基于双离合器自动变速器的车辆换档控制研究

基于双离合器自动变速器的车辆换档控制研究

自动双源变换（dct）是一种新型的自动换换器，该程序克服了amt转换文件时中断动力的缺点，并可以通过at进行动态交换。由于DCT有机地集成了AT和AMT在舒适性和经济性方面的优势,使得这种自动变速器已经成为当前许多汽车厂家所关注的热点。图1所示为一个假想的双离合器式自动变速器的结构简图。变速器有4个前进档,有两个并排布置的湿式离合器CL1、CL2,变速器的档位按奇数档(1、3档)与偶数档(2、4档)分开配置,并分别与这两个湿式离合器相连。其1、3档与离合器CL1连接在一起,而2、4档连接在离合器CL2上。液压(或步进电机)换挡机构操纵离合器和同步器进行档位的切换,图中I为各轴转动惯量。在车辆处于停车状态时,离合器CL1、CL2都处于分离状态。起步前,先将档位切换为1档,然后离合器CL1接合,车辆开始起步运行,离合器CL2仍处于分离状态,不传递动力。当车辆加速接近2档的换档点时,由ECU控制自动换档机构将档位提前换入2档。当达到换档点时,离合器CL1开始分离,同时离合器CL2开始接合,2个离合器交替切换,直到离合器CL1完全分离,离合器CL2完全接合,换档过程结束。其他档位的切换也有类似的过程。可以看出,当车辆根据行驶条件和行驶要求顺序加减档时,双离合器自动变速系统中换档过渡过程实际就是两个离合器分离和结合的过渡过程。在换档过程中,动力始终不会中断,这与AT自动变速器的换档过程是一样的。在DCT中,同步器的工作对换档品质没有任何影响,这也使得DCT往往可以简化同步器的结构。1双耦合-换档控制原理双离合器式自动变速器的控制系统主要由3个功能模块构成:控制策略模块、双离合器控制模块和同步器控制模块。整个控制系统的方框图如图2所示。换档规律是换档控制的核心,换而言之,换档控制器的任务就是按照换档规律的要求进行换档时刻控制。换档规律的设计关系到车辆的动力性能和经济性能。对于功率储备系数较大的轿车,常常采用发散型换档规律。这种双参数控制的换档规律可以根据油门开度和车速信号的变化来选择换档时刻,发出换档信号。在车辆行驶过程中,双离合器式自动变速器控制系统根据换档规律所确定的下一个档位GP和当前档位PGP,在换档时刻来临的时候,分别向离合器CL1和CL2的液压执行机构发出正确的动作信号,完成两个离合器的同步切换过程。离合器主被动部分的转速差信号ΔωCL1和ΔωCL2用来判断离合器切换过程是否完成。在离合器未完成充油和泄油过程的情况下,禁止向执行机构再次发送新的信号。正如上文所提到的,双离合器自动变速器的结构特点决定了同步器的工作对于换档动态过程没有任何影响。在车辆刚刚结束一次换档过程,到换入下一个档位之前的任意时刻,都可以根据当前档位指示PGP向相应的同步器执行机构发出动作信号,提前完成下一个档位同步器的结合,为下一次换档做好准备。同样,转速差信号ΔωSYN1,3和ΔωSYN2,4用来判断同步器结合过程是否结束。2合理的油压换档控制为了提高双离合器式自动变速系统的换档品质,除了可以在换档控制策略方面进行改进之外,更重要的是通过离合器执行机构自身的优化设计来改善换档过程的品质,减小扭矩波动,提高车辆的舒适性。离合器是靠摩擦元件所产生的摩擦力来传递扭矩的,除了结构参数外,摩擦扭矩主要取决于摩擦系数和离合器油缸的压紧油压,这两个因素在离合器的结合过程中都是变动的。合理地控制换档过程中油压的变化规律,能够有效地限制变速箱输出轴上的扭矩扰动,得到良好的换档品质,使车速平稳地过渡。实际应用中有多种油压控制方法,所采用的原理和结构也大不相同,主要有缓冲阀和比例溢流阀等。比例溢流阀已经广泛应用于轿车自动变速箱中,车辆动力控制单元PCM通过采用固定高频率的脉宽调制信号改变通过比例溢流阀的电流来控制自动变速器的管路油压,从而控制起步、升档及降档的质量。