無(wú)級(jí)變速器電液系統(tǒng)軟件技術(shù)開(kāi)發(fā)*

周 丹,李澤容,賈舒媛,韓 玲

(1.攀枝花大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 四川 攀枝花 617000; 2. 吉林大學(xué)交通學(xué)院，吉林 長(zhǎng)春 130022)

為提高系統(tǒng)的效率，降低夾緊力，文中根據(jù)不同的速比跟蹤特性設(shè)計(jì)了夾緊力控制器。一些文獻(xiàn)在CVT變速器內(nèi)安裝位移傳感器，無(wú)論是接觸式還是非接觸式，其成本都非常高。因此，在實(shí)際中使用是不現(xiàn)實(shí)的，而且通過(guò)位移傳感器跟蹤幾何速比，無(wú)法準(zhǔn)確檢測(cè)到變形對(duì)幾何速比的影響，因此對(duì)滑移率的測(cè)量也是不準(zhǔn)確的[1]。本文方案的優(yōu)勢(shì)在于，不增加任何額外的信號(hào)采集設(shè)備，僅僅通過(guò)軟件算法來(lái)實(shí)現(xiàn)夾緊力的優(yōu)化控制。

夾緊力控制和速比控制從來(lái)都是不可分離的，兩者之間具有耦合作用[2]。不同的目標(biāo)速比控制方案會(huì)對(duì)車輛的經(jīng)濟(jì)性以及駕駛性能造成較大的影響。因此控制系統(tǒng)首先要根據(jù)車輛的運(yùn)行工況確定目標(biāo)速比和速比變化率，然后實(shí)現(xiàn)速比的快速實(shí)時(shí)跟蹤。然而在很多的研究文獻(xiàn)中為了控制CVT速比使之快速回位，對(duì)主動(dòng)油缸夾緊力進(jìn)行了過(guò)度控制導(dǎo)致的問(wèn)題層出不窮[3-8]。① 為使得車輛停車之前速比回到最大速比，制定了過(guò)高的速比變化率，因此在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中出現(xiàn)了由于控制不當(dāng)引起的金屬帶打滑現(xiàn)象。② 變速過(guò)程中，其中一側(cè)帶輪快速充油，而另外一側(cè)則快速排油，因此需要油泵提供足夠大的流量。③ 速比跟蹤的穩(wěn)定性問(wèn)題針對(duì)上述提出的弊端。文中基于上述問(wèn)題提出了一種控制方法。在該方法中，流量、轉(zhuǎn)速、速比偏差、發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩等多個(gè)控制參數(shù)都被融入到了控制系統(tǒng)中。經(jīng)對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的觀察對(duì)比上述提及問(wèn)題都得到了有效解決。

1 夾緊力與極限扭矩傳遞能力計(jì)算

由金屬環(huán)張緊力和金屬片推力之間分布的基本方程(1)可知：張緊力和推力積分得主動(dòng)帶輪和從動(dòng)帶輪上的軸向力(2)

(1)

(2)

進(jìn)而主動(dòng)帶輪軸向力Fp的方程表達(dá)式，

(3)

同理可確定從動(dòng)帶輪上軸向力Fs表達(dá)式，

(4)

將滑移率定義為

(5)

式中,is為實(shí)際速比，由轉(zhuǎn)速計(jì)算得到；ig為零輸入扭矩工況的實(shí)際速比；s為滑移率；

當(dāng)主動(dòng)帶輪側(cè)所有的金屬片都參與滑移和扭矩傳遞時(shí)，則有βp=ψp，由公式(3)-(5)可知：主動(dòng)帶輪的軸向力

(6)

金屬環(huán)張力

(7)

金屬帶扭矩傳遞能力可定義為

(8)

(8)式中Rp,s為主從動(dòng)帶輪上金屬片擺棱作用半徑；TP,s-max為主動(dòng)或從動(dòng)帶輪上能夠傳遞的極限扭矩；Fp,s為主從動(dòng)帶輪作用在金屬帶上有效軸向夾緊力；α為金屬帶作用錐角11°；μp,s為帶輪工作面與金屬片間的摩擦系數(shù)。

