论文翻译：Gearshift control for automated manual transmissions

1、 电控机械自动变速器的换挡控制摘要提出了一个适用于干式离合器的现代电控机械自动变速器的变速控制策略。该控制器利用分层方法，通过五个不同的AMT操作阶段：已接合、滑摩分离、同步、开始滑摩、滑摩结束，而设计。这种控制方案由解耦和级联反馈回路组成；它是基于发动机转速，离合器速转速的测量值，主、从动盘间间隙和传递扭矩的估计值的。传动系统、干式离合器和受控执行器的模型是以某型中型汽油汽车实验数据的估计，模型被用于检查该控制器的有效性。关键词电控机械自动变速器，自动控制，离合器接合控制，干式离合器、变速器1引言具有现代变速器系统的汽车具有高燃油经济性，低废气排放和优秀的操纵性。关于未来汽车市场的最新研究报

2、告显示：在2010年，手动变速器的产量将减少50%，而自动变速器产量将达到变速器总产量的25% 1 2。 在其他的研究中, 电控机械自动变速器（AMTs）由于被看作是一种有前景解决方案，因为它为传统（在欧洲和拉美国家）的手动变速系统的改进提供了一种廉价的方案。此外, AMTs 也被广泛应用于赛车和作为重新配置元件应用于混合动力车。电控机械自动变速器的关键操作之一是换挡，更具体来说，是离合器接合。在汽车动力传动系统中，离合器的功用是柔和地接合两个旋转质量块，飞轮和传动轴，即在它们以不同的速度旋转的情况下，允许将发动机产生的扭矩通过动力传动系统传递给车轮。离合器接合自动化必须满足一些不同且相互冲突

3、的目标：它应该至少获得与驾驶员手动操作所能达到的相同的水准（短换挡时间和舒适性）并提高排放性能和磨损性能。在离合器接合期间和静摩擦时，发动机和离合器的转速对舒适性和摩损性能起着重要作用3 4。为了实现离合器自动化接合中的几个目标，几个涉及汽车启动操作条件的控制方法被提了出来：定量反馈理论5，模型预测控制策略6，模糊控制7，解耦控制4和优化控制8，更进一步地在9中，作者提出了一种特别的接合技术。换挡阶段离合器接合的相关问题和解决方案也在本文的考虑中。在 10中，提出了一个计算加速和减速过程中所需的发动机转速的分析性程序。在 11中，一种基于模型的反推方法被用于那些没有同步装置的电控机械自动变速器

4、的换挡控制设计。在 12中，应用了一种考虑驾驶员的意图和可变负载的神经-模糊控制方法。 In 11, a model-based backstepping methodology is used to design the gearshift control in AMTs without the synchronizer.尽管有已大量关于AMT控制的文献，有些问题还需要进一步调查：在离合器接合控制中速度反馈回路的作用，定义一个在汽车启动和换挡过程都能被应用的控制架构，关于离合器老化的耐用性方案，和离合器特性的不确定性。本文试图提出一个用于电控机械自动变速器换挡和离合器接合的新的控制器进而在这

5、一方面有所贡献。本文的结构如下： 在第二章，介绍动力传动系统模型，干式离合器和闭环电动液压执行器以及实验数据的调整。在第三章，分析AMT的五个不同操作阶段：已接合，滑摩分离，同步，开始滑摩，滑摩结束。在第四章，提出一种由分层方法设计的控制器，该控制由解耦和级联反馈回路组成，它是基于离合器转速、发动机转速的测量值和分离轴承位置的。这种受控的AMT是在Matlab仿真环境下模拟的，此环境中，Simulink的方案所对应的阶段的AMT和相应的控制器是一个由Stateflow的有限选择状态机生成的。在第五章，通过仿真结果表明该方法的有效性。在第六章，综合本文结果，得出结论。2建模2.1 动力传动系统假

6、设离合器转速与主轴转速相等，并且假定主轴为刚性，则可以获得一个适用于参数辨识和离合器接合控制设计的传动系统模型（如图1所示）。因此，当发动机飞轮和离合器摩擦盘处于滑摩状态时，该传动系统模型可写为： (1) (2) (3) (4)其中J是转动惯量；表示转速；T表示转矩；是分离轴承位置；下标e，c，t，和w分别表示发动机，离合器，变速器和车轮。此外，是变速器传动比，是主减速器传动比，和是连接到同步器的两个摩擦片的转动惯量， 是主轴转动惯量，表示负载转矩，表示转角， k表示弹性刚度系数，表示摩擦系数。当离合器接合时，发动机转速和离合器盘速度相等。假定，将(1) 式与 (2) 式相加，可以得到相应的接