3高速开关阀的数学模型使用脉宽调制数字比例溢流阀进行换档压力控制的离合器充油油路简图见图3。脉宽调制数字比例溢流阀由主阀、安全阀、阻尼孔、高速开关阀等组成。该阀的主要特点是,在车辆正常行驶的情况下,要求系统压力保持在最高压力状态,这时高速开关阀不工作;只有在车辆换档时,系统压力需要控制,根据不同的需要,改变高速开关阀的脉宽信号占空比。其数学模型,包括主阀芯、安全阀芯、阻尼孔的数学模型以及高速开关阀节流模型、流量平衡方程等在许多文献中均有叙述,此处不再详述。本文主要讨论离合器活塞各运动状态的数学模型。3.1关于混合动力运动的描述离合器活塞有3种运动状态,用STZ描述(1)状态1stz=1xp=0,活塞受回位弹簧初张力作用,位于初始位置,离合器处于分离状态。(2)状态2stz.00<xp<xpmax,活塞受压力油作用,离开初始位置在其运动区间移动,离合器处于分离。(3)状态3stz.1xp=xpmax,活塞受压力油作用,运动到终止位置,离合器开始滑摩,当主被动边速度相等时,离合器结合。3.2封闭式激活动力学模型各状态下,活塞动力学模型不同,描述如下:(1)在状态1中，湿式配合激活动力学模型为{⋅⋅xp=˙xp=xp=0Fpo=0(SΤΖ=-1)(1)(2)湿式积分离器的激活动力学模型为{mp⋅⋅xp+cp˙xp+kp(xp+xp0)=FpFpo=0(SΤΖ=0)(2)(3)新结构下合成萃取工艺{⋅⋅xp=˙xp=0xp=xpmaxFpo=Fp-kp(xp+xp0)(SΤΖ=1)(3)式中:xp‚˙xp,⋅⋅xp分别为离合器活塞位移(m)、速度(m/s)、加速度(m/s2);Fpo为离合器活塞施加到摩擦片上的作用力,N;mp为离合器活塞的质量,kg;cp为离合器油缸和活塞间的粘性摩擦系数,N·s/m;kp为离合器油缸回位弹簧的刚度,N/m;xp0为离合器油缸回位弹簧的初始压缩量,m;Fp为作用在离合器活塞上的作用力,N。Fp=π(R2p2-R2p1)Ρc-Fc-Ffs(4)式中:Rp2,Rp1分别为离合器活塞外半径和内半径,m;Pc为离合器油缸内的压力,Pa;Fc为整个活塞面积上作用的力油离心压力,N。Fc=πρω224[R4p2-R4p1-2R2p0(R2p2-R2p1)](5)式中:Ffs为活塞密封件摩擦力,N。Ffs=Ffs0+ufsΡcAs(6)式中:ρ为油液密度,kg/m3;ω2为离合器油缸旋转角速度,rad/s;Rp0为压力油进入油缸处的半径,m;Ffs0为活塞密封件摩擦力常数项,N;ufs为活塞密封件粘性摩擦系数,N·s/m;As为活塞密封件摩擦面积,m2。3.3路压力油流量平衡方程本文忽略离合器油缸和油路的漏损,并且不考虑由于温度的变化所引起的压力油性能参数的变化,离合器活塞运动中油路压力油流量平衡方程可描述为QC=Ac˙xp+V0βdΡcdt+Ac˙xp(7)式中:QC为进入离合器供油油路的压力油流量,m3/s;Ac为离合器油缸截面积,m3;V0为xp=0时,离合器油缸初始体积和离合器供油管路体积的总和,m3;dPc/dt为离合器油缸油压变化率,Pa/s;β为压力油的体积弹性模量,Pa。4过程数学模型根据本文描述的离合器充油过程的数学模型,运用MSCEasy5求解离合器充油过程的动态特性。仿真计算中,按缓冲起始压力、终止压力和缓冲时间的要求,高速开关阀占空比采用图4(a)变化曲线,在0.6s时,换档阀打开,同时高速开关阀脉宽信号占空比从0阶跃升降至0.3,在0.8s缓冲时间内减至0.08,最后阶跃关闭。