上述分析得到了金屬帶能夠傳遞的極限扭矩Tin-max

(9)

由于引進(jìn)扭矩比概念，因此在不同的扭矩比和速比條件下可計(jì)算主、從動(dòng)帶輪夾緊力比值,得到主、從動(dòng)帶輪之間的夾緊力平衡關(guān)系(表1)。

該平衡關(guān)系可以作為后續(xù)夾緊力控制和速比控制的理論依據(jù)。

2 夾緊力控制策略開(kāi)發(fā)

金屬帶的扭矩傳遞能力來(lái)自于帶輪的工作表面與金屬帶之間的摩擦力，這種摩擦傳動(dòng)方式需要在金屬帶和帶輪之間施加足夠的夾緊力。主動(dòng)帶輪總成和從動(dòng)帶輪總成上都設(shè)計(jì)有液壓缸，液壓力推動(dòng)可動(dòng)帶輪軸向移動(dòng)，并通過(guò)帶輪將液壓力作用在金屬帶上，將金屬帶夾緊。在傳統(tǒng)的夾緊力控制方法中，根據(jù)當(dāng)前發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩計(jì)算出所需的金屬帶夾緊力：

(10)

式中,Tp,s為作用在主動(dòng)軸或從動(dòng)軸上的扭矩；α為帶輪錐角，11°；μ為帶輪工作面與金屬帶之間的摩擦系數(shù)，與油液的特性、速比及滑移率等參數(shù)相關(guān)；Rp,s為金屬帶工作節(jié)圓半徑，一般認(rèn)為金屬帶與帶輪工作面的接觸弧為理想圓?。沪聻閵A緊力安全系數(shù)。

并在計(jì)算結(jié)果的基礎(chǔ)上，增加一定的安全系數(shù)，將增加安全系數(shù)后的夾緊力作為控制的目標(biāo)值，以應(yīng)對(duì)行車過(guò)程中來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩波動(dòng)以及來(lái)自道路的沖擊負(fù)載，這種策略就是安全系數(shù)法，一般取安全系數(shù)1.3。

但是，采用安全系數(shù)法控制夾緊力會(huì)致使施加在金屬帶上的夾緊力高于實(shí)際需求，由此帶來(lái)的不良后果包括帶輪和金屬帶工作應(yīng)力的增加、液壓油泵的泵油損失增大。而且為適應(yīng)系統(tǒng)高壓，軸承、變速機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、密封材料、液壓管路等輔助零件的設(shè)計(jì)要求也要提高，從而導(dǎo)致制造成本的增加。但是，夾緊力低于實(shí)際需求，又會(huì)因扭矩傳遞能力不足導(dǎo)致金屬帶打滑，對(duì)帶輪和金屬帶造成不可逆轉(zhuǎn)的破壞。

由于夾緊力、速比及輸入扭矩之間的相互耦合的作用，即在平衡狀態(tài)改變其中的任何一個(gè)參數(shù)，金屬帶的工作半徑都會(huì)隨之發(fā)生移動(dòng)。因此，開(kāi)展金屬帶滑移測(cè)試時(shí)，一般將金屬帶的工作半徑固定，將可動(dòng)帶輪通過(guò)機(jī)械方式穩(wěn)定在某一位置，從而消除金屬帶工作半徑變化給試驗(yàn)造成的影響。

在上節(jié)計(jì)算中可得到，夾緊力、速比以及輸入扭矩之間的相互耦合的作用，即在平衡狀態(tài)改變其中的任何一個(gè)參數(shù)，金屬帶的工作半徑都會(huì)隨之發(fā)生移動(dòng)，因此，開(kāi)展金屬帶滑移測(cè)試時(shí)，一般將金屬帶的工作半徑固定，方法就是將可動(dòng)帶輪通過(guò)機(jī)械方式穩(wěn)定在某一位置，從而消除金屬帶工作半徑變化給試驗(yàn)造成的影響。