7、合模型。欲了解更多详情，请参阅13。其中一个更复杂的模型也已得到，该模型还考虑了主轴的变形。 图1 动力传动系统结构考虑主轴为刚性，可以进一步获得一个简化模型。假设 ，并计算汽车主轴转动惯量，得到以下模型： (5) (6)其中。假定，将(5) 式与 (6) 式相加，可以得到相应的接合模型。模型（1）（4）很好地协调了传动系统动力学描述和模型复杂性之间的问题。模型（1）（4）的参数，已经根据菲亚特STILO 2.4升汽油车的实验数据进行了调整，该车型的参数为Je=0.2kgm2，从第一到第五档的传动比分别为。 已经以100赫兹的采样频率获得，在测试期间使用了一系列不同加速踏板位置和车速的升档。离

8、合器转矩由（1）推导估计得到： (7) 其中e是通过求导获得的，即经过筛选发动机转速测量值的变化率。该模型参数已经利用最小二乘法进行了确定，并且发现如下的相应结果： Jc+Jeq=0.004 kgm²，及。注意到的的和中， Jeq对传动比的依赖可以忽略。可以证实的是，作为调研中典型的传动系统和车型模型，该模型的一阶共振频率响应出现在几赫兹的范围内。2.2 干式离合器从物理的角度来看，干式离合器由两个摩擦盘（连接到主轴的离合器摩擦盘和连接到发动机的飞轮摩擦盘）组成，它们由高摩擦系数材料覆盖并有使它们相互压紧（离合器接合）或保持它们分开（离合器分离）的机构。在接合阶段，离合器从动盘向飞轮

9、摩擦盘移动，接触摩擦直到传递转矩达到最大允许值。分离轴承位置xC决定了两个摩擦盘之间的压力，进而决定了滑摩阶段的扭矩传递。分离轴承位置xC相关的非线性特性Tc（xc）与通过离合器传递的转矩不易建模。离合器磨损大大影响了这种特性和扭矩传递。离合器的特性还因摩擦系数对温度 14 和滑动速度的依赖性而受到影响。特别地，摩擦系数与滑动速度的不良变化会引起传动系统扭转自激振动。15 16。标称非线性特性Tc（xc）已由上述实验测试得到确定。用通过（7）获得的离合器扭矩的估计值是对应信号xc的函数，得到图2（上图）的点集。离合器扭矩的绝对值已通过插值曲线得到，同时得到模拟不同离合器磨损程度时的变化（曲线a

10、和c），并已用于测试控制器的鲁棒性，见图2下图曲线b。注意，磨损状况改变了轴承的位置，也改变xc，在这一点当两个摩擦盘接触，传输的扭矩由零开始变化。图2 由实验数据获得的点集（xc, Tc）（上图）和对应于不同磨损时离合器的绝对滑行速度特性（下图）。曲线a：新的离合器。曲线b：中等磨损。曲线c：高磨损。2.3 离合器执行器在AMT中, 电控液压传动制动器主要由一个液压活塞连接弹簧组组成，弹簧组用以保证当液压活塞不受力时保持离合器闭合（见图3）。该活塞由一个三通电磁阀控制，它通过液压回路调节油流流向并确定作用于机械制动器上的力。在标准的商业应用中，电控液压执行器和反馈控制一起被用于分离轴承位置的

11、控制。通常，还使用进一步的内部油流控制回路。通过对文献17中提到的精细的制动器模型参数的比较，我们现在表明，为达成本文的目的，一阶线性系统可以完美的近似带有活塞位置反馈回路的执行器。图3 对应于离合器接合的液压传动装置方案执行器模型由一组描述电磁阀阀芯动力学，伺服活塞位置和机械传动装置室压力变化的方程组组成。阀芯运动是通过一个力平衡方程描述的： (8) 其中是阀芯质量， 是阀芯位移， 螺线管电流产生的力，是摩擦系数，是有效弹簧常数， 是由弹簧预紧力产生的机械弹簧力。油压力 伯努利力，定义为18 (9) 其中是放电系数，是速度系数，是控制端口宽度，是由一个阀芯位置多项式函数描述的喷射角度，三端口

