī)則形狀進(jìn)行處理，提高液壓閥體整體平整性。

圖15 2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體中不利于加工的結(jié)構(gòu)Fig.15 Structure not conducive to processing in hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system

基于上述修正原則，得到圖16 所示的2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體三維模型。相比于優(yōu)化前的模型，此模型在保證制造要求的前提下油路、油孔及安裝孔等結(jié)構(gòu)清晰，且輕量化程度大大提高。

圖16 優(yōu)化后的2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體三維模型Fig.16 Three-dimensional model of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system after optimization

4.3 優(yōu)化后液壓閥體強(qiáng)度校核

對(duì)優(yōu)化后的2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的強(qiáng)度進(jìn)行校核，以驗(yàn)證優(yōu)化后閥體結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性。通過(guò)靜力學(xué)仿真分析，得到優(yōu)化后液壓閥體的變形云圖和應(yīng)力云圖，如圖17所示。

圖17 優(yōu)化后2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的變形云圖和應(yīng)力云圖Fig.17 Deformation nephogram and stress nephogram of hydraulic valve body of 2DCT electro-hydraulic control system after optimization

在2DCT 電液控制系統(tǒng)中一、二擋分離杠桿位置確定的情況下，液壓缸的縱向高度可確定。由于液壓閥體縱向高度受到限制，液壓缸上、下壁面略薄。根據(jù)圖17 結(jié)果可知，優(yōu)化后2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的最大應(yīng)力為95.25 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服應(yīng)力?？紤]到液壓缸內(nèi)設(shè)有套筒來(lái)保證活塞工作時(shí)其內(nèi)壁的粗糙度和強(qiáng)度，液壓閥體優(yōu)化結(jié)果符合要求。表4 為優(yōu)化前后2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的體積、質(zhì)量、包絡(luò)尺寸、最大應(yīng)力和最大變形量的對(duì)比。由表4 可知，優(yōu)化后液壓閥體的體積較優(yōu)化前減小了24%；包絡(luò)尺寸基本相同；最大應(yīng)力和最大變形量雖增大，但仍在安全范圍內(nèi)。綜上可知，2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體的整體優(yōu)化結(jié)果符合預(yù)期。

表4 優(yōu)化前后2DCT電液控制系統(tǒng)液壓閥體性能對(duì)比Table 4 Comparison of hydraulic valve body performance of 2DCT electro-hydraulic control system before and afteroptimization

5 結(jié) 論

DCT 對(duì)于提高電動(dòng)汽車動(dòng)力性、舒適性和經(jīng)濟(jì)性具有重要意義。本文以某型電動(dòng)汽車的2DCT為研究對(duì)象，對(duì)其電液控制系統(tǒng)總成進(jìn)行設(shè)計(jì)，并對(duì)控制系統(tǒng)液壓閥體的結(jié)構(gòu)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化。

1）根據(jù)電動(dòng)汽車和驅(qū)動(dòng)電機(jī)的性能參數(shù)，確定了2DCT電液控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案，并對(duì)與其連接的干式雙離合器進(jìn)行設(shè)計(jì)和裝配。

2）對(duì)2DCT 電液控制系統(tǒng)進(jìn)行元件選型和回路設(shè)計(jì)，通過(guò)計(jì)算得到了該系統(tǒng)所需的工作壓力和充油流量，并設(shè)計(jì)了一體式液壓閥體。

3）對(duì)2DCT 電液控制系統(tǒng)液壓閥體進(jìn)行強(qiáng)度分析，并通過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化對(duì)閥體結(jié)構(gòu)進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的前提下減小閥體質(zhì)量。

相比于傳統(tǒng)的電液控制系統(tǒng)，本文設(shè)計(jì)的2DCT電液控制系統(tǒng)的控制效率和功能集成度較高。該電液控制系統(tǒng)采用一體式液壓閥體，相比傳統(tǒng)的三段式液壓閥體，其體積和泄漏量較小，可滿足車輛輕量化要求。