因此將金屬帶滑移率定義為

v=ωprp-ωsrs

(11)

金屬帶相對(duì)滑移率為

(12)

式中，ig為rs/rp，輸入扭矩為零時(shí)通過(guò)轉(zhuǎn)速比值計(jì)算得到的速比；is為ωp/ωs，有輸入扭矩作用時(shí)，通過(guò)轉(zhuǎn)速比值計(jì)算得到的速比。

試驗(yàn)研究表明，金屬帶變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率受到滑移率的影響[9-11]。本文在試驗(yàn)臺(tái)架上，對(duì)某國(guó)產(chǎn)無(wú)級(jí)變速器的帶輪總成進(jìn)行了測(cè)試，測(cè)試是在不同的溫度下進(jìn)行的，油溫分別是50，80和120 ℃，輸入扭矩80 N·m，輸入轉(zhuǎn)速1 500 r/min。測(cè)試結(jié)果如圖1所示，圖中展示了最小速比狀態(tài)下的滑移率與傳動(dòng)效率的測(cè)試曲線。

測(cè)試曲線表明，在不同測(cè)試溫度下的三條傳動(dòng)效率-滑移率特性曲線的變化規(guī)律是一致的，即傳動(dòng)效率隨著滑移率的增大逐漸提高，并在某一滑移率數(shù)值點(diǎn)達(dá)到峰值，然后快速下降。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果來(lái)看，如果能夠找到使得傳動(dòng)效率最高的滑移率點(diǎn)作為滑移率控制目標(biāo)，CVT的效率損失和整車的燃油消耗都會(huì)大大降低。

在試驗(yàn)過(guò)程中，通過(guò)主動(dòng)軸和從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速計(jì)算得到的速比is也隨著夾緊力的變化而變化，變化趨勢(shì)如圖 2所示。圖中的曲線表明，當(dāng)可動(dòng)帶輪被固定在最小速比狀態(tài)時(shí)，從動(dòng)油缸壓力大于1.25 MPa時(shí)，速比is隨著壓力的降低而降低；而當(dāng)從動(dòng)油缸壓力小于1.25 MPa時(shí)，速比is反而會(huì)隨著壓力的降低而增大。在分界點(diǎn)左右兩側(cè)截然不同的跟蹤趨勢(shì)表明，除了滑移率之外，一定還存在著其它的因素影響著速比對(duì)夾緊力的跟蹤趨勢(shì)。

圖2 is隨從動(dòng)油缸壓力的變化曲線

為將滑移率的影響和另外一個(gè)影響因素區(qū)分開(kāi)來(lái)，作者又在空載試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行了測(cè)試，由于主動(dòng)軸的扭矩輸入為零，因此扭矩對(duì)滑移率變化的影響可以被消除(由于金屬帶的傳動(dòng)機(jī)理及初始裝配間隙導(dǎo)致的滑移率依然存在)。同樣采用機(jī)械裝置將帶輪固定在最小速比狀態(tài)，改變從動(dòng)油缸壓力，記錄主動(dòng)軸和從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，并計(jì)算速比is的變化，其變化曲線如圖 3所示。圖中曲線表明，在零扭矩輸入下，速比is隨著從動(dòng)油缸壓力的增加成上升趨勢(shì)。經(jīng)分析，這一變化趨勢(shì)主要是由于壓力增加導(dǎo)致的帶輪、帶輪軸以及殼體等零部件的變形引起的。

圖3 隨從動(dòng)油缸壓力的變化is的變化趨勢(shì)