12、电磁阀的压力变化定义为 其中是线压力，是罐内压力，是制动器室油压。油压的变化可以表示为： (10)其中是液体体积模量，是活塞的横截面积，是执行器的位移（也就是分离轴承位置），是最小器室容积（对应于），是伺服油流，其计算方程如本页底部方程组所示因篇幅改动，摘抄如下：其中d是端口的负遮盖，CLk是泄露系数，是油的密度。液压执行器模型的最后一个方程描述了伺服缸活塞的运动，如下所示： (11) 其中Mp和Mc分别表示活塞和离合器质量，bP表示摩擦系数，Fspring表示通过静态特实验得到的膜片弹簧的非线性弹簧力。欲知模型进一步详情，可参见文献 17。此模型需要进一步的考虑。首先，一些参数（例如，体积模

13、量等液压油参数）随温度和操作环境变化而变化。而且，由于管道和液压腔的存在，一些液压动力学现象建模困难。所以模型没有考虑真实系统所有的动力学和二阶现象，但用该模型来描述已足够详细，在这个位置，当执行器受控于反馈回路时，对于参数的变化和不确定性以及未建模动力学，整体系统具有良好的鲁棒性。模型参数由受控执行器的可用实验参数推出，它们是：电磁阀流量I和分离轴承位置。伺服缸参数由反推法得到，电磁阀参数由最小二乘法推出。结果见表。执行器运作，不可忽略地取决于模型参数。为突出这一点，该已确定模型在一个增加了（+20%）值的体积模量的开环控制中进行仿真。在图4的上图，绘出了（实线）离合器轴承位置实验值，并与有

14、相同输入，但存在参数扰动的值（虚线）进行了比较。而且，在整体接合策略的运行中的执行器参数变化，也许与此有关。然而，执行器标准地对于轴承位置装有本地反馈控制回路，它保证了闭环系统的鲁棒性。为表明这一点，一个带有典型调节器（比例积分控制器）的位置反馈控制回路被加装在已确定的开环模型。通过考虑名义模型和有扰动的模型，得出了几组仿真结果。在图4的下图中，显示了受控系统的输出值（轴承位置），两条曲线分别为名义系统（实线）和有扰动系统图4，在名义条件和有扰动条件下，轴承位置在开环系统（上图）和闭环系统（下图）中的值。在下图中，同时表现的还有由一个相当的一介系统（点画线）获得的位置。（虚线）的数据：两条曲线

15、几乎重合，同时，还展现了位置反馈控制带来的鲁棒性。然而，为评价AMT控制策略的运行，需要不依赖执行器参数的受控执行器的评价模型。以一个简单模型代替完整的闭环执行器模型的鉴定程序已被执行。此时，模型的输入变成了参考轴承位置，而输出为实际轴承位置。就像仿真结果（点画线）在图4中被证明的那样，这个一阶线性系统很好地模拟了闭环执行器模型。这个等价模型已被用于换挡仿真。3离合器运行各阶段为确定AMT运行各阶段可行的分类，考虑在图5中展示的，换挡过程中发动机转速和离合器转速信号。可以分出5个阶段：已接合，滑摩分离，同步，开始滑摩，滑摩结束（见图6）。在通常的操作情况下，AMT处于已接合阶段，离合器静摩擦，

16、发动机转矩直接传入传动系统。来自驾驶员的换挡请求对应于离合器启动开始滑摩的阶段：分离轴承的位移下降，同时离合器摩擦盘开始靠着飞轮摩擦盘滑转，即使两旋转质量块的转速已很接近（见图5）。当离合器完全分离，一对新的齿轮可以进入啮合，同时同步阶段开始。离合器盘的转速迅速向对应于车速的，通过新传动比传递的主轴转速接近（根据车辆动力学，在这个短的中断阶段，车速可以看作是不变的）。在同步阶段，发动机转速也开始下降（见图5）。一旦新的齿轮完全进入啮合，离合器摩擦盘必须与飞轮摩擦盘重新连接，滑摩结束阶段开始。在这个阶段，离合器摩擦盘和飞轮摩擦盘必须以最快的速度接合，也就是使xc的值为xc，在这一点，离合器摩擦盘