随着高速开关阀的快速启闭,主阀芯上腔压力P2(如图4(b))呈高速波动,幅值小于0.04MPa;主油压P1(如图4(c))相应从最高压力Pmax降至缓冲起始压力0.35MPa(离合器油缸未达到最大位移时,由油缸参数和油路决定),在0.8s缓冲时间内达到缓冲中止压力0.85MPa,最后阶跃升高至系统最高压力;当换档阀打开,离合器油缸压力Pc升高至能克服回位弹簧初始压紧力时,离合器活塞由STZ=-1状态过渡到STZ=0状态,离合器油缸充油,主油压P1和离合器油缸压力Pc决定于回位弹簧的弹簧刚度、初始压缩量、活塞的最大行程、油缸的缸径、油路等,与比例溢流阀高速开关阀占空比无关;由于压力油进入油缸,在管路中形成压力损失,因此主油压P1高于油缸压力Pc;比例溢流阀的最低设定压力应大于离合器充油所需最低压力,否则充油阶段难以完成;在该状态,油缸作用到摩擦片的力为零,离合器不产生摩擦扭矩(带排扭矩除外),车辆处于动力中断状态,因此要求STZ=0状态尽可能短,一般小于0.2s;当离合器活塞达到其最大行程,摩擦片贴合,离合器油缸无体积变化,压力突然升高,系统压力P1达到设定压力时,数字比例溢流阀打开,Pc与P1的变化一致,离合器活塞状态过渡到STZ=1;在STZ=1状态,P1随高速开关阀脉宽信号占空比的减小逐渐增大,经历了从缓冲起始压力到缓冲中止压力的整个压力变化过程,当高速开关阀阶跃关闭时,Pc与P1阶跃升高至最高压力Pmax。在工况条件与计算条件基本相同的情况下,进行了离合器充油试验,获得离合器充油过程中离合器油缸内油压特性曲线如图5。对比图5和图4(c)中的Pc曲线,油压变化趋势、缓冲起始压力(仿真结果为0.35MPa,试验结果为0.36MPa)、终止压力(仿真结果为0.85MPa,试验结果为0.87MPa)、缓冲时间(仿真结果为0.79s,试验结果为0.77s)基本相同,说明本文所建立的离合器充油过程数学模型正确。试验曲线和计算曲线在油缸运行到最大位移和高速开关阀关闭时,都有一定压力冲击,这是由于数字比例溢流阀的响应速度造成的。使用数字比例溢流阀实现换档油压控制的离合器充油过程中,其缓冲起始压力、终止压力、缓冲时间可根据车辆实际要求设定的高速开关阀占空比变化曲线控制主油压变化,因此缓冲起始压力、终止压力、缓冲时间都可以在不进行结构调整的情况下,通过调整高速开关阀脉宽信号占空比完成。曲线形状接近线性,满足动力换档过程中压力缓冲曲线的要求。5在双子集智能电控系统下的性能对比利用EASY5软件所提供的图形化建模和仿真功能,可以建立图1中所示的双离合器自动变速系统的仿真计算模型。该模型主要由动力传动系硬件模型和控制系统软件模型两类模块构成。该控制模块即包括了换档规律和换档控制逻辑,还能够模拟湿式离合器执行机构充油、泄油过程中的压力变化曲线和各同步器的开关(ON/OFF)控制规则。图6中所建立的双离合器自动变速系统共有4个前进档。各档传动比分别为2.80,1.923,1.375和1.0。车辆总质量为1250kg。在基本参数不变的条件下,本文分别对采用AMT和DCT车辆的最大加速性能进行了对比仿真研究。在仿真过程中,发动机的油门开度始终为100%,仿真时间为25s。图7中的仿真结果分别是AMT和DCT车辆加速过程中车速(mph)、加速度(g)以及冲击度(m/s3)的变化曲线。结果显示,0～100km/h(62.15mph)加速时间:AMT为13s,而DCT则为11.6s。加速性能提高了约10%。从加速度曲线中可以看出,加速性能的提高主要是由于DCT在换档过程中动力不中断,具有较高的平均加速度。冲击度,即车辆纵向加速度的变化率,可以用来描述换档平稳性。从仿真结果可知DCT极大地提高换档平稳性,改善了换档品质。各档位换档动态过程中冲击度的峰值与AMT相比分别下降了83%,77%和67%。6使用数字比例溢流阀控制的加大回路中,增加换档压力,提高换档舒适性双离合器式自动变速器作为AMT系统的最新发展,继承了手动变