綜合分析圖 2和圖 3，圖中影響速比is另外一個(gè)因素就變得清晰化了。當(dāng)作用在金屬帶上的夾緊力相對(duì)于輸入扭矩足夠大時(shí)，零部件變形是導(dǎo)致速比is變化的主要因素。而夾緊力逐漸降低，當(dāng)降低到一定程度時(shí)，滑移率對(duì)速比is的變化趨勢(shì)起主導(dǎo)作用。因此，圖中呈現(xiàn)了以1.25 MPa壓力為分界點(diǎn)的跟蹤趨勢(shì)，前后的相位相差180°，在分界點(diǎn)兩種因素的彼此均衡，且此時(shí)速比最小。而且該分界點(diǎn)與變速機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率的最優(yōu)點(diǎn)吻合。

在圖 1中用□標(biāo)注出傳統(tǒng)安全系數(shù)控制法的目標(biāo)夾緊力點(diǎn)，同時(shí)用○標(biāo)注出速比跟蹤趨勢(shì)的分界點(diǎn)。從圖中可以看出，如果將跟蹤趨勢(shì)的分界點(diǎn)作為夾緊力的控制目標(biāo)，那么作用在金屬帶上的夾緊力就可以有效降低，傳動(dòng)效率也會(huì)相應(yīng)提高。

在上述分析的基礎(chǔ)上，為將夾緊力控制在使傳動(dòng)效率最高的目標(biāo)夾緊力附近，優(yōu)化系統(tǒng)傳動(dòng)效率，本章設(shè)計(jì)了一種夾緊力控制器，該控制器的理論依據(jù)就是速比對(duì)夾緊力諧波輸入跟蹤的相位差。

本節(jié)基于速比對(duì)夾緊力的跟蹤特性設(shè)計(jì)了如圖 4所示的夾緊力控制策略，該方法充分利用了CVT中必須的轉(zhuǎn)速傳感器和從動(dòng)油缸壓力傳感器，在不增加傳感器的前提下，通過(guò)對(duì)軟件控制算法的設(shè)計(jì)來(lái)優(yōu)化夾緊力控制。

圖 4 夾緊力控制算法

圖 4中所示的夾緊力控制算法原理如下：在根據(jù)安全系數(shù)法所確定的的目標(biāo)夾緊力的基礎(chǔ)上，疊加一個(gè)小幅正弦擾動(dòng)信號(hào)，并將疊加后的目標(biāo)夾緊力作為控制目標(biāo)，并控制油缸壓力使夾緊力跟蹤上述疊加后的目標(biāo)值。

記錄速比響應(yīng)，并對(duì)其進(jìn)行濾波，去除其低頻變化趨勢(shì)的信號(hào)，觀察其在正弦擾動(dòng)信號(hào)激勵(lì)下的響應(yīng)。同時(shí)，將從動(dòng)油缸壓力傳感器采集到的信號(hào)進(jìn)行濾波，同樣去除其低頻變化趨勢(shì)的信號(hào)，觀察在正弦擾動(dòng)信號(hào)激勵(lì)下的響應(yīng)。將濾波后的壓力信號(hào)和濾波后的速比信號(hào)相乘，判斷兩者乘積的正負(fù)性。如果兩者相乘為正值，那么說(shuō)明速比對(duì)夾緊力激勵(lì)的響應(yīng)特性為正向跟蹤，即證明此時(shí)的夾緊力足夠，高于圖2中的最佳目標(biāo)點(diǎn)，仍然有下調(diào)的空間。如果兩者相乘為負(fù)值，那么說(shuō)明速比對(duì)夾緊力激勵(lì)的響應(yīng)特性為正向跟蹤，即說(shuō)明此時(shí)的夾緊力不足，低于圖 2中的最佳目標(biāo)點(diǎn)，需要上調(diào)。

在ETAS軟件中，利用模塊建模法實(shí)現(xiàn)上述控制算法，并利用快速原型仿真設(shè)備進(jìn)行整車試驗(yàn)，記錄試驗(yàn)過(guò)程中的壓力、速比和效率曲線，分別如圖 5和 圖 6所示。