17、和飞轮摩擦盘进入接合。当xc>xc，AMT处于滑摩结束阶段；在此阶段，速度调节器在AMT的整体运行中至关重要。当离合器和飞轮转速相同，它们闭锁，AMT的新的已接合阶段开始。图5换挡过程中的发动机和离合器转速信号；5个阶段已标出。图6 AMT不同运行阶段的有限状态图4换挡控制4.1 控制目标在一次换挡过程中，由于对驾驶舒适性和发动机工作条件的直接限制，离合器接合应当越快越好。离合器接合过程中的基本限制被称为不杀条件，例如，它必须防止发动机熄火。此条件可被方程描述为：e(t)emin t (12)接合过程中一个更重要的条件被称为不倒条件。为避免引起乘员的不舒适，不平顺的，会引起传动轴机械振动

18、的离合器接合过程应当被避免。为观察此现象，我们首先指出，在接合时间点，设为t，系统完成两种状态的切换：e和c的不同和相同。该切换存在于系统动力学中，而且不难发现一个对激励的程度的粗略衡量已由不连续c(t+)e(t-)给出。为简化计算此不连续，我们假设，在t发动机转矩变化是连续的。现在，我们将(1)和(2)相加代入c=e得到闭锁后的方程：c(t+) = 1Je+JcTe(t+) (t+) (13)此处： (14)由假设的状态和闭锁是转矩连续得到： (15)由此推出 (16)另外，接合平顺性在某种程度上与开始静摩擦时的滑转角加速度有关，用这个量作为性能标准的量化。图7滑移阶段通常的闭环结构。除换挡

19、控制器外，其余部分在其他阶段不变。另一个控制目标是在离合器接合过程中造成最小的能量损失，可列方程为： (17)在我们的近似中，控制目标由使发动机转速e 和离合器转速c（或者滑转角速度s）靠近期望参考值来实现。以下，介绍不同AMT阶段的控制器，从临界的开始滑摩阶段开始介绍，该阶段是汽车起步，例如从静止起步，中最重要的阶段。控制器的输入信号是发动机转速和离合器转速的测量值，以及传递转矩在滑摩阶段的估计值。在一个较低的，只在本文中被理想化建模层级中，分离轴承位置的测量值和发动机转矩的估计值必要的输入。4.2滑摩结束控制器在此阶段，一对新的齿轮已经进入啮合，分离轴承位置到达xc，离合器已开始向传动系统

20、传递转矩。通常的控制系统结构如图7所示。考虑到的传动系统模型是式（1）（4）。控制器输出信号是参考发动机转矩Trf和参考分离轴承位置wcref，Trf由发动机控制单元给出，它在这里被理想化，例如Trf= Te。参考信号wcref由近似于电控液压执行器的一阶系统给出，该系统已在前面的章节提出。最后，xc由转矩Tc根据离合器特性推出。换挡控制器框图已由图8给出。控制器C1实现前反馈，在实际发动机转速被替换为对应参考信号后，该前反馈由计算左边的（1）得来。关于离合器速度的闭环控制回路提供了参考离合器转矩Tcrf。关于发动机转速和前反馈补偿的回路，提供预期的发动机转矩和离合器转矩之间的偏差。通过增加这

21、个信号，可以得到被传递的转矩由式(7)估算和参考发动机转矩Trf。图8 滑移阶段换挡控制器框图表2 基于传动比的比例积分控制器参数这个框图可以被看作是解耦控制器，而且两个比例积分控制器C2和C3由运用式 （1）（4）的典型线性输入输出控制器设计技术设计而来。更进一步地，控制器被设计成（而且在约定运行时间）每一挡都有相同的解耦传递矩阵，也就是相同的性能。通过假设C2和C3的传递函数形式为kP+kI/s，求解出参数为 kP=1.9 和 kI=25，分别对于C2和C3，其成成比例增益见表2。这里介绍对于离合器转矩的内部反馈回路，该回路被用来补偿固定转矩特性的不确定性（见图2）。由于离合器模型Tc(x