圖5 夾緊力對(duì)比

圖6 傳動(dòng)效率對(duì)比

從圖中可以看出，夾緊力控制算法是對(duì)傳統(tǒng)夾緊力控制算法的優(yōu)化，其降低了CVT系統(tǒng)損耗，提高了燃油經(jīng)濟(jì)性，并進(jìn)行了汽車FTP工況循環(huán)油耗測(cè)試，測(cè)試結(jié)果為百公里油耗6.7 L/100 km，比傳統(tǒng)夾緊力油耗降低2.9%。該控制算法有效降低了金屬帶夾緊力，提高了系統(tǒng)的傳動(dòng)效率。

3 速比控制器設(shè)計(jì)

由于CVT的主動(dòng)油缸壓力控制閥一般被認(rèn)為用來(lái)調(diào)節(jié)速比，因此又叫做速比控制閥。在很多的研究文獻(xiàn)中采用了利用實(shí)際速比與目標(biāo)速比之間的差值進(jìn)行閉環(huán)速比控制的方法。另外也有很多的學(xué)者通過(guò)改進(jìn)閉環(huán)控制算法獲得了更好的速比跟蹤效果，但實(shí)質(zhì)上都是基于偏差量的控制方法。

本文所設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)，主動(dòng)油缸壓力控制閥和從動(dòng)油缸壓力控制閥都是壓力控制閥，因此毫無(wú)疑問(wèn)的速比控制方式為壓力-壓力控制，根據(jù)IDE公式計(jì)算變速機(jī)構(gòu)的速比變化率：

(13)

根據(jù)IDE公式，要獲得較大的速比變化率，可以通過(guò)增大發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速或者改變主動(dòng)側(cè)的金屬帶夾緊力。由于主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速是無(wú)法主動(dòng)改變的，而是通過(guò)對(duì)節(jié)氣門(mén)和速比的控制來(lái)被動(dòng)改變的，即主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速是隨著速比改變的因變參數(shù)。因此，控制系統(tǒng)如果要獲得較大的速比變化率，往往是改變主動(dòng)、從動(dòng)的夾緊力比值。但是將速比偏差作為控制依據(jù)的話，就有可能導(dǎo)致夾緊力控制出現(xiàn)問(wèn)題，如圖 7和圖 8所示。圖中展示在緊急制動(dòng)工況下，為了控制CVT速比使之快速回位，對(duì)主動(dòng)油缸夾緊力進(jìn)行了過(guò)度控制所導(dǎo)致的問(wèn)題。

1)為使得車輛停車之前速比回到最大速比，制定了過(guò)高的速比變化率，因此在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中出現(xiàn)了由于控制不當(dāng)引起的金屬帶打滑現(xiàn)象。

圖7 目標(biāo)速比與實(shí)際速比對(duì)比

圖8 主從動(dòng)夾緊力安全系數(shù)

對(duì)圖中曲線進(jìn)行分析，可以看出，緊急制動(dòng)工況，由于速比變化率目標(biāo)設(shè)定值較大，因此主動(dòng)油缸的夾緊力需要大幅度降低以滿足速比變化率需求，因此過(guò)低的夾緊力引起了夾緊力安全系數(shù)過(guò)低的問(wèn)題，金屬帶出現(xiàn)打滑現(xiàn)象。

2)變速過(guò)程中，其中一側(cè)帶輪快速充油，而另外一側(cè)則快速排油，因此需要油泵提供足夠大的流量。但是如果忽略了油泵供油能力有限的問(wèn)題就會(huì)導(dǎo)致油泵的流量無(wú)法滿足變速需求，從而出現(xiàn)系統(tǒng)壓力降低，用于潤(rùn)滑和離合器控制的流量不足，甚至給系統(tǒng)造成破壞。

變速過(guò)程所需的系統(tǒng)流量可以通過(guò)下列公式計(jì)算：

(14)

(15)

因此，變速過(guò)程需要油泵提供的總的流量為

Qshift-av=Qpump-Qleakage-Qaux-Qlub

(16)

式中:Qpump為油泵提供的總流量；Qleakage為系統(tǒng)泄露流量；Qaux為對(duì)變矩器和離合器進(jìn)行操作所需的流量；Qlub為對(duì)零部件進(jìn)行潤(rùn)滑所需流量。

從上述分析中可以看出，如果油泵提供的流量過(guò)多的消耗于變速過(guò)程，那么低壓力回路的流量就會(huì)銳減，甚至為零。因此，對(duì)速比的控制必須要綜合考慮油泵的供油能力及所有部件的流量需求，并在必要的情況請(qǐng)求發(fā)動(dòng)機(jī)的主動(dòng)配合控制來(lái)提高油泵的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)速，增加油泵的供油能力。

3)速比跟蹤的穩(wěn)定性問(wèn)題 。

針對(duì)上述提出的1)、2)、3)點(diǎn)弊端，本文提出了一種控制方法，如圖9所示。

圖 9 速比變化率控制流程

經(jīng)過(guò)對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的觀察對(duì)比，上述提及問(wèn)題都得到了有效的解決，實(shí)車控制效果如圖10和圖11所示，從圖中可以看出在緊急制動(dòng)和急加速兩種工況下，速比的跟蹤效果較好。

圖10 速比跟蹤(緊急制動(dòng))

圖11 速比跟蹤(緊急加速)

4 結(jié) 論

本文提出了一種對(duì)傳統(tǒng)PID速比控制器的改進(jìn)方案，進(jìn)而降低夾緊力、提高傳動(dòng)效率且利用速比對(duì)夾緊力諧波輸入的跟蹤相位特征，制定了夾緊力控制方案, 試驗(yàn)表明其可以有效降低夾緊力；綜合考慮系統(tǒng)對(duì)迅速改變速比的需求(較高的速比變化率)、油泵的泵油能力、系統(tǒng)的流量需求等因素，試驗(yàn)表明，該方案在快速、穩(wěn)定跟蹤目標(biāo)速比的前提下，確保了系統(tǒng)的流量安全和夾緊力安全。在此基礎(chǔ)上將開(kāi)展電液控制模塊測(cè)試和整車級(jí)別測(cè)試。

參考文獻(xiàn)：

[1]羅勇.金屬帶式無(wú)級(jí)變速傳動(dòng)系統(tǒng)匹配控制研究[D]. 重慶：重慶大學(xué)，2010.

[2]張樹(shù)培.金屬帶式無(wú)級(jí)變速器耦合問(wèn)題研究[D]. 長(zhǎng)春：吉林大學(xué)，2011.

[3]張樹(shù)培,張友坤,王慶年.坡道行駛工況下CVT傳動(dòng)比控制[J]. 江蘇大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2010(3):30-35.

[4]EGGERT U, DIPL Ing. Control strategies for a chain drive CVT[M].SAE Technical, 1984, doi:10.4271:841302.

[5]LSHIZU T, SUDOU H,HINO A. Adaptive cruise control system using CVT gear ratio control[M].SAE Technical 2001, doi:10.4271：3244.

[6]KIM T, KIM H, YI J, et al. Ratio Control of Metal Belt CVT[M].SAE Technical, 2000, doi:10.4271，1：0842.

[7]VAN D N, VAN D S F, VAN D T. Innovative self-optimising clamping force strategy for the pushbelt CVT[J].SAE Int J Engines,2009 2(1):1489-1498.

[8]NISHIZAWA H, YAMAGUCHI H, SUZUKI H, et al. Friction characteristics analysis for clamping force setup in metal V-belt type CVT[M].SAE Technical, 2005, doi:10.4271:1462.

[9]PULLES R.J, BONSEN B, STEINBUCH M, et al. Slip controller design and implementation in a continuously variable transmission[C]∥American Control Conference, Portland, Oregon,2005:1756.

[10]BONSEN B, KLAASSEN T W G L, VAN K G O. Measurement and control of slip in a continuously variable transmission[C]∥Mechatronics 2004,Sydney,Australia,2004.

[11]高帥.無(wú)級(jí)變速器電液控制系統(tǒng)開(kāi)發(fā)及關(guān)鍵技術(shù)研究[D].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2012.