22、c)的非线性，控制器C4难以通过分析性程序设计。在这里，C4是参数经人工调整（kp4 = 0.01而kI4 = 0.5）的比例积分控制器。经仿真检测，在不同的C4参数下条件，闭环系统的鲁棒性对系统性能没有严重影响。4.3 已接合阶段控制器在此阶段，离合器已完全接合而且发动机直接向主轴传递转矩。传动系统模型包含式 (1)-(4) 以及在式 (1) 和 (2) 中 ec 的假设。从离合器完全接合以后，例如不受控时，唯一的控制信号是由发动机控制单元调控的参考发动机转矩。4.4 滑摩分离阶段控制器当提出新的换挡请求时，离合器脱离接合是必需的，同时新的滑动阶段开始了。传动系统模型是式 (1)-(4) 。

23、控制器输出信号是Trf和xCrf。发动机转矩由图8中的发动机转速控制回路得到。由于舒适性条件（见图5），信号eref 连续。分离轴承参考位置信号逐渐下降并由开环选择。离合器摩擦盘和飞轮摩擦盘完全分离时，该阶段结束。4.5 同步阶段控制器在此阶段，离合器摩擦盘和飞轮摩擦盘完全分离即Tc = 0。此阶段中，车速设为连续，传动系统模型由式（5）和（6）以及Tc = 0组成，负载转矩由同步转矩Ts替换。控制器分离信号是参考发动机转矩和参考同步转矩。这些控制信号可由两个信号输入输出反馈回路得出，该回路由上述经典线性系统控制方法设计。在预期时间内，离合器在转速设为在一定范围内线性变化，此范围为从同步阶段开

24、始时的速度到车轮转速及新传动比对应的转速，即c = w/(igid)。4.6 开始滑摩阶段控制器此阶段的主要目的为使分离轴承位移值为xc，在这一位置，离合器摩擦盘和飞轮摩擦盘开始摩擦，转矩传递随之开始。传动系统模型是式（1）（4）。当xcxC ，离合器转矩为0（见图2）。控制信号为 Teref 和 xcref 。参考发动机转矩由与滑移阶段中相同控制器得出。分离轴承参考位置 xcref 由连续值xC设置（无离合器转速反馈）。xC由转矩估计器和换挡时恰好开始传递转矩的分离轴承位置得出。5仿真结果仿真结果是由传动系统模型和各个AMT阶段的控制器在MATLAB环境下仿真得到的。不同部分的模型由不同的S

25、imulink框图实现，模型部分的不同是由AMT的阶段转换产生；正在运行阶段对应的模型由一个类似于图6的Stateflow 有限状态选择机选择。例如，滑移阶段和接合阶段的转换由一个状态独立条件，即c=e得到，然而一个外部事件（驾驶员的换挡请求）确定了接合阶段到滑动阶段的转换。另一个独立事件（xcxC）确定了滑动阶段和闭锁阶段的转换。不同控制器的转换由重设其初始条件而来，以保证转换无干扰。图9和10是受控AMT按顺序连续升档的结果。图中显示了发动机转速，离合器转速，和它们对应的分离轴承位置和发动机转矩。特别地，表3显示了一些仿真测试的指标：图9离合器中度磨损条件下按顺序升档时的离合器转速，发动机

26、转速，车速表3 按顺序升档时的性能损耗功，换挡时间，静摩擦时的滑转角加速度均在可接受的范围内，而且证明了已提出的控制策略的有效性。特别处理舒适性，通过设闭锁现象有有限的时间间隔，式（16）等号左侧，可被变相解释为增量比，也可被解释为离合器静摩擦时角加速度变化率的近似值。重新强调：滑摩结束阶段的控制器结构可被用于换挡，也可被用于驻车时离合器必须静摩擦时。图11 展示了控制策略可以保证汽车起步时离合器的平滑接合，起步是AMT的最典型使用情况之一。明显地，分离轴承位移曲线和发动机转矩曲线有相似的形状。这是由于在此阶段的大部分时间中，离合器在近似线性区域的，传递见图2的特性转矩区域工作。而且发动机转速变化很慢，即TeTc(xc)。如图12，已提出的控制器在降挡中同样有效。对应于图13的第一部分，在滑移阶段，发动机转速有一定的超调量